轴承本科毕业设计论文

三排滚子转盘轴承承载能力分析和寿命计算摘 要多排滚柱式回转支撑，能够承受较大的倾覆力矩，是回转支承中承载能力最大的一种。多排滚柱式回转支承特别适用于承受大载荷、大冲击工况条件下运行的重型机械，而三排滚柱式回转支承是其中最具典型的结构形式，因此对三排滚子转盘轴承的研究具有一定的现实意义和社会效益。以Hertz接触理论为基础，结合三排滚子转盘轴承的特殊结构，推导出计算三排滚子转盘轴承接触强度校核的有关理论公式，并绘制了静、动承载能力曲线。然后，用Lundberg-Palmgren寿命理论，推导计算三排滚子转盘轴承的疲劳寿命。通过以上的分析计算可为轴承的选型和设计提供理论基础。通过以上分析推导的公式，建立数值求解模型，用Matlab编程语言进行计算求解，解出三排滚子转盘轴承的最大承受载荷和寿命，进而绘制承载能力曲线。之后，再用ANSYS有限元，建立简单的模型进行形变和应力的分析。关 键 词：三排滚子转盘轴承，承载能力，疲劳寿命，经典数值分析，ANSYS有限元分析CARRYING CAPACITY ANALYSIS AND LIFETIME CALCULATIONS OF THREE-ROW ROLLER SLEWING BEARINGSABSTRACTIn slewing bearings, the multi-row roller slewing bearings has the most load carrying capacity, which can withstand large overturning moment. The multi-row roller slewing bearings is especially suitable for heavy machinery which withstand large loads or impact of working conditions under running. However, three-row roller slewing bearings is one of the most typical form in the structure of multi-row roller slewing bearings. So, it has a certain practical significance and social benefits for studing three-row roller slewing bearings.It can deduce to the theoretical formula that used to calculating contact strength check of the three-row roller slewing bearings and can draw static and dynamic carrying capacity curves, based on the Hertz contact theory and combined with the special structure of the three-row roller slewing bearings. Then, using the lifetime expectancy theory of Lundberg-Palmgren to derived and calculate the fatigue lifetime of the three-row roller slewing bearings. It can provide a theoretical basis for bearing type selection and design by the above analysis and calculations.Through the formula which analysis and derive above, we can build the numerical solution model. Computing for Matlab programming