弯曲工况下车轮强度、疲劳分析方法对比
弯曲工况下车轮强度、疲劳分析方法对比
车轮主要由轮辋和轮辐组成。轮辋是支撑轮胎的基座，轮辐是作为车轮和车轮轮毂的连接件，主要起传递载荷（垂直力、侧向力和切向力转矩）的作用[1]。轮辋与轮辐焊接后与轮胎组成一个整体，共同承受汽车的重力、制动力、驱动力、汽车转向时产生的侧向力及所产生的力矩，还要承受路面不平产生的
冲击力。车轮工作条件严酷，其质量直接影响汽车行驶过程的安全性，因此，
应有一定的强度、刚度和工作耐久性能。在汽车车轮的实际使用过程中，80% 以上的车轮破坏是由疲劳破坏引起的，而在衡量疲劳性能的径向疲劳试验中，
又以弯曲疲劳失效率最高。国外建立了JWL、DOT 和ISO 等相关车轮弯曲疲
劳试验标准，这些标准都是模拟车轮在弯矩作用下的受载情况。我国《GB/T 5334-2005 乘用车车轮性能要求和试验方法》对于乘用车车轮的试验方法进行了规定。该试验是使车轮在一个固定不变的弯矩下旋转，或是车轮静止不动承
受一旋转弯矩，以车轮不能继续承受载荷（如结构失稳）和出现侵入车轮断面
的可见疲劳裂纹为失效标准。本文利用5 种建模方式对车轮进行离散，对弯曲工况车轮的强度与疲劳分析结果进行对比，寻找简单且结果准确的建模方式。
1 模型描述本文利用HyperMesh 软件分别采用以下五种方式进行建模。1.1 模型1（壳单元离散，不考虑接触与预紧力）轮辋、轮辐与焊缝均使用壳单元模拟，总装件的螺栓连接与加载轴均用KINCOUP 刚性单元模拟，加载圆盘使用
B31 模拟，如图1 所示。1.2 模型2 （体单元离散，不考虑接触与预紧力）轮辋、轮辐、焊缝使用实体单元模拟，总装件的螺栓连接与加载轴均用KINCOUP 刚性单元模拟，加载圆盘使用B31 模拟，如图1 所示。图1 未考虑预紧力的车轮有限元模型
1.3 模型3（壳单元离散，考虑预紧力，接触对模拟接触）轮辋、轮辐与焊缝
弯曲工况下车轮强度、疲劳分析方法对比
弯曲工况下车轮强度、疲劳分析方法对比 车轮主要由轮辋和轮辐组成。轮辋是支撑轮胎的基座，轮辐是作为车轮和车轮轮毂的连接件，主要起传递载荷（垂直力、侧向力和切向力转矩）的作用[1]。轮辋与轮辐焊接后与轮胎组成一个整体，共同承受汽车的重力、制动力、驱动力、汽车转向时产生的侧向力及所产生的力矩，还要承受路面不平产生的 冲击力。车轮工作条件严酷，其质量直接影响汽车行驶过程的安全性，因此， 应有一定的强度、刚度和工作耐久性能。在汽车车轮的实际使用过程中，80% 以上的车轮破坏是由疲劳破坏引起的，而在衡量疲劳性能的径向疲劳试验中， 又以弯曲疲劳失效率最高。国外建立了JWL、DOT 和ISO 等相关车轮弯曲疲 劳试验标准，这些标准都是模拟车轮在弯矩作用下的受载情况。我国《GB/T 5334-2005 乘用车车轮性能要求和试验方法》对于乘用车车轮的试验方法进行了规定。该试验是使车轮在一个固定不变的弯矩下旋转，或是车轮静止不动承 受一旋转弯矩，以车轮不能继续承受载荷（如结构失稳）和出现侵入车轮断面 的可见疲劳裂纹为失效标准。本文利用5 种建模方式对车轮进行离散，对弯曲工况车轮的强度与疲劳分析结果进行对比，寻找简单且结果准确的建模方式。 1 模型描述本文利用HyperMesh 软件分别采用以下五种方式进行建模。1.1 模型1（壳单元离散，不考虑接触与预紧力）轮辋、轮辐与焊缝均使用壳单元模拟，总装件的螺栓连接与加载轴均用KINCOUP 刚性单元模拟，加载圆盘使用 B31 模拟，如图1 所示。1.2 模型2 （体单元离散，不考虑接触与预紧力）轮辋、轮辐、焊缝使用实体单元模拟，总装件的螺栓连接与加载轴均用KINCOUP 刚性单元模拟，加载圆盘使用B31 模拟，如图1 所示。图1 未考虑预紧力的车轮有限元模型 1.3 模型3（壳单元离散，考虑预紧力，接触对模拟接触）轮辋、轮辐与焊缝
齿轮接触强度与弯曲强度
1. 齿轮接触强度计算 1.1齿轮接触的计算应力 βανεννπσK K K K u u bd F Z Z Z MPa E E R L F H A t E H red H 1)(11112 2 2121±?=-+-= 式中： A K —工况系数； νK —动载系数； αH K —接触强度的端面载荷分配系数； βK —齿向载荷分布系数； H Z —节点域系数； E Z —弹性系数； εZ 一重合度系数； 1.1.1 工况系数A K 由于齿轮的载荷特性为工作稳定状况下，故取工况系数为A K =1.0. 1.1.2 动载系数νK 由于 =15.96m/s 齿轮重合度 再根据《机械设计手册》图8-32与8.33得；
)=1.48-0.44(1.48-1.22)=1.36 1.1.3 端面载荷分配系数αH K 查表8-120得 21εαZ C K H H ? = 其中H C 查图8-34为0.865. 1.1.4 齿向载荷分布系数βK 查图8.35可得βK =1.13. 1.1.5 节点域系数H Z 式中：错误！未找到引用源。为端面分度圆压力角； 错误！未找到引用源。 为基圆螺旋角； 错误！未找到引用源。 为端面啮合角； 经计算最后得到H Z =2.254 1.1.6 弹性系数E Z 带入各值后，得E Z =189.87错误！未找到引用源。。 1.1.7 重合度系数εZ 与1.13的分母约去，不需考虑。
