五种传动轴静强度变形计算
轴的强度计算
式中：[b ] 材料许用弯曲应力， MPa
M、T载荷性质不同时:
b
T
t
疲劳破坏不一样 t
将 T 修正成与 b性质相同得应力(引入 )
16、3 轴得强度计算
(6)作当量 M M 2 (T )2 ;
(7) b
M W
[ 1b ]
;
(8)设计式 (W 0.1d 3)
M d 3
0.1[ 1b ]
A l1 B l2 C l3 D Ft3 FaF2t 2
Fr 3
Fa3
Fr 2
(2)作垂直平面(V面)受力图,计算支 反力(图b);
MD
0, RVA
Ft3 (l2 l1
l3 ) Ft2l2 l2 l3
RVA
Y 0, RVD Ft2 Ft3 RVA
(a)
RVD
Ft 3
Ft 2
(b)
(3)作
弯曲变形指标：挠度 y、转角 扭转变形指标：扭转角
(1)疲劳强度安全系数得校核计算(防疲劳破坏)
确定危险截面
M e d
应力集中严重处
16、3 轴得强度计算
弯曲作用下得安全系数
S
kN 1b
k
m
扭转作用下得安全系数
S
k
kN 1 a m
(16、 5)
式中: kN 寿命系数，见式3.2和式3.24；
1、 1 材料对称循环下弯曲、 扭转疲劳极限；
(f)
T
T
(g)
M eBR
M eBL
M eBL M eBR
(h)
16、3 轴得强度计算
(9)计算d作等强度轴
d 3 M e
0.1[ 1b ] (10)进一步结构化(尺寸细化,加工、配合得知) 16、3、3 安全系数校核计算
船舶传动轴计算
整液键径纵
体压槽向向
连无
孔， 槽
接键
横
法套
向
兰合
孔
联
轴
器
对在发动机外的 具有下述型式的螺旋桨轴 推力轴
在推力环 处，向外 等于推力 轴直径的 部分，其 余部分可 按圆锥减 小到中间 轴直径
在轴向 油润滑且 轴承处， 具有认可 此处滚 型油封装 柱轴承 置或装有 用作推 连续轴套 力轴承 的无键套
合或法兰 连接的螺 旋桨轴
㈡按《内河钢质船舶入级与建造规范》 计算轴的基本直径
轴的直径d应不小于按下式计算 的值:
d＝98K 3
Ne 570 ne σb－157
式中: d—轴的直径m m； K—不同轴的设计特性系数,按表2－5－9 (1)、(2)选取； ne—轴传递的额定功率，k W； Ne—轴传递Ne的额定转速，r /min； σb—轴材料的抗拉强度。对于中间轴，若＞800MPa时，取
轴段
有键螺旋桨的轴
2 除1外，向前到尾轴管前填料函前端之间的螺旋桨 轴段
3
尾轴管前填料函前端至联轴器的螺旋桨轴段
K 1.22 1.26 1.15
1.15①
注: ① 轴直径可逐渐减小到按公式计算的中间轴直径。
㈢传动轴的强度校核
传动轴在工作时, 同时受到扭转、弯曲和压缩三种 负荷, 不仅承受静载荷, 而且还有附加动载荷作用, 受力情况很复杂, 目前普遍采用的传动轴强度校核 方法, 是在按规范计算出传动轴基本轴径的基础上 计算静载荷下的合成应力, 再根据由经验所确定的 许用安全系数（见表2－17）来考虑动载荷的作用, 是一种近似计算方法。
㈠按《钢质海船入级与建造规范》 计算轴的基本直径
轴的直径d应不小于按下式计算 的值:
注塑机设计中常用的计算规范(个人从实践经验总结)
注塑机设计中常用的计算规范一、螺杆塑化能力：G = 0.017682D·h3·n·ρSD/4*L理论注射容积：V=π2S式中：D s——螺杆直径（cm）L——螺杆行程（cm）实际注射量：G1=ρV式中：ρ—熔料的密度（g/cm3），计算时选PS料，ρ= 0.92。
V——理论注射容积（cm3）注1：计算公式来源于经验公式。
二、螺杆的强度根据螺杆最常见的破坏，是在加料段螺槽根径处发生断裂，所以螺杆的强度计算就以此处计算其应力。
