NSK轴承中轴与轴承之间公差的配合

作者：bearingpower        发表时间：2010-12-12

在通常情况下，NSK轴承的外圈和结构件之间为中型压入配合，FAG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。FAG轴承中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： ｈｍｉｎ＝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 Ｒａ１：轴的表面粗糙度 Ｒａ２：轴承的表面粗糙度 △Ｌ：轴在轴承内一段的直线度 △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： 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。 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 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（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? 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） 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） 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） 装配后轴承内孔最大收缩量 △＝×δｍａｘ 式中δｍａｘ为轴承外径最大过盈量，δｍａｘ＝４５（μｍ） ＤＢ为压入前轴承外径，ＤＢ＝１１０（ｍｍ） ｄｏ为压入前轴承内径，ｄ０＝９０（ｍｍ） 经计算△：０．９１×４５＝４０（μｍ） 所以，形成油膜最小间隙为： ｈｍｉｍ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａ１＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△Ｄ＋△ ＝６＋６．６２５×１０－２＋１．６＋１．６＋２０＋１５＋４０ ＝８４．９（μｍ） 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。