language, solve three-row roller slewing bearings maximum load carrying and lifetime, and then draw the carrying capacity curve.After then, build a simple model by the ANSYS finite element to deformation and stress analysis.KEY WORDS：three-row roller slewing bearings, carrying capacity, fatigue lifetime, Classical numerical analysis, ANSYS finite element analysis目 录前 言1第1章 绪论21.1研究对象21.1.1研究对象及特点21.1.2国内外对比31.2研究的意义3第2章 静承载能力的分析和计算42.1静承载能力的理论推导42.1.1负荷与弹性变形42.1.2赫兹弹性理论的基本假设42.1.3计算公式52.2平衡方程62.2.1静态平衡方程的建立62.2.2力平衡方程62.2.3力矩平衡方程82.3静承载能力计算分析82.3.1计算分析过程82.3.2静承载曲线的绘制11第3章 额定寿命和动态承载能力的计算143.1理论公式的推导143.1.1额定滚动体负荷计算143.1.2当量滚动体负荷计算143.1.3单个套圈额定寿命计算143.2多排滚子的合成寿命计算163.3动承载能力曲线的绘制163.4动静承载能力合成曲线18第4章 承载能力的有限元分析194.1有限元模型的确定194.2 承载能力的有限元求解194.2.1 求解步骤194.2.2 网格划分过程204.2.3 求解和分析214.3 求解之后的结论22结 论23参考文献24致 谢26附 录27前 言由于现在对转盘轴承的研究只限制在四点接触转盘轴承上，对三排滚子转盘轴承的研究很少，多排滚柱式回转支承与球式回转支承相比特别适用于承受大载荷、大冲击工况条件下运行的重型机械，而三排滚柱式回转支承是其中最具典型的结构形式，因此对三排滚子转盘轴承的研究具有一定的现实意义和社会效益。本文主要对三排滚子转盘轴承的承载能力和寿命进行了简单的分析和计算，通过推导承载能力的理论公式，带入参数用编程的方式求解出所需结果，并绘制承载能力曲线。对轴承的寿命进行分析计算，最后再用ANSYS仿真软件对以上参数进行分析。总之，通过这次研究可以为多排滚子转盘轴承的选型计算和设计提供理论基础。第1章 绪论1.1研究对象1.1.1研究对象及特点三排滚柱式回转支承又称为组台式回转支承，它是一种高承载能力的新型支承，主要应用于负荷较大、承载较复杂且要求用于承受较大的倾覆力矩的场合，其结构如图1-1所示，图中1为主推力滚子，2为外圈，3为径向滚子，4为辅推力滚子，5为内圈。主推力滚道主要承受轴向力和倾覆力矩，辅推力滚道承受倾覆力矩，径向滚道承受径向力1。图1-1 三排滚子转盘轴承结构简图其主要特点有：(1) 与交叉滚柱式支承相比，在同样的支承直径下，滚动体(接触点)的数量增加了，因而减少了每个滚动体上的负荷；与双排球式支承相比，由点接触改为线接触后，可降低接触应力，提高承载能力；(2) 在承受同样负荷的情况下。比其他类型支承的外形尺寸小断面小，重量轻，可以节约材料，降低材料费用。(3) 滚圈的滚道为平面及圆柱面，加工较方便。(4) 竖装滚柱除承受径向力外，还具有承受倾覆力矩的导向作用2。1.1.2国内外对比我国从六十年代初期，就开始在挖掘机和起重机上应用转盘轴承。洛轴作为我国重型轴承生产基地，70年代即开始为各大钢厂、各大港口及港机厂生产转盘轴承，2008年为国内某港机厂生产的转盘轴承，外径达6.07m，保持最大的行业记录。随着装备领域对大型回转支承的需求，我国转盘轴承的发展也如雨后春笋般迅猛，各种不同的大中型轴承厂层出不穷，为市场提供不同种类的转盘轴承，满足了市场的不同需求。LYC公司生产的目前国内最大的转盘轴承6250mm。国外，转盘轴承大多有轴承公司进行专业化生产，各公司都用自己的型式，尺寸系列。