最后得到理论接触应力为： MPa Z mm mm N Z MPa H 67.124413 .11 865.036.11208.2208.3776.1572.7627.5265287.189254.2=???????? ??=ε εσ 1.2 接触疲劳极限lim H σ' W R V L N H H Z Z Z Z Z lim lim σσ=' 式中： 'H l i m σ表示计算齿轮的接触疲劳极限； Hlim σ表示试验齿轮的接触疲劳极限； N Z 表示接触强度的寿命系数； L Z 表示润滑剂系数； V Z 表示速度系数； R Z 表示光洁度系数； W Z 表示工作硬化系数。 1.2.1 试验齿轮的接触疲劳极限lim 1H σ 由手册中图8-38d 查得lim 2lim 1H H σσ==1690MPa 。 1.2.2 接触强度的寿命系数N Z 查表8-123得6 0102?=N ， nt N e γ60= 0N N e >，取121==N N Z Z 。 1.2.3 润滑剂系数L Z 取10050=υ，由图8-40查得21L L Z Z ==1. 1.2.4 速度系数V Z 由图8-41，按V=1米/秒和MPa H 1200lim >σ查得95.021==V V Z Z 。
车轮强度疲劳分析
车轮强度疲劳分析 作者：长安汽车股份有限公司闫立志袁登木高晓庆陈启亮 摘要：汽车车轮主要承受循环载荷，借助MD.Nastran 及MSC.Fatigue 模拟车轮在循环对称载荷作用下的强度和疲劳，可以有效地指导车轮的设计。 关键词：车轮；强度；疲劳；MD.Nastran；MSC.Fatigue 1 引言 汽车车轮的功用是支持全车的重量，承受驱动力、制动力、以及地面对车轮的各种力，并通过轮胎与地面的接触而实现汽车的运动。因此车轮的强度疲劳对于整车的正常使用有非常重要的作用，而实际使用中，车轮主要承受径向载荷，也是车轮破坏的主要载荷形式，因此本论文针对车轮在滚动过程中承受径向载荷作用下，车轮强度疲劳分析并进行结构优化。 2 基于Nastran 的汽车车轮循环对称响应分析（SOL109） 本文以某项目开发为例，利用MSC.Nastran 分析车轮，并对危险部位通风孔进行结构改进及优化，得到较优方案，为设计提供参考意见。 2.1 模型文件 本文主要对比不同车轮通风孔结构及位置对车轮强度疲劳的影响，如下是某款车型的车轮结构示意图。 图1 车轮结构
方案一为初始设计方案，通风孔直径为Φ 30mm; 方案二为优化方案，是将通风孔沿车轮径向外移4mm； 方案三为优化方案，是将通风孔沿车轮径向外移4mm，同时将通风孔直径扩大到Φ 34mm； 2.2 边界条件与分析方法 本次分析中，约束车轮底面，在距车轮底面中心1.0m 处沿Y 和Z 方向分别施加两个大小相等的载荷。 图2 车轮有限元分析模型 为了模拟车轮的旋转，本次分析采用SOL109 进行分析，考虑通过对Y 和Z 方向两个大小相等的载荷分别乘以两条正弦和余弦曲线的方式来实现力的旋转。 2.3 分析结果 本次分析的载荷为每隔9 度输出一个结果，一共产生41 个结果，在后处理软件中将这41个结果进行取大值处理后，输出如图3 所示的应力分布图：
疲劳强度的计算
摘要：零件的疲劳强度是一个值得深刻探讨的问题，在众多领域有着至关重要 的地位，零件的疲劳强度决定了其疲劳寿命，也就决定了对零件的选择和对这个器件的设计。本论文在参考多方资料，以及在平日学习中积累总结的经验之后，对零件疲劳强度的计算有了一些结论，得出影响导致零件疲劳的原因有破坏应力与循环次数之间量的变化影响，静应力的影响，应力集中的影响，零件绝对尺寸的影响，表面状态与强化的影响等方面。在分析零件疲劳产生原因之后，得出许多关系变化图与计算方法。运用这些计算方法，对零件疲劳极限进行了计算上的确定。并总结出疲劳强度在一些条件下的相关计算方法，如在简单应力状态，复杂应力状态下的不同。对疲劳强度安全系数的确定也进行了一系列分析，最后，尝试建立了疲劳强度的统计模型。 Abstract：The fatigue strength of parts is a worthy of deep discussion, have a vital role in many fields, the fatigue strength of parts determines its fatigue life, also decided on the part of the selection and the device design.This paper in reference to various data, and after the usual study accumulation experience, calculation of the fatigue strength of parts have some conclusion, that caused damage should change between force and the number of cycles of the causes of fatigue parts, the influence of static stress, effect of stress concentration, affects the absolute size, surface state and strengthening effect etc.. After the analysis of