【文章內(nèi)容簡介】 是R X 5 的反作用力， R Y 6 是R Y 5 的反作用力。因此平衡方程為：X方向：RX7RX6=0Y方向：RY7RY6=0Mo(F)=0：M3+RY6HM2=0 (H為軸承的徑向厚度)由以上方程和前面所得結果可求得M3， M3為回轉支承與前車架部分螺栓預緊力產(chǎn)生的傾覆力矩。（二） 軸承內(nèi)滾動體的受力分析。軸承內(nèi)的滾珠和軸承圈內(nèi)部相接觸，在實際使用過程中，它會變成兩點接觸，即3 點接觸，或者4 點接觸， 所示。軸承承載后滾珠與軸承內(nèi)外套圈形成兩個接觸面，外套圈的載荷通過受壓的滾珠傳遞到內(nèi)套圈。 單排四點接觸球軸承示意圖一套單排四點接觸球式回轉支承是如何能同時承受軸向力、徑向力和傾覆力矩的，下面根據(jù)推力向心球軸承進行推導。下圖是兩套推力向心球軸承的受力圖： 兩套推力向心軸承受力示意圖作用在軸承上的任意外負荷總可以向軸承組合中心點簡化為一組力系，該力系由軸向力Pa、徑向力Pr 、傾覆力矩M 所組成。在這組力系的作用下，軸承上產(chǎn)生支反力，右軸承套圈組A（由外套圈Ae和內(nèi)套圈Ai組成）的支反力匯交于O A 點，左軸承套圈組B（由外套圈Be和內(nèi)套圈Bi組成）的支反力匯交于OB ，設接觸角為α ，則有： OAOB=dr tgα+l式中 d r 為滾動體中心園直徑；l 為左右軸承的間距?，F(xiàn)設想將這兩套的間距l(xiāng) → 0，也就是使這兩套軸承迭合起來， 所示，這時 OAOB=dr tgα 。 單排四點接觸球軸承受力示意圖二不難發(fā)現(xiàn)， 就是四點接觸球軸承的受力圖。由此可見，一套四點接觸球軸承之所以能同時承受軸向力、徑向力和傾覆力矩，就在于它可以等效為兩套相對安裝的推力向心球軸承（α ≥ 45176。時）或向心推力球軸承（α 45176。時）。只不過這兩套軸承的間距l(xiāng) = 0而已。與推力向心型軸承支反力求取的方法相仿，可求得四點接觸球軸承的支反力。這些支反力計算公式的形式，要視外負荷是直接加在內(nèi)套圈上還是外套圈上的不同而不同；而視傾覆力矩M 的方向不同而不同；視軸向力Pa 、徑向力Pr 、等效力矩P M 在大小次序上的不同而不同。由于回轉支承外圈與中央擺動架通過直口配合，它們的接觸面上承受了徑向力RY 6 。故在這種情況下，軸承只承受軸向力R X 6和傾覆力矩M ，且已求得在工況一R X 6 =0 。對四點接觸球軸承，當主要受軸向力和徑向力相近時，取α 為45176。 。從（一）軸承整體受力分析已經(jīng)求知：Pa=RX6 ， Pr=RY6 ，PM=2M2drtgα由此可知：PMPaPr因此 FrA=12(PMPr) FaA=Pa+12（PM+Pr）tgα FrB=12(PM+Pr) FaB=12（PM+Pr）tgα由以上方差代入數(shù)據(jù)求得在工況一時： FrA=FrB=12PM=27158(N) FaA=FaB=12PMtgα=27158N（三） 軸承的動態(tài)壽命和靜載能力校核。1．軸承的動態(tài)壽命在機械設計領域，當作用在軸承上的載荷P等于基本額定動載荷C時，軸承的壽命等于106轉。而當P不等于C時，經(jīng)過大量試驗和分析，額定壽命L 的計算公式為 L=(CP)ε (Mr兆轉)式中：C為額定動載荷（N）； P為當量動載荷（N）； ?為壽命指數(shù)，擺動架所用四點接觸球軸承?=3 。根據(jù)已知的推力向心球軸承、向心推力球軸承和推力向心滾子軸承的試驗和分析的結論，可推得四點接觸球軸承額定動負荷的計算公式： C=fc（cosα） Z23 (當α≥45176。，D)式中，Z為滾動體個數(shù) ； D為滾動體直徑，單位mm ； fc為動態(tài)系數(shù)，本論文工況一時取fc= 。所以在工況一時： C=（22）1 6023=429955 （N）計及軌道表面硬度對壽命的影響， CH = f H C （N ），式中fH 為硬度系數(shù)。所以， C H = 429955 = 343964（N ）根據(jù)已知的推力向心球軸承、向心推力球軸承和推力向心滾子軸承的試驗和分析的結論，可推得四點接觸球軸承當量動負荷P 的計算公式，如下： P=XFr+YFa （N）式中，F(xiàn)r為軸承支反力的徑向分量，即徑向載荷； Fa為軸承支反力的軸向分量； X為動態(tài)徑向系數(shù)，； Y為動態(tài)軸向系數(shù)，；故工況一時： PA = PB = 27158 + 27158 = 48070 （N）計及實際外負荷沖擊特性影響后的當量動負荷為P F = fF P（N ），式中fF 為負荷特性系數(shù)，在中等沖擊力下， f F =~。