气胀轴和轴承的公差配合
在通常情况下，气胀轴的外圈和结构件之间为中型压入配合，气胀轴的内圈和轴为基孔制的间隙配合，气胀轴的内圈开有油槽，加润滑脂润滑。气胀轴和轴承的配合间隙过大，则存在较大的冲击载荷，严重影响轴和结构件的使用寿命；轴和轴承的配合间隙过小，则难以形成稳定的润滑膜，所以轴和轴承之间的间隙在保证能形成稳定的润滑膜的基础上，应尽可能的小；其最小值可通过下面公式理论技术：
ｈｍｉｎ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａｌ＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△ＬＤ＋△
ｈｓ：油膜厚度最小安全值（ｍｍ）
Ｙ１２：轴承两端面的相对挠曲变形量
Ｒａ１：轴的表面粗糙度
Ｒａ２：轴承的表面粗糙度
△Ｌ：轴在轴承内一段的直线度
△Ｄ：轴承内圈的圆度
△：装配后轴承内孔收缩量
现就徐工２２０ＬＣ－６型挖掘机动臂和斗杆连接处的轴和轴承做最小配合间隙的计算：
当直轴径为９０的轴的油膜厚度最小安全值ｈｓ＝６（μｍ），对轴做挠度分析：其中液压系统的系统压力为：３１．４×１０６Ｐａ，油缸的缸径为１４０ｍｍ。
油缸的推力为：Ｆ＝π×７０×７０×ｌ０－６×３１．４×１０６＝４．８×１０５（Ｎ）
根据斗杆受力分析，Ｐｌ＝Ｐ２＝３．０６×ｌ０５，则Ｒｌ＝Ｒ２＝３．０６×１０５，
气胀轴的受力图可简化为
轴的载荷呈对称分布，现当Ｘ在（０—２０７）时，弯矩方程为
Ｍ（ｘ）＝Ｒ１×Ｘ－××（Ｘ－３７）×（Ｘ－３７）则
Ｙ（Ｘ）＝＋ｃｘ＋Ｄ＝
－＋ｘ－ｘ ＋Ｃｘ＋Ｄ
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）
轴的表面粗糙度如Ｒａ１＝１．６（μｍ）
轴承的表面粗糙度：Ｒａ２＝１．６（μ ｍ）
轴在轴承内一段的直线度△Ｌ＝２０（μ ｍ）
轴承内圈的圆度△Ｄ＝１５（ｐｍ）
装配后轴承内孔最大收缩量
△＝×δｍａｘ
式中δｍａｘ为轴承外径最大过盈量，δｍａｘ＝４５（μｍ）
ＤＢ为压入前轴承外径，ＤＢ＝１１０（ｍｍ）
ｄｏ为压入前轴承内径，ｄ０＝９０（ｍｍ）
经计算△：０．９１×４５＝４０（μｍ）
所以，形成油膜最小间隙为：
ｈｍｉｍ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａ１＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△Ｄ＋△
＝６＋６．６２５×１０－２＋１．６＋１．６＋２０＋１５＋４０
＝８４．９（μｍ）
而所选公差为９０，其最小间隙为１２２μｍ，即可见此间隙是合适的。
总之，在气胀轴和轴承的设计中，首先要考虑使用工况，其次在满足使用性能的基础上，轴和轴承的使用寿命稍长与整机的使用寿命即可，从而通过系统分析确定最佳方案。
关键词： 气胀轴
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