fatigue causes, draw many relationship graph and calculation method. Using the calculation method of fatigue limit, determined the calculation. And summarizes the related calculation under some conditions the method of fatigue strength, as in the simple stress state, the complex stress state under the different. Determination of the fatigue strength safety factor is also carried out a series of analysis, finally, try to establish a statistical model of fatigue strength. 关键词：零件疲劳寿命疲劳强度 Key word:Spare parts Fatigue life Fatigue strength
螺栓疲劳强度计算分析
螺栓疲劳强度计算分析 摘要：在应力理论、疲劳强度、螺栓设计计算的理论基础之上，以疲劳强度计算所采取的三种方法为依据，以汽缸盖紧螺栓连接为研究对象，进行本课题的研究。假设汽缸的工作压力为0~1N/mm2=之间变化，气缸直径D2=400mm，螺栓材料为5.6级的35钢，螺栓个数为14，在F〞=1.5F，工作温度低于15℃这一具体实例进行计算分析。利用ProE建立螺栓连接的三维模型及螺杆、螺帽、汽缸上端盖、下端盖的模型。先以理论知识进行计算、分析，然后在分析过程中借助于ANSYS有限元分析软件对此螺栓连接进行受力分析，以此验证设计的合理性、可靠性。经过近几十年的发展，有限元方法的理论更加完善，应用也更广泛，已经成为设计，分析必不可少的有力工具。然后在其分析计算基础上，对于螺栓连接这一类型的连接的疲劳强度设计所采取的一般公式进行分类，进一步在此之上总结。 关键词：螺栓疲劳强度，计算分析，强度理论，ANSYS 有限元分析。
Bolt fatigue strength analysis Abstract: In stress fatigue strength theory，bolt，design calculation theory foundation to fatigue strength calculation for the three methods adopted according to the cylinder lid，fasten bolt connection as the object of research，this topic research. Assuming the cylinder pressure of work is 0 ~ 1N/mm2 changes，cylinder diameters between = = 400mm，bolting materials D2 for ms5.6 35 steel，bolt number for 14，in F "= 1.5 F below 15 ℃，the temperature calculation and analysis of concrete examples. Using ProE establish bolt connection three-dimensional models and screw，nut，cylinder under cover，cover model. Starts with theoretical knowledge calculate，analysis，and then during analysis，ANSYS finite element analysis software by this paper analyzes forces bolt connection，to verify the rationality of the design of and reliability. After nearly decades of development，the theory of finite element method is more perfect，more extensive application，has become an indispensable design，analysis the emollient tool. Then in its analysis and calculation for bolt connection，based on the type of connection to the fatigue strength design of the general formula classification，further on top of this summary. Keywords: bolt fatigue strength，calculation and analysis，strength theory，ANSYS finite elements analysis.