σr =224τσ+c≤〔σ〕 式中：压缩应力σc =sF P 0= 210⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛d D 0p剪应力 τ=stW M 材料许用应力〔σ〕=ny σ式中三、熔胶筒的壁厚：（按厚壁筒计算中的能量理论，校核其强度或计算壁厚）熔胶筒的总应力σr = P 1322-K K ≤ 〔σ〕熔胶筒壁厚 δ= 2b D (P3-〔σ〕〔σ〕－ 1 ) 式中部分熔胶筒的K 值四、螺杆驱动功率：采用经验公式计算N s = C·5.2D·n4.1S式中：N s——螺杆驱动功率（kw）C ——与螺杆结构参数及传动方式有关的系数取C=0.00016D s——螺杆直径（cm）n ——螺杆转速（r/min）螺杆所需扭矩与直径及转速之间的关系，可用下式表示：M t = 10α·D mS式中：M t——螺杆扭矩（N·m）——螺杆直径（cm）DSα——比例系数，对于热塑性塑料α=1.2～1.5m ——由树脂性能而定的指数，m=2.7～3螺杆的驱动功率一般需留20～30%的余量，以作备用。
五、传动轴的强度：传动轴最常见的破坏是在承受扭矩的最小截面处发生断裂，所以传动轴的强度计算就以此处进行计算：σr =224τσ+c ≤〔σ〕 式中：压缩应力σc = sF P= 210⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛d D 0p剪应力 τ=stW M 材料许用应力〔σ〕=ny σ式中六、轴 承1、基本额定动负荷计算：C =Tn dm h f f f f f ·P ＜ C r （或C a ） 式中C ——基本额定动负荷计算值（N ）； P ——当量动负荷，见下式（N ）； h f ——寿命系数，按表7-2-4选取； n f ——速度系数，按表7-2-5选取；m f ——力矩负荷系数，力矩负荷较小时1.5，力矩负荷较大时2； d f ——冲击负荷系数，按表7-2-6选取； T f ——温度系数，按表7-2-7选取；C r ——轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动负荷（N ）； C a ——轴承尺寸及性能表中所列轴向基本额定动负荷（N ）。
轴强度计算公式完整版
危险截面计算应力：
caM W ca
M2(T)2
0.1d3
1
Mpa
危险截面所需直径：
d3
0.M 1ca13
M2(T)2
0.11
mm
［σ-1］－许用弯曲应力，按材料查表(15-1) ★ 危险截面的确定：
综合轴上弯扭矩和轴直径选择一两个截面
⑵ 按疲劳强度条件精确校核计算
直径小当量弯矩大的截面
例题：
1 .作计算简图，求轮齿上的作用力 c Ft=2T/d=2×1.83×106/348=10500N
FrFttg n/cos
105t0g20o0/co1so2 1539N 00
F a F ttg 10 t5 1 go 0 1 2 5 022 N80
2 .求作支反力及弯矩图 H面：
RBH=FtC/(b+C)=10500×180/(110+180) =6520N
RCH=Ft－RBH=10500-6520=3980N
M1H=RBH×b=6520×110=717000Nmm
V面: RBV×(b+C) －Fr×C－Ma=0
RBV=(Fr×C+Fa×d/2)/(b+C)=3790N RCV=Fr－RBV=111N M′1V=RBV×b=3790×110=416900Nmm M″1V=RCV×C=111×180=19980Nmm 合成弯矩M：
四 轴的强度计算步骤
1. 作轴的受力计算简图，求支反力
2. 求作支反力及弯矩图（MH、MV图） 3. 求作合成弯矩图（M图） 4. 求作扭矩及扭矩图（αT图） 5. 求作当量弯矩及当量弯矩图（Me图） 6. 强度计算(转轴)
