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    液压挖掘机工作装置用轴和轴承的设计

    编辑: 二手挖掘机  日期:2015-12-16

    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条件下应尽可能的小,所以公道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:?#39029;?#29616;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?#25991;?#21147;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?#25991;?#21147;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,本钱?#32454;摺?/p>

    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,杂质渗透而使磨损?#26412;?#21464;化,就很难猜测磨损情况。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?#21512;?#36895;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?#20445;?#36724;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?#20445;?#21462;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?#20445;?#36724;承温度受摩擦产生的热量及热?#21487;?#21457;情况影响,通常会在一定温度上稳定下来,若运转?#20013;?#36827;行中有杂?#26159;?#36827;,润滑油的性能就会降低,同时由于摩擦粉末的影响,材料的疲惫,此时摩擦面的形变即发生变化,摩擦系数进步,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?#35789;?#29992;低的PV值?#20445;?#36724;承的负荷性较好,寿命延长,所以在设计时尽可能使用?#31995;?#30340;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,也可加进合金元素进步其热处理性能,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;当有硬物侵进?#20445;?#23601;可?#24310;?#29289;嵌进轴承中,而不损伤轴;否则就会降低轴的疲惫寿命。

    (2)、轴的表面粗糙度较大?#20445;?#36724;与轴套的突起部分会切断油膜,造成两者直接接触。因此,进步轴的表面粗糙度,尽可能缩小油膜间隙,使其接近流体润滑状态,这样就?#23665;?#27493;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?#30130;?#19981;仅可以进步其耐蚀性,而且可以有效防止粗糙磨损,进步润滑性能。

    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?#34892;?#21387;进配合,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,?#29616;?#24433;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?#23545;?#20445;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?#36164;?#32553;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?#21697;?#24067;,现当X在(0—207)?#20445;?#24367;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为压进前轴承外径,DB=110(mm)

    do为压进前轴承内径,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。

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