【正文】 (在B―D段) 在處說 明F―集中載荷 N l― 支點間距 mmM―外力矩 c― 外伸端長度 mma、b ―載荷至左及右支點距離 mm dV1 ― 載荷作用于支點間時的當(dāng)量直徑 mmdV2 ― 載荷作用于外伸端時的當(dāng)量直徑 mm A、B、C、D、x、x1 等表示各該截面注：1如實際作用載荷的方向與圖示相反，則公式中的正負(fù)號應(yīng)相應(yīng)改變。軸的振動主要類型有橫向振動(彎曲振動)、扭轉(zhuǎn)振動和縱向振動。對轉(zhuǎn)速較高，跨度較大而剛性較小，或外伸較長的軸，一般應(yīng)進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的校核計算。2181。最后確定Ⅳ、Ⅵ、Ⅷ為危險截面。當(dāng)精確校核時，應(yīng)按零件具體情況考慮零件尺寸、應(yīng)力集中、表面質(zhì)量及安全系數(shù)等因素。努力過后，才知道許多事情，堅持堅持，就過來了。歲月是有情的，假如你奉獻(xiàn)給她的是一些色彩，它奉獻(xiàn)給你的也是一些色彩。1. 若不給自己設(shè)限，則人生中就沒有限制你發(fā)揮的藩籬。計算內(nèi)容及公式Tmax = 2T Mmax = 2M Z cm3ZP cm3計算值或數(shù)據(jù)截面ⅤTⅤmax =21230= 2460MⅤmax =2706= 1412截面ⅥTⅥmax =21230= 2460TⅥmax =2582= 1164截面ⅧTⅧmax =21230= 2460TⅧmax =2254= 508 校核危險截面的安全系數(shù)計算內(nèi)容及公式計算值或數(shù)據(jù)截面Ⅴ295171截面Ⅵ295171截面Ⅷ295171注：取安全系數(shù)SSP = ，計算安全系數(shù)均大于許用值，故軸的靜強度足夠； 上述計算取τS = = 295 = 171MPa。解：1) 選擇軸材料選擇軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。光軸的一階臨界轉(zhuǎn)速計算公式 表6―1―47簡 圖臨界轉(zhuǎn)速 ncr1 / r min1ncr1ncr1一端外伸軸的系數(shù)λ1值見表6―1―48兩端外伸軸的系數(shù)λ2值見表6―1―49注：1. 表列公式適用于彈性模量E = 206103 MPa的鋼軸；2. 計算空心軸的臨界轉(zhuǎn)速時，應(yīng)將表列公式乘以Wi―支承間第i個圓盤重力 N l―軸的全長 mmGi―伸軸端第j個圓盤重力 N l0―支承間距離 mmW0―軸的重力 N 實心軸 W0 = d2l 181。臨界轉(zhuǎn)速在數(shù)值上與軸橫向振動的固有頻率相同。3 標(biāo)有*的ymax計算公式適用于ab的場合，ymax產(chǎn)生在A―D段。按當(dāng)量法計算階梯軸的撓度和偏轉(zhuǎn)角，誤差可達(dá)到+20%。)/m；起重機傳動軸Φ= 15180。以提高軸的靜強度安全系數(shù)。 4滾子滾壓系根據(jù)17～130mm試件求得的數(shù)據(jù)。載荷確定精確，應(yīng)力計算準(zhǔn)確。軸的疲勞強度是根據(jù)長期作用在軸上的最大變載荷(其載荷循環(huán)次數(shù)不小于104)來計算，危險截面應(yīng)是受力較大，截面較小及應(yīng)力集中較嚴(yán)重的既實際應(yīng)力較大的若干個截面。三級減速器的低速中間軸取A=130。)/m；要求不高的傳動，可取￠P大于1 (176。調(diào)質(zhì)鋼調(diào)質(zhì)處理后得到的是索氏體組織，它比正火或退火所得到的鐵素體混合組織，具有更好的綜合力學(xué)性能，有更高的強度，較高的沖擊韌度，較低的脆性轉(zhuǎn)變溫度和較高的疲勞強度。心軸：只支承旋轉(zhuǎn)機件而不傳遞轉(zhuǎn)矩，既承受彎矩作用。