25吨标准铰【采用GE90FW-2RS轴承】.xls

吨位 t 静载荷 N 动载荷 N 40Cr屈服应 力 Mpa 40Cr强 度极限 Mpa 8 8螺钉屈服 点 Mpa 8 8螺钉抗拉 强度 Mpa 1113009040550750640800 2 2选型和设计 2 2 1 球铰连接轴设计 球铰连接轴受力如下图所示 P为轴承座对连接轴施加的力 Q为两侧轴座和轴盖对连接轴施加的力 1 按剪切强度条件 球铰连接轴所受的剪切应力应小于剪切许用应力 即 式中 Q 球铰连接轴所受剪切力 N Q P 2 A 连接轴横截面积 mm2 A d2 4 d 连接轴直径 mm 连接轴所受的剪切应力 Mpa 材料许用剪切应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa n 安全系数 静载2 5 动载3 5 5 取5 由上式得 设计直径为 20mm 满足剪切强度条件 2 按挤压强度条件 式中 Ajy 连接轴的挤压面积 mm2 Ajy t d t 关节轴承与连接轴的接触宽度 mm d 连接轴直径 mm p 材料的许用挤压应力 Mpa 一般 p 0 2 0 25 b 系数取0 2 b 材料的强度极限 Mpa 由上式可以推导出 2 69 设计直径为 20mm 满足挤压强度条件 一般情况下 剪切够了 挤压肯定够 2 2 2 关节轴承选型计算 1 关节轴承参数 关节轴承选用福建龙溪和INA生产的关节轴承 自润滑型 型号分别为 GEG70ET 2RS 龙溪 GE70FW 2RS INA 关节轴承主要参数 型号 基本尺寸 d mm 摆角 基本额 定动载 荷 N 基本额定静载 荷 N GEG70ET 2RS 70 87050001410000 2 关节轴承寿命校核 轴承的名义接触压力为 式中 p 名义接触压力 N mm2 P 当量动载荷系数 N P XrFr Xr 当量载荷系数 查设计手册 取 Fr 轴承承受动载荷 N K 耐压系数 Cr 基本额定动载荷 N 由上式可以推导出 p 2 50N mm2 轴承球面的滑动速度为 式中 v 球面滑动速度 mm s 折算系数 dm 球面直径 mm 轴承摆角 f 轴承摆动频率 min 1 计算结果 v 1 83mm s 轴承的寿命计算公式为 式中 L 轴承寿命 摆次 k 载荷特性寿命系数 t 温度寿命系数 p 载荷寿命系数 v 滑动速度寿命系数 z 轴承质量与润滑寿命系数 KM 与摩擦副材料有关的系数 Cd 关节轴承额定动载荷 N v 轴承球面滑动速度 mm s P 当量动载荷 N fp 载荷变化频率 Hz a 系数 G 系数 b 系数 Pb 4 m2 9089 10f dvb z MdktpvzK CL vP 计算结果 L 607886333 8 摆次 换算为小时为 33771 5 2 2 3 连接法兰联接螺钉强度计算 连接法兰和力传感器通过个10 9级M6螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 计算结果 F 2118 75 N 拧紧力矩为 2 5425 2 静强度校核 螺钉所受总拉力为 2542 5 螺钉最小直径的计算公式为 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa 对于10 9级螺钉为 n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 3 140601708 mm 查设计手册 M6螺钉小径为4 917 mm 故所选螺钉满足静强度要求 3 疲劳强度校核 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 aCap22F Kdssp 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 32 b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 8 930990537 Mpa a 24 61538462 Mpa 所以螺栓满足疲劳强度要求 2 2 4 轴座联接螺钉强度计算 轴承座和轴座分别通过4个10 9级M8螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 计算结果 F 4237 5 N 拧紧力矩为 6 78 2 静强度校核 螺钉所受总拉力为 5085 螺钉最小直径的计算公式为 tu1tapaK K K Ssess aCap22F Kdssp 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa 对于10 9级螺钉为 n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 