主要生产公司有：德国的Schaeffler公司，法国的RKS公司，日本的NSK以及美国、俄罗斯的一些公司和工厂。德国的Schaeffler公司是其中最著名的公司，它生产的转盘轴承品种多、规格全。SKF公司是欧洲较大的工业集团，也是世界上最早成立的技术最先进的轴承制造公司。这些公司可生产0.35m40m的回转支承，满足不同工况下对轴承的需求。1.2研究的意义通过对三排滚子转盘轴承承载能力分析和寿命计算，不但能够使我们了解三排滚子转盘轴承使用过程中的各种不利因素，而且还能充分利用所学的知识克服不利因素，提高三排滚子转盘轴承的承载能力和使用寿命，从而使我们更好的利用三排滚子转盘轴承打下基础，为工程领域充分发挥三排滚子转盘轴承的使用效率起到了不可替代的作用。第2章 静承载能力的分析和计算2.1静承载能力的理论推导2.1.1负荷与弹性变形在分析中近似地认为，轴承套圈为刚体，滚子大小一致，滚道无高低水平差，滚道面之间互相平行，轴承受力后仅在滚子与滚道接触处产生变形3。根据赫兹接触理论，接触负荷与接触弹性变形之间有如下关系： （2-1）式中：Q接触负荷，q第q个滚动体，Kn弹性变形系数，其中 （2-2）对于线接触的Ki=Ke=Kj由此可得： （2-3）轴承钢制造的轴承， （2-4）L滚子有效长度弹性形变量。2.1.2赫兹弹性理论的基本假设赫兹求解互相挤压的两弹性固体的接触面形状大小、表面压力分布和两物体弹性趋近量时，采用了下列假设：(1) 接触物体只产生弹性变形，并服从胡克定律。(2) 光滑表面，只有法相作用力，不存在切向摩擦力。(3) 接触面的尺寸与接触物体表面的曲率半径相比是很小的。2.1.3计算公式按照赫兹接触理论，两个相当长的且等长度的平行圆柱体接触时表面压力呈半椭圆柱分布，如图2-1所示图2-1 理想接触线表面压力分布接触半宽度： （2-5）式中：接触点的主曲率和函数，两物体综合弹性常数， （2-6）其中：E1，E2，两材料的弹性模量和泊松比，接触宽度中心最大压应力： （2-7）接触面上任意一点压应力： （2-8）在赫兹之后，Palmgren给出了线接触趋近量计算公式为： （2-9）对于轴承钢制造的滚动轴承，将材料常数代入公式简化为： （2-10） （2-11） （2-12）进行计算时可以直接使用。2.2平衡方程2.2.1静态平衡方程的建立设轴向力Fa作用下，内圈的轴向变形量为，倾覆力矩M作用下内圈相对固定圈的角位移为。在径向力作用下，径向滚子沿径向的变形量为。当很小时，以及滚子素线为对数曲线时，可以认为其接触应力为均匀分布，以下分析过程是在此基础上进行的。2.2.2力平衡方程径向滚子第q个滚动体的变形量为： （2-13）那么第q个滚动体所受载荷由（2-1）可得： （2-14）又 （2-15）由式（2-14）与（2-15）可得： （2-16）第q个滚动体的接触负荷为： （2-17）考虑各个滚子的作用，可得力平衡方程： （2-18）主推力滚子的变形量为： （2-19）式中：滚子组节圆直径，主推力滚道中滚子的位置角。辅推力滚子变形量为: （2-20）式中：滚子组节圆直径，主推力滚道中滚子的位置角。由式（2-1）得上下滚子所承受的法向载荷分别为： （2-21） （2-22）从而可得上下滚道上所有滚子对内圈的作用力之和分别为： （2-23） （2-24）考虑到各排滚子的作用，力平衡方程为： （2-25）2.2.3力矩平衡方程主辅滚道上的滚子作用于内圈的力矩分别为： （2-26） （2-27）考虑考各排滚子的作用，可得力矩平衡方程为： （2-28）由式（2-18）、（2-25）和（2-28）联立组成了一个非线性方程组，用matlab语言调用fsolve函数进行数值求解计算，可求得在轴向、径向和倾覆力矩作用下内外圈的轴向、径向相对位移和和转角。2.3静承载能力计算分析2.3.1计算分析过程下面以131.50.3550型三排滚子为例进行计算分析：滚子直径Dw上排、下排、径向分别为：50mm，40mm，25mm，滚动体个数分别为：194，238，357。上下滚动体分布圆直径Dpw为3550mm2。许用安全系数，Fa =4000kN，M=27000kNm。通过Matlab编程调用fsolve函数解力和力矩组成的非线性方程组，可以求得内外圈的轴向、径向相对位移、和转角，再代入公式（2-17）、（2-21）和（2-22）中可以求得每个滚子的承受载荷。