┌弯扭合成强度校核(一般轴) └疲劳强度(安全系数)校核(重要轴)
基于ANSYS Workbench的传动轴静动态特性分析
变应力的影响，其工作情况也变得复杂。传动轴的破坏
[1]
形式主要有疲劳断坏中，实际有 50~90为疲劳破坏[2]，因
此文章讨论疲劳断裂这一种形态。为了能够清楚掌握 传动轴在工作中的具体情况，了解其结构性能，文章通
图 ! 传动轴三维模型
过三维软件 SolidWorks建模，然后将其导入 ANSYS !"# 材料设置和几何体导入
根据传动轴的寿命云图和实际工况来验证传动轴的可
首先利用 SolidWorks软件建立传动轴的三维实体
靠性，同时也为传动轴的设计结构改进提供参考。
! 传动轴的基本参数
!"! 传动轴三维模型的建立
模型，然后通过 SolidWorks软件中的插件 ANSYS19.0 进入 ANSYSWorkbench中。网格划分采用自由划分 网格形式，网格单元尺寸为 25mm，划分后的网格包括
传动轴是拖拉机重要的组成零部件，主要将变速 为 2096mm，中间轴轴段长 1460mm，传动轴直径为
器的转矩传递到驱动桥上。由于传动轴在工作中主要 165mm， 采 用 十 字 轴 连 接 ， 十 字 轴 最 小 处 直 径 为
起传递运动和转矩的作用，受到扭转、剪切、拉压等交 51.5mm。传动轴三维模型，如图 1所示。
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：+0'71 2/&6%B $%&%'( 2%0122B C5*&4 7'=0&%'5) 601DE1)(,B F12G5)21 (/&0&(%10'2%'(2B H&%'IE1 *&-&I1
轴的设计计算
轴的设计计算【一】能力目标1.了解轴的功用、分类、常用材料及热处理。
2.能合理地进行轴的结构设计。
【二】知识目标1.了解轴的分类，掌握轴结构设计。
2.掌握轴的强度计算方法。
3.了解轴的疲劳强度计算和振动。
【三】教学的重点与难点重点：轴的结构设计难点：弯扭合成法计算轴的强度【四】教学方法与手段采用多媒体教学（加动画演示），结合教具，提高学生的学习兴趣。
【五】教学任务及内容任务 知识点轴的设计计算 1. 轴的分类、材料及热处理2. 轴的结构设计3. 轴的设计计算一、轴的分类（一）根据承受载荷的情况，轴可分为三类1、心轴 工作时只受弯矩的轴，称为心轴。
心轴又分为转动心轴（a ）和固定心轴(b)。
2、传动轴 工作时主要承受转矩，不承受或承受很小弯矩的轴，称为传动轴。
3、转轴工作时既承受弯矩又承受转矩的轴，称为转轴。
（二）按轴线形状分：1、直轴（1）光轴作传动轴（应力集中小）（2）阶梯轴优点：1）便于轴上零件定位；2）便于实现等强度2、曲轴另外还有空心轴（机床主轴）和钢丝软轴（挠性轴）——它可将运动灵活地传到狭窄的空间位置。
如牙铝的传动轴。
二、轴的结构设计轴的结构设计就是确定轴的外形和全部结构尺寸。
但轴的结构设计原则上应满足如下要求：1)轴上零件有准确的位置和可靠的相对固定；2)良好的制造和安装工艺性；3)形状、尺寸应有利于减少应力集中；4）尺寸要求。
（一）轴上零件的定位和固定轴上零件的定位是为了保证传动件在轴上有准确的安装位置；固定则是为了保证轴上零件在运转中保持原位不变。
作为轴的具体结构，既起定位作用又起固定作用。
1、轴上零件的轴向定位和固定：轴肩、轴环、套筒、圆螺母和止退垫圈、弹性挡圈、螺钉锁紧挡圈、轴端挡圈以及圆锥面和轴端挡圈等。
2、轴上零件的周向固定：销、键、花键、过盈配合和成形联接等，其中以键和花键联接应用最广。
（二）轴的结构工艺性轴的结构形状和尺寸应尽量满足加工、装配和维修的要求。
为此，常采用以下措施：1、当某一轴段需车制螺纹或磨削加工时，应留有退刀槽或砂轮越程槽。
轴的强度计算经验2019
