轴的常用材料及性能

1、精选优质文档-倾情为你奉上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，它比正火或退火所得到的铁素体混合组

2、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6118轴的类型按 扭 转 强 度 计 算按 扭 转 刚

3、 度 计 算实心轴空心轴说 明d：轴端直径 mm P：许用扭转剪应力MPa ，按表6-1-19选取T：轴所传递的扭矩 N m P：许用扭转角°/m，按表6-1-20选取 A：系数，按表6-1-19选取P：轴所传递的功率，kW B：系数，按表6-1-20选取n：轴的工作转速 r/min (空心轴内径d1与外径d之比)注：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=时的B值 表6120P(°)/m12B12910977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= (&

4、#176;)/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=15´20´/m；几种常用轴材料的P及A值 表6119轴的材料Q235A； 20Q275； 201Cr18Ni9Ti4540Cr；35SiMn；42SiMn；40MnB；38SiMnMO；3Cr13；P MPa15 2520 3525 4535 55A149 126135 112126 103112 97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

5、、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。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=155165。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6121计算公式 心 轴转 轴实 心 轴实 心 轴空 心 轴空 心 轴许用应力转动心 轴校正系数单向旋 转 = 或 = 固定心 轴载荷平稳：载荷变化：双向旋 转 = 1说明d：轴的直径 mm +1P、0P、-1P：轴的许用弯曲应力MPa ，

6、按表6-1-1 M：轴在计算截面所受弯矩， 注4的说明取T：轴在计算截面所受的扭矩 N m (空心轴内径d1与外径d之比) 注：校正系数值是由扭应力的变化来决定的；扭应力不变时；扭应力按脉动循环变化时；扭应力按对称循环变化时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< 3030 100> 100有一个键

7、槽时的增大值 %有两个相隔180°键槽时的增大值 %71551037附加载荷计算公式 表6-1-23联轴器名称计 算 公 式说 明齿轮联轴器十字滑块联轴器NZ挠爪型联轴器弹性圈柱销联轴器M/ = K/TF/ = F/ = F/ = M/ 附加弯矩， NmT传递扭矩 N mK/ 系数用稀油或清洁的干油润滑 K/ = 用脏干油润滑 K/ = 不能保证及时润滑 K/ = F/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，通常采用安全系数校核法。 疲劳强度安全系数校核疲劳强度安全系数校核的目的是校核轴对疲劳破

8、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集中源，计算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617，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

9、。 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6124公式S = 说明S：只考虑弯矩作用时的安全系数SP：按疲劳强度计算的许用安全系数，见表6126 -1 对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限 MPa 见表611-1 对称循环应力下的材料扭转疲劳极限 MPa 见表611K、K弯曲和扭转时的有效应

10、力集中系数 见表6131表6132S： 只考虑扭矩作用时的安全系数 、：弯曲和扭转时的尺寸影响系数，见表6126、：材料拉伸和扭转的平均应力折算系数，见表6133a、m ：弯曲应力的应力幅和平均应力，MPa 见表6125a、m ：扭转应力的应力幅和平均应力，MPa 见表6125：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6137应力幅及平均应力计算公式 表6125循环特性应力名称弯 曲 应 力扭 转 应 力对称循环应力幅平均应力脉动循环应力幅平均应力说 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 cm3

11、 见表6127表6129 许用安全系数SP 表6126条 件SP材料的力学性能符合标准规定(或有实验数据)，加工质量能满足设计要求。载荷确定精确，应力计算准确。载荷确定不够精确，应力计算较近似。载荷确定不精确，应力计算较粗略或轴径较大(d>200mm)。脆性材料制造的轴 截面模数计算公式 表6127截 面ZZP截 面ZZP Z花键齿数 =2Z注：公式中各几何尺寸均以cm计。 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6130bMPa螺纹K=1K键 槽渐开线形花键横 孔 d0/d配 合KKK K H7/r6H7/k6H7/h6A型B型A、B型KK KKKKKK4005006

12、0070080090010001200注：d0为横孔直径；d为轴径。圆角处的有效应力集中系数 表6131KKb MPa400500600700800900100012004005006007008009001000120024610 钢的平均应力折算系数 表6133应力种类系数表 面 状 态抛 光磨 光车 削热 轧锻 造弯 曲拉 压扭 转 环槽处的有效应力集中系数 表6132b MPa40050060070080090010001200K1246K任何比值 绝对尺寸影响系数 表6134直 径 mm20303040405050606070708080100100120120150150500碳