进而可以求得滚子的载荷分布曲线如下10-12：图2-2径向滚子承受载荷分布曲线图2-3主辅滚子载荷分布曲线通过对三排滚子转盘轴承滚子载荷分布曲线的分析，可以得出以下结论：(1) 由于没有考虑游隙的影响，受载区域都是180，载荷分布系数大致为0.5。(2) 径向滚子所受载荷相对于主辅推力滚子所受载荷显得很小，可以忽略不计。(3) 主辅推力滚子受载区域互补，即主推力滚子承受载荷时，辅推力滚子承受很小的载荷或者不受载，辅推力滚子受载时，主推力滚子承受很小的载荷或者不受载。(4) 由于主推力滚子个数少于辅推力滚子个数，主推力滚子最大承受载荷大于辅推力滚子最大承受载荷。图2-4径向滚子形变量分布图2-5主辅滚子形变量分布通过对三排滚子转盘轴承滚子形变量分布曲线的分析，可以得出以下结论：(1) 径向滚子受载很小，形变量也很小，与主辅推力滚子形变量相比可以忽略不计。(2) 主辅推力滚子形变量互补且主推力滚子形变量稍大于辅推力滚子的形变量。图2-6径向滚子应力分布图2-7主辅滚子应力分布通过对三排滚子转盘轴承滚子接触应力分布曲线的分析，可以得出以下结论：(1) 径向滚子接触应力很小，且内外圈对滚子的接触应力外圈稍大于内圈。(2) 主辅推力滚子接触应力互补，主推力滚子应力稍大于辅推力滚子。(3) 滚子的最大接触应力小于许用接触应力2700MPa;满足工作要求。2.3.2静承载曲线的绘制根据许用应力为2700MPa，在使滚子最大应力为许用应力的条件下，可求得一系列不同的轴向力和倾覆力矩13,14，列表2-1如下：表2-1 静承载曲线数据Fa/106NM/109NmmP/103MPa030.52.6989131.52.7017534.52.704510302.70661525.52.70362021.52.708225172.70743013.22.7056358.52.6932404.32.69984502.7040根据表2-1，可以绘制静承载能力曲线，如图2-8所示：图2-8静承载能力曲线分析承载能力曲线可以得出以下结论：(1) 承载曲线是折线，当轴向力Fa由0kN增加到5000kN时，在满足许用接触应力的条件下，倾覆力矩M由30500kNm增加到34500kNm；当轴向力继续增加时，倾覆力矩就开始下降了，直到M为零结束。(2) 取坐标轴和曲线所谓的区域内任意一组数据，施加给三排滚子转盘轴承，滚子的最大接触应力都满足接触应力的要求，即。第3章 额定寿命和动态承载能力的计算3.1理论公式的推导基于Lundberg和Plmgren的寿命理论，根据轴承的实际负荷分布，先分别计算出内外圈的额定寿命，在通过概率分析计算出整套轴承的额定寿命。3.1.1额定滚动体负荷计算套圈额定滚动体负荷的计算公式为： （3-1）式中：查表3-1取0.7表3-1 不同接触状态的接触状态内圈外圈线接触0.410.560.380.6修正线接触0.8对普通轴承钢，大量实验得出：B=551.3。3.1.2当量滚动体负荷计算相对负荷方向旋转的套圈（内圈），当量滚动体负荷为： （3-2）相对负荷方向静止的套圈（外圈），当量滚动体负荷为： （3-3）3.1.3单个套圈额定寿命计算单个套圈额定寿命计算公式为： （3-4）根据轴承寿命二参数Weibull分布方程，可得到内外圈和整套轴承分别有如下关系： （3-5） （3-6） （3-7）式中：,内外圈和整套轴承的使用概率；,内外圈和整套轴承与其使用概率对应的寿命,内外圈和整套轴承的额定寿命。整套轴承不破坏是内、外圈不破坏这两事件之积，即： （3-8）将上式代入Weibull分布方程得： （3-9）即： （3-10）当有一个套圈破坏时，整套轴承破坏，所以内外圈和整套轴承的实际使用时间是相同的，即： （3-11）代入上式化简得： （3-12）整理得整套轴承的额定寿命为： （3-13）3.2多排滚子的合成寿命计算以上只是对单排滚子轴承的额定寿命进行了计算，对于多排的，例如三排滚子转盘轴承，其额定寿命的计算可以通过以上式子进行简单的推导。由于三排滚子转盘轴承主要是上下两排滚子承受轴向力和倾覆力矩，而径向滚子所受载荷相对主辅推力滚子而言太小了。