鄧增彪

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

關鍵詞：裝載機；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

裝載機是一種用途十分廣泛的工程機械，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。對減輕勞動強度，加快工作速度，提高工作質量、降低工作成本具有重要的作用。輪胎式裝載機按其車架結構型式又可分為鉸接式裝載機、整體式車架裝載機兩種。由于鉸接式裝載機工作靈活，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，由于鉸接系統(tǒng)的故障容易導致車架變形，因此本文通過對鉸接系統(tǒng)的受力研究，對鉸接點軸承進行校核分析。

2 鉸接點結構分析

國內(nèi)裝載機的鉸接系統(tǒng)一般采用關節(jié)軸承，但因為其承受軸向負荷能力較差，因而當軸向負荷增大時，容易導致其磨損過度，最終失效。因為對于大噸位裝載機漸漸選用圓錐滾子軸承，取代關節(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[1]的分析，對后車架進行受力分析，得出鉸接點處的受力分析圖如下：

經(jīng)過計算分析當裝載機后輪離地工況時，即鏟斗插入料堆后進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到最大值。即鉸接點的最大負荷為：

式中 Gs2——后車體的重量；l2——后輪接地點距鉸接點的水平距離；h——上下鉸點的距離；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轉產(chǎn)生有害影響。因此，將引起如此大小永久變形量的當量靜載荷規(guī)定為軸承的額定靜載荷，所以選擇軸承就是要使其與當量靜載荷的比值在一定的范圍內(nèi)，根據(jù)文獻[2]，為保證轉向鉸運轉靈活，一般保證：

其中Por——軸承的當量靜載荷

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

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的圓錐滾子軸承當量靜載荷為：

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

5 某型裝載機856B軸承分析

以某型裝載機856B為例，通過查詢相關技術文件，其整機質量M=17000kg，上下鉸距離h=895mm，后輪接地點距鉸接點的水平距離l2=1615mm。

因為856B上下鉸點均采用32215型的圓錐滾子軸承，且其α=16°。通過對比式6與式7，可以得出下鉸點的當量靜載荷比上鉸點的當量靜載荷大，因此只需計算下鉸點當量載荷進行判斷軸承選擇的合理性，經(jīng)計算可以得出Por=311.48kN。通過文獻[3]查詢32215型軸承的相關參數(shù)，可得Cor=242kN。

由于每個鉸接點均采用兩個軸承反向并排安裝，根據(jù)文獻[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轉，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量靜載荷比值為1.55，略比合理取值范圍區(qū)間大。

6 結論

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

B、根據(jù)此方法進行反推，可以根據(jù)計算的軸承當量靜載荷對軸承進行選型，從而計算出軸承的相關尺寸。

參考文獻：

[1]郁錄平等.裝載機機架鉸接點的受力分析[J].建筑機械，2006（09）.

[2]寇尊權等.裝載機新舊鉸接系統(tǒng)軸承的對比分析[J].農(nóng)業(yè)工程學報，1996（03）.

[3]滾動軸承額定靜載荷[S].GBT4662-2003.北京：標準出版社，2003.