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1、轴常用材料及主要力学性能转轴：支承传动机件又传递转矩，既同时承受弯矩和扭矩的作用。心轴：只支承旋转机件而不传递转矩，既承受弯矩作用。(转动心轴：工作时转动；固定心轴：工作时轴不转动)；传动轴：主要传递转矩，既主要承受扭矩，不承受或承受较小的弯矩。花键轴、空心轴：为保持尺寸稳定性和减少热处理变形可选用倍钢；轴常用材料是优质碳素结构钢，如35、45和50,其中45号钢最为常用。不太重要及受载较小的轴可用Q235、Q275等普通碳素结构钢；受力较大，轴尺寸受限制，可用合金结构钢。受载荷大的轴一般用调质钢。调质钢调质处理后得到的是索氏体组织，它比正火或退火所得到的铁素体混合组织，具有更好的综合力学性能
2、，有更高的强度，较高的冲击韧度，较低的脆性转变温度和较高的疲劳强度。调质钢：35、45、400、45Mll2、40MnB35CrM0、30CrMnSk40CrNiMo;大截面非常重要的轴可选用铝银钢；高温或腐蚀条件下工作的轴可选用耐热钢或不锈钢；在一般工作温度下，合金结构钢的弹性模量与碳素结构钢相近，为了提高轴的刚度而选用合金结构钢是不合适的。轴的强度计算轴的强度计算一般可分为三种：1：按扭转强度或刚度计算；2：按弯扭合成强度计算；3：精确强度校核计算1：按扭转强度或刚度计算按扭转强度及刚度计算轴径的公式表6118轴的类型按扭转强度计算按扭转刚度计算实心轴2涉邛空心轴J=17.21=X1VrV
3、l-a4Nnl-a4心口疟IgE说明d：轴端直径mmp:许用扭转剪应力MPa,按表6-1/9选取T：轴所传递的扭矩NmCp:许用扭转角0/m,按表6-l20选取T=9550-A：系数，按表6-1/9选取nP：轴所传递的功率，kWB：系数，按表6-l20选取n：轴的工作转速r/min(空心轴内径5与外径d之比)d注：当截面上有键槽时，应将求得的轴径增大，其增大值见表6-1-22。剪切弹性模量G=79.4GPa时的B值表6120OP(O)m0.250.511.522.5B12910991.582.77772.8注：【.表中CP值为每米轴长允许的扭转角；2.许用扭转角的选用，应按实际而定。参考的范围
4、如下：要求精密，稳定的传动，取。尸0.2505(o)m一般传动，取。尸0.5l()/m；要求不高的传动，可取CP大于1(0)/m；起重机传动轴。k1520/m；几种常用轴材料的TP及A值表61一19轴的材料Q235-A；20Q275；204540Cr；35SiMn；42SiMn；lCr18Ni9Ti40MnB;38SiMnM0;3Crl3;pMPa1525203525453555A14912613511212610311297注：l.表中TP值是考虑了弯曲影响而降低了的许用扭转剪应力。2.在下列情况下TP取较大值、A取较小值：弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较小的轴向载荷、
5、减速器的低速轴、轴单向旋转。反之，TP取较小值，A取较大值。3.在计算减速器的中间轴的危险截面处（安装小齿轮处）的直径时,若轴的材料为45号钢:取A=130、165o其中二级减速器的中间轴及三级减速器的高速中间轴取A=155-165o三级减速器的低速中间轴取A=130o2:按弯扭合成强度计算；按弯扭合成强度计算轴径的公式表6121计算公式心轴转轴实心轴4=21.68匹NbP实心轴W+Md1uo-VbIP空心轴d=2L68区X1一Vpl-a4空心轴,2+（）2a=21.68-1-FV-l-a4许用应力转动心轴p=-p校正系数单向旋转=0.3或中=0.6固定心轴载荷平稳：p=+1,载荷变化：bfi
6、=1）p双向旋转=1说明d：轴的直径mm。+ip、oop、。廿轴的许用弯曲应力MPa,按表6-1-1M：轴在计算截面所受弯矩，N.m注4的说明取T：轴在计算截面所受的扭矩Nma（空心轴内径di与外径d之比）=d注：校正系数中值是由扭应力的变化来决定的;扭应力不变时U=/二里-0.3；扭应力按脉动循环变化时=OAo.6；扭应力按对称循环变化时少=1+p0p当零件用紧配合装于轴上时，轴径应比计算值增大810%。如果截面上有键槽时，应将求得的轴径增大，其增大值见表6-122。表 6-1-23如果轴端装有补偿式联轴器或弹性联轴器，由于安装误差和弹性元件的不均匀磨损，将会使轴及轴承受到附加载荷，附加载荷
7、的方向不定。附加载荷计算公式见表6-1-23。轴的直径mm100有一个键槽时的增大值%753有两个相隔180键槽时的增大值%15107有键槽时轴径增大值表6-1-22附加载荷计算公式联轴器名称计算公式说明齿轮联轴器十字滑块联轴器NZ挠爪型联轴器弹性圈柱销联轴器M=KzT,20007P=(O20.4)万一,一20007Fz=(0.10.3)J2000TFz=(0.2-0.35)DOM7一附加弯矩，NmT一传递扭矩NmKz-系数用稀油或清洁的干油润滑Kz=0.07用脏干油润滑K=0.13不能保证及时润滑K=03F-附加径向力，ND-联轴器外径，mmDo一柱销中心圆直径，mm3：精确强度校核计算轴强
