液压挖掘机工作装置用轴和轴承的设计·中国工程机械银
来源：中国工程机械银网 发布时间：2008-02-01
工作装置的可靠性对液压挖掘机整机性能影响很大，工作装置在工作时的工况为低速重载，这就对轴和轴承的工作性能提出了非常高的要求，而在挖掘机设计中，工作装置的重量在能满足设计性能参数的前提下应尽可能的小，所以合理设计轴和轴承对挖掘机整机性能至关重要。下面就分别讨论轴、轴承、轴和轴承公差配合的设计。
一、轴承的设计：
工作装置轴承的种类繁多，按其材料可分为铜轴承、钢轴承、复合轴承等；按其润滑方式可分为干摩擦轴承、含油轴承、不完全油膜轴承、流体膜轴承等：我厂现使用轴承的润滑方式为不完全油膜润滑，先后使用过铜、钢、铜基钢背自润滑等多种轴承。铜轴承韧性良好，耐磨性一般，对轴有较好的保护作用，但抗变形能力较差，长时间使用后易变形，造成轴承内径扩大，导致结构件晃动；钢轴承强度高，耐磨性好，抗变形能力强，但表面热处理的工艺要求高；铜基钢背自润滑轴承兼有钢轴承和铜轴承的优点，同时油槽润滑和自润滑相结合，能有效避免轴承的烧焦，但其工艺复杂，成本较高。
轴承的设计首要考虑的是轴承的使用寿命，其寿命除烧焦外由轴承内径的磨损量来决定。磨损量主要受摩擦条件的影响，而摩擦又受承载、速度、杂质、表面粗糙度、工作温度、不同运行方式、所使用润滑剂等条件影响，因此，磨损量只能是一个理论估计值，轴套的寿命取决于各种复杂的条件。若因供油不良，杂质渗入而使磨损急剧变化，就很难预测磨损情况。在正常情况下，铜轴承（ｚｃｕａｌｌ０ｆｅ３ｍｎ２）磨损量可由下式近似得出：
ｗ＝ｋ×ｐ×ｖ×ｔ
ｗ：磨损量（ｍｍ）
ｋ：摩擦系数【ｍｍ／（ｎ／ｍｍ２·ｍ／ｍｉｎ·ｈｒ）】
ｐ：承载能力（ｎ／ｍｍ２）
ｖ：线速度（ｍ／ｍｉｎ）
ｔ：磨损时间（ｈｒ）
式中ｋ＝ｃｉ×ｋ，ｋ为理想状态下的摩擦系数，ｋ＝（１～５）×１０－８【ｍｍ／（ｎ／ｍｍ２·ｍ／ｍｉｎ·ｈｒ）】
１、ｃｉ＝ｃ０×ｃｌ×ｃ２×ｃ３
２、承载压力ｐ
通常所谓承载压力是指轴承承受载荷时，轴承支撑的最大载荷除以受压面积，所谓受压面积，当轴承为圆筒形时，取与轴承接触部分的载荷方向的投影面积。
３、速度ｖ
轴承的发热量，主要由轴承的摩擦作用引起的，根据经验可得，对摩擦面温度的上升，滑动速度ｖ的影响远大于承载压力ｐ的影响。
由此可见，轴承的寿命主要由ｐ×ｖ的值决定。同时ｐｖ值决定着轴承的发热量。当轴承运转时，轴承温度受摩擦产生的热量及热量散发情况影响，通常会在一定温度上稳定下来，若运转持续进行中有杂质侵入，润滑油的性能就会降低，同时由于摩擦粉末的影响，材料的疲劳，此时摩擦面的形变即发生变化，摩擦系数提高，轴承的温度上升，致使摩擦面损伤，导致烧焦，基于此种情况，轴承运转温度越低，亦即使用低的ｐｖ值时，轴承的负荷性较好，寿命延长，所以在设计时尽可能使用较低的ｐｖ值。
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。
(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：
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。