軸端擋板結構的受力分析與設計改進

李欽河，玄仲平

（天津山河裝備開發有限公司，天津 300400）

在工程機械上，軸端擋板的應用非常廣泛，且其形式也多種多樣。軸端擋板的主要作用是限制軸的軸向移動和周向轉動，以防止軸脫離連接件出現事故和危險，該類軸屬不轉動的心軸，在工作中只受彎矩，不受扭矩，承受靜應力的作用。常用軸端擋板的形式如矩形雙孔擋板、梨形擋板、單孔軸套等等，如圖1所示。其中矩形雙孔擋板因其結構簡單、安裝方便，在實際中最為常用。

圖1 常用軸端擋板的形式

矩形雙孔擋板的設計和尺寸選擇通常參考標準JB/ZQ 4348-97，適用于無軸向載荷的固定。本文以汽車起重機臂架根部銷軸軸端擋板結構為例，結合臂架在吊載情況下低速轉動的作業特點，就其在臂架變幅過程中的受力情況進行分析和研究，并提出設計改進，為軸端擋板的設計提供部分理論指導。

1 失效形式

軸端擋板的失效形式表現為：螺栓桿的剪斷；螺栓桿或連接孔表面被擠壓破壞。失效的原因主要有3種可能：①裝配過程中螺栓的預緊力不夠，不能產生足夠的摩擦力來平衡旋轉力矩的作用；②端擋板本身設計不合理，或是所選螺栓不合適，或是兩螺栓孔距離不夠，最終導致剪切力過大；③軸端擋板與軸的布置位置不合理，軸端擋板并非在最危險工況下設計、校核。下文將就此做詳細的分析。

2 工作原理和受力分析

軸端擋板的工作原理是通過普通螺栓連接（即受拉螺栓連接）將擋板和轉臺連接在一起，通過螺栓的預緊力使擋板緊壓在接合面上，靠接合面間的摩擦力力矩來平衡旋轉力矩。螺栓的受力分析如圖2所示。在旋轉力矩T的作用下，擋板有繞通過兩螺栓連線中心O-O旋轉的趨勢。

圖2 螺栓受力分析

假設兩螺栓連接接合面的摩擦力相等，與螺栓中心至擋板旋轉中心O-O的連線垂直，根據受力平衡條件得

式中F′——螺栓預緊力；

r——旋轉半徑；

ηs——接合面摩擦系數，鋼鐵接合面干燥時取0.10～0.16；接合面沾油時取0.06～0.10；

kf——考慮摩擦傳力的可靠系數，取1.1～1.5；

T——旋轉力矩。

旋轉力矩T的來源如圖3所示，在軸1的轉動過程，軸1與軸套2之間的轉動副產生摩擦力，阻止軸相對于軸套的轉動，摩擦力Ff21對軸的摩擦力矩為Mf=Ff21r=fVGr。

圖3 螺栓旋轉力矩來源分析

將軸上的法向反力FN21和摩擦力Ff21合成總反力FR21，根據軸1的受力平衡可得

G=-FR21，Md=-Mf=-FR21ρ，故

式中，fV為當量摩擦系數，對于已確定的軸，fV和r都為定值。由圖3可知，總反力FR21始終切于摩擦圓。總反力FR21所產生的摩擦力矩即軸端擋板產生旋轉趨勢的旋轉力矩T。因此該旋轉力矩T與法向反力FR21和摩擦力Ff21密切相關。

汽車起重機的工作角度一般為0°～80°，其中頻繁工作角度為30°～70°，在此范圍內根據不同幅度下起重能力的大小之別，最終會導致法向反力FN21的不同，因此其總反力FR21也為變化值，即摩擦力矩Mf（旋轉力矩T）為變化值。通過計算可知法向反力FN21在最大起重量或者最大起重力矩時最大。

總反力FR21的方向可根據臂架的變幅運動來確定，如圖4所示。假設法向反力FN21在最大起重量時最大，而一般汽車起重機最大起重量幅度設計值為2.5m或3m。變幅油缸做伸長運動，根據轉動副總反力的確定方法 ，反作用力F12和F32如圖所示，且都相切于摩擦圓，大小相等、方向相反。

圖4 臂架變幅運動受力分析圖

因此當軸端擋板的位置，與反作用力F32垂直距離最大時，由式(1)可知，螺栓的預緊力最小，即在相同預緊力的情況下，兩螺栓所能提供的摩擦力力矩最大，螺栓最安全。

通常情況下設計的軸端擋板為水平或者豎直布置，如圖5所示，通過上面的分析可知，此種布置方式并不合理，而當軸端擋板與轉動副總反力的方向形成最大垂直距離Dmax才是安全的設計，圖6所示，顯然D1≤D2＜Dmax。

圖5 不同位的軸端擋板

圖6 合理的軸端擋板位置

3 結 論

1）軸端擋板的設計應結合相應軸的實際受力情況，需通過計算校核預緊力的大小，不可生搬硬套標準JB/ZQ 4348-97。

2）軸端擋板的布置的理想情況是與軸所受最大總反力的方向形成最大力臂，此為軸端擋板布置的最安全位置。

3）軸端擋板水平或豎直布置加工方便，而與軸成一偏斜角度會增加加工難度。

[1]JB/ZQ 4348-97.軸端擋板[S].

[2]許立忠.機械設計[M].北京：機械工業出版社，2003：207-208.

[3]孫 桓，陳作模.機械原理[M].北京：高等教育出版社，2001：90-92.