材料力学习题弯曲应力
弯 曲 应 力 基 本 概 念 题 一、择题(如果题目有5个备选答案，选出2～5个正确答案，有4个备选答案选出一个正确答案。) 1. 弯曲正应力的计算公式y I M z = σ的适用条件是（ ） 。 A . 粱材料是均匀连续、各向同性的 B ．粱内最大应力不超过材料的比例极限 C ．粱必须是纯弯曲变形 D ．粱的变形是平面弯曲 E ．中性轴必须是截面的对称轴 2. 在梁的正应力公式y I M z = σ中，I z 为粱的横截面对（ ）轴的惯性矩。 A . 形心轴 B ．对称轴 C ．中性轴 D ．形心主惯性轴 3. 梁的截面为空心圆截面，如图所示，则梁的抗弯截面模量W 为（ ）。 A . 32 3 D π B ． )1(32 4 3 απ-D C ． 32 3 d π D ． 32 32 3 3 d D ππ- E ．2 6464 44 D d D ππ- 题3图 题4图 4. 欲求图示工字形截面梁上A 点剪应力τ，那么在剪应力公式z z S bI S F *=τ中，S *z 表示 的是（ ）对中性轴的静矩。 A ．面积I B ．面积Ⅱ C ．面积I 和Ⅱ D ．面积Ⅱ和Ⅲ E ．整个截面面积 -21-
5．欲求题4图所示工字形截面梁上A 点剪应力τ，那么在剪应力公式z z S bI S F *=τ中，b 应取（ ）。 A ．上翼缘宽度 B ．下翼缘宽度 C ．腹板宽度 D ．上翼缘和腹板宽度的平均值 6．图为梁的横截面形状。那么，梁的抗弯截面模量W z ＝（ ）。 A . 6 2 bh B ．32632d bh π- C ．2641243h d bh ? ??? ??-π D ．??? ? ?-???? ??-22641243d h d bh π 7．两根矩形截面的木梁叠合在一起(拼接面上无粘胶无摩擦)，如图所示。那么该组合梁的抗弯截面模量W 为( ) A . 62bh B ．??? ? ??622 bh C ．)2(612 h b D ．h bh 21222???? ?? 8．T 形截面的简支梁受集中力作用(如图)，若材料的[σ]- ＞[σ]+，则梁截面位置的合理放置为( )。 -22-
城际动车组车轮疲劳强度与寿命评估
城际动车组车轮疲劳强度与寿命评估 车轮是保证动车组运行的关键零部件,随着动车组的高速化和普及化,对车轮的使用要求也越高,为了保证列车的行车安全,就需要对车轮的强度和疲劳寿命提出更高的要求。因此,对动车组车轮的疲劳强度进行理论研究与分析有着重要的意义。 本文在对国内外轨道车辆车轮强度研究方法、理论与试验研究过程的文献进行了综述的基础上,详细介绍了国外车轮的标准、国内外车轮疲劳强度研究的发展现状和车轮疲劳失效的主要形式,介绍了有限元法、疲劳强度评价方法、疲劳寿命预测方法。运用有限元建模软件Hypermesh建立了城际动车组车轮的新轮和磨耗轮的三维实体有限元模型,然后应用ANSYS软件对车轮轮轴过盈配合对车轮应力的影响进行分析,为了分析辐板孔对车轮强度的影响,选取三个截面位置,并在这三个位置上根据UIC510-5标准中的直线、曲线、道岔三种疲劳分析工况进行加载,从而分别确定了9个工况并对新轮和磨耗轮进行静强度和疲劳强度分析以及寿命评估。 过盈分析表明随着过盈量的增加,轮轴之间的应力值会随之增加,并且近似呈线性关系,且在相同过盈量下的新轮和磨耗轮的应力基本相同。静强度评估结果表明新轮和磨耗轮在9种工况下都满足静强度要求,并分析了9种工况下新轮和磨耗轮的Von Mises应力、第一主应力以及第三主应力的应力分布情况。 对车轮辐板的疲劳强度评估使用的是Haigh形式的Goodman曲线,对车轮辐板孔疲劳评估采用的是Crossland曲线,可以看出车轮的辐板和辐板孔均满足疲劳强度要求,车轮的疲劳薄弱部位是垂直或者平行于车轮半径的辐板孔的孔边缘中间位置或中间位置连线上的点上,且疲劳寿命均满足无限寿命要求。
弯曲疲劳强度的工业经验
doi:10.1111/j.1460-2695.2010.01450.x Industrial experiences of bending fatigue strength in table liner for cement mill S.-H.BAEK,1S.-S.CHO 2and W.-S.JOO 3 1Graduate School of Mechanical Engineering,Dong-A University,840Hadan2-dong,Busan 604-714,Korea,2Department of Vehicle Engineering, College of Engineering,Kangwon National University,Samcheok,Gangwon-do 245-711,Korea,3Department of Mechanical Engineering,Dong-A University,840Hadan2-Dong,Busan 604-714,Korea Received in final form 17November 2009 A B S T R A C T A table liner for the vertical roller mill has been used to grind natural limestone.Un- expected fatigue failure accidents have occurred during portland cement manufacturing process.The design life of a table liner is 4×107cycles,but the actual fatigue life of a table liner is 2×106to 8×106cycles.The fatigue crack of a table liner initiates from the