轴的常用材料及性能

1、轴的常用材料及性能轴常用材料及主要力学性能 转轴：支承传动机件又传递转矩，既同时承受弯矩和扭矩的作用。 心轴：只支承旋转机件而不传递转矩，既承受弯矩作用。（转动心轴：工作时转动；固定心轴：工作时轴不转动 ）； 传动轴：主要传递转矩，既主要承受扭矩，不承受或承受较小的弯矩。 花键轴、空心轴：为保持尺寸稳定性和减少热处理变形可选用铬钢； 轴常用材料是优质碳素结构钢，如 35、45和 50，其中 45号钢最为常用。不太重要及受 载较小的轴可用 Q235、Q275 等普通碳素结构钢；受力较大，轴尺寸受限制，可用合金结构 钢。受载荷大的轴一般用调质钢。调质钢调质处理后得到的是索氏体组织，它比正火或退火所

2、得到的铁素体混合组织，具 有更好的综合力学性能，有更高的强度，较高的冲击韧度，较低的脆性转变温度和较高的疲 劳强度。调质钢： 35、45、40Cr、45Mn2、40MnB、35CrMo 、30CrMnSi 、40CrNiMo ； 大截面非常重要的轴可选用铬镍钢；高温或腐蚀条件下工作的轴可选用耐热钢或不锈钢； 在一般工作温度下，合金结构钢的弹性模量与碳素结构钢相近，为了提高轴的刚度而选用合 金结构钢是不合适的。轴的强度计算 轴的强度计算一般可分为三种： 1：按扭转强度或刚度计算； 2：按弯扭合成强度计算； 3：精确强度校核计算 1：按扭转强度或刚度计算按扭转强度及刚度计算轴径的公式表 6 1 1

3、8轴的 类型按扭转强度计算计 度 刚 转 扭 按算实心轴d 17.2 TP A Pnd 9.3 TP B Pn空心轴d 17.2 TP 3 11 4 A3 Pn 11 4d 9.3 T 4 11 4 B4 Pn 414说 明d：轴端直径 mm 许用扭转剪应力 MPa ，按表 6-1-19 选取T ：轴所传递的扭矩 N mP：许用扭转角 /m，按表 6-1-20 选取T 9550 PA ：nP：系第 2 页 共 39 页数，按表 6-1-19 选取P：轴所传递的功率， kWB：系数，按表 6-1-20 选取n ： 轴 的 工 作 转 速 r/mindd1 (空心轴内径 d1与外径 d 之比) 注

4、：当截面上有键槽时，应将求得的轴径增大，其增大 值见表 6-1-22。剪切弹性模量 G=79.4GPa 时的 B 值表 6 1 20 P()/ m0.250.511.522.5B12910991.582.77772.8注： 1.表中 P值为每米轴长允许的扭转角；2.许用扭转角的选用， 应按实际而定。 参考的范围如下： 要求精密，稳定的传动，取 P=0. 250.5 ( )/ m一般传动，取 P=0. 51 ( )/ m；要求不高的传动， 可取 P大于 1 ( )/ m；起重机传动轴 P=1520/ m；几种常用轴材料的 P 及 A 值表 6119轴的材Q235Q275； 204540Cr料A

5、； 201Cr18Ni9Ti35SiMn42SiMn40MnB38SiMnMO；第 3 页 共 39 页3Cr13 ；P MPa15 20 3525 35 552545A149 135 112126 112 97126103注：1. 表中 P值是考虑了弯曲影响而降低了的许用扭转剪应力2. 在下列情况下 P取较大值、 A 取较小值：弯矩较 小或只受扭矩作用、 载荷较平稳、 无轴向载荷或 只有较小的轴向载荷、 减速器的低速轴、 轴单向 旋转。反之， P取较小值， A 取较大值。3. 在计算减速器的中间轴的危险截面处 （安装小齿 轮处 ） 的直径时，若轴的材料为 45 号钢：取 A=130 165。