其对转盘轴承的额定寿命计算无太大的影响，所以在研究额定寿命和动承载能力时，可以不考虑径向滚子对整套轴承寿命的影响，只分析上下两排滚子即可。由上式推出的公式可得：主推力滚道的额定寿命： （3-14）辅推力滚道的额定寿命： （3-15）整套轴承的额定寿命为： （3-16）线接触=9/8。3.3动承载能力曲线的绘制下面通过上面静态承载能力分析的滚子最大承载能力的方法，求得代入理论推导公式进行Matlab编程,求出在一定外力下轴承的额定寿命。以131.50.3550型转盘轴承为例进行分析：通常取额定寿命30000转，求得在不同轴向力和倾覆力矩作用下满足轴承额定寿命的一系列数值，进行简单的绘图，可得到转盘轴承的动承载能力曲线。数值如下表3-2所示：表3-2 动承载能力数据Fa/106NM/109NmmL10(转)019.230400119.730400320.530000520.330800719.530800918304001116.1301001314302001511.930100179.530100196.633000021030400承载能力曲线如图3-1所示：图3-1动承载能力曲线通过对动承载能力曲线的分析可以得出以下结论：(1) 动承载能力曲线是不规则的曲线，轴向力很小时，随着轴向力的增加，倾覆力矩也增加了一些，但是轴向力继续增加时，倾覆力矩据急剧下降了，最后为零结束。(2) 动承载能力曲线和坐标轴包围的区域内的任一组数据，动能满足额定寿命的要求。3.4动静承载能力合成曲线动静承载能力合成曲线如下：图3-2动静承载能力合成曲线通过两条曲线的对比，可以得出以下结论：(1) 动承载能力曲线力和力矩的分布区域是包括在静承载能力曲线里面的；(2) 动静承载能力曲线大致有相同的增减性；(3) 动静承载能力曲线倾覆力矩最大时对应的轴向力是相同的。第4章 承载能力的有限元分析前几章对转盘轴承的承载能力进行了数值分析，得出了在一定载荷下滚子的受力、变形和应力分布。下面用ansys有限元再次分析轴承的承载能力24,25。4.1有限元模型的确定有三排滚子转盘轴承的结构可知，滚子的受力分布在沿滚子和滚道的接触线上，并且为对称分布。因此只需要建立四分之一的滚子滚道接触模型。建立的模型如图4-1所示：图4-1 ANSYS分析模型4.2 承载能力的有限元求解4.2.1 求解步骤用有限元分析实体模型受力一般分以下几步：选择材料类型 定义材料属性 创建实体模型 网格划分 定义接触对 定义约束 施加载荷 求解计算 结果后处理。首先采用由点到线，由线到面，再由面到体的建模方法进行实体建模。滚子和套圈的弹性模量和泊松比分别为和0.3，自由网格划分，建立滚子和套圈的接触对，添加对称约束，底面DOF约束，位移为0，最后添加面力进行求解。4.2.2 网格划分过程模型建好后要对模型进行前期处理，之后才能运算求解。首先对模型进行划分网格，用自由划分网格的方式对整体模型进行初步划分，初步划分网格用人工控制单元密度，大小为3个单元。然后对接触部分进行细化，最后所得模型网格如图4-2和4-3所示：图4-2划分网格后的模型图4-3接触部分网格细化图网格形状是三角形的自由网格划分，线接触部分对网格进行了细化，这样计算速度比全用细网格画快，计算精度比全用粗网格高。大大提高了计算的效率。4.2.3 求解和分析网格划分完之后，先创建滚子和滚道的接触对，由于只建立了四分之一的模型，所以要在切面建立对称约束，之后还要在底面建立固定约束，最后在顶面上施加载荷25MPa。之后可以进行求解计算，计算结束可得到等效应力分布图如图4-4和图4-5所示：图4-4求解后的滚子SEQV等效应力分布图图4-5接触区局部放大的接触应力图分析结果可以看出，最大接触应力为2647MPa，许用接触应力为2700MPa，满足要求。由图4-5可以看出边缘还是有应力集中，不过不是太明显，整体还是能够满足要求的。通过结果处理还能得到模型形变量的分布图如图4-6所示：图4-6 受载前后模型变形对比图4-6中细虚线表示受载前的模型边界，实体是受载后的位置。通过图4-6变形可以很明显的看出来。4.3 求解之后的结论通过有限元的分析方法，对转盘轴承的承载能力进行了初步的分析，所得结果和经典数值法大致相同。