負(fù)載模擬器零部件受力分析與校核計(jì)算過程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u2747負(fù)載模擬器零部件受力分析與校核計(jì)算過程案例 1236641.1導(dǎo)言 1123301.2平鍵選取與校核 149591.3端蓋處螺釘選取與校核 2255421.1.1軸承受力計(jì)算 212641.1.2強(qiáng)度校核 3104991.1.3結(jié)論 4107611.4軸承校核 449671.4.1受力計(jì)算 4136721.4.2軸承校核 427601.4.3結(jié)論 460001.5轉(zhuǎn)軸校核 4200501.5.1彎扭分析 4188281.5.2轉(zhuǎn)軸強(qiáng)度校核 553591.5.3結(jié)論 6259851.6ANSYS受力分析計(jì)算 61.1導(dǎo)言由于最大力矩大于等于15000N/m,按照50000N/m來設(shè)計(jì)，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于最大彈性力矩的7000N/m和最大摩擦力矩的5000N/m，故本次受力分析和零部件校核只按照最大力矩來進(jìn)行，暫不考慮摩擦力矩和彈性力矩的加載。1.2平鍵選取與校核常值力矩是通過液壓缸和擺臂來實(shí)現(xiàn)，而擺臂是通過平鍵和轉(zhuǎn)軸連接來傳遞力矩的。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得，普通平鍵連接的強(qiáng)度計(jì)算公式為σp式中：T——轉(zhuǎn)矩，N?m；h——鍵的高度，mm；l——鍵的長度，mm；d——軸的直徑，mm。根據(jù)已知數(shù)據(jù)可得，T為50000N?m，d為190mm，鍵的截面尺寸b???h由鍵的標(biāo)準(zhǔn)選取。但考慮到力矩較大，故選取b???h為40mm×40mm，長為80mm的平鍵。將這些數(shù)據(jù)代入公式（3-1）進(jìn)行計(jì)算得：σ此設(shè)計(jì)的載荷為靜載荷，查材料的許用擠壓應(yīng)力表得，鋼的許用擠壓應(yīng)力為150MPa?？梢娺B接的擠壓強(qiáng)度不夠。考慮相差較大，改用雙鍵會(huì)對(duì)軸的強(qiáng)度產(chǎn)生削弱，故采用合金材料。結(jié)論：最終設(shè)計(jì)的鍵的長寬高分別為40mm、40mm、80mm，但由于計(jì)算得出的擠壓應(yīng)力較大，需要采用機(jī)械強(qiáng)度較高的合金材料。1.3端蓋處螺釘選取與校核4×M36雙頭螺釘1.1.=1\*Arabic1軸承受力計(jì)算當(dāng)對(duì)作動(dòng)器加載50000N/m的最大常值力矩時(shí)，擺臂長為590mm則液壓缸對(duì)擺臂提供的力為F=M受力分析如下圖所示，距離單位為mm。F——擺臂和加載臺(tái)處液壓缸提供的力轉(zhuǎn)化到轉(zhuǎn)軸上而得；F作——由于對(duì)作動(dòng)器施加負(fù)載而產(chǎn)生的反作用力，按照板端部距轉(zhuǎn)軸中心長為400mm計(jì)算，