6、其中二级减速器的中间轴及三 级减速器的高速中间轴取 A=155 165。 三级减速器的低速中间轴取 A=130。 2：按弯扭合成强度计算；按弯扭合成强度计算轴径的公式表 6 121计 算 公心轴转轴实心 轴d 21.68 MP实心轴d 21.68 M2 ( T)2空心 轴d 21.68 M 1P14空心轴d 21.68 M2 ( T)211P 1 4许转P 1P校单 = 0.3 或 =0.6第 4 页 共 39 页动 心 轴 固 定 心 轴载荷平稳： 载荷变化：P 0P向 旋 转 双 向 旋 转 = 1d：轴的直径 mm +1P、M ：轴在计算截面所受弯矩， N.m 说明取T：轴在计算截面所受

7、的扭矩 N m（空心轴内径 d1 与外径 d 之比 ）d1d0P、 -1P：轴的许用弯曲应力 MPa ，按表 6-1-1 注4的注：校正系数值是由扭应力的变化来决定的；扭应力不变时1p 0.3；扭应力按脉动循环变化时1p1p 0.6；扭应力按对称循环变化时10p当零件用紧配合装于轴上时，轴径应比计算值增大 810% 。 如果截面上有键槽时，应将求得的轴径增大，其增大值见表6-1-22。如果轴端装有补偿式联轴器或弹性联轴器，由于安装误差和弹性元件的不均匀磨损，将 会使轴及轴承受到附加载荷，附加载荷的方向不定。附加载荷计算公式见表6-1-23。有键槽时轴径增大值 表 6-1-22轴的直径 mm 1

8、00有一个键槽时的增753第 5 页 共 39 页附加载荷计算公式表 6-1-23联轴器名称计算公说明式齿轮联轴器M/ =K/TM / 附加弯矩，Nm十字滑块联轴器F/ =(0.2T 传递扭矩 N mNZ挠爪型联轴器0.4)200D0TK/ 系数弹性圈柱销联轴F/ =(0.1用稀油或清洁的干油器0.3)2000T润滑 K/ = 0.07F/ =(0.2用 脏 干 油 润 滑 K/ =0.35)2000TD00.13 不能保证及时润滑K/= 0.3F/附加径向力，ND联轴器外径，mmD0柱销中心圆直径，mm3：精确强度校核计算轴强度的精确校核是在轴的结构及尺寸确定后进行，3.1 疲劳强度安全系数

9、校核通常采用安全系数校核法。大值 % 15 10 7 有两个相隔 180键 槽时的增大值 %大值 %有两个相隔 180键 槽时的增大值 %15107疲劳强度安全系数校核的目的是校核轴对疲劳破坏的抵抗能力，在轴的结构设计后，根 据其实际尺寸，承受的弯矩、转矩图，考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素及轴材料 的疲劳极限，计算轴的危险截面处的安全系数值是否满足许用安全系数值。轴的疲劳强度是 根据长期作用在轴上的最大变载荷 （其载荷循环次数不小于 104）来计算，危险截面应是受力较 大，截面较小及应力集中较严重的既实际应力较大的若干个截面。同一个截面上有几个应力 第 6 页 共 39 页集中源，计算

10、时应选取对轴影响最大的应力源。校核公式见表6124当轴的强度不能满足要求时，采取改进轴的结构，降低应力集中的方法解决，降低应力 集中的主要措施表 6 17，或采用不同的热处理及表面强化处理等工艺措施，或加大轴径， 改变轴的材料来解决。轴的材料内部可能存在不同程度的裂纹或其其它缺陷。一般裂纹的尺寸小于临界值时，暂时影响不大，但长期交变应力作用下， 裂纹会作稳态扩展，达到临界值时，发生脆性破坏。重要的轴，除了进行上述的计算和检查表面质量外，还要对内部进行无损探伤，如发现 缺陷，应根据断裂力学计算或经验判断其寿命， 决定是否可用。 （机械工程手册二版 1卷 5篇） 危险截面安全系数 S的校核公式表