4 441481529 mm 查设计手册 M20螺钉小径为6 647 mm 故所选螺钉满足静强度要求 3 疲劳强度校核 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d1 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 32 b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 9 774142893 Mpa a 24 61538462 Mpa 所以螺栓满足疲劳强度要求 2 2 4 轴承座联接螺钉强度计算 轴承座和轴座分别通过6个10 9级M6螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 计算结果 F 2825 N aCap2 12F Kdssp tu1tapaK K K Ssess 拧紧力矩为 3 39 2 静强度校核 螺钉所受总拉力为 3390 螺钉最小直径的计算公式为 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa 对于10 9级螺钉为 n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 3 626454483 mm 查设计手册 M20螺钉小径为4 917 mm 故所选螺钉满足静强度要求 3 疲劳强度校核 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d1 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 32 b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 11 90195074 Mpa a 24 61538462 Mpa 所以螺栓满足疲劳强度要求 aCap2 12F d Kssp tu1tapaK K K Ssess 2 2 5连接螺柱强度计算 连接螺柱材料选用 屈服强度为 连接螺柱与力传感器采用M 16X2 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 计算结果 F 16950 N 拧紧力矩为 54 24 螺钉所受总拉力为 20340 螺钉最小直径的计算公式为 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 11 84395074 mm 查手册 M33 2连接螺柱的螺纹小径为 13 835 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 aCap2 12F Kdssp tu1tapaK K K Ssess 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d1 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 27 s b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 9 024677804 Mpa a 21 90894231 Mpa 所以螺栓满足疲劳强度要求 内螺纹牙强度校核 抗剪强度校核公式 抗弯强度校核公式 式中 b 螺纹牙根部的厚度 对于矩形螺纹 b 0 5P 对于梯形螺纹 b 0 65P 对于30度 锯齿形螺纹 b 0 75P P为螺纹螺距 mm D 螺纹大径 mm h 螺纹牙接触面径向高度 对矩形和梯形螺纹h 0 5P 对锯齿形螺纹h 0 75P z 螺纹旋合圈数 最大取10圈 P 螺距 F 螺栓工作拉力幅值 N aCap2 12F Kdssp tu1tapaK K K Ssess 则 12 92646 Mpa 0 6 112 8 Mpa w 24 1279 Mpa w 206 8 Mpa 满足强度要求 连接轴设计直径min mm 连接法兰 螺钉M 连接法兰 螺钉小径 mm 连接法兰 螺钉数量 轴座螺钉 M 轴座螺钉 小径 轴座螺钉 数量 轴承座螺 钉M 2064 917886 64746 3 轴的刚度校核 1 根据连接轴的受力情况和轴向尺寸 求出作用在连接轴的支反力和弯矩为 l1 l2 23mm l3 28mm L 74mm 连接轴末端 的支反力 作用在轴上的径向力 L 支点间距离 暂假设为 当 4 疲劳安全系数校核 只考虑弯矩作用时的疲劳安全系数 按疲劳强度计算的许用安全系数 材料弯曲疲劳极限 弯曲的有效应力集中系数 F F p ma S K S sys be s s s s s 1 s S p S 1 s s K 1 RF 