/m，按表6120選取 A：系數(shù)，按表6119選取P：軸所傳遞的功率，kW B：系數(shù)，按表6120選取n：軸的工作轉(zhuǎn)速 r/min (空心軸內(nèi)徑d1與外徑d之比)注：當(dāng)截面上有鍵槽時，應(yīng)將求得的軸徑增大，其增大值見表6122。/m；幾種常用軸材料的τP及A值 表6―1―19軸的材料Q235―A； 20Q275； 201Cr18Ni9Ti4540Cr；35SiMn；42SiMn；40MnB；38SiMnMO；3Cr13；τP MPa15 ～ 2520 ～ 3525 ～ 4535 ～ 55A149 ～ 126135 ～ 112126 ～ 103112 ～ 97注：1. 表中τP值是考慮了彎曲影響而降低了的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力。 如果軸端裝有補償式聯(lián)軸器或彈性聯(lián)軸器，由于安裝誤差和彈性元件的不均勻磨損，將會使軸及軸承受到附加載荷，附加載荷的方向不定。 當(dāng)軸的強度不能滿足要求時，采取改進(jìn)軸的結(jié)構(gòu)，降低應(yīng)力集中的方法解決，降低應(yīng)力集中的主要措施表6―1―7，或采用不同的熱處理及表面強化處理等工藝措施，或加大軸徑，改變軸的材料來解決。脆性材料制造的軸～～～～ 截面模數(shù)計算公式 表6―1―27截 面ZZP截 面ZZP Z―花鍵齒數(shù) =2Z注：公式中各幾何尺寸均以cm計。一般，對于沒有特殊安全保護(hù)裝置的傳動，最大瞬時載荷可按電動機最大過載能力確定。圓軸扭轉(zhuǎn)角Φ的計算公式 /(176。 2 本表公式適用于剪切彈性模量G=。如軸上作用的載荷不在同一平面內(nèi)，采將載荷分解為兩互相垂直平面上的分量，分別計算兩個平面內(nèi)各截面的撓度(yx、yy)和偏轉(zhuǎn)角(θX、θy)，然后用幾何法相加(既、)。軸的臨界轉(zhuǎn)速校核軸系(軸和軸上零件)是一個彈性體，當(dāng)其回轉(zhuǎn)時，一方面由于本身的質(zhì)量(或轉(zhuǎn)動慣量)和彈性產(chǎn)生自然振動；另一方面由于軸系零件的材料組織不均勻、制造誤差及安裝誤差等原因造成軸系重心偏移；倒致回轉(zhuǎn)時產(chǎn)生離心力、從而產(chǎn)生以離心力為周期性干擾外力所引起的強迫振動。為避免軸在運轉(zhuǎn)中產(chǎn)生共振現(xiàn)象，所設(shè)計的軸不得與任何一階臨界轉(zhuǎn)速相接近，也不能與臨界轉(zhuǎn)速的簡單倍數(shù)或分?jǐn)?shù)重合。2―伸軸端長度與軸長l之比 對空心鋼軸乘以1―α2 ai、bi―支承間第i個圓盤至左及右支承距離 mmα―空心鋼內(nèi)徑d0與外徑d之比 cj―外伸端第j個圓盤至支承間距離 mmd ―軸的直徑 mm一端外伸軸的系數(shù)λ1值 表6―1―48181。4) 鍵聯(lián)接強度驗算 選A型平鍵，(長寬高)齒輪配合處 161090鏈輪配合處 181190鍵聯(lián)接傳遞扭矩T = 9550 = 9550 = 1230Nm鍵工作面壓強P = = = ＜σPP式中：σPP―許用擠壓應(yīng)力，輕微沖擊σPP =120 MPa； d―軸直徑mm； k―鍵與輪轂接觸高度，mm，平鍵k = ； l―鍵的工作長度，mm，A型平鍵l = L―b5) 計算支座反力、扭矩、彎矩 支座反力 N作用點水 平 面垂 直 面合 成A N N NBRBX = 2S ―RAX ―Fr= 24650―4870―1740= 2690 NRBY = RAY＋Ft = 620＋4790 = 5410 N N Nm作用點水 平 面垂 直 面合 成B D E ：大齒輪傳遞扭矩T = 1230Nm， 每個鏈輪按，扭矩圖見圖h。2 其它性能，一般可取τS≈(～)σS，σO≈，τO≈。用一些事情，總會看清一些人。學(xué)習(xí)參考