11、6124S =S SSPS 2 S 2 SP公S1S1SKamSKam式S：只考虑弯矩作用时的S： 只考虑扭矩作用时的安全系数安全系数说SP：按疲劳强度计算的许 、：弯曲和扭转时的尺用安全系数，寸影响系数，见表 6 126见表 6 126、：材料拉伸和扭转的-1 对称循环应力下的材平均应力折算系数，料弯曲疲劳极限见表 6 1 33明MPaa、 m ：弯曲应力的应力见表 611幅和平均应力， MPa-1 对称循环应力下的材见表 6125料扭转疲劳极限a、 m ：扭转应力的应力MPa幅和平均应力， MPa见表 611见表 6125第 7 页 共 39 页K、K弯曲和扭转时的有 效应力集中系数 见表

12、 61 31 表 6 132：表面硬化系数， 一般用表 6136；轴表面强化处理 后用表 6138；有腐蚀情 况时用表 6135 或表 6 137应力幅及平均应力计算公式表 6 1 25循 特性环应力名称弯曲应力扭转应力对 循环称应力幅M a max ZTa maxZP平均 应力m0m0脉 循环动应力幅max M a 2 2Z*max Taa 2 2ZP平均 应力mama说 明M、T ：轴危险截面上的弯矩和扭矩 N mZ、ZP ：轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数 见表 6127表 6129cm3许用安全系数 SP表 61 26条件SP材料的力学性 能符合标准规载荷确定精确，应力计算准确。 载荷确

13、定不够精确，应力计算较1.31.51.51.81.82.52.53.0第 8 页 共 39 页定(或有实验 数据)，加工质 量能满足设计 要求。近似。 载荷确定不精确，应力计算较粗 略或轴径较大 (d200mm) 。 脆性材料制造的轴截面模数计算公式表 6 127螺纹、键、花键、横孔处及配合的边缘处的有效应力集中系数表 6130b M螺 纹键槽渐开 线横孔 d0/d配合截面ZZt)23d23 (132d332Z 3d2bt(d2dd1 d4)ZPZP1d63P 162ZZPZP注：截面ZP2Z1d63 (1d16bt(d t)2d公式中各几何尺寸均以 cm 计。Z 3d2bt(d t) 2dZ

14、3d23 (1321.54 d0 ) dZd 432D2bz(D d)(D d) 232D齿数ZPZPd16花键d316bt(d t) 2d3 (1 dd0)dZ d 416D2bz(D d)(D d)216D=2Z第 9 页 共 39 页PaKKK形花KKH7/rH7/kH7/h=1K0.00.150.05、B0.10.250.251.41.71.92.22.32.42.62.91.51.61.71.82.02.12.22.51.31.31.41.51.61.61.71.91.21.31.51.71.82.02.22.31.1.1.91.71.72.1.1.1.1.1.35401.451.5

15、51.601.651.701.721.751.431.461.491.521.551.581.601.92.02.02.12.12.22.31.71.81.81.91.92.02.1第 10 页 共 39 页1.71.81.81.81.91.92.02.2.2.2.3.1.1.1.2.2.1.1.2.2.2.1.1.1.1.1.1.1.1.1.2.1.1.1.1.1.40 0500600700800900100012001237058296873.2.2.1.2.1.4358261666263.2.2.2.2.1.86905872053注： d0为横孔直径； d 为轴径。圆角处的有效应力集中系

16、数表 6131Dd rr dKbMPa4005006007008009001000120040050020.011.341.361.381.401.411.431.451.491.261.280.021.411.441.471.491.521.541.571.621.331.350.031.591.631.671.711.761.801.841.921.391.400.051.541.591.641.691.731.781.831.931.421.430.101.381.441.501.551.611.661.721.831.371.3840.011.511.541.571.591.621.6

17、41.671.721.371.390.021.761.811.861.911.962.012.062.161.531.550.031.761.821.881.941.992.052.112.231.521.54第 11 页 共 39 页0.051.701.761.821.881.952.012.072.191.501.5360.011.861.901.941.992.032.082.122.211.541.570.021.901.962.022.082.132.192.252.371.591.620.031.891.962.032.102.162.232.302.441.611.65100.0