12RRFF 1 1 RF xlq 2 3 12 824Fl Fl MMl 2 113422FlFlMMll 球铰连接轴受力如下图所示 P为轴承座对连接轴施加的力 Q为两侧轴座和轴盖对连接轴施加的力 表面质量系数 弯曲时的尺寸影响系数 材料拉伸的平均应力折算 弯曲应力的应力幅 M W 轴危险截面上的弯矩 5 72mm W 轴危险截面的抗弯截面系数 0 1d3 弯曲应力的平均应力 5 轴的刚度校核 2 当当量量直直径径计计算算 偏转角 28 mm mm 球面直径 dk mm 与轴接触 宽度B mm 外圈宽度 C mm 外圈直径 D mm 耐压系数 k 1057045120150 m s b s e s y a s M i ii m l ld d4 p 材料的许用挤压应力 Mpa 一般 p 0 2 0 25 b 系数取0 2 关节轴承选用福建龙溪和INA生产的关节轴承 自润滑型 型号分别为 GEG70ET 2RS 龙溪 GE70FW 2RS INA s K 11752 N 1 3 9040 N 150 705000 N 1 105 0 2 300 0 059468148 1 9 71 155 0355345 0 8 259200 705000 N 1 83mm s 11752 00N 5 0000 1 04895919268425 15 3460 0 0488 1 57987037325769 小时 静载 11300 1412 5 N 0 3 N m N 640 Mpa 1 5 动载 螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 0 3 1130 N 4 917 mm 1 1 1 256 5 2 2 静载荷 11300 2825 N 0 3 N m N 螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 640 Mpa 1 5 动载 0 3 2260 N 6 647 mm 1 1 1 256 5 2 2 静载荷 11300 1883 333333 N 0 3 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 N m N 640 Mpa 1 5 动载 0 3 1506 666667 N 4 917 mm 1 1 1 256 5 2 2 若直接外螺纹连接 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 360抗拉强度610 的螺纹连接 11300 N 0 3 N m N 360 Mpa 1 5 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 0 3 9040 N 13 835 mm 0 87 1 1 261 9 5 2 2 1 74 16 1 0826 10 2 11300 b 螺纹牙根部的厚度 对于矩形螺纹 b 0 5P 对于梯形螺纹 b 0 65P 对于30度 h 螺纹牙接触面径向高度 对矩形和梯形螺纹h 0 5P 对锯齿形螺纹h 0 75P 轴承座小 径mm 轴承座螺 钉数量 连接螺杆螺 纹M 杆端螺纹螺 距 杆端螺纹小 径 连接螺杆材 料屈服应力 连接螺杆材料强 度极限 4 917616213 835360610 79629 3694 Nmm79629 36937 9 04KN 动载荷 74mm 4 52KN 时 55970 631Nmm 1 64 1 5 485 2 22 s S 3 121 2RRFqlFFF 根据连接轴的受力情况和轴向尺寸 求出作用在连接轴的支反力和弯矩为 连接轴末端 的支反力 作用在轴上的径向力 L 支点间距离 暂假设为 只考虑弯矩作用时的疲劳安全系数 按疲劳强度计算的许用安全系数 材料弯曲疲劳极限 弯曲的有效应力集中系数 p ma S K S sys be s s s s s 1 12RRFF 1 1 RF xlq 2 113422FlFlMMll 0 9 0 83 0 34 9 95E 01 7 96E 04 800 0 00E 00 L4 20d2025 L4328 L1 L4 302257 0433 0 005412623 0 00020405 型号 基本尺寸 d mm 摆角 基本额定动载荷 N GE 25FW25 1765900 2 关节轴承寿命校核 轴承的名义接触压力为 a s 表面质量系数 弯曲时的尺寸影响系数 材料拉伸的平均应力折算 弯曲应力的应力幅 M W 轴危险截面上的弯矩 W 轴危险截面的抗弯截面系数 0 1d3 弯曲应力的平均应力 当当量量直直径径计计算算 i ii m l ld d4 式中 p 名义接触压力 N mm2 P 当量动载荷系数 N P XrFr Xr 当量载荷系数 查设计手册 取 Fr 