主轴强度刚度等计算公式汇总及实例
轴的强度和刚度计算
轴的强度和刚度计算一、轴的强度计算轴的强度是指在受到外界载荷作用下，轴能够抵抗破坏的能力。
轴的强度计算通常分为以下几个步骤：1.确定轴的应力状态首先需要确定轴在受载过程中的应力状态。
一般情况下，轴受力状态可以分为以下几种情况：拉伸、压缩、弯曲、剪切和扭转。
根据轴的几何形状、受载方式和材料性质，可以确定轴的应力状态。
2.计算轴的受力根据轴所受到的外界载荷，可以计算轴的受力。
在拉伸和压缩情况下，轴的受力可以通过受力公式F=σA来计算，其中F是轴所受到的载荷，σ是轴的应力，A是轴的截面积。
在弯曲情况下，轴的受力可以通过受力公式M=σS来计算，其中M是轴的弯矩，S是轴的截面模数。
在剪切和扭转情况下，轴的受力可以通过受力公式τ=T/(2A)来计算，其中τ是轴所受的剪应力，T是轴的剪矩，A是轴的等效截面面积。
3.计算轴的抗力轴的抗力是指轴抵抗外界载荷作用下破坏的能力。
轴的抗力通常由材料的强度指标来表示，如抗拉强度、抗压强度、抗弯强度、抗剪强度和抗扭强度等。
根据轴的应力状态和材料的强度指标，可以计算轴的抗力。
4.比较轴的受力和抗力最后，需要比较轴的受力和抗力。
如果轴的受力小于轴的抗力，则表明轴具有足够的强度；如果轴的受力大于轴的抗力，则表明轴的强度不足，需要采取相应的加强措施。
二、轴的刚度计算轴的刚度是指轴在受力过程中不发生明显变形的能力。
轴的刚度计算通常分为以下几个步骤：1.确定轴的变形状态首先需要确定轴在受载过程中的变形状态。
轴的变形状态可以分为弹性变形和塑性变形两种情况。
在弹性变形情况下，轴在受载后可以恢复到原始形状；在塑性变形情况下，轴在受载后无法恢复到原始形状。
2.计算轴的变形根据轴所受到的外界载荷和轴的受力分布情况，可以计算轴的变形。
在拉伸和压缩情况下，轴的变形可以通过变形公式δ=FL/(EA)来计算，其中δ是轴的变形，F是轴所受到的载荷，L是轴的长度，E是轴材料的弹性模量，A是轴的截面积。
在弯曲情况下，轴的变形可以通过变形公式δ=ML/(EI)来计算，其中δ是轴的变形，M是轴的弯矩，L是轴的长度，E是轴材料的弹性模量，I是轴的截面二阶矩。
轴心受力构件的强度和刚度计算
轴心受力构件的强度和刚度计算1．轴心受力构件的强度计算轴心受力构件的强度是以截面的平均应力达到钢材的屈服应力为承载力极限状态。
轴心受力构件的强度计算公式为f A Nn≤=σ （4-1） 式中： N ——构件的轴心拉力或压力设计值；n A ——构件的净截面面积；f ——钢材的抗拉强度设计值。
对于采用高强度螺栓摩擦型连接的构件，验算净截面强度时一部分剪力已由孔前接触面传递。
因此，验算最外列螺栓处危险截面的强度时，应按下式计算：f A N n≤='σ （4-2）'N =)5.01(1nn N - （4-3）式中： n ——连接一侧的高强度螺栓总数；1n ——计算截面（最外列螺栓处）上的高强度螺栓数； 0.5——孔前传力系数。
采用高强度螺栓摩擦型连接的拉杆，除按式（4-2）验算净截面强度外，还应按下式验算毛截面强度f AN≤=σ （4-4）式中： A ——构件的毛截面面积。
2．轴心受力构件的刚度计算为满足结构的正常使用要求，轴心受力构件应具有一定的刚度，以保证构件不会在运输和安装过程中产生弯曲或过大的变形，以及使用期间因自重产生明显下挠，还有在动力荷载作用下发生较大的振动。
轴心受力构件的刚度是以限制其长细比来保证的，即][λλ≤ （4-5）式中： λ——构件的最大长细比；[λ]——构件的容许长细比。
3. 轴心受压构件的整体稳定计算《规范》对轴心受压构件的整体稳定计算采用下列形式：f AN≤ϕ （4-25）式中：ϕ——轴心受压构件的整体稳定系数，ycrf σϕ=。
整体稳定系数ϕ值应根据构件的截面分类和构件的长细比查表得到。
构件长细比λ应按照下列规定确定： （1）截面为双轴对称或极对称的构件⎭⎬⎫==y y y x x x i l i l //00λλ（4-26）式中：x l 0，y l 0——构件对主轴x 和y 的计算长度；x i ，y i ——构件截面对主轴x 和y 的回转半径。
双轴对称十字形截面构件，x λ或y λ取值不得小于5.07b/t （其中b/t 为悬伸板件宽厚比）。
第4章结构构件的强度刚度稳定性
2、许用应力
查P12表2-2， 得：
查P45表3-11载荷组合B得：安全系数n=1.34
3、稳定性校核
由于 ，故只需按 计算整体稳定性
查P50表4-2截面属于b类，查P228附表4-2得
所以构件整体稳定性满足要求。
4.2
主要承受横向载荷的构件称为受弯构件，实腹式受弯构件简称梁，格构式受弯构件简称桁架。桁架将在后续介绍，本节仅介绍实腹受弯构件的强度、刚度及整体稳定性。
(4-2)
式中： —构件的计算长度,mm；
—许用长细比，《起重机设计规范》GB/T3811-2008规定结构构件容许长细比见表4-1；
—构件截面的最小回转半径,mm。
（4-3）
式中: —构件毛截面面积，mm2；
－构件截面惯性矩，mm４；
表4-1结构构件容许长细比
构件名称
受拉构件
受压构件
主要承载结构件
5
缀条
-缀条所在平面和x-x轴的夹角
注：1、斜腹杆与构件轴线间的倾角应保持在400~700范围内。
