佛山升降车租赁,   升降车推压减速器输出轴滑动轴承的新型润滑方式？？     佛山升降车出租,  升降车出租    25WK-55型升降车推压减速器输出轴的支撑轴承采用脂润滑滑动轴承，采用人工定时(3min/次)启动电脂泵，将润滑脂通过油脂注入口、滑动轴承油脂进口压进滑动轴承与轴的工作表面形成润滑油膜，以减少轴承的磨损。受工作条件的影响，目前升降车推压系统输出轴滑动轴承存在的主要问题有：无法检测及判定脂润滑是否压进滑动轴承工作面；人工操作的不可靠性。WK-55型升降车推压减速器输出轴的最高转速为11.4r/min，属于低速频繁正反转，且受到交变重载的冲击，因而难以在所支撑的滑动轴承工作面形成油膜。当升降车在推压过程满载工作时，最大推压力为1127kN，通过结构设计分析可得，滑动轴承工作面的最大压强p=2.54MPa。其后果是在升降车工作过程中，滑动轴承工作表面由于润滑不足产生磨损，增大了轴承间隙，致使输出轴产生振动，传递到推压系统输出齿轮啮合面上后形成点蚀，造成升降车不能正常使用，影响生产。升降车推压减速器输出轴滑动轴承采用新型不完全流体润滑的轴承结构及润滑方式，可以实现以下工作要求：升降车无载荷工作时，通过油压将推压系统输出轴与支撑滑动轴承的表面瞬时分离，润滑油进入轴承承载工作面；当升降车满载荷工作时，载荷作用使输出轴压向支撑滑动轴承的工作面，从而在输出轴与轴承的接触表面形成压力油膜，以解决输出轴脂润滑轴承表面磨损过快的问题，提高滑动轴承的疲劳寿命。流体仿真设计及试验证明，设计的轴承端面迷宫密封结构能够达到端面无泄漏的要求。

     1新型不完全流体润滑的轴承结构及润滑方式设计,   WK-55型升降车推压减速器输出轴的脂润滑滑动轴承的结构。新型不完全流体润滑的轴承结构及润滑方式，将人工定期操作的脂润滑方式改为液压泵自动泵入低压润滑油循环润滑的方式，可以解决输出轴支撑滑动轴承表面的润滑问题，同时降低润滑系统的内部压力，降低成本。参考WK-55型升降车推压系统的设计参数，输出轴滑动轴承支撑处的轴颈d=336mm，根据公式c=0.315d+10.44，确定轴承的相对间隙c=116.28µm，即c为0.116mm，实际间隙为0.1mm。滑动轴承两端的密封性是维持轴承工作面油压的必要条件。在端面结构设计上采用迷宫密封结构，其特点是：(1)安装端盖密封圈5，端盖通过螺栓联结，保证压力润滑油不会从端面泄漏；(2)滑动轴承两端采用迷宫密封，迷宫密封件与输出轴采用过盈配合，保证压力润滑油不会沿输出轴表面泄漏；(3)考虑到工作时轴承工作面温度的变化，在确定低压润滑油运动黏度的条件下，通过流体仿真计算确定端盖与迷宫密封件之间形成的迷宫腔，保证端盖固定件不会与迷宫密封产生摩擦磨损。液压泵将油箱的润滑油经过滤器注入滑动轴承的进油口，通过油管进入滑动轴承工作面中，然后从轴承左端的回油口和压力阀回到油箱循环，通过压力阀的作用，使润滑油在轴承与轴形成的工作空间中保持一定的压力。当油压超过压力阀6的设定值时，压力阀打开，油液经过滤器返回油箱。