outside edge of the grinding path of the limestone.When such a crack occurs,the table liner has to be replaced,and this requires 30%of the total maintenance cost of the vertical roller mill.Therefore,this study examines the fatigue failure of a table liner by plane-bending fatigue test,stress measurement test,finite element analysis and fatigue fracture analysis. Keywords bending fatigue strength;finite element analysis;Goodman diagram;stress-life curve;vertical roller mill. I N T R O D U C T I O N A vertical roller mill for cement production is far supe-rior than the existing tube mill with respect to energy efficiency.However,the table liner for a roller mill un-dergoes periodic repeated loading because it is a rotary machine.A fatigue function is expressed in terms of the stress ratio and mean https://www.360docs.net/doc/0b6362776.html,ually,a fatigue function uses the Goodman diagram.1–3Stress ratio R in a fatigue cycle is defined as follows.4,5R = σmin σmax (1) where σmin is the minimum stress and σmax is the maximum stress in a fatigue stress cycle. Joo et al.6,7reported that the loads applied to a turbine blade are repeated bending load,torsional load and cen-trifugal load.According to X-ray fractography and the Goodman diagram,repeated bending stress is the major cause of turbine blade fatigue failure.Mandell et al.4,8,9proposed the Goodman diagram based on 13stress ratios.This method formulated the S-N behaviour considering the effect of mean stress. Correspondence :W.-S.Joo.E-mail:wsjoo@dau.ac.kr Figure 1shows the photograph of the vertical roller mill analyzed in this study.The vertical roller mill consisted of two rolling tires and a table liner with eight steel plates.The table liner was made of SC450steel and had a plasma-sprayed WC-15%Co coating layer.The expected design fatigue life of the table liner was 4×107cycles,but the actual fatigue life was 2×106to 8×106cycles.The surface hardening layer of the table liner was subjected to wear and repeated bending tensile load.The prema-ture failure of the table liner can be ascertained from data on the contact fatigue.But,the surface hardening layer of the table liner was made of a big-particulate material.That is,the macrostructure of the material can relieve the stress concentration due to contact.A table liner is a rotary machine component with a very complex fail-ure pattern.Therefore,it is very difficult to simulate the in-service conditions of a table liner.In this study,the fatigue strength of a table liner is estimated