18、12.072.122.172.232.282.342.392.502.122.180.022.092.162.232.302.382.452.522.662.032.08钢的平均应力折算系数 表 6 1 33应力 种类系数表面状态抛 光磨 光车 削热轧锻 造弯 曲0.500.430.340.2150.14拉 压0.410.360.300.180.10扭 转0.330.290.210.11环槽处的有效应力集中系数表 6 132Drddr b MPa400 500 600 700 800 900 1000 1200第 12 页 共 39 页0.011.881.931.982.042.092.152

19、.202.310.021.791.841.891.952.002.062.112.2210.031.721.771.821.871.921.972.022.120.051.611.661.711.771.821.881.932.040.101.441.481.521.551.591.621.661.730.012.092.152.212.272.372.392.452.57K20.021.992.052.112.172.232.282.352.490.031.911.972.032.082.142.192.252.360.051.791.851.911.972.032.092.152.270.

20、012.292.362.432.502.562.632.702.8440.022.182.252.322.382.452.512.582.710.032.102.162.222.282.352.412.472.5960.012.382.472.562.642.732.812.903.070.022.282.352.422.492.562.632.702.84任0.011.601.701.801.902.002.102.202.40何0.021.511.601.691.771.861.942.032.20K比0.031.441.521.601.671.751.821.902.05值0.051.3

21、41.401.461.521.571.631.691.810.101.171.201.231.261.281.311.341.40绝对尺寸影响系数 表 6134直径20304050607080100120150第 13 页 共 39 页mm304050607080100120150500碳0.90.80.80.80.70.70.70.70.60.6钢1841853080合0.80.70.70.70.60.60.60.60.60.5金 钢3730864204各0.80.80.70.70.70.70.70.70.60.6种 钢9186432080不同表面粗糙度的表面质量系数表 6 136加工方法轴

22、表面粗 糙度 mbMPa4008001200磨削Ra 0.4 111车削0.20.950.900.80粗车Ra 3.2 0.850.800.65未加工的0.80.750.650.45表面Ra25 6.3第 14 页 共 39 页强化方法心部强度b光轴低应力集高应力集MPa中的轴中的轴K 1.5K1.8 2高频淬火600 1.5 1.6 2.4 8001.71.72.8800 1.3 10001.5氮化900 1.1 1.5 1.7 12001.251.72.1渗碳400 1.8 33.56002.02.32.7700 1.4 22.38001.51000 1.2 12001.3喷丸硬化600

23、1.1 1.5 1.7 15001.251.62.1滚子滚压600 1.1 1.3 1.6 15001.31.52.0各种强化方法的表面质量系数表 61 38注： 1 高频淬火系根据直径为 10 20mm，淬硬层厚 第 15 页 共 39 页度为 （0.052.0）d 的试件实验求得的数据；对大 尺寸的试件强化系数的值会有某些降低。2 氮化层厚度为 0.01d 时用小值；在 （0.03 0.04）d 时用大值。3 喷丸硬化系根据 840mm 试件求得的数据； 喷丸速 度低时用小值；速度高时用大值。4 滚子滚压系根据 17 130mm 试件求得的数据。3.2 静强度安全系数校核 本方法的目的是校

24、验轴对塑性变形的抵抗能力，既校核危险截面的静强度安全系数。 轴的静强度是根据轴上作用的最大瞬时载荷 （包括动载荷和冲击载荷 ）来计算的。一般， 对于没有特殊安全保护装置的传动，最大瞬时载荷可按电动机最大过载能力确定。危险截面 应是受力较大，截面较小既静应力较大的若干截面。危险截面安全系数 SS校核公式表 6 1 39S =SS SS SSS 2 SS 2 SP公SSM maxZSSTmSaxmaxZP式SS：只考虑扭矩时的安全SS：只考虑弯曲时的安全系说系数数SSP：静强度的许用安全系S：材料的拉伸屈服点，见明数，见表 6140，表 61 1如轴损坏会引起严S：材料的和扭转屈服点，重事故，该值