F作=MF1——雙軸承處上端蓋對(duì)軸承起的作用力；F2——單軸承處上端蓋對(duì)軸承起的作用力。由力矩平衡得，F(xiàn)1×解得F1=162478N由受力平衡得，F(xiàn)1+F2=F+F作解得F2=47522N1.1.=2\*Arabic2強(qiáng)度校核由于每處有兩個(gè)螺栓，則比較F1/2和F2/2得，靠近擺臂處的螺栓受力較大。σ=4×F1/2D——螺栓直徑，mm。當(dāng)控制預(yù)緊力時(shí)，安全系數(shù)S為1.2至1.5.這里取1.5.σ=65×1.5=97.5MPA45鋼可以滿足需要。1.1.3結(jié)論靠近擺臂處螺栓受力較大。45鋼可以滿足工作需要。1.4軸承校核1.4.1受力計(jì)算接近擺臂處軸承徑向力F1=162478N,方向向下。擺臂對(duì)面徑向力F2=47522,方向向下。由于接近擺臂處有兩個(gè)軸承在同一處，故每個(gè)軸承承受的徑向力為F3=F21.4.2軸承校核本設(shè)計(jì)中軸承主要承受徑向載荷，故選用深溝球軸承，內(nèi)徑為190mm。深溝球軸承主要承受徑向載荷，也可同時(shí)承受小的軸向載荷。故不再進(jìn)行計(jì)算。查國標(biāo)得，6238深溝球軸承額定動(dòng)載荷為255KN,大于三個(gè)軸承的徑向力。1.4.3結(jié)論深溝球軸承滿足設(shè)計(jì)需要。1.5轉(zhuǎn)軸校核1.5.1彎扭分析如圖所示為我所做的扭矩圖和彎矩圖，其中M2和M1分別表示在擺臂和加載臺(tái)處彎矩分別取得局部最大值。M1=162478N×M2=85000N×112.5mm=?18278.8T=50000N?m1.5.2轉(zhuǎn)軸強(qiáng)度校核加載臺(tái)處軸為方形，可以滿足要求，故只需校核靠擺臂處軸即可。已知軸的彎矩和扭矩后，可針對(duì)危險(xiǎn)截面（擺臂附近）作彎扭合成強(qiáng)度校核。按照第三強(qiáng)度理論，計(jì)算應(yīng)力σ=σ——軸的計(jì)算應(yīng)力，MPa；M——彎矩，N?mm；T——扭矩，N?mm；??——折合系數(shù)，當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，取值為0.6；W——軸的抗彎截面系數(shù)，mm3。W≈0.1d3，d為軸的直徑。軸的材料一般為碳鋼和合金鋼。查表得均滿足彎曲疲勞極限，選用45鋼即可。45鋼許用彎曲應(yīng)力σ?1=60MPa1.5.3結(jié)論45鋼材料的軸可以滿足設(shè)計(jì)需要。1.6ANSYS受力分析計(jì)算有限元方法研究是通過將模型劃分成為一個(gè)又一個(gè)網(wǎng)格，通過計(jì)算機(jī)來計(jì)算每個(gè)網(wǎng)格單元的微小形變，將小形變放大顯示出來。由于沒有作動(dòng)器，故僅通過有限元分析方法對(duì)負(fù)載模擬器三維模型進(jìn)行固有頻率的計(jì)算。首先是三維模型的建立，通過第二章對(duì)方案的設(shè)計(jì)，加載方案大致已經(jīng)確定。在三維軟件中一個(gè)零件一個(gè)零件的繪制，最后將它們都添加至總裝里面并相互配合。三維模型建立完畢后，需要將sw中文件另存為x-t文件，再將其將其導(dǎo)入有限元軟件中即可。由于在小零件或者復(fù)雜零件處建立網(wǎng)格劃分，會(huì)因?yàn)榫W(wǎng)格劃分不均而不能進(jìn)行分析計(jì)算，容易出錯(cuò)，無法得出最終的結(jié)果。故需要將將比較復(fù)雜的深溝球軸承替換為圓環(huán)，同時(shí)將微小的螺釘、螺栓抑制，即不對(duì)其進(jìn)行模擬計(jì)算，重新建立模型后倒入。網(wǎng)格劃分后導(dǎo)入固定支撐，將總形變添加到求解結(jié)果就可以，就可以進(jìn)行求解了。求解結(jié)果如下圖1和圖二所示：圖1.1固有頻率有限元分析從圖中可以看出，計(jì)算出的一到六階固有頻率分別為：61.7HZ、88.9HZ、91.9HZ、106.4HZ、118.9HZ和139.3HZ。在50HZ到150HZ中間，負(fù)載模擬器裝配體容易引發(fā)共振，對(duì)裝置有很大的破壞作用。圖1.2最大常值力矩加載裝配體形變從圖1.2中可以看出，當(dāng)在力傳感器上施加一個(gè)向上的力，通過