軸套的配合量在挖掘機中的應用分析

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生的因素進行了探討。并配合相關理論知識和實際經驗從選材、尺寸調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，那么裝置就會發生軸套相對轉動以及竄套等問題；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小；其次，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現其配合實際就是一個組合厚壁圓筒，在加工過程中內筒的外半徑需要略大于外筒內半徑，兩者之間的過盈量就是內外徑的差。內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。

所有的研究其本質目的都是為了方便現場操作，而挖掘機的工作裝置之間的配合如何才能緊密、合理。根據相關設計規范要求，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公式進行計算得出，并按照機械設計的基本原理選用相關合理設計量。軸座孔的公差設計中應當優先選擇基孔制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。以某個45t級規格的挖掘機為例，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定，因而在工作中軸同軸套之間就會產生摩擦熱，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疲勞損壞，對構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代表的是軸套內孔的上偏差；ei表示軸的下偏差；Δsmin用以表示軸套內孔的最小收縮量；EI則表示軸套內孔的下偏差；軸的上偏差用es表示；Δsmax代表軸套內孔的最大收縮量。進行裝配后，軸套內孔會有所收縮，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代表軸套內徑的基本尺寸；b代表軸套外徑基本尺寸（軸座內徑的基本尺寸）；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，而無內壓力作用，故軸套的內壓力P1=0，軸套的外壓力P2=P。由于所求值為軸套內孔收縮量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的相對撓曲變形量，；Ra1為軸的表面粗糙度；Ra2代表軸套內的表面粗糙度；Δl代表了軸在軸套內一段的直線度；Δd表示軸套內圈的圓度；Δsmax表示裝配后軸套內孔最大收縮量；Δt表示軸與軸套的間隙因溫升而減少的數（以上取值單位均為μm）。

3 結束語

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孔的收縮量、溫度改變后內孔裝配等。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、軸套內表面的粗糙度以及軸表面粗糙程度、軸套直線度、內圓度以及裝配后內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化，能夠有效的降低故障的發生幾率。

參考文獻

[1]隋明義.濕地型挖掘機工作裝置的兩處使用改進[J].工程機械，1993.

[2]金海薇，李冬偉.挖掘機反鏟工作裝置的設計與仿真系統[J].煤礦機械，2004.

[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，2011.