【正文】 軸箱激熱，白合金熔化，軸瓦體直接與軸頸磨擦產(chǎn)生高溫，使軸頸變形，軸頸根部磨耗劇增，當軸頸截面減小到支撐不住車體在何時發(fā)生折斷。滾動軸承由于滾動軸承的圈崩裂、磙子破碎等的原因，也會造成軸箱激熱，車軸斷裂。2．疲勞斷裂大多數(shù)車軸的裂紋是由于疲勞裂紋逐漸發(fā)展的結(jié)果。車軸在交變載荷的作用下，使用12年就都可能產(chǎn)生疲勞裂紋。統(tǒng)計資料表明：一般，車軸發(fā)生疲勞裂紋的時間在是用年左右。有些車軸過早地產(chǎn)生疲勞裂紋，原因常是車軸材質(zhì)不良，或制造和使用中在車軸表面造成傷痕，是疲勞極限下降所至。車軸裂紋至折斷往往要經(jīng)過一個較長的時間，如果及時檢查處理是可以防止車軸折斷的。車軸裂紋發(fā)展的過程中，金屬的組織結(jié)構(gòu)會發(fā)生變化，然后發(fā)展成裂紋，所以裂紋末端的金屬雖未產(chǎn)生裂紋但已受到影響，發(fā)展車軸裂紋時，應(yīng)將裂紋旋去后，在旋去一定深度的影響層，如果剩余直徑符合極限可以繼續(xù)使用。3．車軸發(fā)生橫裂紋，如果不超過極限，可旋去橫裂紋，經(jīng)磁粉探傷檢查確認無裂紋時，如果車軸剩余直徑符合極限時，可根據(jù)裂紋的部位和深度限制使用，以確保安全。4．車軸的縱裂紋雖不能直接造成車軸折斷，但能發(fā)展成橫裂紋，所以也應(yīng)嚴格處理．其處理規(guī)定如下：（1）新制車軸上各部位存在的縱向裂紋必須全部旋除，經(jīng)磁粉探傷檢查確認無裂紋，其直徑尺寸符合規(guī)定者允許使用．（2）在役車軸上（除軸身外）各部位存在的縱向裂紋也必須全部旋除，經(jīng)磁粉探傷檢查確認無裂紋時，并且其直徑尺寸符合規(guī)定限定者允許使用．（3）在役車軸軸身上存在的縱裂紋總數(shù)不超過3條，單個長度不超過100mm，并且不在同一斷面上時不處理；超過時必須旋除，旋后經(jīng)磁粉探傷檢查確認無裂紋，直徑尺寸符合規(guī)定者允許使用．（4）車軸上存在的縱向發(fā)紋不得超過規(guī)定限度，超過時必須旋除，其直徑尺寸符合規(guī)定者允許使用．發(fā)紋是指肉眼看不到的開口縫隙，而電磁探傷時有磁粉聚集的細裂紋處．新制車軸上縱向發(fā)紋允許存在的限度如下：在役車軸軸身上存在縱向發(fā)紋時可不處理，其他部位縱向發(fā)紋允許存在的限制除與新制車軸上縱向發(fā)紋允許存在的限制相同時，其軸頸防塵板座及輪座上存在長度≤30mm，且各部位均不超過5條，或同一斷面不超過3條的縱向發(fā)紋時，可不處理（對其長度不超過4mm的縱向發(fā)紋可不計算在內(nèi)）．過去舊型毛坯車軸軸身不超過限制的縱向裂紋可鏟除處理，現(xiàn)在毛坯車軸已經(jīng)逐漸淘汰，規(guī)定的鏟槽的車軸再發(fā)現(xiàn)裂紋時，該車軸報廢。第四章 分析軸的強度與壽命計算方法第一節(jié) 軸的強度校核進行軸的強度校核計算時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的計算方法，并恰當?shù)剡x取其許用應(yīng)力。對于僅僅（或主要）承受扭矩的軸（傳動軸），應(yīng)按扭轉(zhuǎn)強度條件計算；對于承受彎矩的軸（心軸），應(yīng)按彎曲強度條件計算；對于既承受彎矩又承受扭矩的軸（轉(zhuǎn)軸），應(yīng)按彎扭合成強度條件進行計算，需要時還應(yīng)按疲勞強度條件 進行精確校核。此外，對于瞬時過載很大或應(yīng)力循環(huán)不對稱性較為嚴重的軸，還應(yīng)按鋒尖載荷校核其靜強度，以免產(chǎn)生過量的塑性變形。下面介紹幾種常用的計算方法。一、按扭轉(zhuǎn)強度條件計算這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果還受有不大的彎矩時，則用降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的方法予以考慮。在作軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也可作為最后計算結(jié)果。軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為 （）式中：——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為MPa；——軸所受的扭矩，單位為Nmm；——軸的抗扭截面系數(shù)，單位為mm；——軸的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；——軸傳遞的功率，單位為kW；d——計算截面處軸的直徑，單位為mm；許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為MPa，見表41。 表41 軸常用幾種材料的[]及A值軸的材料Q235A、20Q2735(1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13[]/Mpa15～2520～3525～4535～55149～126135～112126～103112～97由上式可得軸的直徑 （）式中。對于空心軸，則 （）式中，即空心軸的內(nèi)徑與外徑d之比，通常取。 應(yīng)當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑d100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大7%。