李勇

摘 要：文章通過對挖掘機鉸接副的實際配合問題進行了著重分析，并對工作中能夠引起該類問題發(fā)生的因素進行了探討。并配合相關(guān)理論知識和實際經(jīng)驗從選材、尺寸調(diào)整等方面對挖掘機各個裝置鉸接軸套的設計進行了探討，并提出了如何選取正確的軸套公差以避免由于軸套、軸座過盈或者軸套、軸之間的間隙引起軸套公差的不合理。

關(guān)鍵詞：軸套；配合量；挖掘機；配合間隙

1 軸套-軸座配合

1.1 軸套同軸座之間的配合過盈量的影響

若是軸套同軸座在工作裝置的實際應用中過盈量過小，那么裝置就會發(fā)生軸套相對轉(zhuǎn)動以及竄套等問題；若是過盈量過大，則在工作裝置的配合中，首先會增大軸套的壓縮量，此類原因會使得軸套同軸之間的間隙減?。黄浯?，過大的過盈量會影響安裝，甚至壓潰軸套。

1.2 過盈量設計

通過對軸座同軸套之間的配合進行分析不難發(fā)現(xiàn)其配合實際就是一個組合厚壁圓筒，在加工過程中內(nèi)筒的外半徑需要略大于外筒內(nèi)半徑，兩者之間的過盈量就是內(nèi)外徑的差。內(nèi)外筒在進行組裝之后，通過配合兩者的接觸面必然會有壓力，使得二者相互壓緊形成壓力P，在這種壓力的作用下，內(nèi)外筒之間形成靜配合。軸座以及軸套之間的過盈量δ可以通過以下公式進行計算：最大量δmax=|ei- ES|；最小量δmin=|es- EI|

上述公式中：ES表示的是軸座孔上偏差，而ei則表示的為軸套的外徑下偏差；EI則表示了軸座孔下偏差量；es則代表軸套的外徑上偏差。

所有的研究其本質(zhì)目的都是為了方便現(xiàn)場操作，而挖掘機的工作裝置之間的配合如何才能緊密、合理。根據(jù)相關(guān)設計規(guī)范要求，圓柱面的過盈連接中期軸套、軸座之間的過盈量可以通過相關(guān)公式進行計算得出，并按照機械設計的基本原理選用相關(guān)合理設計量。軸座孔的公差設計中應當優(yōu)先選擇基孔制H8。但是實際的操作裝配中除了要考慮理論合理性之外，裝配方式和軸套材質(zhì)也是必須考慮的因素。若裝配采用了壓裝的方式時，對于缸套外徑，其公差優(yōu)選t7.需要著重解釋的一點是，實際的鉸接點應用中，還應當考慮該部位受到的沖擊力影響，沖擊量會對過盈量的選擇造成影響，因而在選擇的時候要進行微調(diào)。以某個45t級規(guī)格的挖掘機為例，其動臂同平臺之間的鉸接部位，軸套、軸座之間過盈量大約在0.122mm至0.225mm之間；而動臂同斗桿之間的鉸接部位，其軸座同軸套之間的過盈量值大約取0.15mm到0.25mm之間；而對于其他部位的鉸接點，其過盈量取值范圍是大于0.09mm而小于0.179mm。

2 軸套同軸之間的配合

2.1 使用狀況受軸套、軸的配合影響

若是軸同軸套之間沒有必要的配合間隙，或者間隙量過小，那么在軸以及軸套之間就無法形成潤滑油膜，或者即便形成了油膜也不穩(wěn)定，因而在工作中軸同軸套之間就會產(chǎn)生摩擦熱，造成燒焦、干磨或者干脆抱死；但是配合間隙量過大同樣會造成問題，如沖擊載荷量過大或者晃動量較大，這些則是會造成軸同軸套之間出現(xiàn)疲勞損壞，對構(gòu)件以及軸的壽命造成不利影響。

2.2 軸與軸套配合間隙的設計

軸同軸套之間的配合間隙指的是軸以及軸套之間的間隙，且形成的油膜需穩(wěn)定。軸在軸套中彎曲撓度以及軸套圓度和軸表面粗糙度、軸套內(nèi)表面粗糙度等因素會對軸與軸套間的配合間隙造成影響，另外環(huán)境因素諸如濕度、溫度都會對配合間隙造成影響，文章主要針對理論上的最大間隙以及最小間隙通過各相關(guān)公式進行計算推導，主要對間隙最小值Δmin 進行校核。

