裝載機(jī)機(jī)架鉸點(diǎn)軸承選型分析

鄧增彪

摘 要：通過對裝載機(jī)鉸接系統(tǒng)的受力研究，為鉸接點(diǎn)軸承的選型作理論指導(dǎo)，校核鉸點(diǎn)軸承選擇的合理性。

關(guān)鍵詞：裝載機(jī)；鉸接系統(tǒng)；圓錐滾子軸承

DOI：10.16640/j.cnki.37-1222/t.2017.11.015

1 引言

裝載機(jī)是一種用途十分廣泛的工程機(jī)械，在鋼鐵廠的使用也是十分廣泛。鋼鐵廠內(nèi)主要用于各種散料的裝卸、歸堆、清理等。對減輕勞動強(qiáng)度，加快工作速度，提高工作質(zhì)量、降低工作成本具有重要的作用。輪胎式裝載機(jī)按其車架結(jié)構(gòu)型式又可分為鉸接式裝載機(jī)、整體式車架裝載機(jī)兩種。由于鉸接式裝載機(jī)工作靈活，用途更廣泛，使用更廣。同時由于采用鉸接系統(tǒng)，鉸接處也是頻發(fā)的故障點(diǎn)，由于鉸接系統(tǒng)的故障容易導(dǎo)致車架變形，因此本文通過對鉸接系統(tǒng)的受力研究，對鉸接點(diǎn)軸承進(jìn)行校核分析。

2 鉸接點(diǎn)結(jié)構(gòu)分析

國內(nèi)裝載機(jī)的鉸接系統(tǒng)一般采用關(guān)節(jié)軸承，但因?yàn)槠涑惺茌S向負(fù)荷能力較差，因而當(dāng)軸向負(fù)荷增大時，容易導(dǎo)致其磨損過度，最終失效。因?yàn)閷τ诖髧嵨谎b載機(jī)漸漸選用圓錐滾子軸承，取代關(guān)節(jié)軸承。由于滾子軸承的滾子、內(nèi)圈和外圈之間的摩擦為滾動摩擦，故摩擦阻力較小，不易磨損，壽命長。

3 軸承的受力分析

根據(jù)文獻(xiàn)[1]的分析，對后車架進(jìn)行受力分析，得出鉸接點(diǎn)處的受力分析圖如下：

經(jīng)過計(jì)算分析當(dāng)裝載機(jī)后輪離地工況時，即鏟斗插入料堆后進(jìn)行剝離工作時為克服障礙提升動臂時引起后輪離地，此時N2=PKP2=0，同時徑向力及軸向力均達(dá)到最大值。即鉸接點(diǎn)的最大負(fù)荷為：

式中 Gs2——后車體的重量；l2——后輪接地點(diǎn)距鉸接點(diǎn)的水平距離；h——上下鉸點(diǎn)的距離；N2——地面對后輪的支反力；PKP2——后輪的有效牽引力；

通常來說，后車體的重量約為整車總重的三分之二，即Gs2=2/3G，為了使轉(zhuǎn)向前后橋輪胎軌跡重合，l2一般為軸距的一半。這樣通過對h的測量，可以得出上下鉸點(diǎn)的受力大小。

4 軸承的選擇分析

根據(jù)以上分析可以得出軸承所受的最大軸向力及徑向力。對于選擇軸承來說，有一個重要的參數(shù)是額定靜載荷，所謂額定靜載荷指軸承在大多數(shù)的應(yīng)用場合中，最大載荷滾動體和滾道接觸中心處可以允許有滾動體直徑0.000 1倍的總永久變形量，而不致于對軸承以后的運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生有害影響。因此，將引起如此大小永久變形量的當(dāng)量靜載荷規(guī)定為軸承的額定靜載荷，所以選擇軸承就是要使其與當(dāng)量靜載荷的比值在一定的范圍內(nèi)，根據(jù)文獻(xiàn)[2]，為保證轉(zhuǎn)向鉸運(yùn)轉(zhuǎn)靈活，一般保證：

其中Por——軸承的當(dāng)量靜載荷

當(dāng)軸承的額定靜載荷為已知值時，通過計(jì)算當(dāng)量靜載荷可以判斷軸承的選擇是否合理。計(jì)算當(dāng)量靜載荷[3]，對于圓錐滾子軸承的公稱接觸角為0°<α≤45°，所以其徑向當(dāng)量靜載荷公式應(yīng)該為：

式中，F(xiàn)r——軸承的徑向力；Fa——軸承的軸向力；

因此，可以得出對于下鉸點(diǎn)的圓錐滾子軸承當(dāng)量靜載荷為：

通過以上公式的計(jì)算，可以簡單判斷某型裝載機(jī)的圓錐滾子軸承的選型是否合理，進(jìn)而為鉸接處的損壞提供理論依據(jù)。

5 某型裝載機(jī)856B軸承分析

以某型裝載機(jī)856B為例，通過查詢相關(guān)技術(shù)文件，其整機(jī)質(zhì)量M=17000kg，上下鉸距離h=895mm，后輪接地點(diǎn)距鉸接點(diǎn)的水平距離l2=1615mm。

因?yàn)?56B上下鉸點(diǎn)均采用32215型的圓錐滾子軸承，且其α=16°。通過對比式6與式7，可以得出下鉸點(diǎn)的當(dāng)量靜載荷比上鉸點(diǎn)的當(dāng)量靜載荷大，因此只需計(jì)算下鉸點(diǎn)當(dāng)量載荷進(jìn)行判斷軸承選擇的合理性，經(jīng)計(jì)算可以得出Por=311.48kN。通過文獻(xiàn)[3]查詢32215型軸承的相關(guān)參數(shù)，可得Cor=242kN。

由于每個鉸接點(diǎn)均采用兩個軸承反向并排安裝，根據(jù)文獻(xiàn)[3]對于兩套相同的單列滾子軸承，以“背對背”或“面對面”配置，并排安裝（成對安裝）在同一軸上作為一個整體運(yùn)轉(zhuǎn)，其徑向基本額定靜載荷為一套單列軸承額定靜載荷的兩倍。所以其額定靜載荷與當(dāng)量靜載荷比值為1.55，略比合理取值范圍區(qū)間大。

6 結(jié)論

A、根據(jù)以上計(jì)算公式可以簡單的判斷某型裝載機(jī)軸承選擇是否合理，從而為鉸接點(diǎn)的損壞是否由軸承導(dǎo)致的下基本結(jié)論。

B、根據(jù)此方法進(jìn)行反推，可以根據(jù)計(jì)算的軸承當(dāng)量靜載荷對軸承進(jìn)行選型，從而計(jì)算出軸承的相關(guān)尺寸。

參考文獻(xiàn)：

[1]郁錄平等.裝載機(jī)機(jī)架鉸接點(diǎn)的受力分析[J].建筑機(jī)械，2006（09）.

[2]寇尊權(quán)等.裝載機(jī)新舊鉸接系統(tǒng)軸承的對比分析[J].農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，1996（03）.

[3]滾動軸承額定靜載荷[S].GBT4662-2003.北京：標(biāo)準(zhǔn)出版社，2003.