轴承承受动载荷 N K 耐压系数 Cr 基本额定动载荷 N 由上式可以推导出 p 轴承球面的滑动速度为 式中 v 球面滑动速度 mm s dk 球面直径 mm 轴承摆角 f 轴承摆动频率 min 1 计算结果 v 0 36 轴承的寿命计算公式为 式中 L 轴承寿命 摆次 f2 温度系数 fv 速度系数 s 滑动距离 f 轴承摆动频率 min 1 v 球面滑动速度 mm s fHZ 载荷频率系数 f5 载荷类型系数 计算结果 L 627284131 5 换算为小时为 42 91 10kvdfb 2514vHZsfLffffv N 9040N N 9040N N 9040N 油缸端螺纹校核 若直接外螺纹连接 螺纹M螺纹螺距螺纹小径 材料屈服应 力 强度极限材料 16213 83536061045 连接螺柱与油缸缸杆采用M 16 2 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 计算结果 F 16950 N 拧紧力矩为 54 24 螺钉所受总拉力为 20340 螺钉最小直径的计算公式为 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa 假设缸端螺纹屈服强度为为 n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 11 846954 mm 查设计手册 M45缸杆螺纹小径为13 835mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 aCap2 12F d Kssp tu1tapaK K K Ssess 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d1 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 27 s b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 9 0246778 Mpa a 21 9089423 Mpa 所以螺栓满足疲劳强度要求 当当旋旋和和长长度度较较短短 内内外外螺螺纹纹材材料料强强度度相相差差较较大大 以以及及非非标标准准螺螺纹纹零零件件构构成成的的联联接接 应应校校核核螺螺纹纹牙牙强强度度 油缸缸端螺纹牙强度计算M 16 螺纹抗拉强度 Fw 最大轴向外载荷 N d1 外螺纹小径 p 螺距 h 螺纹牙的工作高度 Z 旋合圈数 螺纹材料的许用切应力 变载时 系数取4 5 w 螺纹材料的许用弯应力 系数取1 5 b 螺纹牙根的宽度 k2 各圈载荷不均系数 d p 16 5 计算结果 33 3689368 Mpa w 62 28484655 82 2222222 MPa w 246 6666667 所以螺纹的剪切强度和抗弯强度满足要求 21F Wkd bZttp 3 5 5Ss t 1 2 1 7S Ws s 2 213W WWF hkd b Zssp aCap2 12F d Kssp tu1tapaK K K Ssess 连接螺杆材料 45 结结论论 支支点点力力FR1 FR2 FR1 FR2 4 52 KN 支支点点扭扭矩矩M1 M2 M1 M2 79629 36937 Nmm 中中点点扭扭矩矩Mmax Mmax 55970 63063 Nmm 故故 最最大大扭扭矩矩在在两两支支点点位位置置 F 11 3 KN MF 79629 3694 Nmm 静静强强度度安安全全系系数数校校核核 1 5 静强度安全系数 计算截面上的最大弯矩 材料的拉伸屈服点 MPa W 计算截面抗弯截面系数 r 2 D d 20 m a x S S S S W M S s SS max M S s S S 5 53 MPa Nmm mm3 MPa 3120 2320 L4 mm4 许用值 mm0 0148 mm rad0 001 rad 基本额定静载荷 N 球面直径 dk mm 与轴接触 宽度B mm 外圈宽度 C mm 外圈直径D mm 耐压系数k 16500040 7281847100 S S 9040 N 1 9040 N 100 65900 N 13 72N mm2 40 7 0 1 300 mm s 0 00256536 1 2 100414 183349 300 0 36 0 137797PHZ 载荷频率 HZ 1 00 摆次 34849 1小时 1 0399236 89pv x Xr 当量载荷系数 查设计手册 取 42 91 10kvdfb 2514vHZsfLffffv 的螺纹连接 11300 N 0 3 N m N 360 Mpa 1 5 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 