强度校核和刚度校核

主轴校核

通常只作刚度验算 1. 弯曲变形验算

（1）端部桡度y≤[Y] ≤0.0002L L—跨距，前后支承间的轴向距离 （2）前支承处倾角θB≤[θ] ≤0.001rad (3) 大齿轮处倾角θ≤[θ] ≤0.001rad 2.扭转变形验算 扭转角φ≤1°

支承简化与受力分析

Tmax?955?104?N???(N?mm) njN--电机功率； η--机械效率取（0.75～0.85）； nj--主轴计算转速

Fc'?2?Tmax?(N)， 其中d?0.5?Dmax? dFf'?0.35?Fc'?(N) Fp'?0.5?Fc'?(N) 由F?a?0.4?DmaxF' 作用在主轴端部的作用力

aFz?P?2?Tmax?(N) , 其中df—齿轮分度圆直径 df分解成水平面受力图：Fp； Fz1=Fz×cosθ； M=Ff×d/2 分解成垂直面受力图：Fc； Fz2=Fz×sinθ （注意各力和力矩的方向，和公式示图相反加负号）

Ⅰ刚性支承、弹性主轴 （指导书P34） 由传动力Fz引起的变形：

主轴端部桡度：y??P?a?b.c(l?a

主轴校核

通常只作刚度验算 1. 弯曲变形验算

（1）端部桡度y≤[Y] ≤0.0002L L—跨距，前后支承间的轴向距离 （2）前支承处倾角θB≤[θ] ≤0.001rad (3) 大齿轮处倾角θ≤[θ] ≤0.001rad 2.扭转变形验算 扭转角φ≤1°

支承简化与受力分析

Tmax?955?104?N???(N?mm) njN--电机功率； η--机械效率取（0.75～0.85）； nj--主轴计算转速

Fc'?2?Tmax?(N)， 其中d?0.5?Dmax? dFf'?0.35?Fc'?(N) Fp'?0.5?Fc'?(N) 由F?a?0.4?DmaxF' 作用在主轴端部的作用力

aFz?P?2?Tmax?(N) , 其中df—齿轮分度圆直径 df分解成水平面受力图：Fp； Fz1=Fz×cosθ； M=Ff×d/2 分解成垂直面受力图：Fc； Fz2=Fz×sinθ （注意各力和力矩的方向，和公式示图相反加负号）

Ⅰ刚性支承、弹性主轴 （指导书P34） 由传动力Fz引起的变形：

主轴端部桡度：y??P?a?b.c(l?a

河南工业大学 机电工程学院

毕 业 设 计（论文）

轴的强度校核方法

姓 名： 学 号： 性 别： 专 业: 联系方式： 学习中心： 指导教师：

2XXX年X月X日

I

河南工业大学毕业设计（论文）

轴的强度校核方法

摘 要

轴是用来支承回转运动零件，如带轮、齿轮、蜗轮等，同时实现同一轴上不同零件间的回转运动和动力的传递的重要的零件。为实现机械产品的完整和可靠设计，轴的设计应考虑选材、结构、强度和刚度等要求。并应对轴的材料或设备的力学性能进行检测并调节，轴的强度校核应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。最后确定轴的设计能否达到使用要求，对轴的设计十分重要。

本文根据轴的受载及应力情况，介绍了几种典型的常用的对轴的强度校核计算的方法，并对如何精确计算轴的安全系数做了具体的介绍。当校核结果如不满足承载要求时，则必须修改原结构设计结果，再重新校核。

最后，本文对提高轴的疲劳强度和刚度提出相应改进方法，并对新材料，新技术的应用进行了展望。

关键词：轴；强度；弯矩；扭矩；

i

目 录

第一章 引 言 ...........................................

验算Φ500×3三辊型钢开坯机第一机座的下轧辊强度。已知： 1）按轧制工艺，该辊K13、K9、K5三个道次同时走钢 ； 2）各道的轧制力：P13 =1100KN , P9=800KN , P5 =600 KN ; 3）各道的轧制力矩：M13 = 60.0KN .m ,

M9 = 30KN.m , M5= 20KN.m ,忽略摩擦力矩；

4）轧辊有关尺寸见图所示。其中各道次的辊身工作直径为：D13=340 mm , D9=384 mm , D5=425 mm 轧辊辊颈直径：d=300 mm 辊颈长度l =300 mm，轧辊梅花头外径d1=280 mm，其抗扭断面系数Wn = 0.07d13 。 5）轧辊右侧为传动端；

6）轧辊材质为铸钢，其强度极限为 σb = 5 00 ~ 600 MPa; 7）轧辊安全系数取 n =5; 8）许用应力 [τ] = 0.6[σ]。

（要求画出轧辊的弯矩图和扭矩图）

1）由静力学平衡方程求得轧辊辊颈处的支反力： R1*（286+507+654+353）-P5*（507+65

验算Φ500×3三辊型钢开坯机第一机座的下轧辊强度。已知： 1）按轧制工艺，该辊K13、K9、K5三个道次同时走钢 ； 2）各道的轧制力：P13 =1100KN , P9=800KN , P5 =600 KN ; 3）各道的轧制力矩：M13 = 60.0KN .m ,

M9 = 30KN.m , M5= 20KN.m ,忽略摩擦力矩；

4）轧辊有关尺寸见图所示。其中各道次的辊身工作直径为：D13=340 mm , D9=384 mm , D5=425 mm 轧辊辊颈直径：d=300 mm 辊颈长度l =300 mm，轧辊梅花头外径d1=280 mm，其抗扭断面系数Wn = 0.07d13 。 5）轧辊右侧为传动端；