8、度的精确校核是在轴的结构及尺寸确定后进行，通常采用安全系数校核法。3.1 疲劳强度安全系数校核疲劳强度安全系数校核的目的是校核轴对疲劳破坏的抵抗能力，在轴的结构设计后，根据其实际尺寸，承受的弯矩、转矩图，考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素及轴材料的疲劳极限，计算轴的危险截面处的安全系数值是否满足许用安全系数值。轴的疲劳强度是根据长期作用在轴上的最大变载荷（其载荷循环次数不小于10,来计算，危险截面应是受力较大，截面较小及应力集中较严重的既实际应力较大的若干个截面。同一个截面上有几个应力集中源，计算时应选取对轴影响最大的应力源。校核公式见表6124。当轴的强度不能满足要求时，采取改进轴的结构
9、，降低应力集中的方法解决，降低应力集中的主要措施表617,或采用不同的热处理及表面强化处理等工艺措施，或加大轴径,改变轴的材料来解决。轴的材料内部可能存在不同程度的裂纹或其其它缺陷。一般裂纹的尺寸小于临界值时，暂时影响不大，但长期交变应力作用下，裂纹会作稳态扩展，达到临界值时，发生脆性破坏。重要的轴，除了进行上述的计算和检查表面质量外，还要对内部进行无损探伤，如发现缺陷，应根据断裂力学计算或经验判断其寿命，决定是否可用。（机械工程手册二版1卷5篇）危险截面安全系数S的校核公式表6-1-24公亚式S-CJbK-n+ntnSlK,a+fPtm说明S“：只考虑弯矩作用时的安全系数S/.：按疲劳强度计
10、算的许用安全系数，见表6126对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限MFa见表61一1r-对称循环应力下的材料扭转疲劳极限MPa见表61一1K，,、K,弯曲和扭转时的有效应力集中系数见表6131一表61一32S,：只考虑扭矩作用时的安全系数%、f:弯曲和扭转时的尺寸影响系数，见表6126忆，、材料拉伸和扭转的平均应力折算系数，见表6133少、”：弯曲应力的应力幅和平均应力，MPa见表61一25了公,l：扭转应力的应力幅和平均应力，MPa见表61一25B：表面硬化系数，一般用表6-1-36：轴表面强化处理后用表6138；有腐蚀情况时用表6135或表6一1-37应力幅及平均应力可卜算公式表61一25循环
11、特性应力名称弯曲应力扭转应力对称循环应力幅M。abnax-ZTTa-TmaX平均应力m=%=。脉动循环应力幅r,axM(7.=22Z/maxT7-2_2Zf平均应力6”=C,n=说明M、T：轴危险截面上的弯矩和扭矩NmZ、Zp：轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数cm3见表6127表6129许用安全系数Sp表61一26条件Sp材料的力学性能符合标准载荷确定精确，应力计算准确。1.31.5规定(或有实验数据)，加工载荷确定不够精确，应力计算较近似。1.51.8质量能满足设计要求。载荷确定不精确，应力计算较粗略或轴径较大(d200mm).1.8-2.5脆性材料制造的轴2.5-3.0截面模数计算公式表61
12、27截面ZZp截面ZZPdZ=32ZP=-=2Zp16dZ=32bt(d-t)2dd3Zp=P16bt(d-t)2d7z4Z=-(l-a4)324a=dZP=(l-a4)16=2ZZ=等(1_1.549ZP)dyZ=32bt(d-t)22d7d3Zp=16bt(d-t)22dZ工32Dbz(D-d)(D+d)232DZ一花键齿数7成,Z=+16DbzID-dXD+d)?16D=2Z注：公式中各几何尺寸均以Cm计。螺纹、键、花键、横孔处及配合的边缘处的有效应力集中系数表61一30bMPa螺纹K=l键槽渐开线形花键横孔dd配合KoKrK1H7r6H7k6H7h6A型B型A、B型K。0.05-0.1
13、50.15-0.250.05-0.25K4001.451.511301.201351.401.901.701.702.051.551.551.251331.145001.781.641381371.451.431.951.751.752.301.691.721.361.491.236001.961.761.461.541551.462.001.801.802.521.821.891.461.641.317002.201.891.541.711.601.492.051.851.802.731.962.051561.771.408002.322.011.621.881.651.522.101.901.852.962.092.221.651.921.499002.