2、缀板组合构件的单肢长细比 不应大于40。
例题4-1
已知如图4-6所示工字形截面轴心压杆，翼缘：2-200×10 ，腹板：1-180×6，杆长 ，两端铰支，按载荷组合B求得构件轴心压力 ，钢材为Q235B钢，焊条为E43型，试验算构件强度、刚度及整体稳定性。
(2)
在起重机械结构中，理想构件是不存在的，构件或多或少存在初始缺陷。如：初变形(包括初弯曲和初扭曲)、初偏心(压力作用点与截面型心存在偏离的情况)等等。这些因素，都使轴心压杆在载荷一开始作用时就发生弯曲，不存在由直线平衡到曲线平衡的分歧点。实际轴心压杆的工作情况犹如小偏心受压构件，其临界力要比理想轴心压杆低(图4-4)，当压力不断增加时，压杆的变形也不断增加，直至破坏。载荷和挠度的关系曲线，由稳定平衡的上升和不稳定平衡的下降段组成。在上升段OA，增加载荷才能使挠度加大，内外力处于平衡状态；而在下降阶段AB，由于截面上塑性的发展，挠度不断增加，为了保持内外力的平衡，必须减小载荷。因此，上升阶段是稳定的，下降阶段是不稳定的，上升和下降阶段的分界点A，就是压杆的临界点，所对应的载荷也是压杆稳定的极限承载力 (即压溃力)。
轴的结构设计,轴的强度计算,轴的刚度计算
详见 P311 图16.3
16.2 轴的结构设计
轴肩处
r C或R 定位轴肩h 3 ~ 5mm，但 C或R 采用套筒、轴端挡圈、 圆螺母处： l轴 B轮
➢ 轴肩由定位面和内圆角组成
b
D h
d D
h C d
k、k 弯矩和转矩作用的有效 应力集中系数 (见附录表1、2， 配合零件的综合影响系 数见附录表3)
16.3 轴的强度计算
a、 a
a
a弯bb 曲和((扭bb 转WMWM应)力) 幅，
MPa；
b b
m、 m 弯曲和扭转平均应力， MPa；
m 0
m
2
表面状态系数（附录表 4及5）；
bmax b
16.2 轴的结构设计
2.轴上零件的周向固定 常用的周向固定方法有键、花键、成形、弹性环、销和过
盈配合等联接。
配合处＋键可传递较大T 配合处设置大倒角 装方便（对中性 ）
16.3 轴的强度计算
设计思路： (1)类比定结构 必要校核计算 (2)强度计算为依据 逐步结构细化（设计， 节约材料） 轴的强度计算主要由三种方法（据轴受载及对安全要求） （1）按许用切应力计算 （2）许用弯曲应力计算； （3）安全系数校核计算。 16.3.1 按许用切应力计算 1.应用（仅与T有关） (1)传动轴计算（主要T） (2)需初步结构化的转轴（只知T）
现在，又开发了一种可更换式主轴 系统， 具有一 机两用 的功效 ，用户 根据不 同的加 工对象 选择使 用，即 电主轴 和镗杆 可相互 更换使 用。这 种结构 兼顾了 两种结 构的不 足，还 大大降 低了成 本。是 当今卧 式镗铣 床的一 大创举 。电主 轴的优 点在于 高速切 削和快 速进给 ，大大 提高了 机床的 精度和 效率。
轴心受力构件的强度和刚度
1、轴心压杆的弹性弯曲屈曲变形
欧拉理论
cr
N cr A
2 EI
l2A
2E
2
2、 轴心压杆的弹塑性弯曲屈曲变形：
１） 双模量理论 ：（弹塑性屈曲力的上限）与两 个变形模量有关 ：
加载区应力应变遵循切线模量Et的变化规律， 卸载区应力应变遵循弹性模量E的变化规律，
2) 切线模量理论:（弹塑性屈曲力的下限） 弯曲时整个截面都处在加载过程中,应力应变关 系遵循同一个侧向模量Et,以Et代表E代入上式 切线模量，求屈曲应力和屈曲力 。
t 10
(10 0.1) 235
fy
(10 0.1 57.2) 235 12.97(满足) 345
腹板：
h0 200 33.3 (25 0.5) 235
tw 6
fy
(25 0.557.2) 235 44.2(满足) 345
四、原截面改用Q235钢材
235 fy
与无关，定值偏于安全，
以上 30取 30， 100,取 100
三、圆管的径厚比
D t
100或 23500 f y
D 管径,
t 壁厚,
f y 屈服强度
第四节 实腹式轴心压杆的截面设计
一、设计原则：
截面形式为双轴对称的型钢截面和实腹式组合截面。 为取得合理而经济的效果，设计时可按以下原则：
(二) 验算截面
1、强度验算： ２、刚度验算：
N f
An
l0 i
3、 整体稳定：
N f
A
须同时考虑两主轴方向，但一般取其中长细比 较大值进行验算。
4、 局部稳定：
工字形：
动静压主轴的刚度计算公式
动静压主轴的刚度计算公式主轴是机床上的重要部件，其刚度对机床加工精度和稳定性有着重要的影响。
动静压主轴是现代机床上常用的一种主轴形式，其具有较高的刚度和稳定性，适用于高速、高精度的加工需求。
在设计和使用动静压主轴时，需要对其刚度进行计算和分析，以保证其满足加工要求。
本文将介绍动静压主轴的刚度计算公式及相关内容。
一、动静压主轴的工作原理。
动静压主轴是通过压缩气体或液体来支撑主轴的工作部分，从而减小主轴与轴承之间的接触面积，降低摩擦和磨损，提高主轴的刚度和稳定性。
在动静压主轴中，动压是通过高速旋转的离心力将气体或液体压缩，形成支撑力，而静压则是通过外部压力或机械结构来形成支撑力。
动静压主轴的工作原理决定了其具有较高的刚度和稳定性，适用于高速、高精度的加工需求。
