【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 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(jié)果可求得M3， M3為回轉(zhuǎn)支承與前車(chē)架部分螺栓預(yù)緊力產(chǎn)生的傾覆力矩。（二） 軸承內(nèi)滾動(dòng)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(shí)際使用過(guò)程中，它會(huì)變成兩點(diǎn)接觸，即3 點(diǎn)接觸，或者4 點(diǎn)接觸， 所示。軸承承載后滾珠與軸承內(nèi)外套圈形成兩個(gè)接觸面，外套圈的載荷通過(guò)受壓的滾珠傳遞到內(nèi)套圈。 單排四點(diǎn)接觸球軸承示意圖一套單排四點(diǎn)接觸球式回轉(zhuǎn)支承是如何能同時(shí)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(jìn)行推導(dǎo)。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(fù)荷總可以向軸承組合中心點(diǎn)簡(jiǎn)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(diǎn)，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(shè)接觸角為α ，則有： OAOB=dr tgα+l式中 d r 為滾動(dòng)體中心園直徑；l 為左右軸承的間距?，F(xiàn)設(shè)想將這兩套的間距l(xiāng) → 0，也就是使這兩套軸承迭合起來(lái)， 所示，這時(shí) OAOB=dr tgα 。 單排四點(diǎn)接觸球軸承受力示意圖二不難發(fā)現(xiàn)， 就是四點(diǎn)接觸球軸承的受力圖。由此可見(jiàn)，一套四點(diǎn)接觸球軸承之所以能同時(shí)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(duì)安裝的推力向心球軸承（α ≥ 45176。時(shí)）或向心推力球軸承（α 45176。時(shí)）。只不過(guò)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(diǎn)接觸球軸承的支反力。這些支反力計(jì)算公式的形式，要視外負(fù)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(zhuǎn)支承外圈與中央擺動(dòng)架通過(guò)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(duì)四點(diǎn)接觸球軸承，當(dāng)主要受軸向力和徑向力相近時(shí)，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(shí)： FrA=FrB=12PM=27158(N) FaA=FaB=12PMtgα=27158N（三） 軸承的動(dòng)態(tài)壽命和靜載能力校核。1．軸承的動(dòng)態(tài)壽命在機(jī)械設(shè)計(jì)領(lǐng)域，當(dāng)作用在軸承上的載荷P等于基本額定動(dòng)載荷C時(shí)，軸承的壽命等于106轉(zhuǎn)。而當(dāng)P不等于C時(shí)，經(jīng)過(guò)大量試驗(yàn)和分析，額定壽命L 的計(jì)算公式為 L=(CP)ε (Mr兆轉(zhuǎn))式中：C為額定動(dòng)載荷（N）； P為當(dāng)量動(dòng)載荷（N）； ?為壽命指數(shù)，擺動(dòng)架所用四點(diǎn)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(yàn)和分析的結(jié)論，可推得四點(diǎn)接觸球軸承額定動(dòng)負(fù)荷的計(jì)算公式： C=fc（cosα） Z23 (當(dāng)α≥45176。，D)式中，Z為滾動(dòng)體個(gè)數(shù) ； D為滾動(dòng)體直徑，單位mm ； fc為動(dòng)態(tài)系數(shù)，本論文工況一時(shí)取fc= 。