by stress mea-surement,finite element analysis (FEA),bending fatigue test and the Goodman diagram. M A T E R I A L A N D E X P R I M E N T A L P R O C E D U R E S Material and test specimen Figure 2shows the failure pattern of the table liner exam-ined in this study.Crack initiated from the corner of the 358c 2010Blackwell Publishing Ltd.Fatigue Fract Engng Mater Struct 33,358–364 Fatigue & Fracture of Engineering Materials & Structures
基于改进的Goodman曲线的车轮疲劳强度评估方法研究
第14卷第4期 铁道科学与工程学报 Volume 14 Num b e r4 2017 年 4 月Journal of Railway Science and Engineering April 2017 基于改进的Goodman曲线的 车轮疲劳强度评估方法研究 王悦东，张佳宇 (大连交通大学交通运输工程学院，辽宁大连116028) 摘要：传统的Haigh型式的G o o d m a n曲线计算方法比较简单，疫劳评估结果往往不能完整反应车轮的疫劳状况。为了弥 补Haigh型式的G o o d m a n曲线法在计算车轮疲劳强度过程中的不足和提高车轮疲劳强度安全系数计算的准确性，在Haigh 型式的G o o d m a n曲线法的基础上进行改进，完善车轮疫劳的计算工况及计算方法，将安全系数作为疫劳评估的关键参数。以多个不同类型的车轮为对象，进行有限元仿真分析，并分别运用Haigh形式的G o o d m a n曲线法、Crossland准则和改进的 G o o d m a n曲线法对车轮的幅板和福板孔等关键位置进行疲劳强度计算与评估。对比计算结果表明：3种方法的计算结果趋势 基本一致，在车轮的一些评估位置改进的G o o d m a n曲线法计算的安全系数欠要小于Haigh型式的G o o d m a n曲线方法的计算结 果，说明改进的G o o d m a n曲线计算方法更加安全有效。但是，对于非轴对称车轮的福板孔等位置，仍必须使用Crossland 准则评估疲劳强度，以保证车轮的运行安全。 关键词：车轮；疲劳强度；G o o d m a n曲线法；疲劳强度评估准则 中图分类号：U270.33 文献标志码：A文章编号：1672-7029(2017)04-0827-06 Assessment method for fatigue strength of wheel based on improved Goodman curve W A N G Y uedong,Z H A N G Jiayu (Department of Traffic and Transportation Engineering, Dalian Jiaotong University, Dalian 116028, China) A b s tr a c t:D u e to the simplicity of traditional Haigh-Goodman method,the fatigue assessment usually cannot reflect the fatigue condition of wheels.To m a k e up the shortage of Haigh-Goodman method in calculating process of the wheel fatigue strength and improve the accuracy of the calculation of the wheel fatigue strength safety factor,the Haigh-Goodman method was improved,which included putting the safety factor as the key of fatigue assessment and improving the main method of calculation.Taking different types of wheels as objects,the finite element models were carried out.The fatigue strength of the key positions of the wheel was evaluated by the ways of the Haigh-Goodman method,improved G o o d m a n method and Crossland https://www.360docs.net/doc/0b6362776.html,pared with the results, the three methods are basically identical.In m a n y positions of the wheel,the safety factor of the improved G o o d m a n method compared with Haigh-Goodman method are smaller,but for the plate holes of the non-axisymmetrical wheels,Crossland criterion s t i l l be used to