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液压挖掘机工作装置用轴和轴承的设计之二
作者：bearingpower 发表时间：2010-12-12
三、轴和轴承的公差配合： 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：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。上一篇：轴承的极限转速
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