tu1tapaK K K Ssess 0 3 9040 N 13 835 mm 0 87 1 1 261 9 5 2 2 370 Mpa 11300 N 13 835 mm 2 mm 1 0826 mm 8 82 22222222 246 6666667 1 74 mm 0 56 Mpa MPa tu1tapaK K K Ssess 当当旋旋和和长长度度较较短短 内内外外螺螺纹纹材材料料强强度度相相差差较较大大 以以及及非非标标准准螺螺纹纹零零件件构构成成的的联联接接 应应校校核核螺螺纹纹牙牙强强度度 2 213W WWF hkd b Zssp 静载荷 2 7 96E 04 Nmm 550 Mpa 800 mm3 2 b 1 60433E 10 9 92683E 14 17 61711712 X L1 23 PTFE复合材料 5 a 2 81738E 13 8 7441E 15 0 00020405 吨位 t 静载荷 N 动载荷 N 40Cr屈服应 力 Mpa 40Cr强 度极限 Mpa 10 9螺钉屈服 点 Mpa 10 9螺钉抗拉 强度 Mpa 553500428005507509001000 2 2选型和设计 2 2 1 球铰连接轴设计 球铰连接轴受力如下图所示 P为轴承座对连接轴施加的力 Q为两侧轴座和轴盖对连接轴施加的力 1 按剪切强度条件 球铰连接轴所受的剪切应力应小于剪切许用应力 即 式中 Q 球铰连接轴所受剪切力 N Q P 2 A 连接轴横截面积 mm2 A d2 4 d 连接轴直径 mm 连接轴所受的剪切应力 Mpa 材料许用剪切应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa n 安全系数 静载2 5 动载3 5 5 取5 由上式得 设计直径为 42mm 满足剪切强度条件 2 按挤压强度条件 式中 Ajy 连接轴的挤压面积 mm2 Ajy t d t 关节轴承与连接轴的接触宽度 mm d 连接轴直径 mm p 材料的许用挤压应力 Mpa 一般 p 0 2 0 25 b 系数取0 2 b 材料的强度极限 Mpa 由上式可以推导出 8 29 设计直径为 42mm 满足挤压强度条件 一般情况下 剪切够了 挤压肯定够 2 2 2 关节轴承选型计算 1 关节轴承参数 关节轴承选用福建龙溪和INA生产的关节轴承 自润滑型 型号分别为 GEG70ET 2RS 龙溪 GE70FW 2RS INA 关节轴承主要参数 型号 基本尺寸 d mm 摆角 基本额 定动载 荷 N 基本额定静载 荷 N GEG70ET 2RS 70 87050001410000 2 关节轴承寿命校核 轴承的名义接触压力为 式中 p 名义接触压力 N mm2 P 当量动载荷系数 N P XrFr Xr 当量载荷系数 查设计手册 取 Fr 轴承承受动载荷 N K 耐压系数 Cr 基本额定动载荷 N 由上式可以推导出 p 11 84N mm2 轴承球面的滑动速度为 式中 v 球面滑动速度 mm s 折算系数 dm 球面直径 mm 轴承摆角 f 轴承摆动频率 min 1 计算结果 v 1 83mm s 轴承的寿命计算公式为 式中 L 轴承寿命 摆次 k 载荷特性寿命系数 t 温度寿命系数 p 载荷寿命系数 v 滑动速度寿命系数 z 轴承质量与润滑寿命系数 KM 与摩擦副材料有关的系数 Cd 关节轴承额定动载荷 N v 轴承球面滑动速度 mm s P 当量动载荷 N fp 载荷变化频率 Hz a 系数 G 系数 b 系数 Pb 4 m2 9089 10f dvb z MdktpvzK CL vP 计算结果 L 559275749 3 摆次 换算为小时为 31070 9 2 2 3 连接法兰联接螺钉强度计算 连接法兰和力传感器通过个10 9级M8螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 计算结果 F 6687 5 N 拧紧力矩为 10 7 2 静强度校核 螺钉所受总拉力为 8025 螺钉最小直径的计算公式为 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa 对于10 9级螺钉为 n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 4 705151747 mm 查设计手册 M16螺钉小径为6 647 mm 故所选螺钉满足静强度要求 3 疲劳强度校核 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 32 b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 15 42526976 Mpa a 30 76923077 