整个操作过程十分简便，操作简单易学，所得结果全面，信息量大，能从各个角度去分析问题，是一种实用的初步估计仿真方法。结 论本课题通过运用经典数值法和有限元分析方法，对转盘轴承在一定载荷下各个滚子的受力、变形和应力进行了详细的记录和分析。也对满足额定寿命的条件下，力和力矩的分布进行了一定的研究。通过以上的研究和分析，可以得出以下结论：(1) 转盘轴承的承载能力就是研究滚子和滚道的接触受力和变形，通过外载荷的施加，计算出每个滚子的受力，来分析满足滚子受力最大时，所对应的外载荷。(2) 三排滚子转盘轴承的承载能力主要表现在倾覆力矩和轴向力上，通过改变倾覆力矩和轴向力，得出了许多组倾覆力矩和轴向力，这些组数据都满足滚子应力和轴承额定寿命的条件，把这些数据描点绘成曲线就得到了静动承载能力曲线，由于径向力很小就没有考虑径向力的影响。(3) 滚子母线的形式对承载能力是有很大的影响的，对数型滚子承载能力最好，但考虑到经济性和实用性的综合要求，采用两边弧坡修缘较为合理。(4) 由于能力和时间有限，本课题只求出了在一定载荷下各个滚子的受力、形变和应力。只是绘制了各个参数的分布图，并没有做更进一步的研究。例如，研究轴承材料、各排滚子的数量、滚子直径、游隙等各种因素对承载能力的影响，(5) 轴承的承载能力还可以通过载荷分布系数来研究，尤其是对于多排滚子的轴承。(6) 希望以上分析能对多排滚子转盘轴承的选型和受力计算提供理论依据。参考文献1 徐立民回转支承M机械工业出版社，19852 纪德洲131.50.3550型三排滚柱式回转支承的研究与开发D20053 乔曙光，温景波，练松伟等多排圆柱滚子组合转盘轴承静强度的计算J轴承，2010(8)：5-74 邓四二，贾群义等滚动轴承设计原理M北京：中国标准出版社，20085 汪洪，陈原转盘轴承承载能力及额定寿命的计算方法J轴承，2008(2)：7-96 罗继伟，罗天宇滚动轴承分析计算与应用M机械工业出版社，20097 汪洪，陈原球圆柱滚子组合转盘轴承承载能力的计算J轴承，2010(8)：10-128 于春来，刘洪海，郭云飞三排圆柱滚子转盘轴承寿命计算J轴承，2011(8)：7-89 汪洪，李颖，田仁多排滚子转盘轴承承载能力的计算J轴承，2012(2)：8-1110 张岳MATLAB程序设计与应用基础教程M清华大学出版社，201111 周开利，邓春晖MATLAB基础及其应用教程M北京大学出版社，200712 侯建志，战丽娜，施毅基于Matlab的非线性方程组求解的方法J科技资讯，2008(14)：166-16713 苏立樾，苏健转盘轴承静载荷承载曲线的创建J轴承，2004(6)：1-314 李云峰，吴宗彦，卢秉恒等转盘轴承静载荷承载曲线的精确计算J机械设计与制造，2010(5)：29-3015 孙亚斌三排圆柱滚子回转轴承寿命的计算方法J起重机，2000(1)：15-1616 李媛媛，李燕春，陈原石油钻机用三排滚子转盘轴承组件的设计J轴承，2009(3)：9-1217 乔曙光，陈明育，徐玲玲基于LundbergPalmgren寿命理论的转盘轴承动态承载能力曲线绘制J轴承技术，2009(4)：1-418 Josu Aguirrebeitia,Mikel Abasolo,Rafael Avils, Igor Fernndez de Bustos. Theoretical calculation of general static load-carrying capacity for the design and selection of three row roller slewing bearingsJ. Mechanism and Machine Theory, 2012(48): 52-6119 P. Gncz,R. Potonik,S. Glode.Load capacity of a three-row roller slewing bearing racewayJ. Procedia Engineering.2011 (10): 1196-120120 Sreko Glode, Rok Potonik, Joe Flaker. Computational model for calculation of static capacity and lifetime of large slewing bearings racewayJ. Mechanism and Machine Theory. 