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[分享] 液压挖掘机工作装置用轴和轴承设计

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发表于 2009-4-26 05:59:27 | 显示全部楼层 |阅读模式 来自: 中国吉林长春

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液压挖掘机工作装置用轴和轴承设计   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:5 z: B, [; n- y  {/ j; _

2 k9 h% P+ P5 h2 Q% A% {: U2 v$ r[ 本帖最后由 boy1234 于 2009-4-26 06:04 编辑 ]
 楼主| 发表于 2009-4-26 06:00:46 | 显示全部楼层 来自: 中国吉林长春
hmin=hs+y12+Ral+Ra2+△L+△LD+△
( v* X$ ~, t/ t5 V& _) V. a% k+ W' S
    hs:油膜厚度最小安全值(mm) 6 I: |7 K' S7 y) W
# v9 r$ S' ?/ B3 e% {+ s; Q6 I4 b
    Y12:轴承两端面的相对挠曲变形量
, j* t2 ?( X- [1 V, T% F' C# l- D
6 N0 D: K+ x8 T# U    Ra1:轴的表面粗糙度
; Y7 ]' Z4 n7 w$ [- E% n. j
; G  m/ z. D8 G! I. N    Ra2:轴承的表面粗糙度
- K! r! m/ O' X1 f/ a
% K' @. Q. i& Y$ Z4 z+ z; w2 f& S    △L:轴在轴承内一段的直线度 2 C; R: O) v# M$ C
" @: n& b; U& z. J1 u1 }, Y: I
    △D:轴承内圈的圆度   J1 O* V. u1 ^+ a' V) [" d: K
8 Q9 V! a7 Y3 @1 g- T; `
    △:装配后轴承内孔收缩量
5 C  `  O/ Y+ A8 B9 n! Q
# Z5 |  Z4 s. q# q    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: , W: Z( A# X+ |$ z, ~5 a$ a

0 ~7 h( L, A/ x; Y* a    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。
* x' h  T! r9 R, I/ b+ m% W: {9 V' X  {" U. B  ]
    油缸的推力为:F=π×70×70×l0-6×31.4×106=4.8×105(N) / \- f/ u) k  _' e6 K2 b0 m  n
2 Q( e4 l6 ~, i' O' I
    根据斗杆受力分析,Pl=P2=3.06×l05,则Rl=R2=3.06×105,
7 K) ]4 W5 L- _3 t. Y5 v' C, A# p/ t0 v
    轴的受力图可简化为 ) q# ^) k) [  u4 w0 {$ Q/ S" I

2 [, N+ o" ?5 D7 y8 T    轴的载荷呈对称分布,现当X在(0—207)时,弯矩方程为
& V  p2 H) F& P# \- v* Z% V
$ `8 }  C; }+ I$ ]% |# ?" ]; }    M(x)=R1×X-××(X-37)×(X-37)则 # \# _; z5 G: ^' s/ I: [: r
: ^4 P- x) ^" i& @- z0 x4 Y
    Y(X)=+cx+D= 7 A$ F5 [, o6 N$ |6 [- D) Q& X; @$ N
) P3 Y. ~: b2 T) _
    -+x-x+Cx+D ) A. c3 v" N1 f- R  u9 t

" ~0 N6 J4 l4 R/ ?0 {    由X=0,Y(x)=0得:D=0,X=0,θ(x)=0得:c=0 ! B+ x& ^6 A  c9 t) r5 m

: Q& @, j8 X0 c0 I' a    所以:Y(x)=×-+X-X
' |8 \9 B% c( d8 u3 j- q1 S
$ R5 w/ M9 e8 c' G6 o5 g) @    式中E=270(GPa)
& R5 w9 `0 m0 l% C' I' V. u2 S% H) p) B8 q0 v: w' O
    I=×D4=×(180)4=5.15×107(mm4)
3 C/ V: T: v; z! T  Q7 V. R- j. s% u6 I. N
    y(37)==7.5×10-7(mm)
2 ]# Y( M) L, K5 }2 t  Q& a9 q+ P7 N; T# R4 w( K2 r7 R) D# h3 R' T
    Y(157)==6.7×10-5(mm)
8 ^! K2 P5 X) g! E# S# P( k6 U
8 r( {3 @% \7 O- r+ i: [4 V- C9 t    所以,Y12=Y(157)-Y(37)
; o" ^& q1 q  q0 i6 M8 i+ L
3 M7 p% Y1 }/ `$ s: h8 P, V) `    =6.625×10-5(mm)
2 u* h1 K) M; O" n+ _& [0 w& {0 B' }$ L
    轴的表面粗糙度如Ra1=1.6(μm)
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