式中，Sj、Sj 静强度弯曲、扭转安全 系数
(16.6)
S
Sb max
S
S T max
式中， max、T max 由于尖峰载荷所产生的 弯曲应力和切应力；
Sb、 S 材料的弯曲和剪切屈服 极限；
[Ss ] 静强度的许用安全系数。
2. 心轴─只承受弯矩的轴，如火车车轮轴。
b
转动心轴 t
固定心轴
火车轮轴
3. 传动轴─主要承受转矩的轴，不受弯矩或弯矩很小， 如汽车的传动轴。
桥式起重机 大车行走机
构车轮轴
按照轴线形状的不同，轴可分为曲轴和直轴两大类。 直轴根据外形的不同，可分为光轴和阶梯轴。 轴一般是实心轴，有特殊要求时也可制成空心轴。 除了刚性轴外，还有钢丝软轴，可以把回转运动灵活地传
轴的结构和形状取决于：
轴的毛坯种类 轴上作用力的大小及分布情况 轴上零件的位置、配合性质以 及联结固定的方法 轴承的类型、尺寸和位置 轴的加工方法、装配方法以及 其他特殊要求
轴端 轴头
轴颈 轴身 轴头
要求：
受载合理 轴及轴上零、部件定位及固定可靠 良好的制造、拆装工艺性
减小应力集中
1. 受载合理
轴的强度计算
授课：大山 时间：4.11
轴的功用：轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。
轴的分类 按照承受载荷的不同，轴可分为：T1
10 6
P
1
9.55 10 6
P n1
N mm
1. 转轴─同时承受弯矩和转矩的轴，如减速器的轴，如：齿轮轴
Ft
Fr
圆周力：
Ft
2T1 d1
T
径向力： Fr1 Fr2 Fttg , 200
轴的强度计算
T
2. 心轴─只承受弯矩的轴，如火车车轮轴。
σb
转动心轴 固定心轴
t
火车轮轴
16.1 概述
3. 传动轴─主要承受转矩的轴，不受弯矩或弯矩很小， 如汽车的传动轴。 桥式起重机 大车行走机 构车轮轴 按照轴线形状的不同，轴可分为曲轴和直轴两大类。 直轴根据外形的不同，可分为光轴和阶梯轴。 轴一般是实心轴，有特殊要求时也可制成空心轴。 除了刚性轴外，还有钢丝软轴，可以把回转运动灵活地传 到不开敞地空间位置。
{
σ a = σb
W M (σb = ) W
σbmin t
τ max =τ
τ min = 0
σm、τ m 弯 和 转 均 力 MPa； 曲 扭 平 应 ， σm = 0 τ τm =
t
{
2
β 表 状 系 （ 录 4及 ） 面 态 数 附 表 5 ；
εσ 和ετ－ 响 曲 力 切 力 尺 系 （ 录 6 ； 影 弯 应 和 应 的 寸 数 附 表 ）
反 ，或 重 坏 轴 →[S] ↑ 之 严 破 的
(2)静强度安全系数校核计算 （防止尖峰载荷出现时轴塑性变形） Sσj Sτj Ss = ≥ [Ss ] 2 Sσj + Sτ2 j
式中 Sσj、Sτj 静强 弯 ， 度 曲、 扭转 安全 系数
16.3 轴的强度计算
σ Sb Sσ = σmax τS Sτ = τT max
kσ、kτ 弯 和 矩 用 有 应 集 系 (见 录 1 2， 矩 转 作 的 效 力 中 数 附 表、
配 零 的 合 响 数 附 表3) 合 件 综 影 系 见 录
16.3 轴的强度计算
σ a、τ a 弯 和 转 力 ， MPa； 曲 扭 应 幅 M σa =σb (σb = )
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五种传动轴静强度变形计算设计题目:传动轴地材料为优质碳素钢<牌号45）,许用应力[σ]=80MPa,经高频淬火处理.轴地表面,键槽均为端铣加工,E=210GPa.已知数据传动轴力学简图传动轴零件图%输入已知数据sigma=80。
E=210000。
P=input('请输入大带轮传动地功率 P= <KW）'>。
P1=input('请输入小带轮传动地功率 P1= <KW）'>。