6）轧辊材质为铸钢，其强度极限为 σb = 5 00 ~ 600 MPa; 7）轧辊安全系数取 n =5; 8）许用应力 [τ] = 0.6[σ]。

（要求画出轧辊的弯矩图和扭矩图）

1）由静力学平衡方程求得轧辊辊颈处的支反力： R1*（286+507+654+353）-P5*（507+65

塑料齿轮强度校核方法

马瑞伍，余毅，张光彦

（深圳市创晶辉精密塑胶模具有限公司，广东省 深圳市 518000）

【摘要】随着动力传递型塑料齿轮应用领域的不断拓展，如何评估或校核塑料齿轮的强度成为设计者不得不考虑的难题。由于塑料材料种类繁多，且不同种类的塑料性能指标差异很大，所以迄今为止有关塑料齿轮的强度算法还未形成统一的标准。目前，具有代表性的塑料齿轮强度算法主要四种：①尼曼&温特尔法；②VDI 2545标准法；③KISSsoft软件基于VDI 2545标准修正法；④宝理“Duracon”法。由于第②种算法已经废止，第③种算法主要以软件形式发布，因此本文将主要介绍第①和第④种算法，以期能为塑料齿轮的设计起到一定的借鉴意义。 【关键词】塑料齿轮 强度设计

1 引言

在国内，塑料齿轮起步于20世纪70年代。在发展初期，塑料齿轮主要应用集中在水电气三表的计数器、定时器、石英闹钟、电动玩具等小型产品中。这时期的塑料齿轮的多为直径一般不大于25mm，传递功率一般不超过0.2KW的直齿轮。换言之，早期的塑料齿轮主要用于小空间内的运动传递，属于运动传递型齿轮。随着注塑模具技术与注塑装备及注塑工艺水平的不断提高，模塑成型尺寸更大、强度更高的塑料齿轮成为可能。

花键设计与强度校核分析

1．花键设计.............................................................................................................................2

2．花键的强度校核分析.........................................................................................................8

2.1 国标（GBT）的校核结果........................................................................................9

2.2 SAE的校核结果......................................................................................................10

1．花键设计

在需要进行花键连接设计时，如下图所示添加花键：

选择Spline/Interferen

渐开线花键承载能力计算一、花键副基本参数 齿数 模数 压力角 花键结合长度 外花键大径 外花键小径 内花键小径 齿根圆角半径 渐开线起始圆直径 工作齿高 全齿高 弦齿厚 二、工况参数 输入转矩 材料抗拉强度 材料屈服强度 齿面接触强度安全系数 齿根弯曲强度安全系数 使用系数 齿侧间隙系数 分配系数 轴向偏载系数 应力转换系数 齿面磨损许用压应力 齿面磨损许用压应力 弯矩 作用直径 应力集中系数 名义切向力 单位载荷 剪切应力 三、校核结果 1、齿面许用接触强度 齿面压应力(计算值) 2、齿根许用弯曲强度

z m a l Dee Die Dii ρ DFe hw h SFn T σb σs SH SF K1 K2 K3 K4 K σ H1 σ H2 Mb dh α tn Ft W τ tn

/ /o

44 2 30 32 90 84.4 86 0.8 85.7 2 2.8 4.297 11458.8 980 835 1.25 1 1.25 1.1 1.1 1.5 0.15 110 9.4 0 85.188 2.239 260427.27 213.576 94.401

mm mm mm mm mm mm mm mm mm

N.m Mpa Mpa / / /

渐开线花键承载能力计算一、花键副基本参数 齿数 模数 压力角 花键结合长度 外花键大径 外花键小径 内花键小径 齿根圆角半径 渐开线起始圆直径 工作齿高 全齿高 弦齿厚 二、工况参数 输入转矩 材料抗拉强度 材料屈服强度 齿面接触强度安全系数 齿根弯曲强度安全系数 使用系数 齿侧间隙系数 分配系数 轴向偏载系数 应力转换系数 齿面磨损许用压应力 齿面磨损许用压应力 弯矩 作用直径 应力集中系数 名义切向力 单位载荷 剪切应力 三、校核结果 1、齿面许用接触强度 齿面压应力(计算值) 2、齿根许用弯曲强度

z m a l Dee Die Dii ρ DFe hw h SFn T σb σs SH SF K1 K2 K3 K4 K σ H1 σ H2 Mb dh α tn Ft W τ tn

/ /o

44 2 30 32 90 84.4 86 0.8 85.7 2 2.8 4.297 11458.8 980 835 1.25 1 1.25 1.1 1.1 1.5 0.15 110 9.4 0 85.188 2.239 260427.27 213.576 94.401

mm mm mm mm mm mm mm mm mm

N.m Mpa Mpa / / /

给水管网平差

一、平差基本数据

1、平差类型：消防校核。

2、计算公式：

海曾威廉公式

V=0.44*C*(Re/C)^0.075*(g*D*I)^0.5

Re=V*D/ν

计算温度：17 ，ν=0.000001

3、局部损失系数：1.05

4、水源点水泵参数：

水源点水泵杨程单位(m)，水源点水泵流量单位:(立方米/小时)

水源节点编号 流量1 扬程1 流量2 扬程2 流量3 扬程3

二、节点参数

节点编号 流量(L/s) 地面标高(m) 节点水压(m) 自由水头(m)

1 1.319 410.800 439.492 28.692

2 2.176 410.950 439.501 28.551

3 2.160 411.000 439.700 28.700

4 2.344 411.000 439.498 28.498

5 12.547 411.050 440.039 28.989

6 -23.109