二、动静压主轴的刚度计算公式。
1. 动压支撑力的计算。
动压支撑力是动静压主轴中的重要参数，其大小直接影响着主轴的刚度和稳定性。
动压支撑力的计算公式如下：F_dynamic = 0.5 ρ V^2 A。
其中，F_dynamic为动压支撑力，ρ为气体或液体的密度，V为气体或液体的速度，A为支撑面积。
在实际计算中，需要根据具体的气体或液体类型和工况参数来确定ρ、V和A的数值，从而得到动压支撑力的大小。
2. 静压支撑力的计算。
静压支撑力也是动静压主轴中的重要参数，其大小同样对主轴的刚度和稳定性有着重要的影响。
静压支撑力的计算公式如下：F_static = P A。
其中，F_static为静压支撑力，P为气体或液体的压力，A为支撑面积。
在实际计算中，需要根据具体的气体或液体类型和工况参数来确定P和A的数值，从而得到静压支撑力的大小。
3. 主轴刚度的计算。
主轴的刚度是动静压主轴的重要性能指标，其大小直接影响着机床加工精度和稳定性。
主轴的刚度可以通过以下公式来计算：K = (F_dynamic + F_static) / δ。
其中，K为主轴的刚度，F_dynamic和F_static分别为动压支撑力和静压支撑力，δ为主轴的变形量。
桥式起重机主梁强度、刚度计算
桥式起重机箱形主梁强度计算一、通用桥式起重机箱形主梁强度计算(双梁小车型)1、受力分析作为室内用通用桥式起重机钢结构将承受常规载荷G P 、Q P 和H P 三种基本载荷和偶然载荷S P ，因此为载荷组合Ⅱ。
其主梁上将作用有G P 、Q P 、H P 载荷。
主梁跨中截面承受弯曲应力最大，为受弯危险截面；主梁跨端承受剪力最大，为剪切危险截面。
当主梁为偏轨箱形梁时，主梁跨中截面除了要计算整体垂直与水平弯曲强度计算、局部弯曲强度计算外，还要计算扭转剪切强度，弯曲强度与剪切强度需进行折算。
2、主梁断面几何特性计算上下翼缘板不等厚,采用平行轴原理计算组合截面的几何特性。
图2-4注：此箱形截面垂直形心轴为y-y 形心线，为对称形心线。
因上下翼缘板厚不等，应以x ’— x ’为参考形心线,利用平行轴原理求水平形心线x —x 位置c y 。
① 断面形状如图2-4所示,尺寸如图所示的H 、1h 、2h 、B 、b 、0b 等。
② 3212F F F F ++=∑ [11Bh F =，02bh F =，23Bh F =] ③ Fr q ∑= (m kg /)④ 321232021122.)21(2)2(F F F h F h h F h H F Fy F y ii c +++++-=∑⋅∑=(cm ) ⑤ 223322323212113112212)(212y F Bh y F h h H b y F Bh J x ⋅++⋅+--+⋅+= (4cm ) ⑥ 202032231)22(21221212bb F h b B h B h J y ++++= (4cm ) ⑦c X X y J W /=和c X y H J -/(3cm ) ⑧ 2BJ W yy =(3cm ) 3、许用应力为X ][σ和X ][τ。
4、受力简图1P 与2P 为起重小车作用在一根主梁上的两个车轮轮压，由Q P 和小车自重分配到各车轮的作用力为轮压。
轴心受力构件
轴心受力构件设计轴心受拉构件时需进行强度和刚度的验算，设计轴心受压构件时需进行强度、整体稳定、局部稳定和刚度的验算。
一、轴心受力构件的强度和刚度1．轴心受力构件的强度计算轴心受力构件的强度是以截面的平均应力达到钢材的屈服点为承载力极限状态f A N n ≤=σ (1) 式中 N ——构件的轴心拉力或压力设计值；n A ——构件的净截面面积；f ——钢材的抗拉强度设计值。
采用高强度螺栓摩擦型连接的构件，验算最外列螺栓处危险截面的强度时，按下式计算：f A N n≤='σ (2) 'N =)5.01(1n n N - (3)式中 n ——连接一侧的高强度螺栓总数；1n ——计算截面(最外列螺栓处)上的高强度螺栓数；0.5——孔前传力系数。
采用高强度螺栓摩擦型连接的拉杆，除按式(2)验算净截面强度外，还应按下式验算毛截面强度f A N ≤=σ (4)2．轴心受力构件的刚度计算轴心受力构件的刚度是以限制其长细比保证][λλ≤ (5) 式中 λ——构件的最大长细比；[λ]——构件的容许长细比。
二、 轴心受压构件的整体稳定1．理想轴心受压构件的屈曲形式理想轴心受压构件可能以三种屈曲形式丧失稳定：①弯曲屈曲 双轴对称截面构件最常见的屈曲形式。
②扭转屈曲 长度较小的十字形截面构件可能发生的扭转屈曲。
③弯扭屈曲 单轴对称截面杆件绕对称轴屈曲时发生弯扭屈曲。
2．理想轴心受压构件的弯曲屈曲临界力若只考虑弯曲变形，临界力公式即为著名的欧拉临界力公式，表达式为N E =22l EI π=22λπEA (6) 3．初始缺陷对轴心受压构件承载力的影响实际工程中的构件不可避免地存在初弯曲、荷载初偏心和残余应力等初始缺陷，这些缺陷会降低轴心受压构件的稳定承载力。
1）残余应力的影响当轴心受压构件截面的平均应力p f >σ时，杆件截面内将出现部分塑性区和部分弹性区。
