氣脹軸和軸承的公差配合
在通常情況下，氣脹軸的外圈和結(jié)構(gòu)件之間為中型壓入配合，氣脹軸的內(nèi)圈和軸為基孔制的間隙配合，氣脹軸的內(nèi)圈開(kāi)有油槽，加潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑。氣脹軸和軸承的配合間隙過(guò)大，則存在較大的沖擊載荷，嚴(yán)重影響軸和結(jié)構(gòu)件的使用壽命；軸和軸承的配合間隙過(guò)小，則難以形成穩(wěn)定的潤(rùn)滑膜，所以軸和軸承之間的間隙在保證能形成穩(wěn)定的潤(rùn)滑膜的基礎(chǔ)上，應(yīng)盡可能的小；其最小值可通過(guò)下面公式理論技術(shù)：
ｈｍｉｎ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａｌ＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△ＬＤ＋△
ｈｓ：油膜厚度最小安全值（ｍｍ）
Ｙ１２：軸承兩端面的相對(duì)撓曲變形量
Ｒａ１：軸的表面粗糙度
Ｒａ２：軸承的表面粗糙度
△Ｌ：軸在軸承內(nèi)一段的直線度
△Ｄ：軸承內(nèi)圈的圓度
△：裝配后軸承內(nèi)孔收縮量
現(xiàn)就徐工２２０ＬＣ－６型挖掘機(jī)動(dòng)臂和斗桿連接處的軸和軸承做最小配合間隙的計(jì)算：
當(dāng)直軸徑為９０的軸的油膜厚度最小安全值ｈｓ＝６（μｍ），對(duì)軸做撓度分析：其中液壓系統(tǒng)的系統(tǒng)壓力為：３１．４×１０６Ｐａ，油缸的缸徑為１４０ｍｍ。
油缸的推力為：Ｆ＝π×７０×７０×ｌ０－６×３１．４×１０６＝４．８×１０５（Ｎ）
根據(jù)斗桿受力分析，Ｐｌ＝Ｐ２＝３．０６×ｌ０５，則Ｒｌ＝Ｒ２＝３．０６×１０５，
氣脹軸的受力圖可簡(jiǎn)化為
軸的載荷呈對(duì)稱分布，現(xiàn)當(dāng)Ｘ在（０—２０７）時(shí)，彎矩方程為
Ｍ（ｘ）＝Ｒ１×Ｘ－××（Ｘ－３７）×（Ｘ－３７）則
Ｙ（Ｘ）＝＋ｃｘ＋Ｄ＝
－＋ｘ－ｘ?。茫?nbsp;
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）
軸的表面粗糙度如Ｒａ１＝１．６（μｍ）
軸承的表面粗糙度：Ｒａ２＝１．６（μ ｍ）
軸在軸承內(nèi)一段的直線度△Ｌ＝２０（μ ｍ）
軸承內(nèi)圈的圓度△Ｄ＝１５（ｐｍ）
裝配后軸承內(nèi)孔最大收縮量
△＝×δｍａｘ
式中δｍａｘ為軸承外徑最大過(guò)盈量，δｍａｘ＝４５（μｍ）
ＤＢ為壓入前軸承外徑，ＤＢ＝１１０（ｍｍ）
ｄｏ為壓入前軸承內(nèi)徑，ｄ０＝９０（ｍｍ）
經(jīng)計(jì)算△：０．９１×４５＝４０（μｍ）
所以，形成油膜最小間隙為：
ｈｍｉｍ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａ１＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△Ｄ＋△
＝６＋６．６２５×１０－２＋１．６＋１．６＋２０＋１５＋４０
＝８４．９（μｍ）
而所選公差為９０，其最小間隙為１２２μｍ，即可見(jiàn)此間隙是合適的。
總之，在氣脹軸和軸承的設(shè)計(jì)中，首先要考慮使用工況，其次在滿足使用性能的基礎(chǔ)上，軸和軸承的使用壽命稍長(zhǎng)與整機(jī)的使用壽命即可，從而通過(guò)系統(tǒng)分析確定最佳方案。
關(guān)鍵詞： 氣脹軸
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