Mpa 所以螺栓满足疲劳强度要求 2 2 4 轴座联接螺钉强度计算 轴承座和轴座分别通过4个10 9级M12螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 计算结果 F 20062 5 N 拧紧力矩为 48 15 2 静强度校核 螺钉所受总拉力为 24075 螺钉最小直径的计算公式为 aCap22F Kdssp tu1tapaK K K Ssess 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa 对于10 9级螺钉为 n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 8 149561883 mm 查设计手册 M20螺钉小径为10 106 mm 故所选螺钉满足静强度要求 3 疲劳强度校核 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d1 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 32 b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 20 0192034 Mpa a 27 69230769 Mpa 所以螺栓满足疲劳强度要求 2 2 4 轴承座联接螺钉强度计算 轴承座和轴座分别通过6个10 9级M10螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 aCap2 12F Kdssp tu1tapaK K K Ssess 计算结果 F 13375 N 拧紧力矩为 26 75 2 静强度校核 螺钉所受总拉力为 16050 螺钉最小直径的计算公式为 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa 对于10 9级螺钉为 n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 6 654089414 mm 查设计手册 M20螺钉小径为8 376 mm 故所选螺钉满足静强度要求 3 疲劳强度校核 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d1 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 32 b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 19 41871851 Mpa a 27 69230769 Mpa aCap2 12F d Kssp tu1tapaK K K Ssess 所以螺栓满足疲劳强度要求 2 2 5连接螺柱强度计算 连接螺柱材料选用 屈服强度为 连接螺柱与力传感器采用M 33X2 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 计算结果 F 80250 N 拧紧力矩为 529 65 螺钉所受总拉力为 96300 螺钉最小直径的计算公式为 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 20 84990918 mm 查手册 M33 2连接螺柱的螺纹小径为 30 835 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 aCap2 12F Kdssp tu1tapaK K K Ssess 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d1 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 27 s b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 8 601564807 Mpa a 21 6 Mpa 所以螺栓满足疲劳强度要求 内螺纹牙强度校核 抗剪强度校核公式 抗弯强度校核公式 式中 b 螺纹牙根部的厚度 对于矩形螺纹 b 0 5P 对于梯形螺纹 b 0 65P 对于30度 锯齿形螺纹 b 0 75P P为螺纹螺距 mm D 螺纹大径 mm h 螺纹牙接触面径向高度 对矩形和梯形螺纹h 0 5P 对锯齿形螺纹h 0 75P z 螺纹旋合圈数 最大取10圈 P 螺距 aCap2 12F Kdssp tu1tapaK K K Ssess F 螺栓工作拉力幅值 N 则 29 67297 Mpa 0 6 112 8 Mpa w 55 38612 Mpa w 206 8 Mpa 满足强度要求 