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工作裝置的可靠性對液壓挖掘機整機性能影響很大，工作裝置在工作時的工況為低速重載，這就對軸和軸承的工作性能提出了非常高的要求，而在挖掘機設計中，工作裝置的重量在能滿足設計性能參數的前提下應盡可能的小，所以合理設計軸和軸承對挖掘機整機性能至關重要。下面就分別討論軸、軸承、軸和軸承公差配合的設計。

一、軸承的設計：

工作裝置軸承的種類繁多，按其材料可分為銅軸承、鋼軸承、復合軸承等;按其潤滑方式可分為干摩擦軸承、含油軸承、不完全油膜軸承、流體膜軸承等：我廠現使用軸承的潤滑方式為不完全油膜潤滑，先后使用過銅、鋼、銅基鋼背自潤滑等多種軸承。銅軸承韌性良好，耐磨性一般，對軸有較好的保護作用，但抗變形能力較差，長時間使用后易變形，造成軸承內徑擴大，導致結構件晃動;鋼軸承強度高，耐磨性好，抗變形能力強，但表面熱處理的工藝要求高;銅基鋼背自潤滑軸承兼有鋼軸承和銅軸承的優點，同時油槽潤滑和自潤滑相結合，能有效避免軸承的燒焦，但其工藝復雜，成本較高。

軸承的設計首要考慮的是軸承的使用壽命，其壽命除燒焦外由軸承內徑的磨損量來決定。磨損量主要受摩擦條件的影響，而摩擦又受承載、速度、雜質、表面粗糙度、工作溫度、不同運行方式、所使用潤滑劑等條件影響，因此，磨損量只能是一個理論估計值，軸套的壽命取決于各種復雜的條件。若因供油不良，雜質滲入而使磨損急劇變化，就很難預測磨損情況。在正常情況下，銅軸承(ZcuAll0Fe3Mn2)磨損量可由下式近似得出：

W=K×P×V×T

W：磨損量(mm)

K：摩擦系數【mm/(N/mm2·m/min·hr)】

P：承載能力(N/mm2)

V：線速度(m/min)

T：磨損時間(hr)

式中K=Ci×k，k為理想狀態下的摩擦系數，K=(1～5)×10-8【mm/(N/mm2·m/min·hr)】

1、Ci=C0×Cl×C2×C3

2、承載壓力P

通常所謂承載壓力是指軸承承受載荷時，軸承支撐的最大載荷除以受壓面積，所謂受壓面積，當軸承為圓筒形時，取與軸承接觸部分的載荷方向的投影面積。

3、速度V

軸承的發熱量，主要由軸承的摩擦作用引起的，根據經驗可得，對摩擦面溫度的上升，滑動速度V的影響遠大于承載壓力P的影響。

由此可見，軸承的壽命主要由P×V的值決定。同時PV值決定著軸承的發熱量。當軸承運轉時，軸承溫度受摩擦產生的熱量及熱量散發情況影響，通常會在一定溫度上穩定下來，若運轉持續進行中有雜質侵入，潤滑油的性能就會降低，同時由于摩擦粉末的影響，材料的疲勞，此時摩擦面的形變即發生變化，摩擦系數提高，軸承的溫度上升，致使摩擦面損傷，導致燒焦，基于此種情況，軸承運轉溫度越低，亦即使用低的PV值時，軸承的負荷性較好，壽命延長，所以在設計時盡可能使用較低的PV值。

二、軸的設計：

(1)、一般情況下軸的材料選用35#以上優質碳素結構鋼，也可加入合金元素提高其熱處理性能，材料經調質、淬火等表面處理后，硬度超過軸承硬度即可收到比較理想的效果;當有硬物侵入時，就可把硬物嵌入軸承中，而不損傷軸;否則就會降低軸的疲勞壽命。

(2)、軸的表面粗糙度較大時，軸與軸套的突起部分會切斷油膜，造成兩者直接接觸。因此，提高軸的表面粗糙度，盡可能縮小油膜間隙，使其接近流體潤滑狀態，這樣就可提高軸套的使用壽命，一般情況下軸的表面粗糙度應在Ral.6以上。

(3)、對不承受交變載荷的軸進行電鍍，不僅可以提高其耐蝕性，而且可以有效防止粗糙磨損，提高潤滑性能。

三、軸和軸承的公差配合：

在通常情況下，軸承的外圈和結構件之間為中型壓入配合，軸承的內圈和軸為基孔制的間隙配合，軸承的內圈開有油槽，加潤滑脂潤滑。軸和軸承的配合間隙過大，則存在較大的沖擊載荷，嚴重影響軸和結構件的使用壽命;軸和軸承的配合間隙過小，則難以形成穩定的潤滑膜，所以軸和軸承之間的間隙在保證能形成穩定的潤滑膜的基礎上，應盡可能的小;其最小值可通過下面公式理論技術：

hmin=hs+y12+Ral+Ra2+△L+△LD+△

hs：油膜厚度最小安全值(mm)

Y12：軸承兩端面的相對撓曲變形量

Ra1：軸的表面粗糙度

Ra2：軸承的表面粗糙度

△L：軸在軸承內一段的直線度

△D：軸承內圈的圓度

△：裝配后軸承內孔收縮量

現就徐工220LC-6型挖掘機動臂和斗桿連接處的軸和軸承做最小配合間隙的計算：

當直軸徑為粒梗暗鬧岬撓湍ず穸茸钚“踩值hs=6(μm)，對軸做撓度分析：其中液壓系統的系統壓力為：31.4×106Pa，油缸的缸徑為140mm。

油缸的推力為：F=π×70×70×l0-6×31.4×106=4.8×105(N)

根據斗桿受力分析，Pl=P2=3.06×l05，則Rl=R2=3.06×105，

軸的受力圖可簡化為

軸的載荷呈對稱分布，現當X在(0—207)時，彎矩方程為

M(x)=R1×X-××(X-37)×(X-37)則

Y(X)=拉潰cx+D=

煟+x-x牐Cx+D

由X=0，Y(x)=0得：D=0，X=0，θ(x)=0得：c=0

所以：Y(x)=×煟+X-X

式中E=270(GPa)

I=×D4=×(180)4=5.15×107(mm4)

y(37)==7.5×10-7(mm)

Y(157)==6.7×10-5(mm)

所以，Y12=Y(157)-Y(37)

=6.625×10-5(mm)

軸的表面粗糙度如Ra1=1.6(μm)

軸承的表面粗糙度：Ra2=1.6(μ m)

軸在軸承內一段的直線度△L=20(μ m)

軸承內圈的圓度△D=15(pm)

裝配后軸承內孔最大收縮量

△=×δmax

式中δmax為軸承外徑最大過盈量，δmax=45(μm)

DB為壓入前軸承外徑，DB=110(mm)

do為壓入前軸承內徑，d0=90(mm)

經計算△：0.91×45=40(μm)

所以，形成油膜最小間隙為：

hmim=hs+y12+Ra1+Ra2+△L+△D+△

=6+6.625×10-2+1.6+1.6+20+15+40

=84.9(μm)

而所選公差為粒梗埃其最小間隙為122μm，即可見此間隙是合適的。

總之，在軸和軸承的設計中，首先要考慮使用工況，其次在滿足使用性能的基礎上，軸和軸承的使用壽命稍長與整機的使用壽命即可，從而通過系統分析確定最佳方案。