根據(jù)此式可分別求出套圈A和B 的當量動負荷PFA 和PFB 。PFA = PFB = 48070 = 72105 (N)套圈 A 和B 的額定壽命分別為: LA=(CHPFA)ε (Mr) LB=(CHPFB)ε (Mr)代入數(shù)據(jù)，得到LA = LB = 108這樣的話，由套圈A 和B 組成的整套軸承的額定壽命為： L=(1LA)e+(1LB)e1e式中：e為壽命離散指數(shù)，對于單排四點接觸球軸承，e = 10/9 。代入數(shù)據(jù)得到整套軸承的額定壽命L = 58 如果用百萬轉下的工作小時數(shù)來表示額定壽命，則有： H=L10660n=581066020=48333 （h） （轉速取20rpm，實際上可能并不能達到這個轉速）所以在工況一下，回轉支承可以連續(xù)使用48333 個小時， 年。2．軸承的靜載能力鉸接式卡車的回轉支承屬于較大型的軸承，工作轉速不高，但往往處于擺動工作狀態(tài)，這時需要校核其靜載能力。靜載能力的校核公式為 C0P0S式中：C0為額定靜載荷（N）； P0為當量靜載荷（N）； S為靜載的安全系數(shù)，承受較大沖擊載荷情況下，S=~ 。根據(jù)已知的推力向心球軸承、向心推力球軸承和推力向心滾子軸承的試驗和分析的結論， 可推得四點接觸球軸承額定靜負荷的計算公式： C0=f0ZD2sinα （當α≥45176。時）式中，f0為靜載系數(shù)，本論文工況一時取f0=5 。 C0=560402sin45176。=339411 （N）計及軌道表面硬度對靜載能影響后的額定靜負荷為： C0H=fHC0 ，式中，fH為硬度影響系數(shù)， 。 C0H=3394110= （N）根據(jù)已知的推力向心球軸承、向心推力球軸承和推力向心滾子軸承的試驗和分析的結論， 可推得四點接觸球軸承當量靜負荷Po 的計算公式為： P0=X0Fr0+Y0Fa0上式中，F(xiàn)r0為軸承支反力的徑向分量； Fa0為軸承支反力的軸向分量； X0為靜載徑向系數(shù)， ； Y0為靜載軸向系數(shù)，工況一中取1 。根據(jù)當量靜載荷計算公式可分別求得套圈組A 和B 的當量靜負荷PoA 和PoB 。一般來說，直接承受外負荷的套圈組A的當量靜負荷PoA 的數(shù)值比PoB 來的大，故可只校核套圈組A 的靜載能力，使 C0HP0AS P0A=27158+127158=89621 (N) C0HP0A==S所以靜載能力完全滿足要求。因此通過（三）的計算，回轉支承的動態(tài)壽命和靜載能力均能滿足使用要求。（四）聯(lián)結螺栓組的應力分析螺栓規(guī)格GB578286；型號為M20。36 個螺栓均勻的分布在直徑為1198mm 的分度圓上?；剞D支承由兩組螺栓分別與前車架、中央擺動架相連。受力大小、受力情況基本一樣。 回轉支承固定螺栓的受力簡化圖 所示組合力的情況下，徑向力R Y 6 、軸向力R X6 、傾覆力矩M2 。由于擺動架與回轉支承外圈采用直孔配合結構，徑向力R Y 6 由直孔的配合面來承受。這樣螺栓組的受力只剩下R X 6 、M2 。，擺動架與回轉支承相接觸的上半部分承受壓力，下邊的螺栓組承受拉力，壓力與拉力之組合起來，抵消傾覆力矩M2，軸向力R X 6 。在計算過程中適當?shù)暮喕藘商帲阂皇窃跀[動架與回轉支承相接觸承受壓力面上，忽略了螺栓的面積；二是假定中性面通過圓的直徑處。 F=RX6 (1) M=M2 (2) 固定螺栓組受力微分計算示意圖對于如圖所示，上半部分受壓，受力需要通過積分來確定；下半部分受拉，作用點在螺栓上，故可簡化為18 個集中力。某處所受的力和它到中性層的距離成正比，令上下兩部分的比例系數(shù)分別為k1 、k2 。 l=rsinα ； ?S=rdrdα ；在面積為ΔS的面上所承受的力和力矩分別為： ?F=k1?Sl ； ?M=?Fl=k1?Sl2 ；上半部分的合力和合力矩分別為： F1=?F=k1lds 化解為下 k1lds=k1r2sinαdrdα=k1R2R1r2dr0πsinαdα （3） M1=?M=k1l2ds 化解為下式 k1l2ds=k1r3sin2αdrdα=k1R2R1r3dr0πsin2αdα （4），螺栓所受到的拉力簡化為若干個集中力Fi ，各個集中力的力臂長為Li 。 