连接轴设计直径min mm 连接法兰 螺钉M 连接法兰 螺钉小径 mm 连接法兰 螺钉数量 轴座螺钉 M 轴座螺钉 小径 轴座螺钉 数量 轴承座螺 钉M 4286 647121210 106410 3 轴的刚度校核 1 根据连接轴的受力情况和轴向尺寸 求出作用在连接轴的支反力和弯矩为 l1 l2 24mm l3 43mm L 91mm 连接轴末端 的支反力 作用在轴上的径向力 L 支点间距离 暂假设为 当 4 疲劳安全系数校核 只考虑弯矩作用时的疲劳安全系数 按疲劳强度计算的许用安全系数 材料弯曲疲劳极限 弯曲的有效应力集中系数 F F p ma S K S sys be s s s s s 1 s S p S 1 s s K 1 RF 12RRFF 1 1 RF xlq 2 3 12 824Fl Fl MMl 2 113422FlFlMMll 球铰连接轴受力如下图所示 P为轴承座对连接轴施加的力 Q为两侧轴座和轴盖对连接轴施加的力 表面质量系数 弯曲时的尺寸影响系数 材料拉伸的平均应力折算 弯曲应力的应力幅 M W 轴危险截面上的弯矩 12 44mm W 轴危险截面的抗弯截面系数 0 1d3 弯曲应力的平均应力 5 轴的刚度校核 2 当当量量直直径径计计算算 偏转角 43 mm mm 球面直径 dk mm 与轴接触 宽度B mm 外圈宽度 C mm 外圈直径 D mm 耐压系数 k 1057045120150 m s b s e s y a s M i ii m l ld d4 p 材料的许用挤压应力 Mpa 一般 p 0 2 0 25 b 系数取0 2 关节轴承选用福建龙溪和INA生产的关节轴承 自润滑型 型号分别为 GEG70ET 2RS 龙溪 GE70FW 2RS INA s K 55640 N 1 3 42800 N 150 705000 N 1 105 0 2 300 0 33407197 1 9 00 129 6904534 0 8 259200 705000 N 1 83mm s 55640 00N 5 0000 1 25395466530041 15 3460 0 0488 1 70441320997442 小时 静载 53500 4458 333333 N 0 3 N m N 900 Mpa 1 5 动载 螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 0 3 3566 666667 N 6 647 mm 1 1 1 320 5 2 2 静载荷 53500 13375 N 0 3 N m N 螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 900 Mpa 1 5 动载 0 3 10700 N 10 106 mm 0 9 1 1 320 5 2 2 静载荷 53500 8916 666667 N 0 3 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 螺钉联接 螺钉受交变载荷 需要校核静强度和疲劳强度 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 N m N 900 Mpa 1 5 动载 0 3 7133 333333 N 8 376 mm 0 9 1 1 320 5 2 2 若直接外螺纹连接 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 550抗拉强度750 的螺纹连接 53500 N 0 3 N m N 550 Mpa 1 5 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 0 3 42800 N 30 835 mm 0 64 1 1 351 5 2 2 1 74 33 1 0826 10 2 b 螺纹牙根部的厚度 对于矩形螺纹 b 0 5P 对于梯形螺纹 b 0 65P 对于30度 h 螺纹牙接触面径向高度 对矩形和梯形螺纹h 0 5P 对锯齿形螺纹h 0 75P 53500 轴承座小 径mm 轴承座螺 钉数量 连接螺杆螺 纹M 杆端螺纹螺 距 杆端螺纹小 径 连接螺杆材 料屈服应力 连接螺杆材料强 度极限 8 376633230 835550750 450615 018 Nmm450615 0183 42 8KN 动载荷 91mm 21 40KN 时 293034 98Nmm 1 70 1 5 350 2 22 s S 3 121 2RRFqlFFF 根据连接轴的受力情况和轴向尺寸 求出作用在连接轴的支反力和弯矩为 连接轴末端 的支反力 作用在轴上的径向力 L 支点间距离 暂假设为 只考虑弯矩作用时的疲劳安全系数 按疲劳强度计算的许用安全系数 材料弯曲疲劳极限 