evaluate the fatigue strength of wheels,to ensure the safe operation of wheels. K e y w o r d s:wheel;fatigue strength;G o o d m a n curve method;the evaluate criterion of fatigue strength 收稿日期：2016-05-14 基金项目：国家自然科学基金资助项目(51208072);铁路总公司科学计划项目(2012G002-11);辽宁省教育厅优秀人才资助项目(LGQ2013052) 通信作者：王悦东(1977-)，男，黑龙江桦南人，副教授，博士，从事车辆工程结构疲劳可靠性研宄；E-mail: wydstar@https://www.360docs.net/doc/0b6362776.html,
车轮、轨道强度校核
关于车轮、轨道的强度校核 计算依据： 车轮，D=350mm ，双轮缘； 轨道，型号30kg/m ，轻轨，双轨; 运输机荷载30t ，自重5t ，行驶速度12m/min ，工作类型：中级。 1. 疲劳计算（取车轮与轨道为先接触情况） (1) 计算轮压j P 的求解： 等效载荷 f kg Q Q d ?=?==180********.02? 等效轮压 f kg G Q P d d ?=+=+=57504/)500018000 (4/)( 计算轮压 f kg P k P d c j ?=??==I 4600 57508.00.1γ (2) 线接触局部挤压应力的计算： )( 3971)635(46002600)(2600f kg bD P j jx ?=??==σ ∏?55ZG 材料的车轮的许用接触应力7500~6500][=jx σ， 故 ][jx jx σσ= Q 55?材料的30kg/m 轻轨的许用接触应力4925~394025~20197][=?=jx σ， 故 ][jx jx σσ= 2. 强度校核 (1)最大计算轮压的求解： f k g P k P c j ?=+?==∏87504/)500030000(0.1max max (2) 线接触局部挤压应力的计算： )(5477)635(87502600)(2600max max f kg bD P j j ?=??==σ ∏?55ZG 材料的车轮的最大许用接触应力9000~8000][max =j σ， 故 ][m a x m a x j j σσ= Q 55?材料的30kg/m 轻轨的最大许用接触应力 9850~78805.2~0.220197][max =??=j σ， 故 ][m a x m a x j j σσ= 结论：上述车轮和轨道均满足该运输机的强度要求以及疲劳强度要求。
齿轮强度计算公式
第7节 标准斜齿圆柱齿轮的强度计算 一． 令狐采学 二． 齿面接触疲劳强度计算 1. 斜齿轮接触方式 2. 计算公式 校核式： 设计式： 3. 参数取值说明 1) Z E---弹性系数 2) Z H---节点区域系数 3) ---斜齿轮端面重合度 4) ---螺旋角。斜齿轮：=80～250；人字齿轮=200～350 5) 许用应力：[H]=([H1]+[H2])/2 1.23[H2] 6) 分度圆直径的初步计算 在设计式中，K 等与齿轮尺寸参数有关，故需初步估算： a) 初取K=Kt b) 计算dt c) 修正dt 三． 齿根弯曲疲劳强度计算 1. 轮齿断裂 2. 计算公式校核式： 设计式： 3. 参数取值说明 1) Y Fa 、YSa---齿形系数和应力修正系数。Zv=Z/cos3YFa 、YFa 2) Y ---螺旋角系数。 3) 初步设计计算 在设计式中，K 等与齿轮尺寸参数有关，故需初步估算： d) 初取K=Kt e) 计算mnt [] H t H E H u u bd KF Z Z σεσα≤±=1 1[]32 1112 ??? ? ??±≥H H E d t t Z Z u u T K d σψ[]3 2121cos 2F sa Fa d n Y Y z Y KT m σεψβα β≥[] 32 121cos 2F sa Fa d t nt Y Y z Y T K m σεψβα β≥
f) 修正mn 第8节 标准圆锥齿轮传动的强度计算 一． 作用：用于传递相交轴之间的运动和动力。 二． 几何计算 1. 锥齿轮设计计算简化 2. 锥距 3. 齿数比： u=Z2/Z1=d2/d1=tan 2=cot 1 4. 齿宽中点分度圆直径 dm/d=(R-0.5b)/R=1-0.5b/R 记R=b/R---齿宽系数R=0.25～0.3 dm=(1-0.5R)d 5. 齿宽中点模数 mn=m(1-0.5R) 三． 受力分析 大小： Ft1=2T1/dm1(=Ft2) Fr1=Ft1tan cos Fa2) Fa1=Ft1tan sin 1(=Fr2) 方向： 四． 强度计算 1. 齿面接触疲劳强度计算 1)计算公式： 按齿宽中点当量直齿圆柱齿轮计算，并取齿宽为0.85b ，则： 以齿轮大端参数代替齿宽中点当量直齿圆柱齿轮参数，代入 n 1 n 2 相交轴 n 2 两轴夹角900 n 1 2 2 2122212 21Z Z m d d R +=+= d 1 d m b R d m2 d 2 δ1 δ2 O C 2 C 1 A 2 A 1 q Fr α δ Fa Fn Ft Fa1 Fr 2 2 1 n 1 Fa2 Fr 1 Ft 1 Ft 2 []H v v v v H E H u u bd KT Z Z σσ≤+=1 85.023 1 1
飞机结构疲劳与断裂分析发展综述