2012 (47):16-3021 Rok Potocnik,Peter Gncz,Joe Flaker,Srecko Glode. Fatigue life of double row slewing ball bearing with irregular geometry J.Procedia Engineering,2010(2):1877-188622 Robert Kunc,Ivan Prebil. Numerical determination of carrying capacity of large rolling bearingsJ.Journal of Materials Processing Technology, 2004(155-156):1696-170323 Sreko Glode,Rok Potonik,Joe Flaker. Computational model for calculation of static capacity and lifetime of large slewing bearings racewayJ. Mechanism and Machine Theory.2012 (47):16-3024 龚曙光ANSYS基础应用及范例分析M北京：机械工业出版社，200325 博弈创作室ANSYS9.0经典产品基础教程与实例详解M中国水利水电出版社，2006致 谢短短的两个月过去了，经过自己的努力和指导老师牛荣军副教授的辛勤指导，我终于顺利地完成了自己的毕业设计。在整个毕业设计过程中，牛老师和同学们对我的帮助很大，不仅让我学到了丰富的书本知识和轴承专业知识，更重要的是学会了怎么去发现问题，解决问题，这将为我在以后的学习和工作中打下坚实的基础。毕业设计是对我们大学四年所学知识的综合检测，也是在我们走上工作岗位或进入研究生生涯之前的一次初步接触。它可以使我们在毕业设计中充分发挥个人潜能，锻炼将所学知识与生产实践紧密结合的能力，同时也能发现自己的缺点和不足，及时改进，使自己的能力得到提高。大学四年的学习生活即将结束，我要感谢我的指导老师牛荣军对我的关怀和指导。牛荣军老师知识丰富、治学严谨、工作认真、待人诚恳，不仅传授我知识和学习的方法，而且在学习及人生态度等方面给予我许多教诲，这将使我终身受益。我还要向所有传授过我知识的老师们、向答辩组的老师们表示诚挚的感谢！同时感谢毕业设计中提供过帮助的老师和同学，更要感谢培育我们四年的母校！最后，我要感谢所有在背后默默支持我的朋友和同学，是你们给了我坚强的勇气和毅力，有了你们的支持，我才能顺利地完成毕业设计。再次向你们表示衷心的感谢！附 录1求转盘轴承滚子参数的主函数function f=main()l1=46.1;l2=36.8;l3=22.8;kn1=7.86e4/2(10/9)*l1(8/9); %主推力滚子变形系数kn2=7.86e4/2(10/9)*l2(8/9); %辅推力滚子变形系数kn3=7.86e4/2(10/9)*l3(8/9); %径向推力滚子变形系数Dpw=3550; %滚子组节圆直径z1=194; %主推力滚子数z2= 238; %辅推力滚子数z3=357; %径向滚子数t1=2*pi/z1; %主推力滚子每个滚子的间隔弧度t2=2*pi/z2; %辅推力滚子每个滚子的间隔弧度t3=2*pi/z3; %径向滚子每个滚子的间隔弧度Dw1=40; %主推力滚子直径Dw2=50; %辅推力滚子直径Dw3=25; %径向滚子直径Zp1=2/Dw1; %主推力滚子的主曲率和函数Zp2=2/Dw2; %辅推力滚子的主曲率和函数dm=3250; %径向滚子节圆直径r=Dw3/dm; Zp3i=2/Dw3+2*r/(Dw3*(1-r); %径向滚子和内圈的主曲率和函数Zp3e=2/Dw3-2*r/(Dw3*(1-r); %径向滚子和外圈的主曲率和函数x=fsolve(dccfun,1,1,1); %调用fsolve函数求解、和detset=x(1);deta=x(2);detr=x(3); for