轴套的配合量在挖掘机中的应用分析

李勇

摘 要：文章通过对挖掘机铰接副的实际配合问题进行了着重分析，并对工作中能够引起该类问题发生的因素进行了探讨。并配合相关理论知识和实际经验从选材、尺寸调整等方面对挖掘机各个装置铰接轴套的设计进行了探讨，并提出了如何选取正确的轴套公差以避免由于轴套、轴座过盈或者轴套、轴之间的间隙引起轴套公差的不合理。

关键词：轴套；配合量；挖掘机；配合间隙

1 轴套-轴座配合

1.1 轴套同轴座之间的配合过盈量的影响

若是轴套同轴座在工作装置的实际应用中过盈量过小，那么装置就会发生轴套相对转动以及窜套等问题；若是过盈量过大，则在工作装置的配合中，首先会增大轴套的压缩量，此类原因会使得轴套同轴之间的间隙减小；其次，过大的过盈量会影响安装，甚至压溃轴套。

1.2 过盈量设计

通过对轴座同轴套之间的配合进行分析不难发现其配合实际就是一个组合厚壁圆筒，在加工过程中内筒的外半径需要略大于外筒内半径，两者之间的过盈量就是内外径的差。内外筒在进行组装之后，通过配合两者的接触面必然会有压力，使得二者相互压紧形成压力P，在这种压力的作用下，内外筒之间形成静配合。轴座以及轴套之间的过盈量δ可以通过以下公式进行计算：最大量δmax=|ei- ES|；最小量δmin=|es- EI|

上述公式中：ES表示的是轴座孔上偏差，而ei则表示的为轴套的外径下偏差；EI则表示了轴座孔下偏差量；es则代表轴套的外径上偏差。

所有的研究其本质目的都是为了方便现场操作，而挖掘机的工作装置之间的配合如何才能紧密、合理。根据相关设计规范要求，圆柱面的过盈连接中期轴套、轴座之间的过盈量可以通过相关公式进行计算得出，并按照机械设计的基本原理选用相关合理设计量。轴座孔的公差设计中应当优先选择基孔制H8。但是实际的操作装配中除了要考虑理论合理性之外，装配方式和轴套材质也是必须考虑的因素。若装配采用了压装的方式时，对于缸套外径，其公差优选t7.需要着重解释的一点是，实际的铰接点应用中，还应当考虑该部位受到的冲击力影响，冲击量会对过盈量的选择造成影响，因而在选择的时候要进行微调。以某个45t级规格的挖掘机为例，其动臂同平台之间的铰接部位，轴套、轴座之间过盈量大约在0.122mm至0.225mm之间；而动臂同斗杆之间的铰接部位，其轴座同轴套之间的过盈量值大约取0.15mm到0.25mm之间；而对于其他部位的铰接点，其过盈量取值范围是大于0.09mm而小于0.179mm。

2 轴套同轴之间的配合

2.1 使用状况受轴套、轴的配合影响

若是轴同轴套之间没有必要的配合间隙，或者间隙量过小，那么在轴以及轴套之间就无法形成润滑油膜，或者即便形成了油膜也不稳定，因而在工作中轴同轴套之间就会产生摩擦热，造成烧焦、干磨或者干脆抱死；但是配合间隙量过大同样会造成问题，如冲击载荷量过大或者晃动量较大，这些则是会造成轴同轴套之间出现疲劳损坏，对构件以及轴的寿命造成不利影响。

2.2 轴与轴套配合间隙的设计

轴同轴套之间的配合间隙指的是轴以及轴套之间的间隙，且形成的油膜需稳定。轴在轴套中弯曲挠度以及轴套圆度和轴表面粗糙度、轴套内表面粗糙度等因素会对轴与轴套间的配合间隙造成影响，另外环境因素诸如湿度、温度都会对配合间隙造成影响，文章主要针对理论上的最大间隙以及最小间隙通过各相关公式进行计算推导，主要对间隙最小值Δmin 进行校核。

最大间隙值的计算公式为：Δmax=ES-ei-Δsmin（1）

最小间隙值计算公式：Δmin=EI-es-Δsmax （2）

其中各值表示量为：ES代表的是轴套内孔的上偏差；ei表示轴的下偏差；Δsmin用以表示轴套内孔的最小收缩量；EI则表示轴套内孔的下偏差；轴的上偏差用es表示；Δsmax代表轴套内孔的最大收缩量。进行装配后，轴套内孔会有所收缩，其收缩量Δs值通过有限元分析进行计算（上述量取值单位均为mm），文章主要针对的是公式计算推导法，Δs 公式由此得出。

通过对厚壁圆筒在材料力学中的相关知识的运用，可以对压力值P的计算公式进行推导：

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

上式中：δ代表了轴套的过盈量；E0，μ0表示的是轴座材料的弹性模量，E1，μ1表示了轴套材料的弹性模量，泊松比；a代表轴套内径的基本尺寸；b代表轴套外径基本尺寸（轴座内径的基本尺寸）；c表示轴座外径的基本尺寸（上述量中单位均为mm）。

轴套内部任意一点的径向位移u的计算公式为：

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

上述公式中：r表示了轴套内部任意一点的半径。通过分析可以看出轴套只受外压力，而无内压力作用，故轴套的内压力P1=0，轴套的外压力P2=P。由于所求值为轴套内孔收缩量Δs，即Δs=u，r=a2，则公式（4）可以简化为：u=1E1·ab2Pa2-b2（5）

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

由于过盈量有最大过盈量δmax和最小过盈量δmin，分别代入式（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）

为了保证轴和轴套之间的间隙能够形成稳定油膜，按下面的理论公式（9）和（10）对最小配合间隙进行校核[3]：Δymin=hs+y12+Ra1+Ra2+Δl+Δd+Δsmax+Δt（9）

Δmin≥Δymin（10）

上述两个公式中：Δymin表示值为能够形成稳定油膜的最小配合间隙；hs是油膜厚度最小安全值（当轴径取值大于70mm小于90mm时，最小的油膜厚度安全值为6μm；当轴径取值大于100mm小于120mm时，最小的油膜安全值为8μm）；y12表示轴在轴套长度内的相对挠曲变形量，；Ra1为轴的表面粗糙度；Ra2代表轴套内的表面粗糙度；Δl代表了轴在轴套内一段的直线度；Δd表示轴套内圈的圆度；Δsmax表示装配后轴套内孔最大收缩量；Δt表示轴与轴套的间隙因温升而减少的数（以上取值单位均为μm）。

3 结束语

设计轴座以及轴套的过盈量需要综合考虑各类因素，包括从装配温度恢复到常温后内孔的收缩量、温度改变后内孔装配等。而油膜厚度是轴同轴套之间配合需要考虑的必要因素，包括了油膜厚度的安全取值、轴的相对变形量以及挠度、轴套内表面的粗糙度以及轴表面粗糙程度、轴套直线度、内圆度以及装配后内孔收缩量等都是影响配合间隙的主要因素，另外，温度也是影响配合间隙的因素之一，在设计时同样需要注意。实际遇到的故障中通过上述方式进行优化，能够有效的降低故障的发生几率。

参考文献

[1]隋明义.湿地型挖掘机工作装置的两处使用改进[J].工程机械，1993.

[2]金海薇，李冬伟.挖掘机反铲工作装置的设计与仿真系统[J].煤矿机械，2004.

[3]刘刚强，蒋炎坤，李宗，等.挖掘机工作装置整体有限元分析与试验研究[J].机械科学与技术，2011.