由于截面塑性区应力不可能再增加，能够产生抵抗力矩的只是截面的弹性区，此时的临界力和临界应力应为：N cr =22l EI e π=22lEI π·I I e (7) cr σ=22λπE ·I I e (8) 式中 I e ——弹性区的截面惯性矩(或有效惯性矩)；I ——全截面的惯性矩。
主轴刚度校核
主轴刚度校核通常只作刚度验算1.弯曲变形验算（1）端部桡度y≤[y]≤0.0002ll—跨距，前后车轴间的轴向距离（2）前支承处倾角θb≤[θ]≤0.001rad(3)小齿轮处倾角θ≤[θ]≤0.001rad2.扭转变形验算改变角φ≤1°支承简化与受力分析tmax=955⨯104⨯n⨯η=(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分解成垂直面受到力图：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刚性车轴、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)=（1-1）6e⋅i⋅lp⋅a⋅b(b-a)=（2-1）大齿轮处倾角：θ1=3e⋅i⋅lp⋅a⋅b⋅(2a+b)=（3-1）前车轴处倾角：θ2=-6e⋅i⋅l由切削力fp(fc)引起的变形：p⋅c2(l+c)=（1-2）主轴端部桡度：y=3e⋅ip⋅c(l2-3a2)=（2-2）6e⋅i⋅lp⋅c⋅l=（3-2）前车轴处倾角：θ2=3e⋅i小齿轮处倾角：θ1=-由切削力矩m引起的变形：m⋅c(2l+3c)=（1-3）6e⋅i⋅lm(l2-2a2)=（2-3）小齿轮处倾角：θ1=-6e⋅i⋅lm⋅l=（3-3）前支承处倾角：θ2=3e⋅i主轴端部桡度：y=PR320横截面惯性矩i=π⋅d464⨯(1-d0d)4=d—主轴平均值直径；do—主轴内孔直径材料弹性模量：e=2.1×105（mpa）ⅱ刚性主轴、弹性车轴由传动力fz引起的变形：主轴端部桡度：y=p(l+c)⨯(l-b)pbc-=（1-4）cb⨯l2ca⨯l2p(l-b)p⨯b-=（2-4）22cb⨯lca⨯l小齿轮和前车轴处倾角：θ1=θ2=由切削力fp(fc)引起的变形：主轴端部桡度：y=pcpc(1+)2+⨯()2=（1-5）cblcal p(l+c)p⨯c+=.（2-5）22cb⨯lca⨯l小齿轮和前车轴处倾角：θ1=θ2=由切削力矩m引起的变形：主轴端部桡度：y=m(l+c)m⨯c+=（1-6）cb⨯l2ca⨯l2 mm+=（2-6）22cb⨯lca⨯l小齿轮和前车轴处倾角：θ1=θ2=轴承刚度：ca=ra/∆0=;cb=rb/∆0=ra---后端的车轴反力；rb---前端车轴反力；δ0---轴承径向加速度量f3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承：∆0=0.062⨯r0.815=(μm)d0.8950.077q0.9圆锥滚子轴承：∆0=⨯0.8=(μm)cosαl0滚动体上的载荷：q=5fr=（n）izcosαfr--轴承的径向载荷；d--轴承的孔径；α--轴承的接触角；z--每列于中翻转体数；i--翻转体列数；l0—滚子长度因此水平方向：y=y11+y12+y13+y14+y15+y16=θ1=θ21+θ22+θ23+θ24+θ25+θ26=θ2=θ31+θ32+θ33+θ24+θ25+θ26=y=y11+y12+y14+y15=θ1=θ21+θ22+θ24+θ25=θ2=θ31+θ32+θ24+θ25=综上所述y=y221+y2=(---)2=(---)2=(---)φ=tmax⨯lg⨯i⨯180抗炎抖横截面惯性矩i=132π(d4-d4环流模量g=8.1⨯104（mpa）l—主轴端部到大齿轮处的受扭长度d—主轴平均直径；do—主轴内孔直径。
传动轴的强度和刚度计算 ppt课件
2020/10/28
4
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
传动轴（受扭圆轴）实例
F d
F
A
F
M
F
Me
B
2020/10/28
5
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
➢外力偶矩、扭矩与扭矩图
1.外力偶矩的计算
在工程中，作用于圆轴上的外力偶矩一般不是直接给出的， 通常给出的是
圆轴所需传递的功率和转速。因此，需要了解功率、 转速和外力偶矩三者之间
径方向呈线性增长。其最大切应力τmax为：
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
3.2课题二：轴
3.2.1 轴的分类与材料 3.2.2 传动轴的强度和刚度计算 3.2.3 心轴的强度和刚度计算计算 3.2.4 转轴的强度设计
2020/10/28
1
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
➢传动轴的概念与实例 ➢外力偶矩、扭矩与扭矩图 ➢圆轴扭转的切应力与强度计算 ➢圆轴扭转变形与刚度计算 ➢剪切与挤压的实用计算 ➢思考与练习
2 T ( N ·m )
B
C
5 0 0 N ·m
(d )
O
x
－ 1 5 0 0 N ·m
