液压挖掘机工作装置用轴和轴承的设计（二）

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二、轴的设计：
(1）、一般情况下轴的材料选用３５＃以上优质碳素结构钢，也可加入合金元素提高其热处理性能，材料经调质、淬火等表面处理后，硬度超过轴承硬度即可收到比较理想的效果；当有硬物侵入时，就可把硬物嵌入轴承中，而不损伤轴；否则就会降低轴的疲劳寿命。
8 ?5 z$ k2 z! Z4 F(２）、轴的表面粗糙度较大时，轴与轴套的突起部分会切断油膜，造成两者直接接触。因此，提高轴的表面粗糙度，尽可能缩小油膜间隙，使其接近流体润滑状态，这样就可提高轴套的使用寿命，一般情况下轴的表面粗糙度应在Ｒａｌ．６以上。
（３）、对不承受交变载荷的轴进行电镀，不仅可以提高其耐蚀性，而且可以有效防止粗糙磨损，提高润滑性能。
三、轴和轴承的公差配合：
; T; q4 O9 c9 ~- b在通常情况下，轴承的外圈和结构件之间为中型压入配合，轴承的内圈和轴为基孔制的间隙配合，轴承的内圈开有油槽，加润滑脂润滑。轴和轴承的配合间隙过大，则存在较大的冲击载荷，严重影响轴和结构件的使用寿命；轴和轴承的配合间隙过小，则难以形成稳定的润滑膜，所以轴和轴承之间的间隙在保证能形成稳定的润滑膜的基础上，应尽可能的小；其最小值可通过下面公式理论技术：
6 ~! @( N( B9 v# ~) I5 Iｈｍｉｎ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａｌ＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△ＬＤ＋△
ｈｓ：油膜厚度最小安全值（ｍｍ）
Ｙ１２：轴承两端面的相对挠曲变形量
6 F4 N4 A; |5 K% }Ｒａ１：轴的表面粗糙度
( H8 S: Y* X( G: ^Ｒａ２：轴承的表面粗糙度
△Ｌ：轴在轴承内一段的直线度
  U, S9 |" d/ G& v) D* P7 k△Ｄ：轴承内圈的圆度
△：装配后轴承内孔收缩量
现就徐工２２０ＬＣ－６型挖掘机动臂和斗杆连接处的轴和轴承做最小配合间隙的计算：
6 A3 v* ]  c# G8 Z% c, B当直轴径为?９０的轴的油膜厚度最小安全值ｈｓ＝６（μｍ），对轴做挠度分析：其中液压系统的系统压力为：３１．４×１０６Ｐａ，油缸的缸径为１４０ｍｍ。
- ^; t: ^* ]& V油缸的推力为：Ｆ＝π×７０×７０×ｌ０－６×３１．４×１０６＝４．８×１０５（Ｎ）
根据斗杆受力分析，Ｐｌ＝Ｐ２＝３．０６×ｌ０５，则Ｒｌ＝Ｒ２＝３．０６×１０５，
轴的受力图可简化为
/ J' v0 _( J% s5 I* x% r$ Y  U轴的载荷呈对称分布，现当Ｘ在（０—２０７）时，弯矩方程为
Ｍ（ｘ）＝Ｒ１×Ｘ－××（Ｘ－３７）×（Ｘ－３７）则
; y/ r, }- P8 h  e2 nＹ（Ｘ）＝??＋ｃｘ＋Ｄ＝
?－＋ｘ－ｘ　＋Ｃｘ＋Ｄ
由Ｘ＝０，Ｙ（ｘ）＝０得：Ｄ＝０，Ｘ＝０，θ（ｘ）＝０得：ｃ＝０
所以：Ｙ（ｘ）＝×?－＋Ｘ－Ｘ　
0 ]2 e; _0 N7 N  Q2 B7 `5 S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）
* Z/ ^9 `+ t, `" H3 ~" g' T＝６．６２５×１０－５（ｍｍ）
) U% A+ w5 ?6 ^! @轴的表面粗糙度如Ｒａ１＝１．６（μｍ）
轴承的表面粗糙度：Ｒａ２＝１．６（μ ｍ）
- f0 k  r2 c* l; _( m2 o+ x轴在轴承内一段的直线度△Ｌ＝２０（μ ｍ）
轴承内圈的圆度△Ｄ＝１５（ｐｍ）
$ i4 s- w0 n$ R) w装配后轴承内孔最大收缩量
△＝×δｍａｘ
, o9 f, ?- d  x& |; j7 R$ l4 B  ^式中δｍａｘ为轴承外径最大过盈量，δｍａｘ＝４５（μｍ）
7 F* O. z% D) |$ b5 ZＤＢ为压入前轴承外径，ＤＢ＝１１０（ｍｍ）
2 l; ~' f! j$ dｄｏ为压入前轴承内径，ｄ０＝９０（ｍｍ）
; q7 H% y& b8 f, q经计算△：０．９１×４５＝４０（μｍ）
所以，形成油膜最小间隙为：
" c' x- A: c" B" B+ S4 {ｈｍｉｍ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａ１＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△Ｄ＋△
＝６＋６．６２５×１０－２＋１．６＋１．６＋２０＋１５＋４０
$ h) p3 M% \, p8 b7 ~5 l' F＝８４．９（μｍ）
7 s! X: a* l: j/ a+ Z而所选公差为?９０，其最小间隙为１２２μｍ，即可见此间隙是合适的。
总之，在轴和轴承的设计中，首先要考虑使用工况，其次在满足使用性能的基础上，轴和轴承的使用寿命稍长与整机的使用寿命即可，从而通过系统分析确定最佳方案。
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