25吨标准铰【采用GE90FW-2RS轴承】.xls

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1、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）11130090405507506408002.2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

2、）；n-安全系数；静载2.5，动载3.55；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=tdt-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=（0.20.25）b；系数取0.2b-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）、GE7

3、0FW-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-2RS7087050001410000（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=1.83m

4、m/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Pb4 m2.9089 10f dv MdktpvzK CL=vP 计算结果：L=607886334 摆次。换算为小时为：33771.52.2.3 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

5、）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=0.8FF-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/ns-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

6、果：d1=3.14060171 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=Kd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=0.32bK-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=8.93099054 Mpaa=24

7、.6153846 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=0.8FF-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 S

8、aCap22F=Kd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/ns-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=4.44148153 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

9、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=0.32bK-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=9.77414289 Mpaa=24.6153846 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=0.8FF-

10、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 NaCap2 12F=Kdtu1tapaK K=K S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/ns-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=3.62645448 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

11、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=0.32bK-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=11.9019507 Mpaa=24.6153846 Mpa所以螺栓满足疲劳强度要求。aCap2 12F=d Ktu1tapaK K=K S2.2.5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

12、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=0.8FF-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/ns-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=11.8439507 mm查手册，M33

13、*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=Kdtu1tapaK K=K S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 Mpaa=21.908942

14、3 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=0.75Pz-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=Kdtu1tapaK K=K S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（

15、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M2064.917886.64746(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=23mml3=28mmL=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；FF pmaSKS1SpS1K1 RF12RRFF1 1 RF xlq 2 3 12=824Fl Fl MMl 2 113422FlF

16、lMMll 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5.72mmW -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 mmmm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k1057045120150maMiiimlldd4p-材料的许用挤压应力（Mpa）；一般p=（0.20.25）b；系数取0.2 关节轴承选用福建龙溪和IN

17、A生产的关节轴承（自润滑型），型号分别为：GEG70ET-2RS（龙溪）、GE70FW-2RS（INA）K11752 N1.39040 N150705000 N11050.23000.05946814819.71155.03553450.8259200705000 N1.83mm/s11752.00N5.00001.0489591926842515.34600.04881.57987037325769小时静载=113001412.5 N0.3NmN640 Mpa1.5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

18、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：0.31130 N4.917 mm1112565.22静载荷=113002825 N0.3NmN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 Mpa1.5动载=0.32260 N6.647 mm1112565.22静载荷=113001883.333333 N0.3mm，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

19、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，NmN640 Mpa1.5动载=0.31506.666667 N4.917 mm1112565.22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 N0.3NmN360 Mpa1.5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

20、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：0.39040 N13.835 mm0.8711261.95.221.74161.082610211300b-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4.917616213.83536061079629.369 Nmm79629.369379.04K

21、N动载荷74mm=4.52KN时，=55970.63Nmm 1.641.54852.22S3 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；pmaSKS112RRFF1 1 RF xlq 2 113422FlFlMMll 0.90.830.349.95E+017.96E+048000.00E+00L4=20d2025L4328L1+L4 =302257.0433 =0.00541

22、2623=-0.00020405型号基本尺寸（d）（mm）摆角（）基本额定动载荷（N）GE 25FW251765900（2）关节轴承寿命校核轴承的名义接触压力为：a 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：iiimlldd4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

23、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 10kvdf2514vHZsfLffffv N9040NN9040NN9040N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

24、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=0.8FF-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/ns-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=

25、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 Ktu1tapaK K=K S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=

26、9.0246778 Mpaa=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4.5w-螺纹材料的许用弯应力；系数取1.5b-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 Mpaw=62.28484655=82.2222

27、222 MPaw=246.6666667所以螺纹的剪切强度和抗弯强度满足要求 21F=Wkd bZ 3.5 5S 1.2 1.7S W 2 213W WWF hkd b ZaCap2 12F=d Ktu1tapaK K=K S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 KNMF=79629.37 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