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3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
解： (1) 计算梁上各段横截面上的扭矩。
因为是悬臂梁，可取截面的自由端部分BC段, 如图（b）所 示。
由平衡方程T1-500=0 得： T1 =500 N·m
(c)
m
T （扭矩，单位为N·m ）
TM 10 TM 1
T
M2
M3
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T′+Ｍ2-M3=0 T′=M3-M2
材料力学公式汇总
材料力学公式汇总一、轴向拉压。
1. 轴力计算。
- 截面法：F_N=∑ F_i（F_N为轴力，F_i为截面一侧外力的代数和，拉力为正，压力为负）2. 正应力计算。
- σ=(F_N)/(A)（σ为正应力，A为横截面面积）3. 胡克定律。
- Δ L=(F_NL)/(EA)（Δ L为轴向变形量，L为杆件原长，E为弹性模量）4. 泊松比。
- ν =-(varepsilon')/(varepsilon)（ν为泊松比，varepsilon为轴向线应变，varepsilon'为横向线应变）二、扭转。
1. 扭矩计算。
- 截面法：T=∑ M_i（T为扭矩，M_i为截面一侧外力偶矩的代数和，右手螺旋法则确定正负，拇指指向截面外法线方向时，扭矩为正）2. 切应力计算（圆轴扭转）- τ=(Tρ)/(I_p)（τ为切应力，ρ为所求点到圆心的距离，I_p为极惯性矩）- 对于圆轴最大切应力：τ_max=(T)/(W_t)（W_t=(I_p)/(R)，R为圆轴半径）- 对于实心圆轴：I_p=(π D^4)/(32)，W_t=(π D^3)/(16)（D为圆轴直径）- 对于空心圆轴：I_p=(π)/(32)(D^4 - d^4)，W_t=(π)/(16D)(D^4 - d^4)（d为空心圆轴内径）3. 扭转角计算（圆轴扭转）- φ=(TL)/(GI_p)（φ为扭转角，L为轴长，G为切变模量）三、弯曲内力。
1. 剪力和弯矩计算。
- 截面法：F_Q=∑ F_i（F_Q为剪力，截面左侧向上的外力或右侧向下的外力为正）- M=∑ M_i（M为弯矩，使梁下侧受拉的弯矩为正）2. 剪力图和弯矩图绘制。
- 利用载荷、剪力、弯矩之间的微分关系：(dF_Q)/(dx)=q(x)，(dM)/(dx)=F_Q，frac{d^2M}{dx^2} = q(x)（q(x)为分布载荷集度）四、弯曲应力。
1. 正应力计算（梁的纯弯曲）- σ=(My)/(I_z)（σ为正应力，M为弯矩，y为所求点到中性轴的距离，I_z为截面对中性轴的惯性矩）- 最大正应力：σ_max=(M)/(W_z)（W_z=(I_z)/(y_max)）- 对于矩形截面：I_z=frac{bh^3}{12}，W_z=frac{bh^2}{6}（b为截面宽度，h 为截面高度）- 对于圆形截面：I_z=(π D^4)/(64)，W_z=(π D^3)/(32)2. 切应力计算（矩形截面梁）- τ=frac{F_QS_z^*}{bI_z}（S_z^*为所求点以上（或以下）部分截面对中性轴的静矩，b为截面宽度）- 最大切应力（矩形截面）：τ_max=(3F_Q)/(2bh)（发生在中性轴上）五、弯曲变形。
轴的刚度计算
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（即 表3 轴的允许挠度yp及偏转角θp 条件 一般用途的轴 金属切削机床主轴 安装齿轮处 安装涡轮处 位置 dv的计算公式
y =∑ y ，
=∑ ）。 θp/rad = 0.001 = 0.005 = 0.05 = 0.0025 = 0.0016 = 0.001~0.002
A值 0.4 115 0.5 108 形的计算：
光轴的挠度和偏转角，一般按双支点梁计算。比较典型的受载情况可查表，其他轴受载情况 下的偏转角及挠度计算见有关材料力学公式。 对于阶梯轴，可近似按当量直径为dv的光轴计算。dv值的计算见下表。按当量轴径法计算阶 梯轴的挠度y与偏转角θ时，误差可达到+20%。所以对于十分重要的轴应采取更为可靠的计算 方法，详见材料力学。 在计算有过盈配合轴段的挠度时，应该将轴端和轮毂当作一个整体来考虑，即取轴上零件轮 毂的外径作为轴的直径。
轴的刚度计算
1.轴的刚度校核：
轴在载荷作用下，将发生弯曲和扭转变形。如果变形过大，将会影响轴上零件的工作。 例如，在电动机中，如果由于弯矩使轴所产生的挠度y过大，就会改变电机定转子间气隙的大 小，而影响电机的性能。 又如，内燃机凸轮轴受转矩所产生的扭角ϕ如果过大，就会影响气门启闭时间。 对于一般的轴径，如果由于弯矩所产生的转角θ过大，就会引起轴承上的载荷集中，造成不 均匀磨损和发热过度。轴上装齿轮的地方如有过大的转角，也会使轮齿啮合发生偏载。所 以，在设计机器时，常要提出刚度要求。
滑动轴承处 向心球轴承处 L-支撑间跨距 向心球面轴承处 y = 0.01-0.03 m 圆柱滚子轴承处 y = 0.02-0.05 m 圆锥滚子轴承处 mn、mt-齿轮法面及涡轮端面模数 安装齿轮处 表4 阶梯轴的当量直径dv计算公式 载荷作用于支点间 载荷作用于外伸端