飞机结构疲劳与断裂分析发展综述 领空权对于任何一个国家都是非常重要的,飞机的先进,是领空权的保证.飞机更是国家的国防的重要力量,提高飞机的性能更是每个军事大国追求的目标.飞机的结构抗疲劳强度与断裂强度是飞机性能的重要体现.通过这学期的学习,和老师耐心的讲解,我对我国飞机结构疲劳强度与断裂发展现状与发展趋势有了更进一步的了解. 疲劳强度是指飞机结果在无限多次交变载荷作用下而不破坏的最大应力称为疲劳强度或疲劳极限。实际上，飞机结构并不可能作无限多次交变载荷试验。 断裂是指飞机结构被断错或发生裂开.讨论的主要是脆性断裂情况，其断裂面是看得见摸得着的。还有两类断裂的断裂面则是看得见却不一定摸得着的。 飞机结构在实际使用中，要不断承受交变载荷的作用。但是，早期设计给及只是从静强度上考虑，只要通过计算和试验证明飞机结构能够承受得住设计载荷（实际使用中所出现的最大载荷乘以安全系数），就认为飞机结构具有足够的强度。由于飞机结构承受交变载荷的作用，某些构建常常出现疲劳性能也较好。因此，飞机结构的疲劳问题并不突出，疲劳强度问题没有引起足够的重视。直到50年代前期，世界各国的飞机强度规范中对疲劳强度都还没有具体要求，不要求进行全尺寸结构疲劳试验。但是，随着航空事业的不断发展，飞机
的性能不断提高，适用寿命延长，新结构、新材料不断出现，飞机结构在使用中疲劳破坏与安全可靠之间的矛盾逐渐显露出来了。 断裂是指飞机结构被断错或发生裂开.讨论的主要是脆性断裂情况，其断裂面是看得见摸得着的。还有两类断裂的断裂面则是看得见却不一定摸得着的。 许多飞机结果，如轴、齿轮、轴承、叶片、弹簧等，在工作过 程中各点的应力随时间作周期性的变化，这种随时间作周期性变化的应力称为交变应力（也称循环应力）。在交变应力的作用下，虽然零件所承受的应力低于材料的屈服点，但经过较长时间的工作后会产生裂纹或突然发生完全断裂。 疲劳破坏是机械零件失效的主要原因之一。据统计，在飞机结构失效中大约有80%以上属于疲劳破坏，而且疲劳破坏前没有明显的变形，所以疲劳破坏经常造成重大事故，所以对于轴、齿轮、轴承、叶片、弹簧等承受交变载荷的零件要选择疲劳强度较好的材料来制造。 疲劳失效是金属材料常见的失效形式,特别是轴类,连杆,轴承类 等零件,长期在应力下工作的工件材料都要求较高的疲劳强度,这样 的可以提高零件的使用寿命。疲劳强度同时还与硬度、强度、韧性有较大关系，所以他是金属材料的重要力学性能指标。 疲劳强度是材料能够承受无数次应力循环时的最大应力。疲劳强度关系到零件的寿命以及零件工作时能够承受的最大应力，这对零件的安全设计有重大意义。
齿轮接触疲劳强度试验方法
齿轮接触疲劳强度试验方法（GB/T14229-93） 1主题内容与适用范围 本标准规定了测定渐开线圆柱齿轮接触疲劳强度的试验方法，以确定齿轮接触承载能力所需的基础数据。 本标准适用于钢、铸铁制造的渐开线圆柱齿轮由齿面点蚀损伤而失效的试验。其它金属齿轮的接触疲劳强度试验可参照使用。 4试验方法 确定齿轮接触疲劳强度应在齿轮试验机上进行试验齿轮的负荷运转试验。当齿面出现接触疲劳失效或齿面应力循环次数达到规定的循环基数N。而未失效时（以下简称“越出”），试验终止并获得齿面在试验应力下的一个寿命数据。当试验齿轮及试验过程均无异常时，通常将该数据称为“试验点”。根据不同的试验目的，选择小列不同的试验点的组合，经试验数据的统计处理，确定试验齿轮的接触疲劳特性曲线及接触疲劳极限应力。 4.1常规成组法 常规成组法用于测定试验齿轮的可靠度-应力-寿命曲线（即R-S-N曲线），求出试验齿轮的接触疲劳极限应力。 试验时取4～5个应力级，每个应力级不少于5个试验点（不包括越出点）。最高应力有中的各试验点的齿面应力循环次数不少于1×106。最高应力级与次高应力级的应力间隔为总试验应力范围的40%～50%，随着应力的降低，应力间隔逐渐减少。最低应力级至少有一个试验点越出。 4.2少试验点组合法 少试验点组合法通常用于测定S-N曲线或仅测定极限应力。 试验时试验点总数为7～16个。测定S-N曲线时，应力级为4～10个，每个应力级取1～4个试验点。 测定极限应力时可采用升降法。 采用正交法进行对比试验时，每个对比因素至少有3个试验点。 5试验条件及试验齿轮 5.1齿轮接触疲劳强度试验按下述规定的试验条件和试验齿轮进行（对比试验的研究对象除外），上此可确定试验齿轮的接触疲劳极限应力σHlim。
材料力学A弯曲应力作业答案解析
1. 图示悬臂梁，横截面为矩形，承受载荷F 1与F 2作用，且F 1=2 kN ，F 2=5 kN ，试计算 梁的最大弯曲正应力，及该应力所在截面上K 点处的弯曲正应力。 解：(1) 画梁的弯矩图 (2) 最大弯矩（位于F 2作用点所在横截面）： M max =2kNm (3) 计算应力： 最大应力：MPa W M Z 9.466 1080401029 23 max max =???==-σ 1 z
K 点的应力：MPa I y M Z K 2.3512 1080401021233 max =???== -σ 5. 铸铁梁的载荷及截面尺寸如图所示。许用拉应力[σl ]=40 MPa ，许用压应力[σc ]=160 MPa 。 解：(1) 画梁的弯矩图 x
由弯矩图知：可能危险截面是B 和C 截面 (2) 计算截面几何性质 形心位置和形心惯性矩 mm A y A y i Ci i C 5.15730 20020030100 3020021520030=?+???+??=∑∑= 4 6232 310125.60200 30)1005.157(12 2003020030)5.157215(1230200m I zC -?=??-+?+??-+?=(3) 强度计算 B 截面的最大压应力 3max 6 20100.157552.4 []60.12510 B C C C zC M y MPa I σσ-??===?p B 截面的最大拉应力 3max 6 (0.23)2010(0.230.1575) 24.12 []60.12510 B C t t zC M y MPa I σσ--?-===?p C 截面的最大拉应力 3max 6 10100.157526.2 []60.12510C C t t zC M y MPa I σσ-??===?p 梁的强度足够。