最大間隙值的計算公式為：Δmax=ES-ei-Δsmin（1）

最小間隙值計算公式：Δmin=EI-es-Δsmax （2）

其中各值表示量為：ES代表的是軸套內(nèi)孔的上偏差；ei表示軸的下偏差；Δsmin用以表示軸套內(nèi)孔的最小收縮量；EI則表示軸套內(nèi)孔的下偏差；軸的上偏差用es表示；Δsmax代表軸套內(nèi)孔的最大收縮量。進行裝配后，軸套內(nèi)孔會有所收縮，其收縮量Δs值通過有限元分析進行計算（上述量取值單位均為mm），文章主要針對的是公式計算推導法，Δs 公式由此得出。

通過對厚壁圓筒在材料力學中的相關(guān)知識的運用，可以對壓力值P的計算公式進行推導：

P=2δb1E1（b2+a2b2-a2-μ1）+1E0（c2+b2c2-b2μ+μ0）μ（3）

上式中：δ代表了軸套的過盈量；E0，μ0表示的是軸座材料的彈性模量，E1，μ1表示了軸套材料的彈性模量，泊松比；a代表軸套內(nèi)徑的基本尺寸；b代表軸套外徑基本尺寸（軸座內(nèi)徑的基本尺寸）；c表示軸座外徑的基本尺寸（上述量中單位均為mm）。

軸套內(nèi)部任意一點的徑向位移u的計算公式為：

u=1-μ1E1·a2P1-b2P2b2-a2·r+1+μ14E1·a2b2（P1-P2）b2-a2·1r（4）

上述公式中：r表示了軸套內(nèi)部任意一點的半徑。通過分析可以看出軸套只受外壓力，而無內(nèi)壓力作用，故軸套的內(nèi)壓力P1=0，軸套的外壓力P2=P。由于所求值為軸套內(nèi)孔收縮量Δs，即Δs=u，r=a2，則公式（4）可以簡化為：u=1E1·ab2Pa2-b2（5）

將式（3）代入式（5），得：Δs=u=2abδE1（a2-b2）1E1（b2+a2b2-a2-μ1）+1E0（c2+b2c2-b2μ+μ0）μ（6）

由于過盈量有最大過盈量δmax和最小過盈量δmin，分別代入式（6），得：

Δsmax=2abδmaxE1（a2-b2）1E1（b2+a2b2-a2-μ1）+1E0（c2+b2c2-b2+μ0）μ（7）

Δsmin=2abδminE1（a2-b2）1E1（b2+a2b2-a2-μ1）+1E0（c2+b2c2-b2+μ0μ）μ（8）

為了保證軸和軸套之間的間隙能夠形成穩(wěn)定油膜，按下面的理論公式（9）和（10）對最小配合間隙進行校核[3]：Δymin=hs+y12+Ra1+Ra2+Δl+Δd+Δsmax+Δt（9）

Δmin≥Δymin（10）

上述兩個公式中：Δymin表示值為能夠形成穩(wěn)定油膜的最小配合間隙；hs是油膜厚度最小安全值（當軸徑取值大于70mm小于90mm時，最小的油膜厚度安全值為6μm；當軸徑取值大于100mm小于120mm時，最小的油膜安全值為8μm）；y12表示軸在軸套長度內(nèi)的相對撓曲變形量，；Ra1為軸的表面粗糙度；Ra2代表軸套內(nèi)的表面粗糙度；Δl代表了軸在軸套內(nèi)一段的直線度；Δd表示軸套內(nèi)圈的圓度；Δsmax表示裝配后軸套內(nèi)孔最大收縮量；Δt表示軸與軸套的間隙因溫升而減少的數(shù)（以上取值單位均為μm）。

3 結(jié)束語

設計軸座以及軸套的過盈量需要綜合考慮各類因素，包括從裝配溫度恢復到常溫后內(nèi)孔的收縮量、溫度改變后內(nèi)孔裝配等。而油膜厚度是軸同軸套之間配合需要考慮的必要因素，包括了油膜厚度的安全取值、軸的相對變形量以及撓度、軸套內(nèi)表面的粗糙度以及軸表面粗糙程度、軸套直線度、內(nèi)圓度以及裝配后內(nèi)孔收縮量等都是影響配合間隙的主要因素，另外，溫度也是影響配合間隙的因素之一，在設計時同樣需要注意。實際遇到的故障中通過上述方式進行優(yōu)化，能夠有效的降低故障的發(fā)生幾率。

參考文獻

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[3]劉剛強，蔣炎坤，李宗，等.挖掘機工作裝置整體有限元分析與試驗研究[J].機械科學與技術(shù)，2011.