传动轴的强度及刚度计算
•刚度条件
最 大 单 位 长 度 扭 转 角 θmax 不 超 过 许 用 的 单 位 长 度 扭 转 角
［θ］。即：
maxLT GmpaIx180[]
式中θ的单位为°/m。
精密机器的轴：［θ］=0.25～0.50(°/m)。
一般传动轴： ［θ］=0.50～1.00(°/m)。
②纵向线均倾斜了一角 度。
横截面不存在正应力，而仅有垂直于半径方向的切应力。
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
➢圆轴扭转的切应力与强度计算
T
O
max
T
max
横截面上任意一点的切应力与该点到轴心的距离成正比，其方向与半径 垂直，可以证明横截面上任意一点的切应力计算公式为：
τρ=Tρ/Ip
式中，Ip为横截面对圆心O点的极惯性矩，按下列公式计算：
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
3.2课题二：轴
3.2.1 轴的分类与材料 3.2.2 传动轴的强度和刚度计算 3.2.3 心轴的强度和刚度计算计算 3.2.4 转轴的强度设计
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
➢传动轴的概念与实例 ➢外力偶矩、扭矩与扭矩图 ➢圆轴扭转的切应力与强度计算 ➢圆轴扭转变形与刚度计算 ➢剪切与挤压的实用计算 ➢思考与练习
(a )
B1
C
A
2
1 5 0 0 N ·m
T1
(b )
1 2 2 0 0 0 N ·m
5 0 0 N ·m
T2 (c )
2 T ( N ·m )
B
C
5 0 0 N ·m
(d )
O
x
－ 1 5 0 0 N ·m
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算 解： (1) 计算梁上各段横截面上的扭矩。 因为是悬臂梁，可取截面的自由端部分BC段, 如图（b）所
第四章 轴心受力构件
第四章轴心受力构件§4-1 概述1、工程实例（假设节点为铰接，无节间荷载作用时，构件只受轴心力作用）（1）桁架（2）塔架（3）网架、网壳2、分类⑴按受力来分：①轴心受拉构件②轴心受压构件到某临界值时，理想轴心受压构件可能以三种屈曲形式丧失稳定。
(1) 弯曲屈曲构件的截面只绕一个主轴旋转，构件的纵轴由直线变为曲线，这是双轴对称截面构件最常见的屈曲形式。
如图4-2 (a)就是两端铰接工字形截面构件发生的绕弱轴的弯曲屈曲。
(2) 扭转屈曲失稳时构件除支承端外的各截面均绕纵轴扭转，图4-2 (b)为长度较小的十字形截面构件可能发生的扭转屈曲。
(3) 弯扭屈曲单轴对称截面构件绕对称轴屈曲时，在发生弯曲变形的同时必然伴随着扭转。
图4-2 (c)即T 形截面构件发生的弯扭屈曲。
图4-2 轴心受压构件的三种屈曲形式欧拉临界力和欧拉临界应力临界应力其中：——单位剪力时的轴线转角，；通常剪切变形的影响较小，忽略其对临界力或临界应力的影响。
E N E σ1222211γλπλπσ⋅⋅+⋅⋅==EAEAN cr cr1γ)(1GA βγ=这样，※上述推导基于材料处于弹性阶段，即，或。
（二）初始缺陷对轴心受压构件稳定承载力的影响 1. 残余应力的影响残余压应力对压杆弯曲失稳的影响： 对弱轴的影响比对强轴的影响要大的多。
稳定应力上限，弱轴：强轴：其中：，0＜＜1.0。
2．初弯曲的影响图4-3 考虑初弯曲的压力—挠度曲线图示压力—挠度曲线有如下特点：1有初弯曲时，挠度v 不是随着N 按比例增加；N 较小时，挠度增加较慢，N 趋于时，挠度增加较快，并趋向于无限大；2相同压力N 的作用下，压杆的初挠度值越大，杆件的挠度也越大；Ecr N EAlEI N =⋅=⋅=2222λππEcr cr E AN σλπσ=⋅==22pcr f E≤⋅=22λπσpp f E λπλ=≥322kEx crx ⋅⋅=λπσkEycry⋅⋅=22λπσ翼缘宽度翼缘弹性区宽度=k k E N3由于有的存在，轴心压杆的承载力总是低于，因此是弹性压杆承载力的上限。
钢结构 轴心受压构件
i
l0
(2)按照整体稳定的要求算出所需要的截面积 A=N／( f)， 同时利用附表3中截面回转半径和其轮廓尺寸的近似关 系，ix=1h和iy=2b确定截面的高度h和宽度b，选择型 钢型号或者确定组合截面尺寸。
i l0
N f A
型钢：ix , iy
组合截面：ix 1h, iy 2b
33
44
10 x x 10
10 10
验算整体稳定、刚度和局部稳定性 验算整体稳定、刚度和局部稳定性
==l xl/i/i=420/10.63=39.5<[ ]=150， xx x x x =420/10.63=39.5<[ ]=150， ==l yl/i/i=420/6.42=65.4<[ ]=150， yy y y y =420/6.42=65.4<[ ]=150，
轴心受压构件，当截面无削弱时，强度不必计算。
二、刚度计算： 保证构件在运输、安装、使用时不产生过大变形 1、受拉构件。
l 0 构件的计算长度；
i I 截面的回转半径； A
l0 [ ] i
l0x x [ ] ix
( 4 2)