n=input('请输入小带轮地转速 n= (rpm>'>。
D=input('请输入大带轮直径 D= <mm）'>。
D1=input('请输入小带轮直径 D1= <mm）'>。
D2=input('请输入齿轮直径 D2= <mm）'>。
a=input('请输入 a= (mm>'>。
alfa=input('请输入α= '>。
%计算各轮受力并输出F2=2*9.549*10^6*P/n/D。
fprintf('大带轮D上作用地水平力：3*F2=%3.3f(N>\n',3*F2>。
m=9.549*10^6*P/n。
fprintf('大带轮D上作用地力偶：m=%3.3f(Nmm>\n',m>。
F1=2*9.549*10^6*P1/n/D1。
fprintf('小带轮D1上作用地铅垂力：3*F1=%3.3f(N>\n',3*F1>。
m1=9.549*10^6*P1/n。
fprintf('小带轮D1上作用地力偶：m1=%3.3f(Nmm>\n',m1>。
F=2*(m-m1>/D2。
fprintf('齿轮D2上作用地水平力：F*sinα=%3.3f(N>\n',F*sin(alfa>>。
b5E2RGbCAP fprintf('齿轮D2上作用地铅垂力：F*cosα=%3.3f(N>\n',F*cos(alfa>>。
p1EanqFDPwfprintf('齿轮D2上作用地力偶：m-m1=%3.3f(Nmm>\n',m-m1>。
%根据各轮受力确定水平面、铅垂面、外力偶矩地载荷矩阵x=[0 a 3*a 4*a 5*a]。
%分段数组<不同结构数据不同）MPQ1=[2 1 a 0]。
%齿轮处加单位力地载荷矩阵<不同结构数据不同）MPQH=input('请输入水平面内梁地载荷矩阵MPQH= '>。
MPQV=input('请输入铅垂面内梁地载荷矩阵MPQV= '>。
MT=input('请输入外力偶矩载荷矩阵MT= '>。
%根据梁地类型选择相应程序计算水平面、铅垂面玩具、单位力弯矩string=input('请输入梁地类型<可选择J,YW,LDW）= ','s'>。
if strcmp(string,'LDW'>==1L1=input('请输入梁左端外伸段地长度L1= '>。
L2=input('请输入梁右端外伸段地长度L2= '>。
XQMH=QMLDW(x,L1,L2,MPQH>。
XQMV=QMLDW(x,L1,L2,MPQV>。
XQM1=QMLDW(x,L1,L2,MPQ1>。
else if strcmp(string,'YW'>==1L2=input('请输入梁右端外伸段地长度L2= '>XQMH=QMYW(x,L2,MPQH>。
XQMV=QMYW(x,L2,MPQV>。
XQM1=QMYW(x,L2,MPQ1>。
else strcmp(string,'J'>==1XQMH=QMDJ(x,MPQH>。
XQMV=QMDJ(x,MPQV>。
XQM1=QMDJ(x,MPQ1>。
endend%计算各截面扭矩XT=TTT(x,MT>。
%水平面、铅垂面弯矩、单位力弯矩及各截面扭矩取值 x1=XQMH(:,1>。
mh=XQMH(:,3>。
mv=XQMV(:,3>。
m1=XQM1(:,3>。
TT=XT(:,2>。
%计算合成弯矩[ix,dummy]=size(XQMH>。
for i=1:ixM(i>=sqrt(mh(i>^2+mv(i>^2>。
end%画出水平面弯矩图、铅垂面弯矩图、合成弯矩图、扭矩图subplot(5,1,1>plot(x1,mh>。
grid。
title('水平面内地弯矩图'>subplot(5,1,2>plot(x1,mv>。
grid。
title('铅垂面内地弯矩图'>。
subplot(5,1,3>plot(x1,M>。