對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%～7%；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大10%～15%。然后將軸徑圓整為標準直徑。應(yīng)當注意，這樣求出的直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑。二、按彎扭合成強度條件計算通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均以確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）以可以求得，因而可按彎矩合成=強度條件對軸進行強度校核計算。一般的軸用這種方法計算即可。其計算步驟如下：（一） 作出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型）軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)，可按支反力的作用點來確定。其中的a值可查滾動軸承樣本或手冊，e值與滑動軸承的寬徑比B/d有關(guān)。當B/d時，取e=。當B/d1時，取e=,但不小于（～）B；對于調(diào)心軸承，e=。在作計算簡圖時，應(yīng)先求出軸上受力零件的載荷（若為空間力系，應(yīng)把空間力分解為圓周力、徑向力和軸向力，然后把它們?nèi)哭D(zhuǎn)化到軸上），并將其分解為水平分力和垂直分力，由它們軸的載荷分析圖所示。然后求出各支承處的水平反力和垂直反力（軸向反力可表示在適當?shù)拿嫔媳硎驹诖怪泵嫔希?。（二?校核軸的強度 已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）作彎矩合成強度校核計算。按第三強度理論，計算應(yīng)力 （）通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而由扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力則常常不是對稱循環(huán)變應(yīng)力。為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應(yīng)力為 （）式中的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力。當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時，??；當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，??；若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力亦為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，則取。對于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，將和代入式，則軸的彎扭合成強度條件為 （）式中： ——軸的計算應(yīng)力，單位為MPa。 ——軸所受的彎矩，單位為； ——軸所受的扭矩，單位為； ——軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm,計算公式見表52——對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力，其值按表42選用 表42 抗彎、抗扭截面系數(shù)計算公式由于心軸工作時只承受彎矩而不承受扭矩，所以在應(yīng)用上式時，應(yīng)取T=0。轉(zhuǎn)動心軸的彎矩在軸截面所引起的應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力。對于固定心軸，考慮起動、停車等的影響，彎矩在軸截面上所引起的應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，所以在應(yīng)用式時，固定心軸的許用應(yīng)力[]（[]為脈動循環(huán)變應(yīng)力時的許用彎曲應(yīng)力），[][]。（三） 按疲勞強度條件進行精確校核 這種校核計算的實質(zhì)在于確定變應(yīng)力情況下軸的安全程度。在以知軸的外形、尺寸及載荷的基礎(chǔ)上，即可通過分析確定出一個或幾個危險截面（這時不僅要考慮彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的大小，而且要考慮應(yīng)力集中和絕對尺寸等因素影響的程度），按式求出計算安全系數(shù)并應(yīng)使其稍大于或至于等于設(shè)計安全系數(shù)S，即 （）僅有法向應(yīng)力時，應(yīng)滿足 （）僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，應(yīng)滿足 （）以上諸式中的符號及有關(guān)數(shù)據(jù)已在第三章內(nèi)說明，此處不再重復(fù)。設(shè)計安全系數(shù)值可按下述情況選取。