所以在工況一時(shí)： C=（22）1 6023=429955 （N）計(jì)及軌道表面硬度對(duì)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(yàn)和分析的結(jié)論，可推得四點(diǎn)接觸球軸承當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷P 的計(jì)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(dòng)態(tài)徑向系數(shù)，； Y為動(dòng)態(tài)軸向系數(shù)，；故工況一時(shí)： PA = PB = 27158 + 27158 = 48070 （N）計(jì)及實(shí)際外負(fù)荷沖擊特性影響后的當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷為P F = fF P（N ），式中fF 為負(fù)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(dāng)量動(dòng)負(fù)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(huà)，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(duì)于單排四點(diǎn)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(wàn)轉(zhuǎn)下的工作小時(shí)數(shù)來(lái)表示額定壽命，則有： H=L10660n=581066020=48333 （h） （轉(zhuǎn)速取20rpm，實(shí)際上可能并不能達(dá)到這個(gè)轉(zhuǎn)速）所以在工況一下，回轉(zhuǎn)支承可以連續(xù)使用48333 個(gè)小時(shí)， 年。2．軸承的靜載能力鉸接式卡車(chē)的回轉(zhuǎn)支承屬于較大型的軸承，工作轉(zhuǎn)速不高，但往往處于擺動(dòng)工作狀態(tài)，這時(shí)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(dāng)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(yàn)和分析的結(jié)論， 可推得四點(diǎn)接觸球軸承額定靜負(fù)荷的計(jì)算公式： C0=f0ZD2sinα （當(dāng)α≥45176。時(shí)）式中，f0為靜載系數(shù)，本論文工況一時(shí)取f0=5 。 C0=560402sin45176。=339411 （N）計(jì)及軌道表面硬度對(duì)靜載能影響后的額定靜負(fù)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(yàn)和分析的結(jié)論， 可推得四點(diǎn)接觸球軸承當(dāng)量靜負(fù)荷Po 的計(jì)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(dāng)量靜載荷計(jì)算公式可分別求得套圈組A 和B 的當(dāng)量靜負(fù)荷PoA 和PoB 。一般來(lái)說(shuō)，直接承受外負(fù)荷的套圈組A的當(dāng)量靜負(fù)荷PoA 的數(shù)值比PoB 來(lái)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(mǎn)足要求。因此通過(guò)（三）的計(jì)算，回轉(zhuǎn)支承的動(dòng)態(tài)壽命和靜載能力均能滿(mǎn)足使用要求。（四）聯(lián)結(jié)螺栓組的應(yīng)力分析螺栓規(guī)格GB578286；型號(hào)為M20。36 個(gè)螺栓均勻的分布在直徑為1198mm 的分度圓上?；剞D(zhuǎn)支承由兩組螺栓分別與前車(chē)架、中央擺動(dòng)架相連。受力大小、受力情況基本一樣。 回轉(zhuǎn)支承固定螺栓的受力簡(jiǎn)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(dòng)架與回轉(zhuǎn)支承外圈采用直孔配合結(jié)構(gòu)，徑向力R Y 6 由直孔的配合面來(lái)承受。這樣螺栓組的受力只剩下R X 6 、M2 。，擺動(dòng)架與回轉(zhuǎn)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(lái)，抵消傾覆力矩M2，軸向力R X 6 。在計(jì)算過(guò)程中適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化了兩處：一是在擺動(dòng)架與回轉(zhuǎn)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(guò)圓的直徑處。 F=RX6 (1) M=M2 (2) 固定螺栓組受力微分計(jì)算示意圖對(duì)于如圖所示，上半部分受壓，受力需要通過(guò)積分來(lái)確定；下半部分受拉，作用點(diǎn)在螺栓上，故可簡(jiǎn)化為18 個(gè)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(jiǎn)化為若干個(gè)集中力Fi ，各個(gè)集中力的力臂長(zhǎng)為L(zhǎng)i 。 