[ ] 构件的容许长细比，其 取值详见规范或教
10203.44 N/mm2 f f 215N/mm2 2 10 203. N/mm2 215N/mm A 00778 6322 A . .778 63. .
翼缘宽厚比为 bb/t=(12.5－0.3)/1=12.2<10＋0.1×65.4=16.5 翼缘宽厚比为 1 1 /t=(12.5－0.3)/1=12.2<10＋0.1×65.4=16.5 腹板高厚比为 hh/t/t w=(24－2)/0.6=36.7<25+0.5×65.4=57.7 腹板高厚比为 0 0 w=(24－2)/0.6=36.7<25+0.5×65.4=57.7 构件的整体稳定、刚度和局部稳定都满足要求。 构件的整体稳定、刚度和局部稳定都满足要求。
主轴强度刚度等计算公式汇总及实例
主轴强度刚度等计算公式汇总及实例320185280177a b c 17078248500.921.121.122.9574.993.9926.51.35140269.39538.7814.801.0202.731.960.910.60.680.214.3253.664.31OK 12022C截⾯弯矩 M C =3.99×106Nmm解得：圆柱滚⼦轴承⽀反⼒：FA=22.96KN 调⼼滚⼦轴承⽀反⼒：Fc=75.0KN 转⼦部分的磁极重约为0.92KN 轴伸处飞轮重约为1.12KN额定转矩(扭矩)T N =1100Nm=1.1×106N㎜外1)调⼼滚⼦轴承⽀承中点C截⾯⼀、选材某种型号电机1.轴的结构设计和受⼒分析轴的结构尺⼨参见WYJ133-20-3受⼒分析：轴伸端上轴的最⼤载荷为50KN 弯曲疲劳极限τ-1≮185MPb 许⽤静应⼒［σ+］≮280MPa许⽤疲劳应⼒［σ-1］=177～213MPa ⼆、轴的强度计算40Cr HB284～322抗拉强度σb ≮700MP b 抗扭断⾯系数 W P =πd 3/16=538.78㎝3弯曲应⼒幅σa =M C /W=14.81MP a 切应⼒幅τm =τa =T N /(2W P )=1.02MP a 对称循环弯曲应⼒的平均应⼒σm =0屈服点σb ≮500MP b 弯曲疲劳极限σ-1≮320MPb 2.轴的C截⾯强度校算 (截⾯直径)抗弯断⾯系数 W =πd 3/32=269.39㎝3E截⾯弯矩M E =1.35×106N㎜2)轴伸端⽀承中点E截⾯弯矩, (E⾄受⼒点距离)S σ=σ-1/［K σσa /(βεσ)+ψσσm ］=4.32只考虑扭矩作⽤时的安全系数正应⼒有效应⼒集中系数K σ=2.73切应⼒有效应⼒集中系数K τ=1.96表⾯质量系数β=0.91尺⼨系数εσ=0.6,3.轴的E截⾯强度校算 (截⾯直径,键槽宽,⾼, )S τ=τ-1/［K ττa /(βετ)+ψττm ］=53.70ετ=0.68C截⾯安全系数 S=S σS τ/√S σ2+S τ2=4.31 >［S］=1.3～2.5即C截⾯是⾜够安全的平均应⼒折算系数ψτ=0.21只考虑弯矩作⽤时的安全系数168.74338.398.531.6302.731.960.910.60.70.217.5034.637.33OK8.1d1140l1101d2120l269.54.74E-07OKd1d2d3d4d5d6d76074120120152140140l1l2l3l4l5l6l715.51943432326.551.5M0M1M2M3M4M5M60 3.567.9217.7928.0633.6839.87M 0'M 1'M 2'M 3'M 4'M 5'M 6'08.4318.7742.172.挠度计算各轴段的直径和长度: ㎜各轴段弯矩: ×105N㎜在B处加单位⼒不从1N时引起轴上各段的弯矩:N㎜在D处加单位⼒不从1N时引起轴上各段的弯矩:N㎜>［S］=1.3～2.5即E截⾯是⾜够安全的三、轴的钢度计算1.扭转变形材料的切变模量 G=8.1×108MPa 轴受转矩作⽤的长度和外直径：㎜扭转⾓: T×10+6 ,G×10+8,抗弯断⾯系数 W =πd 3/32-bt(d-t)2/d=151.2㎝3抗扭断⾯系数 W P =πd 3/16-bt(d-t)2/d=320.9㎝3弯曲应⼒幅σa =M E/W=8.931MPa 只考虑扭矩作⽤时的安全系数S τ=τ-1/［K ττa /(βετ)+ψττm ］=53.70E截⾯安全系数 S=S σS τ/√S σ2+S τ2=4.31S σ=σ-1/［K σσa /(βεσ)+ψσσm］=4.32切应⼒幅τm =τa =T N /(2W P )=1.71MPa 对称循环弯曲应⼒的平均应⼒σm =0正应⼒有效应⼒集中系数K σ=2.73切应⼒有效应⼒集中系数K τ=1.96表⾯质量系数β=0.91尺⼨系数εσ=0.6,ετ=0.7平均应⼒折算系数ψτ=0.21只考虑弯矩作⽤时的安全系数[]6/0.25/~1/m m m φ<=M 00'M 01'M 02'M 03'M 04'M 05'M 06'07.1115.8335.5655.2965.8478'1+M '2'2+M '14. 2M 1+M 28.4335.6479.71106.9057.2124.165. 2M '2+M '116.8745.98103.1187.3046.7312.087. Ii*105 6.3614.72101.79188.578. (l i /I i )105 2.44E-05 1.29E-05 4.22E-06 4.22E-068.78E-07 1.41E-069.M 1×(4.)(8.)0.00E+00 1.64E+02 2.67E+028.03E+02 1.41E+02 1.14E+0210.M 2×(5.)(8.) 1.46E+02 4.70E+027.75E+02 1.03E+03 1.38E+02 6.77E+0111.=9.+10. 1.46E+026.34E+02 1.04E+03 1.84E+032.79E+021.82E+0212.=Σ11 4.12E+0313.y=Σ11/6E0.0032703750.034结论OK4. 2M '01+M '027.1130.0567.22126.41176.42209.685. 