25、应适当一般取 S(0.550.62) 加大。SZ、ZP：轴危险截面的抗弯M max、Tmax：轴危险截面上的第 16 页 共 39 页和抗扭截面模数 最大弯矩和最大扭矩 N.m 见表 61 2729 cm3静强度的许用安全系数 SSP表 6140S/b0.45 0.550.55 0.70.7 0.9锻造轴SSP1.2 1.4 1.7 1.61.51.82.22.5如最大载荷只能近似求得及应力无法准确计算时，上述SSP 之值应增大 2050% 。如果校核计算结果表明安全系数太低，可通过增大轴径尺寸及改用好材料等措施。以提高轴 的静强度安全系数。4 轴的刚度校核 轴在载荷作用下会产生弯曲和扭转变形

26、，当变形超过某个允许值时，会使机器无法正常 工作，要进行刚度校核，刚度校核分为扭转刚度和弯曲刚度。4.1 轴的扭转刚度 轴的扭转刚度校核是计算轴在工作时的扭转变形量，用每米轴长的扭转角度量。圆轴扭转角的计算公式/()m-1表 6141轴 类型的实心轴空心轴光 轴7350 T4d47350 4 T 4 d 4(1 4)阶 轴梯7350Tilildi 47350Til ildi 4(14)说 明T：轴传递的扭矩， Nm； ：空心轴内径 d1 与外 径 d 之比d1dl：轴受扭矩作用部分的 长度 mm d：轴的直径 mm d1：空心轴内径 mm第 17 页 共 39 页li、di、d1i： i 段轴

27、的长 度、直径、空心轴内径 Ti： i 段轴所受扭矩，Nm。注：1 精密、稳定的传动 = 0.250.5()/m；一般传 动 = 0.51()/m ；要求不高可大于 1()/m ；起重机传动轴 = 1520/m。2 本表公式适用于剪切弹性模量 G=79.4GPa 的钢4.2 轴的弯曲刚度 轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形会影响轴上零件的正常工作，如安 装齿轮的轴，因轴变形会影响齿轮的啮合正确性及工作平稳性；轴的偏转角会滚动轴承的 内外圈相互倾斜，如偏转角超过滚动轴承允许的转角，就显著降低滚动轴承的寿命；会使滑 动轴承所受的压力集中在轴承的一侧，使轴径和轴承发生边缘接触，加剧磨损和

28、导致胶合； 轴的变形还会使高速轴回转时产生振动和噪音。光轴的挠度和偏转角一般按双支点梁计算，计算公式列表6144。阶梯轴按当量直径 dV的光轴计算。当量直径 dV按表 6143公式计算。按当量法计算 阶梯轴的挠度和偏转角，误差可达到 +20% 。所以对十分重要的轴应采用更准确的计算法， 详见材料力学。计算有过盈配合轴段的挠度时，应将该轴段与轮毂当作一整体考虑，取轮毂的外径作为 轴的直径。如轴上作用的载荷不在同一平面内，采将载荷分解为两互相垂直平面上的分量，分别计 算两个平面内各截面的挠度 (yx、yy)和偏转角 (X、y) ，然后用几何法相加 (既 Y Yx2 YY2 、Y2 ) 。在同一平面

29、内作用有几个载荷，其任一截面的挠度和偏转角等于各载荷分别作用时该截面的挠度和偏转角的代数和 (既 Y=Yi、= i)。轴的允许挠度 Y P及偏转角 P 表 6142条 件YP条 件 P / rad一般用途YmaxP=滑动轴承处 P = 0.001第 18 页 共 39 页的轴 金属切削 机床主轴(0.0003 0.0005)lYmaxP = 0.0002 l(l ： 跨 距)YP = (0.01 0.03) mnYP = (0.02 0.05) mt (mn、mt 法面及 端面模数 )向心球轴承 处 向心球面轴 承处 圆柱滚子轴 承处 圆锥滚子轴 承处 安装齿轮处P = 0.005 P = 0

