轴端挡板结构的受力分析与设计改进

李钦河，玄仲平

（天津山河装备开发有限公司，天津 300400）

在工程机械上，轴端挡板的应用非常广泛，且其形式也多种多样。轴端挡板的主要作用是限制轴的轴向移动和周向转动，以防止轴脱离连接件出现事故和危险，该类轴属不转动的心轴，在工作中只受弯矩，不受扭矩，承受静应力的作用。常用轴端挡板的形式如矩形双孔挡板、梨形挡板、单孔轴套等等，如图1所示。其中矩形双孔挡板因其结构简单、安装方便，在实际中最为常用。

图1 常用轴端挡板的形式

矩形双孔挡板的设计和尺寸选择通常参考标准JB/ZQ 4348-97，适用于无轴向载荷的固定。本文以汽车起重机臂架根部销轴轴端挡板结构为例，结合臂架在吊载情况下低速转动的作业特点，就其在臂架变幅过程中的受力情况进行分析和研究，并提出设计改进，为轴端挡板的设计提供部分理论指导。

1 失效形式

轴端挡板的失效形式表现为：螺栓杆的剪断；螺栓杆或连接孔表面被挤压破坏。失效的原因主要有3种可能：①装配过程中螺栓的预紧力不够，不能产生足够的摩擦力来平衡旋转力矩的作用；②端挡板本身设计不合理，或是所选螺栓不合适，或是两螺栓孔距离不够，最终导致剪切力过大；③轴端挡板与轴的布置位置不合理，轴端挡板并非在最危险工况下设计、校核。下文将就此做详细的分析。

2 工作原理和受力分析

轴端挡板的工作原理是通过普通螺栓连接（即受拉螺栓连接）将挡板和转台连接在一起，通过螺栓的预紧力使挡板紧压在接合面上，靠接合面间的摩擦力力矩来平衡旋转力矩。螺栓的受力分析如图2所示。在旋转力矩T的作用下，挡板有绕通过两螺栓连线中心O-O旋转的趋势。

图2 螺栓受力分析

假设两螺栓连接接合面的摩擦力相等，与螺栓中心至挡板旋转中心O-O的连线垂直，根据受力平衡条件得

式中F′——螺栓预紧力；

r——旋转半径；

ηs——接合面摩擦系数，钢铁接合面干燥时取0.10～0.16；接合面沾油时取0.06～0.10；

kf——考虑摩擦传力的可靠系数，取1.1～1.5；

T——旋转力矩。

旋转力矩T的来源如图3所示，在轴1的转动过程，轴1与轴套2之间的转动副产生摩擦力，阻止轴相对于轴套的转动，摩擦力Ff21对轴的摩擦力矩为Mf=Ff21r=fVGr。

图3 螺栓旋转力矩来源分析

将轴上的法向反力FN21和摩擦力Ff21合成总反力FR21，根据轴1的受力平衡可得

G=-FR21，Md=-Mf=-FR21ρ，故

式中，fV为当量摩擦系数，对于已确定的轴，fV和r都为定值。由图3可知，总反力FR21始终切于摩擦圆。总反力FR21所产生的摩擦力矩即轴端挡板产生旋转趋势的旋转力矩T。因此该旋转力矩T与法向反力FR21和摩擦力Ff21密切相关。

汽车起重机的工作角度一般为0°～80°，其中频繁工作角度为30°～70°，在此范围内根据不同幅度下起重能力的大小之别，最终会导致法向反力FN21的不同，因此其总反力FR21也为变化值，即摩擦力矩Mf（旋转力矩T）为变化值。通过计算可知法向反力FN21在最大起重量或者最大起重力矩时最大。

总反力FR21的方向可根据臂架的变幅运动来确定，如图4所示。假设法向反力FN21在最大起重量时最大，而一般汽车起重机最大起重量幅度设计值为2.5m或3m。变幅油缸做伸长运动，根据转动副总反力的确定方法 ，反作用力F12和F32如图所示，且都相切于摩擦圆，大小相等、方向相反。

图4 臂架变幅运动受力分析图

因此当轴端挡板的位置，与反作用力F32垂直距离最大时，由式(1)可知，螺栓的预紧力最小，即在相同预紧力的情况下，两螺栓所能提供的摩擦力力矩最大，螺栓最安全。

通常情况下设计的轴端挡板为水平或者竖直布置，如图5所示，通过上面的分析可知，此种布置方式并不合理，而当轴端挡板与转动副总反力的方向形成最大垂直距离Dmax才是安全的设计，图6所示，显然D1≤D2＜Dmax。

图5 不同位的轴端挡板

图6 合理的轴端挡板位置

3 结 论

1）轴端挡板的设计应结合相应轴的实际受力情况，需通过计算校核预紧力的大小，不可生搬硬套标准JB/ZQ 4348-97。

2）轴端挡板的布置的理想情况是与轴所受最大总反力的方向形成最大力臂，此为轴端挡板布置的最安全位置。

3）轴端挡板水平或竖直布置加工方便，而与轴成一偏斜角度会增加加工难度。

[1]JB/ZQ 4348-97.轴端挡板[S].

[2]许立忠.机械设计[M].北京：机械工业出版社，2003：207-208.

[3]孙 桓，陈作模.机械原理[M].北京：高等教育出版社，2001：90-92.