i1=1:z1 y1(i1)=t1*(i1-1); b1=cos(y1(i1); det1(i1)=(Dpw/2*detset*b1+deta); if det1(i1)0 det1(i1)=0; P1(i1)=0;elseQ1(i1)=kn1*det1(i1)(10/9); P1(i1)=190.6*(Q1(i1)*Zp1/l1)(1/2); end endfor i2=1:z2 y2(i2)=t2*(i2-1); b2=cos(y2(i2);det2(i2)=(Dpw/2*detset*b2-deta); if det2(i2)0 det2(i2)=0; P2(i2)=0;elseQ2(i2)=kn2*det2(i2)(10/9); P2(i2)=190.6*(Q2(i2)*Zp2/l2)(1/2); endendfor i3=1:z3 y3(i3)=t3*(i3-1); b3=cos(y3(i3); det3(i3)=detr*b3; if det3(i3)0 det3(i3)=0; P3i(i3)=0; P3e(i3)=0;else Q3(i3)=kn3*det3(i3)(10/9); P3i(i3)=190.6*(Q3(i3)*Zp3i/l3)(1/2); P3e(i3)=190.6*(Q3(i3)*Zp3e/l3)(1/2);endend Q1,Q2, Q3,det1,det2,det3,P1,P2,P3i,P3e, Q1max=max(Q1); Q2max=max(Q2);Q3max=max(Q3);det1max=max(det1);det2max=max(det2);det3max=max(det3);detmax=max(det1max,det2max,det3max);P1max=max(P1)P2max=max(P2) P3imax=max(P3i)P3emax=max(P3e)P=P1,P2,P3i,P3e; Pmax=max(P)下面把每个滚子的参数以excle表格的形式输出 %导出主推力滚子位置角 k1=-180:360/z1:180; fid=fopen(F:k1.xls,w); fprintf(fid,%5.1fn,k1); fclose(fid); %导出每个主推力滚子承受载荷 fid=fopen(F:Q1.xls,w); fprintf(fid,%en,Q1); fclose(fid);%导出每个主推力滚子形变量 fid=fopen(F:det1.xls,w); fprintf(fid,%en,det1);fclose(fid);%导出每个主推力滚子应力 fid=fopen(F:P1.xls,w); fprintf(fid,%en,P1); fclose(fid); %导出辅推力滚子位置角 k2=-180:360/z2:180; fid=fopen(F:k2.xls,w); fprintf(fid,%5.1fn,k2); fclose(fid); %导出每个辅推力滚子承受载荷 fid=fopen(F:Q2.xls,w); fprintf(fid,%en,Q2); fclose(fid); %导出每个辅推力滚子形变量 fid=fopen(F:det2.xls,w); fprintf(fid,%en,det2); fclose(fid); %导出每个辅推力滚子应力 fid=fopen(F:P2.xls,w); fprintf(fid,%en,P2); fclose(fid); %导出径向滚子位置角 k3=-180:360/z3:180; fid=fopen(F:k3.xls,w); fprintf(fid,%5.1fn,k3); fclose(fid); %导出每个径向滚子承受载荷 fid=fopen(F:Q3.xls,w); fprintf(fid,%en,Q3); fclose(fid); %导出每个径向滚子形变量 fid=fopen(F:det3.xls,w); fprintf(fid,%en,det3); fclose(fid); %导出每个径向滚子与