F2=i=118Fi=k2i=118Li (5) M2=i=118Mi=k2i=118Li2 (6)其中，Li=Rsiniπ18 ，i=1,2,3，，18 。將（3）、（4）、（5）、（6）式代入（1）、（2）得： k1R2R1r2dr0πsinαdα+k2i=118Li=RX6k1R2R1r3dr0πsin2αdα+k2i=118Li2=M2 上述方程組中，兩個方程兩個未知數(shù)，解方程便可的得到kk2的值。顯然，得到kk2的值便可以代入（5）中很容易的求得各螺栓受力。螺栓組受力最大的螺栓為最底部的螺栓，計算求得三種工況下它的拉力Fmax。再由 σmax=Fmaxπr2，式中r為M20螺栓的小徑半徑。求得最大應力σmax 。 。 前車架受力分析由于前車架主要載荷是發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、油箱、液壓系統(tǒng)及車架自身的重量，前車架相對來說比較安全。由前面方程的求解，在此時前車架受力圖中的所有力已經(jīng)全部是已知力了。在此列出平衡計算的目的是為前面計算過程校核。X方向： R1XRX8=0 Y反向： G1+RY8R1=0 MoF=0 ：M4+G1L1RY8L8=0 滿載勻速運行計算結果設力系所在的平面與oxy 平面重合，且前橋與前車架連接處為oxy 平面的坐標原點O，沿車身方向為x 方向。各力作用點的位置由其在oxy 坐標系的坐標來確定。下表為滿載勻速運行的計算結果： 工況一受力分析計算結果力學符號數(shù)值（N）力學符號數(shù)值（N）力學符號數(shù)值（mm）G1111900RX50L1600G263100RX60L22665G21181750RX70L33530G2243250RX80L4R1198600RY143350L54771R1X0RY243350L61410R2201400RY343350L71125R2X0RY443350H1186RX146481RY586700H100RX246481RY686700RX346481RY786700RX446481RY886700力矩（Nm）M130417M230417M321747M421747 工況二回轉支承動態(tài)壽命和靜載能力表額定壽命（h）工況轉速n（rpm）靜載能力C0P0S工況一4833320~ 工況二固定螺栓組最大應力表M2/ NmRX6/NFmax/Nσmax/MPa工況一304170338 滿載勻速振動沖擊工況實際卡車行駛時，由于承載系統(tǒng)在六個自由度方向運動，而且系統(tǒng)并非剛體，所以各點的位移不同，加速度是不相等的。因而在計算施加載荷時，車架承受的質量和載荷都要乘以一定的動載系數(shù)來進行車架結構的強度和剛度校核。動載荷系數(shù)主要決定于三個因素：道路條件，卡車行駛狀況(如車速)和卡車的結構參數(shù)(如懸架彈性元件的剛度，輪胎剛度，卡車的質量分布等)。由于這些因素很復雜，使動載荷系數(shù)難以用數(shù)學分析方法確定。因此，在分析時往往分別對某些簡單的路面情況進行研究，動載系數(shù)則取一些理論研究與實驗修正相結合的半經(jīng)驗數(shù)值。為了考慮車架使用時的動載荷情況，在計算中對本節(jié)工況中計算載荷做如下的規(guī)定： 總載荷=（G+N+W）K 其中，G為車架質量，N為車廂和物料質量，W為發(fā)動機、動力總成、油箱等質量；K為動載荷系數(shù)，根據(jù)道路條件、車速選定，一般取K=~ 。本文在滿載勻速振動沖擊工況下對車架的計算分析中取動載系數(shù)為K = 2，這樣一來就能將動態(tài)轉換成靜態(tài)來處理。 整車受力分析簡圖圖中 G1 為前車體的重力， G2 為后車架的重力， G21 、G22 為車廂與物料的重力在后車架上的分配值， R3 為車廂通過液壓舉升油缸作用在后車架上的力。當卡車非卸載工作時，液壓系統(tǒng)油壓各處相等，故在本文的三種工況中R3 均為零。 中的方法相同，將結果列在下表中。工況二中a 為零，ma 也為零，故不予考慮。 工況一受力分析計算結果力學符號數(shù)值（N）