弯曲的有效应力集中系数 p ma S K S sys be s s s s s 1 12RRFF 1 1 RF xlq 2 113422FlFlMMll 0 9 0 73 0 34 6 08E 01 4 51E 05 7408 8 0 00E 00 L4 30d4245 L5542 轴L1 L4 1L3 1 3784331 106 0 003571822 0 000119209 型号 基本尺寸 d mm 摆角 基本额定动载荷 N GE 45FW 2RS 45 17442000 2 关节轴承寿命校核 轴承的名义接触压力为 a s 表面质量系数 弯曲时的尺寸影响系数 材料拉伸的平均应力折算 弯曲应力的应力幅 M W 轴危险截面上的弯矩 W 轴危险截面的抗弯截面系数 0 1d3 弯曲应力的平均应力 当当量量直直径径计计算算 i ii m l ld d4 式中 p 名义接触压力 N mm2 P 当量动载荷系数 N P XrFr Xr 当量载荷系数 查设计手册 取 Fr 轴承承受动载荷 N K 耐压系数 Cr 基本额定动载荷 N 由上式可以推导出 p 轴承球面的滑动速度为 式中 v 球面滑动速度 mm s f4 轴承设计系数 dk 球面直径 mm 轴承摆角 f 轴承摆动频率 min 1 计算结果 v 0 58 轴承的寿命计算公式为 式中 L 轴承寿命 摆次 f2 温度系数 fv 速度系数 f6 摆角系数 s 滑动距离 f 轴承摆动频率 min 1 v 球面滑动速度 mm s fHZ 载荷频率系数 f5 载荷类型系数 计算结果 L 439346574 换算为小时为 4 42 91 10kvfdfb 2 5 614v HZffsfLfffv N 42800N N 42800N N 42800N 若直接外螺纹连接 油缸端螺纹校核 螺纹M螺纹螺距螺纹小径 材料屈服应 力 强度极限材料 33230 83530060045 连接螺柱与油缸缸杆采用M 33 2 1 预紧力和拧紧力矩计算 当球铰受工作拉力F时 为了保证联接的紧密型和刚度 应保证剩余预紧力大于零 查设计手册 对于交变载荷 可取剩余预紧力F 0 8F 则预紧力计算公式为 式中 F 单个螺钉剩余预紧力 N 取F 0 8F F 单个螺钉所受最大工作拉力 F Kc 螺栓相对刚度系数 计算结果 F 80250 N 拧紧力矩为 529 65 螺钉所受总拉力为 96300 螺钉最小直径的计算公式为 式中 d1 螺钉计算最小直径 mm F0 单个螺钉所受总拉力 N 螺钉许用拉应力 Mpa s n s 材料屈服应力 Mpa 假设缸端螺纹屈服强度为为 n 安全系数 控制预紧力时 取n 计算结果 d1 28 2380689 mm 查设计手册 M45缸杆螺纹小径为30 835mm 故所选螺钉满足静强度要求 当螺栓所受工作拉力在O到Fa之间变化时 除了按紧螺栓所受最大拉伸应力计算外 还要计算螺栓的应力幅 aCap2 12F d Kssp tu1tapaK K K Ssess 式中 a 螺栓应力幅 Mpa Kc 螺栓刚度系数 F 螺栓工作拉力幅值 N d1 螺栓小径 ap 螺栓材料许用应力幅 Mpa 尺寸因数 Kt 螺纹制造工艺因数 Ku 受力不均匀因数 1t 螺栓材料在对称循环下的疲劳极限 Mpa 1 0 27 s b K 缺口应力集中因数 Sa 应力幅安全系数 控制预紧力时可取 计算结果 a 8 60156481 Mpa a 14 9538462 Mpa 所以螺栓满足疲劳强度要求 当当旋旋和和长长度度较较短短 内内外外螺螺纹纹材材料料强强度度相相差差较较大大 以以及及非非标标准准螺螺纹纹零零件件构构成成的的联联接接 应应校校核核螺螺纹纹牙牙强强度度 油缸缸端螺纹牙强度计算M 33 螺纹抗拉强度 Fw 最大轴向外载荷 N d1 外螺纹小径 p 螺距 h 螺纹牙的工作高度 Z 旋合圈数 螺纹材料的许用切应力 变载时 系数取4 5 w 螺纹材料的许用弯应力 系数取1 5 b 螺纹牙根的宽度 k2 各圈载荷不均系数 d p 16 5 计算结果 34 3683721 Mpa w 64 15034419 82 2222222 MPa w 246 6666667 所以螺纹的剪切强度和抗弯强度满足要求 21F Wkd bZttp 3 5 5Ss t 1 2 1 7S Ws s 2 213W WWF hkd b Zssp aCap2 12F d Kssp tu1tapaK K K Ssess 连接螺杆材料 40Cr 结结论论 支支点点力力FR1 FR2 FR1 FR2 21 40 KN 支支点点扭扭矩矩M1 M2 M1 M2 450615 0183 Nmm 中中点点扭扭矩矩Mmax Mmax 293034 9817 Nmm 故故 最最大大扭扭矩矩在在两两支支点点位位置置 F 53 5 KN MF 450615 018 Nmm 静静强强度度安