挖掘机工作装置销轴与轴套配合间隙分析.docx

挖掘机工作装置销轴与轴套配合间隙分析张明珍，张利，张磊（中联重科股份有限公司渭南分公司，陕西，渭南714000）［摘要］论述挖掘机工作装置铰点处销轴与轴套的配合在使用过程中的可能产生的问题，提出可能的影响因素，推导出销轴与轴套配合间隙的取值范围，建立了销轴与轴套的力学模型，推导了销轴受力后的挠曲变形量及轴套在过盈配合时内孔收缩量的计算公式。以ISO标准中赫兹应力计算公式为基础，推导出轴线平行的两圆柱体的接触应力计算公式。自主开发计算程序，将抽象、烦琐的计算过程用图形展示，计算结果准确，通过示例演示计算准确可行。［关键词］挖掘机；工作装置；配合间隙；力学模型［中图分类号］TU621［文献标识码］B［文章编号］1001-554X（2013）11-0087-05AnalysisonfitclearancebetweenpinshaftandshaftsleeveofexcavatorworkingequipmeentZHANGMing-zhen，ZHANGLi，ZHANGLei挖掘机工作装置作业工况为低速重载，对其连接部位销轴与轴套的工作性能提出很高的要求。图1为某液压挖掘机动臂与斗杆铰点结构示意图，轴套与轴座采用过盈配合，而销轴与轴套之间采用间隙配合。间隙配合若间隙过小，难以形成稳定的润滑油膜，销轴与轴套直接接触，造成发热、干磨和抱死等现象；如间隙过大，会产生较大的冲击载荷，影响销轴和轴套的使用寿命。因此合理的设计计算销轴和轴套的配合间隙，对挖掘机工作装置的设计非常重要。1销轴和轴套配合间隙的设计销轴和轴套的配合间隙在保证能形成稳定的润滑油膜的基础上，其值应尽可能小。本文在理论上对最大间隙、最小间隙及形成稳定油膜所需的最小配合间隙的公式进行推导。1.1轴套装配前的配合间隙最大间隙Δmax=ES-ei最小间隙Δmin=EI-es形成稳定油膜的最小间隙（1）（2）Δymin1=hs+y12+Ra1+Ra2+Δl+Δd+Δsmax+Δt（3）12345从销轴与轴套工作中的润滑考虑，需要保证工作中形成稳定的油膜，即设计的最小配合间隙必须大于形成稳定油膜的最小间隙。1.2轴套装配后的配合间隙6最大间隙Δmax=ES-ei-Δsmin最小间隙Δmin=EI-es-Δsmax形成稳定油膜的最小间隙（4）（5）1.轴套；2.轴座（斗杆）；3.防尘圈；4.垫片；5.动臂前叉；6.销轴图1动臂与斗杆铰点结构示意图［收稿日期］2013-08-20［通讯地址］张明珍，陕西省渭南市朝阳大街西段86号中联重科渭南分公司研发中心87CONSTRUCTIONMACHINERY2013.11设计计算DESIGNCALCULATIONΔymin2=hs+y12+Ra1+Ra2+Δl+Δd+ΔtES——轴套内孔的上偏差；ei——销轴的下偏差；EI——轴套内孔的下偏差；es——销轴的上偏差；（6）q——轴套的直径比，q=d1，d为轴套外径；11fdf式中E1——轴套的弹性模量。pmax为轴套压入时所需要的最大压入力，其值为6maxhs——油膜厚度最小安全值（当轴径为70≤p=max{C+C[-3（10）Φ＜90mm时，hs=6×10mm；轴径为12df||EE[12J-390≤Φ＜120mm时，hs=8×10mm；轴-3径为120≤Φ＜150mm时，hs=10×10mm）；式中pmin为轴套压入时所需要的最小压入力。=6min–2(S1+S2)Py12——销轴在轴套内的相对挠曲变形量，mm；Ra1——销轴的表面粗糙度，mm；Ra2——轴套的表面粗糙度，mm；Δl——销轴在轴套内的直线度，mm；Δd——轴套内圈的圆度，mm；Δsmax——轴套内孔的最大收缩量，mm；Δsmin——轴套内孔的最小收缩量，mm；Δt——销轴与轴套的间隙因温升而减少的数值，mm。销轴在温升时会产生热膨胀，温度升高时，销轴直径增大导致间隙的减少，其减少量计算公式为（11）min{CC[df|E12+E|[12Jδmax——最大过盈量；δmin——最小过盈量；E1——轴套的弹性模量；E2——轴座的弹性模量；式中2=1+q1C–μ；1211–q12df=1+q2+μ，其中Cq2=d，d2为轴座外径；2221–q22S1=0.4Ra，其中Ra为轴套表面粗糙度；S2=0.4Rb，其中Rb为轴座表面粗糙度。过盈量可根据《机械设计手册》计算，此处从略。上述公式的计算结果通过有限元分析软件验证，结果准确可靠，故可用于程序开发的计算算法。Δt=d·α·T式中d——销轴的直径；α——钢的热膨胀系数；T——温升。（7）2轴套装配后的内孔收缩量3销轴在轴套长度内的挠曲变形量分析图1中销轴与轴套铰点处受力，销轴的受力图可简化为左右对称分布的均布载荷，均布载荷轴套装配后的内孔收缩量可以根据有限元分析得出，但需要三维模型，不