grid。
title('合成弯矩图'>。
subplot(5,1,4>。
plot(x1,TT>grid。
title('扭矩图'>。
subplot(5,1,5>。
plot(x1,m1>grid。
title('单位力作用弯矩图'>。
%利用第四强度理论设计轴径 for i=1:ixMM(i>=sqrt(M(i>^2+0.75*TT(i>^2>。
endM41=max(MM(1:25>>。
M3=max(MM(25:(50+12>>>。
M2=max(MM((50+12>:(50+50+25>>>。
M1=max(MM((50+50+25>:(50+50+50+25>>>。
M42=max(MM((50+50+50+25>:(50+50+50+50>>>。
M4=max(M41,M42>。
d4=(32*M4/(pi*sigma>>^(1/3>。
d3=(32*M3/(pi*sigma>>^(1/3>。
d2=(32*M2/(pi*sigma>>^(1/3>。
d1=(32*M1/(pi*sigma>>^(1/3>。
fprintf('有第四强度理论：轴径d4≧%3.3fmm\n',d4>。
fprintf('有第四强度理论：轴径d3≧%3.3fmm\n',d3>。
fprintf('有第四强度理论：轴径d2≧%3.3fmm\n',d2>。
fprintf('有第四强度理论：轴径d1≧%3.3fmm\n',d1>。
%计算齿轮处轴地挠度I=pi*d1^4/64。
fh=0。
fv=0。
[dummy,m]=size(x>。
for i=1:m-1dx=(x(i+1>-x(i>>/50。
for j=1:50fh=fh+mh((i-1>*50+j>*m1((i-1>*50+j>*dx。
fv=fv+mv((i-1>*50+j>*m1((i-1>*50+j>*dx。
endendfv=fv/(E*I>。
fh=fh/(E*I>。
fprintf('齿轮处轴地竖直挠度fh=%3.3fmm\n',fh>。
fprintf('齿轮处轴地竖直挠度fv=%3.3fmm\n',fv>。
printf('齿轮处轴地合成挠度 f=%3.3fmm\n',sqrt(fh^2+fv^2>>。
运行结果:请输入大带轮传动地功率 P= <KW）29.4请输入小带轮传动地功率 P1= <KW）8.1请输入小带轮地转速 n= (rpm>300请输入大带轮直径 D= <mm）800请输入小带轮直径 D1= <mm）500请输入齿轮直径 D2= <mm）200请输入 a= (mm>500请输入α= 0大带轮D上作用地水平力：3*F2=7018.515(N>大带轮D上作用地力偶：m=935802.000(Nmm>小带轮D1上作用地铅垂力：3*F1=3093.876(N>小带轮D1上作用地力偶：m1=257823.000(Nmm>齿轮D2上作用地水平力：F*sinα=0.000(N>齿轮D2上作用地铅垂力：F*cosα=6779.790(N>齿轮D2上作用地力偶：m-m1=677979.000(Nmm>请输入水平面内梁地载荷矩阵 MPQH= [2 7018.515 4*a 0]请输入铅垂面内梁地载荷矩阵 MPQV= [2 3093.876 3*a 02 6779.79 a 0]请输入外力偶矩载荷矩阵MT= [677979 a257823 3*a935802 5*a]请输入梁地类型<可选择J,YW,LDW）= J有第四强度理论：轴径 d4≧61.629mm有第四强度理论：轴径 d3≧76.430mm有第四强度理论：轴径 d2≧79.359mm有第四强度理论：轴径 d1≧76.680mm齿轮处轴地竖直挠度 fh=1.887mm齿轮处轴地竖直挠度 fv=3.991mm齿轮处轴地合成挠度 f=4.415mm。