30、.05 P = 0.0025 P = 0.0016 P = 0.0010.002安装齿轮 处 安装蜗轮 处阶梯轴按当量直径 dV 计算公式 mm表 6143位置 （参见表 61 44 简 图）载荷作用于支点间 时载荷作用于外伸端 时dV 计算公式d 4 l dV1nlii 1 di 44 c l dV2n lii 1 di 4说明l ：支点间距离， mm c：外伸端长度， mm li、di：轴上 i 段的长度和直径， mm注：为计算方便，当量直径以 dV4 形式保留不必开方 （见 表 6144 的公式 ）。第 19 页 共 39 页轴的挠度及偏转角计算公式表 6 144梁的类型及载荷简图P /

31、 rad32B 段 )3B 段 )b1al104d 4V223x3 xl2AFc22AFcl446 104 d 4V 2Fab6 104d 4V1Ml44104 d4V 2Ml44 6 10 d V 2Fa4b 4 16 104 d 4V1Mc104d4V2Fcl44104 d4V 2偏转角y mmyCBcFc3104d4yXAxV2AA第 20 页 共 39 页ymaxFcl9 3 104 d 4V2yCyXymax挠度0.384l Ax l0.577l 处 )3Bc 2Mc 2104d4V2Ax 1Ml93xyCyXBC44104 d 4V 20.384l Al3 0.577l 处)Fbl

32、x446 104d 4V12b2Fab443 104 d4V1Fal44 6 10 d V1Fbl6 104 d4V1(在 A D 段)第 21 页 共 39 页23 x1lyX1yDy maxFalx1446 104d 4V1Fa2b23 104ld 4V1Fbl2x1l449 3 104d40.384l在xV1l23b23/20.577 l2 b2支点间距外伸端长度a、dV1dV2MlA 4 46 10 d V1MlB 4 46 10 d V1Ml443 104 d 4V1Ml446 104d 4V1AD 段）Mlx1 4 46 10 d V1B D 段）mmmm荷至23bl2a3l3l3

33、l左及yCB Cy Mlxyx4 46 10 d V123bl3l23 x1l（在在 AD 段）Mlx1 x1 6 104d4V113x1lyDy max右支点载荷作用于支点间时的当量直径BD 段）Ma4b 413 104d 4V1Ml 2 9 3 104d40.384l A2b1V1l 2 3b23距离mm2 3/23bl23b2l0.577 l 2 3b2N.mmmm载荷作用于外伸端时的当量直径mm第 22 页 共 39 页A 、B、C、D、 x、x1 等表示各该截面 注： 1 如实际作用载荷的方向与图示相反，则公式中的 正负号应相应改变。2 表中公式适用于弹性模量 E=20610 32.

34、47 2 2 W0l 3lai 2bi 2WiMPa 。3 标有 * 的 ymax 计算公式适用于 ab 的场合， ymax 产 生在 AD 段。当 ab 时， ymax 产生在 BD 段。计算时应将式中的 b 换成 a；x 换成 x1；A 换成 B。轴的临界转速校核轴系 （轴和轴上零件 ）是一个弹性体，当其回转时，一方面由于本身的质量（或转动惯量 ）和弹性产生自然振动；另一方面由于轴系零件的材料组织不均匀、制造误差及安装误差等原 因造成轴系重心偏移；倒致回转时产生离心力、从而产生以离心力为周期性干扰外力所引起 的强迫振动。当强迫振动的频率与轴的自振频率接近或相同时，就会产生共振现象，严重时

35、会造成轴系甚至整台机器的破坏。产生共振现象时轴的转速称为轴的临界转速。轴的振动主要类型有横向振动 （弯曲振动 ）、扭转振动和纵向振动。一般轴最常见的是横 向振动。临界转速在数值上与轴横向振动的固有频率相同。 一个轴在理论上有无穷多个临界转速。按其数值由小到大分别称一阶、 二阶、三阶临界转速。 为避免轴在运转中产生共振现象， 所设计的轴不得与任何一阶临界转速相接近，也不能与临界转速的简单倍数或分数重合。转速低于一阶临界转速的轴一般称为刚性轴，高于一阶临界转速的轴称为挠性轴。机械 中多采用刚性轴；离心机、汽轮机等转速很高的轴，如采用刚性轴，则所需直径可能过大， 使结构过于笨重，故常用挠性轴。对转速