13、钢合金钢各种钢 不同表面粗糙度的表面质量系数 表6136加工方法轴表面粗糙度mb MPa4008001200磨 削车 削粗 车未加工的表面Ra Ra Ra25 111 各种强化方法的表面质量系数 表6138强化方法心部强度 b MPa光 轴低应力集中的轴K高应力集中的轴K 2高频淬火600 800800 1000 氮 化900 1200 渗 碳400 600700 8001000 1200 32喷丸硬化600 1500 滚子滚压600 1500 注：1高频淬火系根据直径为10 20mm，淬硬层厚度为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氮化层厚度为时用小值；在d时

14、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17130mm试件求得的数据。 静强度安全系数校核 本方法的目的是校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6139公式SS = 说明SS：只考虑扭矩时的安全系数SSP：静强度的许用安全系数，见表6140，如轴损坏会引起严重事故，该值应

15、适当加大。 Z、ZP：轴危险截面的抗弯和抗扭截面模数 见表612729 cm3SS：只考虑弯曲时的安全系数S：材料的拉伸屈服点，见表611S：材料的和扭转屈服点，一般取S SMmax、Tmax：轴危险截面上的最大弯矩和最大扭矩 静强度的许用安全系数SSP 表6140S/b 锻造轴SSP 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，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

16、弯曲刚度。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轴的类型实 心 轴空 心 轴光 轴阶梯轴说 明T：轴传递的扭矩，Nm；：空心轴内径d1与外径d之比l：轴受扭矩作用部分的长度 mmd：轴的直径 mmd1：空心轴内径 mmli、di、d1i：i段轴的长度、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 = (°)/m；一般传动 = 1(°)/m； 要求不高可大于 1(°)/m；起重机传动轴= 15´20´/m。 2 本表公式适

17、用于剪切弹性模量G=的钢轴。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

18、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、)。在同一平面内作用有几个载荷，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YP及偏转角P 表6142条 件YP条 件P / rad一般用途的轴金属切削机床主轴安装齿轮处安装蜗轮处YmaxP = lYmaxP = 0.0002 l (l：跨距)YP = mnYP

19、 = mt(mn、mt法面及端面模数)滑动轴承处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 = P = P = P = P = P = 阶梯轴按当量直径dV计算公式 mm 表6143位置(参见表6144简图)载荷作用于支点间时载荷作用于外伸端时dV计算公式说 明l：支点间距离，mmc：外伸端长度，mmli、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)。 轴的挠度及偏转角计算公式 表6144梁的类型及载荷简图偏转角 P / rad挠度 y mm (在AB段)在AB段( (在处) (在AB段)在AB段( (在处) (

20、在AD段) (在BD段)C (在AD段) (在BD段) 在处 (在AD段) (在BD段)C(在AD段) (在BD段) 在处说 明F集中载荷 N l 支点间距 mmM外力矩 c 外伸端长度 mma、b 载荷至左及右支点距离 mm dV1 载荷作用于支点间时的当量直径 mmdV2 载荷作用于外伸端时的当量直径 mm 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=206×103MPa。3 标有*的ymax计算公式适用于a>b的场合，ymax产生在AD段。当a<b时，ymax产生在BD段。

21、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

22、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；挠性轴：n；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

23、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6147简 图临界转速 ncr1 / r min-1ncr1ncr1一端外伸轴的系数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 = 206×103 MPa的钢轴；2. 计算空心轴的临界转速时，应将表列公式乘以Wi支承间第i个圆盘重力 N l轴的全长 mmGi伸轴端第j个圆盘重力 N l0支承间距离 mmW0轴的重力 N 实心轴 W0 = ×d2l µ、µ1、µ2伸轴端长度与轴长l之比 对空心钢轴乘以12 ai、bi支承间第i个圆盘至左及右支承距

24、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 mmd 轴的直径 mm一端外伸轴的系数1值 表6148µ0110µ14两端外伸轴的系数1值 表6149µ2µ1例已知： 大齿轮输入功率P = ；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 =103

25、=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 µm；链轮配合处65H8/t7，Ra µm；齿轮配合处55H9/h8，Ra µm；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 16×10×90链轮配合处 18×11×90键联接传递扭矩T =