S=～,用于材料均勻，載荷與應(yīng)力計算精確時；S=～,用于材料不夠均勻，計算精確度較低時；S=～，用于材料均勻性及計算精確度很低，或軸的直徑d200mm時。第二節(jié) 軸的剛度校核軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。若變形量超過允許的限度，將會影響軸上零件的正常工作，甚至?xí)适C器應(yīng)有的工作性能。例如，安裝齒輪的軸，若彎曲剛度（或扭轉(zhuǎn)剛度）不足而導(dǎo)致?lián)隙龋ɑ蚺まD(zhuǎn)角）過大時，將影響齒輪的正確嚙合，使齒輪沿齒寬和齒高方向接觸不良，造成載荷在齒面上嚴重分布不均。又如采用滑動軸承的軸，若撓度過大而導(dǎo)致軸頸偏斜過大時，將使軸頸和滑動軸承發(fā)生邊緣接觸，造成不均勻磨損和過度發(fā)熱。因此，在設(shè)計有剛度要求的軸時，必須進行剛度的校核計算。軸的彎曲剛度以撓度或偏轉(zhuǎn)角來度量；扭轉(zhuǎn)剛度以扭轉(zhuǎn)角來度量。軸的剛度校核計算通常是計算出軸在受載時的變形量，并控制其不大于允許值。一、軸的彎曲剛度校核計算常見的軸大多可視為簡支梁。若是光軸，可直接用材料力學(xué)中的公式計算其撓度或偏轉(zhuǎn)角；若是階梯軸，如果對計算精度要求不高，則可用當量直徑法作近似計算。即把階梯軸看成是當量直徑為的光軸，然后再按材料力學(xué)中的公式計算。當量直徑（單位為mm）為 （）式中：———階梯軸第段的長度，單位為mm。 ———階梯軸第段的直徑，單位為mm； L ———階梯軸的計算長度，單位為mm。 Z ———階梯軸計算長度內(nèi)的軸段數(shù)。 當載荷作用于兩支承之間時，L=（為支承跨距）；當載荷作用于懸臂端時，L=+K(K為軸的懸臂長度，單位為mm)。 軸的彎曲剛度條件為： 撓度 偏轉(zhuǎn)角 式中： ——軸的允許撓度，單位為mm,見表53 ——軸的允許偏轉(zhuǎn)角，單位rad,見表43。 表43 軸的允許擾度及允許偏轉(zhuǎn)角名 稱允許擾度[y]／mm名 稱允許偏轉(zhuǎn)角[Q]／rad一般用途的軸剛度要求較嚴的軸感應(yīng)電動機軸安裝齒輪的軸安裝蝸輪的軸(0. 003～)l0. 0002l0. 1(～)m(～)m滑動軸承向心球軸承調(diào)心球軸承圓柱滾子軸承圓錐滾子軸承安裝齒輪處軸的軸承0. 0010. 0050. 050. 00250. 0016～二、軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計算 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。圓軸扭轉(zhuǎn)角[單位為] 的計算公式為： 光軸 （） 階梯軸 （）式中：T ——軸所受的扭矩，； G ——軸的材料的剪切彈性模量，單位為MPa,對于鋼材。 ——軸截面的極慣性矩，單位為mm，對于圓軸，； L ——階梯軸受扭矩作用的長度，單位為mm； 、 ——分別代表階梯軸第段上所受的扭矩、長度和極慣性矩，單位同前； Z ——階梯軸受扭轉(zhuǎn)作用的軸段數(shù)。 軸的扭轉(zhuǎn)剛度條件為 式中為軸每米長的允許扭轉(zhuǎn)角，與軸的使用場合有關(guān)。對于一般傳動軸，可取=；對于精密傳動軸，可取=；對于精度要求不高的軸，可大于1。第三節(jié) 車軸的疲勞壽命隨著車輛運行速度和運用率的提高，以及車輛運行里程確定報廢標準和檢修標準，當然比按達到折損時間來確定報廢標準更加合理。若能做到預(yù)估車軸壽命，就可以提高車輛運行的安全性。一、確定車軸—N曲線（一） 車軸的破壞包含裂紋和斷裂兩層意思，所以要研究裂紋—N曲線和斷裂—N曲線。當交變次數(shù)N 10時，把開始出現(xiàn)裂紋的最小應(yīng)力幅定義為，把不發(fā)生斷裂的應(yīng)力振幅的最大值定義為。（二） 我國統(tǒng)計結(jié)果表明，輪座部位的裂紋占車軸裂紋的80%以上，并且輪座內(nèi)側(cè)裂紋又高于輪座外側(cè)裂紋，二者裂紋比值為3：2。（三）日本從車軸出現(xiàn)裂紋的應(yīng)力頻度和疲勞試驗結(jié)果，求得圖4—1所示的車軸壓配合部位的—N曲線。在用直徑為50～140mm的壓配合試件的室內(nèi)試驗中，它們的—N曲線多為圖中的B～C線。但實際車軸的應(yīng)力是復(fù)雜變化的，并且車軸裂紋產(chǎn)生的原因也是多方面的，所以他們認為使用C～D曲線是妥當?shù)摹D4—1 車軸壓配合部位的—N曲線二、確定車軸在不同彎曲應(yīng)力下的應(yīng)力頻度首先確定車軸在不產(chǎn)生任何振動的理想狀態(tài)下的靜應(yīng)力，然后實測運行中的彎曲應(yīng)力。三、計算車軸的疲勞壽命 （一） 按照疲勞損傷累積假說（常稱為Miner法則），應(yīng)有++……+==1 （） 式中： n — 發(fā)生交變應(yīng)力的頻度； N — 在作用下達到破壞損傷的交變次數(shù)（壽命）。由于不能忽視低于疲勞極限的應(yīng)力對疲勞壽命的影響，為此要對Miner法則加以修正。（二） 日本對車軸疲勞壽命（年）的計算公式為=（2）. （） 式中： r — 車輪半徑（mm）； L — 日車公里（平均每天走行的公里數(shù)） （km/d）。表44是日本某列車的車軸疲勞壽命的計算結(jié)果，由該表可以看出，采用圖4—1中不同的—N曲線，則車軸的疲勞壽命的估算值有明顯差別。表44 車軸的疲勞壽命所采用的—N曲線DCC走行公里（km）壽命（年）四、提高車軸疲勞壽命的措施（一） 適當加粗