28、 计算截面上的最大弯矩 材料的拉伸屈服点MPaW计算截面抗弯截面系数r=2 D-d=20maxSSSSWMSSSmaxMSSS5.53MPaNmmmm3MPa31202320L4mm4许用值mm0.0148 mmrad0.001 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k16500040.7281847100SS9040 N19040 N10065900 N13.72N/mm240.70.1300mm/s0.002565412.1004141833493000.360.137797PHZ-载荷频率（HZ）=1.00摆次

29、。34849.1小时1.0399236.89pv x Xr-当量载荷系数；查设计手册，取42.91 10kvdf2514vHZsfLffffv 的螺纹连接11300 N0.3NmN360 Mpa1.5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 S0.39040 N13.835 mm0.8711261.95.22370 Mpa11300 N13.835 mm2 mm1.0826 mm882.22222

30、222246.66666671.74 mm0.56MpaMPatu1tapaK K=K S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 Z静载荷27.96E+04 Nmm550 Mpa800 mm32b1.60433E-10 9.92683E+1417.61711712X=L1=23PTFE复合材料5a2.81738E+13-8.7441E+15-0.00020405吨位：（t）静载荷（N）动载荷（N）40Cr屈服应力（Mpa）40Cr

31、强度极限（Mpa）10.9螺钉屈服点（Mpa）10.9螺钉抗拉强度（Mpa）5535004280055075090010002.2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3.55；取5由上式得：=设

32、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=tdt-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=（0.20.25）b；系数取0.2b-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）（m

33、m）摆角（）基本额定动载荷（N）基本额定静载荷（N）GEG70ET-2RS7087050001410000（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-

34、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Pb4 m2.9089 10f dv MdktpvzK CL=vP 计算结果：L=559275749 摆次。换算为小时为：31070.92.2.3 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

35、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=0.8FF-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/ns-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=4.70515175 mm查设计手册，M16螺钉小径为6.6

36、47 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=0.32bK-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=15.4252698 Mpaa=30.7692308 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

37、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=0.8FF-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=Kdtu1tapaK K=K S式中：d1-螺钉计算最小直径（mm）F0-单个螺钉所受总拉力

38、（N）；-螺钉许用拉应力（Mpa）；=s/ns-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=8.14956188 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=

39、0.32bK-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 Mpaa=27.6923077 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=0.8FF-单个螺钉所受最大工作拉力；F=Kc-螺栓相对刚度系数；aCap2 12F=K

40、dtu1tapaK K=K S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/ns-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=6.65408941 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）K

41、c-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=0.32bK-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=19.4187185 Mpaa=27.6923077 MpaaCap2 12F=d Ktu1tapaK K=K S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

42、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=0.8FF-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/ns-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=20.8499092 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

43、。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=Kdtu1tapaK K=K S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 Mpaa=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

44、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=0.75Pz-螺纹旋合圈数（最大取10圈）P-螺距aCap2 12F=Kdtu1tapaK K=K SF-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

45、径轴座螺钉数量轴承座螺钉M4286.647121210.106410(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=24mml3=43mmL=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；FF pmaSKS1SpS1K1 RF12RRFF1 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

46、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12.44mmW -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 mmmm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k1057045120150maMiiimlldd4p-材料的许用挤压应力（Mpa）；一般p=（0.20.25）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（

47、龙溪）、GE70FW-2RS（INA）K55640 N1.342800 N150705000 N11050.23000.3340719719.00129.69045340.8259200705000 N1.83mm/s55640.00N5.00001.2539546653004115.34600.04881.70441320997442小时静载=535004458.333333 N0.3NmN900 Mpa1.5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

48、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：0.33566.666667 N6.647 mm1113205.22静载荷=5350013375 N0.3NmN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 Mpa1.5动载=0.310700 N10.106 mm0.9113205.22静载荷=535008916.666667 N0.3mm，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

49、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，NmN900 Mpa1.5动载=0.37133.333333 N8.376 mm0.9113205.22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 N0.3NmN550 Mpa1.5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

50、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：0.342800 N30.835 mm0.64113515.221.74331.0826102b-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=0.75P53500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8.376633230.835550750450615.02 Nmm450615.018342.8KN动载荷91mm=21.40K