26、9550 = 9550× = 1230Nm键工作面压强P = = = PP式中：PP许用挤压应力，轻微冲击PP =120 MPa； d轴直径mm； k键与轮毂接触高度，mm，平键k = ； l键的工作长度，mm，A型平键l = Lb5) 计算支座反力、扭矩、弯矩 支座反力 N作用点水 平 面垂 直 面合 成A N N NBRBX = 2S RAX Fr= 2×465048701740= 2690 NRBY = RAYFt = 6204790 = 5410 N N弯矩 Nm作用点水 平 面垂 直 面合 成B D E 扭矩：大齿轮传递扭矩T = 1230Nm， 每个链轮按，扭矩

27、图见图h。6) 轴的疲劳强度校核 根据载荷分布及应力集中部位选取轴上八个截面()进行分析，截面、分别与、相比，二者截面尺寸相同，弯矩相差不大，虽然截面的扭矩较大，但应力集中不如截面严重，故截面不予考虑。截面与相比，截面尺寸相同而载荷较小，故截面不予考虑。最后确定、为危险截面。 校核危险截面的安全系数计算内容及公式计算值或数据截面 截面 截面 T / N. m61512301230M / N. mMMMZ / cm3 查(表6128) 查(表6128)查(表6128)ZP / cm3 查(表6128) 查(表6128) 查(表6128)-1-1(/MPa)-1=255；-1=140(表611)-

28、1=255；-1=140(表611)-1=255；-1=140(表611)=；=查(表6133)=；=查(表6133)=；=查(表6133)kk圆角k = ；k = 查(表6131)圆角k = ；k = 查(表6131)圆角k = ；k = 查(表6131)配合k = ；k = 查(表6130)配合k = ；k = 查(表6130)配合k = ；k = 查(表6130)键槽k = ；k = 查(表6130)键槽k = ；k = 查(表6130) = 查(表6136) = 查(表6136) = 查(表6136)=；=查(表6134)=；=查(表6134)=；=查(表6134)a、m(/MPa)(

29、对称)查(表6125)(对称)查(表6125)(对称)查(表6125) 查(表6124) 查(表6124)查(表6124)a、m(/MPa)= (脉动) (表6125)= (表6125)= (表6125) 查(表6124) 查(表6124) 查(表6124)=查(表6124)=查(表6124)=查(表6124)7) 轴的静强度校核确定危险截面根据载荷较大及截面较小的原则选取、为危险截面。计算内容及公式Tmax = 2T Mmax = 2M Z cm3ZP cm3计算值或数据截面Tmax =2×1230= 2460Mmax =2×706= 1412截面Tmax =2×

30、;1230= 2460Tmax =2×582= 1164截面Tmax =2×1230= 2460Tmax =2×254= 508 校核危险截面的安全系数计算内容及公式计算值或数据截面295171截面295171截面295171注：取安全系数SSP = ，计算安全系数均大于许用值，故轴的静强度足够； 上述计算取S = S = ×295 = 171MPa。轴的常用材料及主要力学性能 表611材料热处理毛坯直径mm硬度HB抗拉强度b屈服点S弯曲疲劳极限1扭转疲劳极限-1许用静应力+1P许用疲劳应力1P备注MPa 不小于MPaMPa20正火25156420250

31、180100168120180用于载荷不大，要求韧性较高的轴。正火回火100>100300>300500>500700103156400380370360220200190180165155150145959085801601521481441101271031191001159611135正火25187540320230130216153176应用较广泛正火回火100>100300>300500>500750>75010001491871431871371875205004804604402702602402302202102051901851751

32、20115110105100208200192184176140161136158126146123142116134调质100>10030015620756054030028023022013012522421615317714616945正火25241610360260150244173200应用最广泛正火回火100>100300>300500>500750170217162217156217600580560540300290280270240235225215140135130125240238224216160184156180150173143165调质20

33、021725565036027015526018021740Cr调质251000800485280400269323用于载荷较大，而无很大冲击的重要轴100>100300>300500>50080024128622926921725575070065060055050045035035032029525520018517014530028026024019323317721316319617019635SiMn(42SiMn)调质25900750445255360178247性能接近40Cr用于中小型轴100>100300>300400>4005002292

34、8621726921725519625580075070065052045040038035532029527520518517016032030028026019723621324619622718321140MnB调质251000800485280400269323性能接近40Cr用于重要轴20024128675050033519530018622340CrNi调质251000800485280400269323用于很重要轴35CrMo调质251000850500285400200277性能接近40CrNi用于重载荷轴100>100300>300500>50080020726975070065060055050045040035