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(gè)方程兩個(gè)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(jì)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(yīng)力σmax 。 。 前車(chē)架受力分析由于前車(chē)架主要載荷是發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)、油箱、液壓系統(tǒng)及車(chē)架自身的重量，前車(chē)架相對(duì)來(lái)說(shuō)比較安全。由前面方程的求解，在此時(shí)前車(chē)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(jì)算的目的是為前面計(jì)算過(guò)程校核。X方向： R1XRX8=0 Y反向： G1+RY8R1=0 MoF=0 ：M4+G1L1RY8L8=0 滿(mǎn)載勻速運(yùn)行計(jì)算結(jié)果設(shè)力系所在的平面與oxy 平面重合，且前橋與前車(chē)架連接處為oxy 平面的坐標(biāo)原點(diǎn)O，沿車(chē)身方向?yàn)閤 方向。各力作用點(diǎn)的位置由其在oxy 坐標(biāo)系的坐標(biāo)來(lái)確定。下表為滿(mǎn)載勻速運(yùn)行的計(jì)算結(jié)果： 工況一受力分析計(jì)算結(jié)果力學(xué)符號(hào)數(shù)值（N）力學(xué)符號(hào)數(shù)值（N）力學(xué)符號(hào)數(shù)值（mm）G1111900RX50L1600G263100RX60L22665G21181750RX70L33530G2243250RX80L4R1198600RY143350L54771R1X0RY243350L61410R2201400RY343350L71125R2X0RY443350H1186RX146481RY586700H100RX246481RY686700RX346481RY786700RX446481RY886700力矩（Nm）M130417M230417M321747M421747 工況二回轉(zhuǎn)支承動(dòng)態(tài)壽命和靜載能力表額定壽命（h）工況轉(zhuǎn)速n（rpm）靜載能力C0P0S工況一4833320~ 工況二固定螺栓組最大應(yīng)力表M2/ NmRX6/NFmax/Nσmax/MPa工況一304170338 滿(mǎn)載勻速振動(dòng)沖擊工況實(shí)際卡車(chē)行駛時(shí)，由于承載系統(tǒng)在六個(gè)自由度方向運(yùn)動(dòng)，而且系統(tǒng)并非剛體，所以各點(diǎn)的位移不同，加速度是不相等的。因而在計(jì)算施加載荷時(shí)，車(chē)架承受的質(zhì)量和載荷都要乘以一定的動(dòng)載系數(shù)來(lái)進(jìn)行車(chē)架結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度校核。動(dòng)載荷系數(shù)主要決定于三個(gè)因素：道路條件，卡車(chē)行駛狀況(如車(chē)速)和卡車(chē)的結(jié)構(gòu)參數(shù)(如懸架彈性元件的剛度，輪胎剛度，卡車(chē)的質(zhì)量分布等)。由于這些因素很復(fù)雜，使動(dòng)載荷系數(shù)難以用數(shù)學(xué)分析方法確定。因此，在分析時(shí)往往分別對(duì)某些簡(jiǎn)單的路面情況進(jìn)行研究，動(dòng)載系數(shù)則取一些理論研究與實(shí)驗(yàn)修正相結(jié)合的半經(jīng)驗(yàn)數(shù)值。為了考慮車(chē)架使用時(shí)的動(dòng)載荷情況，在計(jì)算中對(duì)本節(jié)工況中計(jì)算載荷做如下的規(guī)定： 總載荷=（G+N+W）K 其中，G為車(chē)架質(zhì)量，N為車(chē)廂和物料質(zhì)量，W為發(fā)動(dòng)機(jī)、動(dòng)力總成、油箱等質(zhì)量；K為動(dòng)載荷系數(shù)，根據(jù)道路條件、車(chē)速選定，一般取K=~ 。本文在滿(mǎn)載勻速振動(dòng)沖擊工況下對(duì)車(chē)架的計(jì)算分析中取動(dòng)載系數(shù)為K = 2，這樣一來(lái)就能將動(dòng)態(tài)轉(zhuǎn)換成靜態(tài)來(lái)處理。 整車(chē)受力分析簡(jiǎn)圖圖中 G1 為前車(chē)體的重力， G2 為后車(chē)架的重力， G21 、G22 為車(chē)廂與物料的重力在后車(chē)架上的分配值， R3 為車(chē)廂通過(guò)液壓舉升油缸作用在后車(chē)架上的力。當(dāng)卡車(chē)非卸載工作時(shí)，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(jié)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(jì)算結(jié)果力學(xué)符號(hào)數(shù)值（N）