装载机机架铰点轴承选型分析

邓增彪

摘 要：通过对装载机铰接系统的受力研究，为铰接点轴承的选型作理论指导，校核铰点轴承选择的合理性。

关键词：装载机；铰接系统；圆锥滚子轴承

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

1 引言

装载机是一种用途十分广泛的工程机械，在钢铁厂的使用也是十分广泛。钢铁厂内主要用于各种散料的装卸、归堆、清理等。对减轻劳动强度，加快工作速度，提高工作质量、降低工作成本具有重要的作用。轮胎式装载机按其车架结构型式又可分为铰接式装载机、整体式车架装载机两种。由于铰接式装载机工作灵活，用途更广泛，使用更广。同时由于采用铰接系统，铰接处也是频发的故障点，由于铰接系统的故障容易导致车架变形，因此本文通过对铰接系统的受力研究，对铰接点轴承进行校核分析。

2 铰接点结构分析

国内装载机的铰接系统一般采用关节轴承，但因为其承受轴向负荷能力较差，因而当轴向负荷增大时，容易导致其磨损过度，最终失效。因为对于大吨位装载机渐渐选用圆锥滚子轴承，取代关节轴承。由于滚子轴承的滚子、内圈和外圈之间的摩擦为滚动摩擦，故摩擦阻力较小，不易磨损，寿命长。

3 轴承的受力分析

根据文献[1]的分析，对后车架进行受力分析，得出铰接点处的受力分析图如下：

经过计算分析当装载机后轮离地工况时，即铲斗插入料堆后进行剥离工作时为克服障碍提升动臂时引起后轮离地，此时N2=PKP2=0，同时径向力及轴向力均达到最大值。即铰接点的最大负荷为：

式中 Gs2——后车体的重量；l2——后轮接地点距铰接点的水平距离；h——上下铰点的距离；N2——地面对后轮的支反力；PKP2——后轮的有效牵引力；

通常来说，后车体的重量约为整车总重的三分之二，即Gs2=2/3G，为了使转向前后桥轮胎轨迹重合，l2一般为轴距的一半。这样通过对h的测量，可以得出上下铰点的受力大小。

4 轴承的選择分析

根据以上分析可以得出轴承所受的最大轴向力及径向力。对于选择轴承来说，有一个重要的参数是额定静载荷，所谓额定静载荷指轴承在大多数的应用场合中，最大载荷滚动体和滚道接触中心处可以允许有滚动体直径0.000 1倍的总永久变形量，而不致于对轴承以后的运转产生有害影响。因此，将引起如此大小永久变形量的当量静载荷规定为轴承的额定静载荷，所以选择轴承就是要使其与当量静载荷的比值在一定的范围内，根据文献[2]，为保证转向铰运转灵活，一般保证：

其中Por——轴承的当量静载荷

当轴承的额定静载荷为已知值时，通过计算当量静载荷可以判断轴承的选择是否合理。计算当量静载荷[3]，对于圆锥滚子轴承的公称接触角为0°<α≤45°，所以其径向当量静载荷公式应该为：

式中，Fr——轴承的径向力；Fa——轴承的轴向力；

因此，可以得出对于下铰点的圆锥滚子轴承当量静载荷为：

通过以上公式的计算，可以简单判断某型装载机的圆锥滚子轴承的选型是否合理，进而为铰接处的损坏提供理论依据。

5 某型装载机856B轴承分析

以某型装载机856B为例，通过查询相关技术文件，其整机质量M=17000kg，上下铰距离h=895mm，后轮接地点距铰接点的水平距离l2=1615mm。

因为856B上下铰点均采用32215型的圆锥滚子轴承，且其α=16°。通过对比式6与式7，可以得出下铰点的当量静载荷比上铰点的当量静载荷大，因此只需计算下铰点当量载荷进行判断轴承选择的合理性，经计算可以得出Por=311.48kN。通过文献[3]查询32215型轴承的相关参数，可得Cor=242kN。

由于每个铰接点均采用两个轴承反向并排安装，根据文献[3]对于两套相同的单列滚子轴承，以“背对背”或“面对面”配置，并排安装（成对安装）在同一轴上作为一个整体运转，其径向基本额定静载荷为一套单列轴承额定静载荷的两倍。所以其额定静载荷与当量静载荷比值为1.55，略比合理取值范围区间大。

6 结论

A、根据以上计算公式可以简单的判断某型装载机轴承选择是否合理，从而为铰接点的损坏是否由轴承导致的下基本结论。

B、根据此方法进行反推，可以根据计算的轴承当量静载荷对轴承进行选型，从而计算出轴承的相关尺寸。

参考文献：

[1]郁录平等.装载机机架铰接点的受力分析[J].建筑机械，2006（09）.

[2]寇尊权等.装载机新旧铰接系统轴承的对比分析[J].农业工程学报，1996（03）.

[3]滚动轴承额定静载荷[S].GBT4662-2003.北京：标准出版社，2003.