氣脹軸和軸承的公差配合
在通常情況下，氣脹軸的外圈和結構件之間為中型壓入配合，氣脹軸的內圈和軸為基孔製的間隙配合，氣脹軸的內圈開有油槽，加潤滑脂潤滑。氣脹軸和軸承的配合間隙過大，則存在較大的衝擊載荷，嚴重影響軸和結構件的使用壽命；軸和軸承的配合間隙過小，則難以形成穩定的潤滑膜，所以軸和軸承之間的間隙在保證能形成穩定的潤滑膜的基礎上，應盡可能的小；其最小值可通過下麵公式理論技術：
ｈｍｉｎ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａｌ＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△ＬＤ＋△
ｈｓ：油膜厚度最小安全值（ｍｍ）
Ｙ１２：軸承兩端麵的相對撓曲變形量
Ｒａ１：軸的表麵粗糙度
Ｒａ２：軸承的表麵粗糙度
△Ｌ：軸在軸承內一段的直線度
△Ｄ：軸承內圈的圓度
△：裝配後軸承內孔收縮量
現就徐工２２０ＬＣ－６型挖掘機動臂和鬥杆連接處的軸和軸承做最小配合間隙的計算：
當直軸徑為９０的軸的油膜厚度最小安全值ｈｓ＝６（μｍ），對軸做撓度分析：其中液壓係統的係統壓力為：３１．４×１０６Ｐａ，油缸的缸徑為１４０ｍｍ。
油缸的推力為：Ｆ＝π×７０×７０×ｌ０－６×３１．４×１０６＝４．８×１０５（Ｎ）
根據鬥杆受力分析，Ｐｌ＝Ｐ２＝３．０６×ｌ０５，則Ｒｌ＝Ｒ２＝３．０６×１０５，
氣脹軸的受力圖可簡化為
軸的載荷呈對稱分布，現當Ｘ在（０—２０７）時，彎矩方程為
Ｍ（ｘ）＝Ｒ１×Ｘ－××（Ｘ－３７）×（Ｘ－３７）則
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）
軸的表麵粗糙度如Ｒａ１＝１．６（μｍ）
軸承的表麵粗糙度：Ｒａ２＝１．６（μ ｍ）
軸在軸承內一段的直線度△Ｌ＝２０（μ ｍ）
軸承內圈的圓度△Ｄ＝１５（ｐｍ）
裝配後軸承內孔最大收縮量
△＝×δｍａｘ
式中δｍａｘ為軸承外徑最大過盈量，δｍａｘ＝４５（μｍ）
ＤＢ為壓入前軸承外徑，ＤＢ＝１１０（ｍｍ）
ｄｏ為壓入前軸承內徑，ｄ０＝９０（ｍｍ）
經計算△：０．９１×４５＝４０（μｍ）
所以，形成油膜最小間隙為：
ｈｍｉｍ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａ１＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△Ｄ＋△
＝６＋６．６２５×１０－２＋１．６＋１．６＋２０＋１５＋４０
＝８４．９（μｍ）
而所選公差為９０，其最小間隙為１２２μｍ，即可見此間隙是合適的。
總之，在氣脹軸和軸承的設計中，首先要考慮使用工況，其次在滿足使用性能的基礎上，軸和軸承的使用壽命稍長與整機的使用壽命即可，從而通過係統分析確定最佳方案。
關鍵詞： 氣脹軸
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