轴的扭转刚度校核.ppt

第十二章 轴的设计 §12.1概述 一、轴的分类和用途 二、轴的材料 三、轴的设计内容及应考虑的主要问题 §12．2 轴的基本直径估算 §12．3 轴的结构设计 §12．4 轴的强度验算 §12．5 轴的设计示例分析 12．6 轴的刚度校核 如果截面上有键槽，则应该按照求得的直径增加适当的数值，如下表： 轴的直径d/mm 30 30～100 100 有一个键槽时的增大值（％） 7 5 3 有相隔180o键槽时的增大值（％） 15 10 7 设计时应该注意：1）要合理选择危险剖面。由于轴的各剖面的当量弯矩和直径不同，因此轴的危险剖面在当量弯矩较大或轴的直径较小处，一般选取一个或二个危险剖面核算；2）若验算轴的强度不够，即 ，则可用增大轴的直径、改用强度较高的材料或改变热处理方法等措施来提高轴的强度；若 比 小很多时，是否要减小轴的直径，应该综合考虑其它因素而定。 有时单从强度的观点考虑，轴的尺寸可以缩小，不过却受到其它条件的限制，例如刚度、振动稳定性、加工和装配工艺条件以及与轴有关联的其它零件和结构的限制，因此必须综合考虑各种因素进行全面考虑，方可以作出是否改变轴结构尺寸的决定。 这种计算方法，在工作应力分析方面是比较准确的，对于一般工作条件下工作的转轴已经足够精确了。但是因为应力集中系数、尺寸系数等不可能精确确定，使得许用应力计算比较保守，因此本方法也不十分精确，所以对于重载、尺寸受限制和重要的转轴，应该采用更为精确的疲劳强度安全系数校核。 2、按疲劳强度安全系数校核 疲劳强度的校核是考虑应力集中、表面状态和绝对尺寸的影响之后，对轴的危险截面的精确校核。判断危险剖面的依据是：受力较大、相对尺寸较小以及应力集中比较严重的截面。通常很难精确判断出某一截面是危险截面，因此要根据上述条件确定几个可能的危险截面，分别进行校核。 1）转轴的校核 （1）单向运转的转轴 （2）双向运转的转轴 2）心轴的校核 （1）固定心轴 （2）转动心轴 式中： 为材料的弯曲疲劳极限（MPa）; M、T为轴危险截面上的弯矩和扭矩（Nmm） W、WT为轴危险截面上的抗弯和抗扭截面模量（mm3） [S]为疲劳强度的许用安全系数 材料性能均匀，载荷与应力计算准确 1.3～1.5 材料性能不够均匀，载荷与应力计算不够准确 1.5～1.8 材料性能均匀性较差，载荷与应力计算精确度较低或轴径较大（200mm） 1.8～2.5 、 为弯曲和扭转时的平均应力折合为应力幅的等效系数 低碳钢 ψσ＝0.15 ψτ＝0.05 中碳钢 ψ σ ＝0.2 ψτ＝0.1 合金钢 ψ σ ＝0.25 ψτ＝0.15 、 为弯曲和剪切疲劳极限的综合影响系数，其大小和结构参数及材料有关，考虑其和轴上配合零件边缘时的数据可以直接查到。 如果是其它情况则需要通过计算得到。有公式： 、 、 为弯曲和扭转时的绝对有效尺寸影响系数，其大小和结构参数及材料有关，也可以查阅手册得到。 为表面状态系数，其大小与表面粗糙度及人处理方法等有关，也可以查阅手册得到。 3、静强度安全系数校核 轴的静强度安全系数校核的目的在于校验轴对塑性变形的抵抗能力，轴静强度计算的依据是轴所受的最大瞬间载荷（包括工作载荷和冲击载荷）， 危险截面的安全系数校核公式为 其中SS为静强度；Mmax、Tmax为轴上危险截面上最大弯矩和扭矩；Fmax为为作用在轴上的最大轴向载荷；A为危险剖面的面积。 如果危险剖面最大载荷只能近似求得以及应力无法精确计算时，上述[SS]值应该增大20％～50％。静强度对于一般的轴可以不予计算。 对于一般轴的设计遵循如下步骤： 1）选择轴的材料，确定许用应力 2）利用公式估算轴的直径 3）对轴的结构进行设计 4）对轴按弯扭合成进行强度校核 5）对轴进行疲劳强度安全系数校核 设计如图所示一带式输送机中的单级斜齿轮减速器的低速轴。 图12－28 已知电动机的功率为P=25kW，转速n1=970r/min，传动零件（齿轮）的主要参数及尺寸为：法面模数为mn=4mm，齿数比u=3.95,小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数为z2＝79，分度圆上的螺旋角为，小齿轮分度圆直径为d1＝80.81mm，大齿轮分度圆直径为d2＝319.19mm，中心距为a=200mm，齿宽为B1=85mm，B2=80mm。 一、选择轴的材料 该轴没有特殊的要求，因