36、较高， 跨度较大而刚性较小， 或外伸较长的轴， 一般应进行临界转速的校核计算。 刚性轴： n 0.75ncr1；挠性轴： 1.4ncr1n0.75ncr2 ；式中： n轴的工作转速； ncr1轴的一阶临界转速； ncr2轴的二阶临界转速；轴的临界转速大小与材料的弹性特性、形状和尺寸、支承形式及零件的质量等有关，与 轴的空间位置无关。光轴的一阶临界转速计算公式表 6 147简图临界转速 ncr1 / r min -1ncr1529.36 10第 23 页 共 39 页d 2ncr19.36 104 1d 22113 l022Wi ai 2bi2Gjc j * l0 cjWi 支 承 间 第N、2

37、一端外伸轴的系数 1 值见表 6148两端外伸轴的系数 2 值见表 6149 注：1. 表列公式适用于弹性模量 E = 206 10d 轴的直径 mm MPa 的钢轴；2. 计算空心轴的临界转速时， 应将表列公式乘以 1 对 空 心 钢 轴 乘 以 1 ai、bi 支承间第 i 个圆盘至左及右支承距离 mm 空 心 钢 内 径 d0 与 外 径 d 之 比cj外伸端第 j 个圆盘至支承间距离 mm0.150.200.250.300.350.400.450.5000.050.109.810.12.13.14.15.14.13.11.108.717913416150.50.60.60.70.70.

38、80.80.90.91.050505050517.76.96.25.65.24.84.443.73.56148一端外伸轴的系数 1 值表两端外伸轴的系数 1 值 表6149210.00.10.10.20.20.30.30.40.40.550505050500.012.13.15.16.17.16.14.12.10.9.3515580641063252528070.113.15.16.18.18.17.15.13.11.19.705822944182552605700.115.16.18.20.20.18.15.13.11.510.50694904154669654802第 25 页 共 39

39、页0.216.18.20.21.21.19.16.14.12.10.0414141897656650703390.217.18.20.21.21.20.17.14.12.10.5068254767005186148800.316.17.18.19.20.19.17.15.12.11.2032556656055655109790.314.15.15.16.17.17.17.15.13.11.7552269665185518515480.412.13.13.14.14.15.15.15.14.112.052055407611051461410.410.11.111.512.12.12.13.14.

40、113.13.5807803489754143150.59.39.710.10.10.11.211.712.13.14.07002398098411506例第 26 页 共 39 页已知： 大齿轮输入功率 P = 4.25kW；链轮轴转速 n = 33r/min ；每根运输链张力 S = 4650N；齿轮圆 周力 Ft = 4790N；齿轮径向力 Fr = 4790N；短时过 载为正常工作载荷的两倍。解： 1) 选择轴材料选择轴材料为 45 钢，调质处理。查表 611 b = 590MPa ； s = 295MPa； -1 = 255MPa ； -1 = 255MPa ；2) 初定轴端直径P

41、4.25A3 Pn =103343.235 =52mm 取 d = 55mm；取 A=103( 按表 6119，因转速低，单向旋转 ) 考虑轴端有键槽，轴径增大 45% ，3) 轴结构设计取轴颈处直径 60mm；与标准轴承 H2060 孔径 相同，其余各直径均按 5mm 放大。 各轴段配合及粗糙度选择如下： 轴承座处 60H9/f9 ， Ra 0.8m；链轮配合处 65H8/t7 ， Ra 3.2m；齿轮配合处 55H9/h8， Ra 3.2m； 齿轮轴向固定采用轴肩和双孔轴端挡圈。4) 键联接强度验算选 A 型平键， ( 长宽高 ) 齿轮配合处 16 1090 链轮配合处 18 1190键联接传递扭矩 T = 9550P = 9550 4.25 = 1230Nmn 33 键工作面压强 P = 2000T = 200