     2低压油润滑滑动轴承工作状态分析:  低压油润滑的滑动轴承工作状态。在轴承承载腔低油压供油润滑方式下，推压系统无载荷工作时，油压作用使推压系统输出轴与支撑滑动轴承的表面瞬时分离，润滑油进入轴承承载面。当推压系统满载荷工作时，载荷作用使输出轴压向支撑滑动轴承的承载面，从而在输出轴与轴承接触表面形成压力油膜，解决了输出轴脂润滑轴承表面磨损过快的问题，提高了滑动轴承的疲劳寿命。当工作载荷卸掉后，轴再次被抬离轴承的接触表面。对载荷进行分析时，由于轴瓦上载荷的分布与轴承间隙大小和材料的弹性模量有关，准确计算十分复杂。因此，通常按非流体润滑滑动轴承设计。假设载荷平均分布在轴承上，则轴承单位面积上的载荷，式中：F为轴颈上的载荷，N；B为轴瓦宽度，取260mm；D为轴瓦孔径，取336mm。通过对WK-55型升降车推压系统工作载荷的计算分析可知：在推压系统空载时，只考虑输出轴自重载荷作用，此时F=33500N，滑动轴承工作面的最大压强p=0.19MPa；推压系统满载工作时，F=222112N，滑动轴承工作面的最大压强p=2.54MPa。考虑到升降车工作规律(满载—空载—满载)的特点，设计采取低压油循环润滑方式，通过润滑系统的压力阀作用，使轴承腔维持一定的油压。考虑到空载时输出轴抬起离开轴承接触表面，满载时又能承受一定的压力，保证轴承承载面上存在压力润滑油膜，在试验设计中确定将压力阀的压力调整为不低于2MPa，以实现提高轴承疲劳寿命的目的。

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      3低压油润滑滑动轴承两端密封性仿真分析:  由于迷宫间隙是通过2个圆环组合形成的，零件的加工精度及安装误差直接影响到间隙的大小。间隙过大，密封性不好；间隙过小，可能造成2个零件在旋转过程产生磨擦。因此在润滑油的动力黏度为0.3Pa·s、轴承润滑油入口压强为5MPa的条件下，综合分析加工精度及密封要求后，初步确定迷宫间隙为1~2mm，通过流体仿真分析来检验滑动轴承的密封性能。设定润滑油的动力黏度为0.3Pa·s，迷宫密封出口(轴颈连接处)油压为0.1MPa，轴承润滑油入口压强为5MPa，选取迷宫间隙为1.0、1.5和2.0mm，通过流体仿真分析流体压强的分布。在保证滑动轴承端面密封要求下，选取较大的迷宫间隙。在迷宫间隙为2.0mm时，设定滑动轴承进油口(迷宫密封入口)润滑油压力5MPa、回油口(压力阀所在位置)润滑油压力2MPa为参考压力。油压分析点为迷宫腔在输出轴出口处，压力为0.001MPa，表明轴承的轴向密封结构可靠，轴表面无润滑油泄漏现象，满足密封要求。

    4迷宫密封试验: 为验证新型不完全流体润滑轴承结构的密封性，设计了一个密封试验装置。该试验装置与实际装置比例为1∶10，主要包括轴承模型、减速电动机、油泵、油箱、压力阀、溢流阀和油管等。减速电动机输出转速为140r/min，额定电压为380V，通过联轴器带动轴承模型转动。试验装置中的液压系统采用试验室的原有设备工装，压力阀流量为10L/min，额定压力为63MPa。考虑到试验的主要目的是验证端面迷宫密封结构的可靠性，在试验中将压力阀的出口压力调整为8MPa，完全可以满足要求。试验装置连续工作4h后，检查轴承的油温及断面泄漏情况：当油温达到50℃时，轴承两端以及密封端盖处没有出现泄漏情况。轴左端面试验结果如图7所示。试验结果充分证明了该迷宫密封结构的合理性和实用性，但仍有待于通过对脂润滑滑动轴承进行加载试验，来验证不完全流体低压油润滑滑动轴承的减磨性能，达到提高润滑油的利用率，减少输出轴与轴承的磨损，提高轴承疲劳寿命的目的。

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