2M '02+M '0114.2238.7786.95146.14186.97221.847. Ii*105 6.3614.72101.79101.79262.03188.578. (l i /I i )105 2.44E-05 1.29E-05 4.22E-06 4.22E-068.78E-07 1.41E-069.M 1×(4.)(8.)0.00E+001.38E+022.25E+029.50E+024.34E+029.92E+0210.M 2×(5.)(8.) 1.23E+02 3.96E+02 6.53E+02 1.73E+03 5.53E+02 1.24E+0311.=9.+10. 1.23E+02 5.34E+028.78E+022.68E+039.87E+02 2.24E+0312.=Σ11 1.01E+0413.y=Σ11/6E 0.0080154660.034结论OKM 10'M 11'M 12'M 13'M 14'M 15'M 16'材料的弹性模量 E=2.1×105MPa 截⾯的惯性矩 I=πd 4/64,单位㎜4 D处挠度3.轴上调⼼滚⼦轴承⽀承中点C截⾯的偏转⾓计算在C截⾯处加单位⼒矩1N㎜时引起轴上各段的弯矩: N㎜4. 2M'11+M'120.090.390.86 1.62 2.26 2.695. 2M'12+M'110.180.50 1.11 1.87 2.40 2.847. Ii*105 6.3614.72101.79101.79262.03188.578. (l i/I i)105 2.44E-05 1.29E-05 4.22E-06 4.22E-068.78E-07 1.41E-069.M1×(4.)(8.)0.00E+00 1.77E+00 2.88E+00 1.22E+01 5.57E+00 1.27E+0110.M2×(5.)(8.) 1.58E+00 5.08E+008.38E+00 2.22E+017.09E+00 1.59E+0111.=9.+10. 1.58E+00 6.85E+00 1.13E+01 3.44E+01 1.27E+01 2.87E+0112.=Σ119.54E+0113.θC=Σ11/6E7.57078E-05rad0.05结论OK四、轴的临界转速（本电机转速低，可以不验算临界转速）五、键的强度计算假设压⼒在键的接触长度内均匀分布，则根据挤压强度或耐磨性的条件性计算，求得联接所能传递的转矩静联接键盘秘能伟递的⼒矩 T= 1/2 h＇l＇d〔σp〕MpaWYJ133WYJ103键规格22×1432×18h＇67l＇3948d120120〔σp〕8080T11232001612800T N11000002200000OK NO转⼦中点⾄左端⾯77.58d8120l826.5M7M813.550B 3A0D610.5441180.4558821AM07'M08'0.45882426.50210000 18857410 8.433824 182.5053.00 131.0026.50 188.57101.792.73E-06 2.60E-06 1.99E+03 1.87E+02 4.85E+020.00E+00 2.47E+03 1.87E+02 1。
传动轴强度和刚度计算
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
【例3-4】 一阶梯圆 轴如图 (a)所示 ，轴 上受到外力偶矩
M1=6 kN·m，
M2=4kN·m
M3=2kN·m ，轴材料
的许用切应力[τ ]
=60 MPa，试校核此
轴的强度。
例3-4图
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
【解】
(1) 绘制扭矩图如图 (b)所示。 (2) 校核AB段的强度。
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算 练习3.9图
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算 3. 10 练习3. 10图示出了螺栓受拉力F作用 ， 已知材料的许用
切应力[τ ] 和许用拉应力[ σ ] 的关系为[τ ] =0.6[ σ ] 。 试
求螺栓头高度h的合理比例。
练习3. 10图
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算 3.11 练习3.11图示出的铆钉联接中， 已知拉力F=20kN ， 板
例题3-3图
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算
解 (1) 计算外力偶矩M。
方向与轴的转向相同 方向与轴的转向相反
(2) 计算扭矩T。 由图(b)可得：
T1+MA=0 T1= -MA=- 143.24N·m
由图 (c)可得：
T2+MA-MB=0
T2=MB-MA=-47.75N·m
(3) 绘制扭矩图如图 (d)所示 。由图可知ห้องสมุดไป่ตู้，AB段所承受的扭矩 最大 ，其值为- 143.24 N·m。
(2) 按套筒的扭转强度求许可载荷。
取两者之中的较小值 ，此装置的许可扭矩为72.44N·m。
3.2.2 传动轴的强度和刚度计算 圆轴扭转变形与刚度计算
圆轴扭转时的变形采用两个横截面之间的相对转角φ来表示。
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320185280177a b c 17078248500.921.121.122.9574.993.9926.51.35140269.39538.7814.801.0202.731.960.910.60.680.214.3253.664.31OK 12022C截面弯矩 M C =3.99×106Nmm解得：圆柱滚子轴承支反力：FA=22.96KN 调心滚子轴承支反力：Fc=75.0KN 转子部分的磁极重约为0.92KN 轴伸处飞轮重约为1.12KN额定转矩(扭矩)T N =1100Nm=1.1×106N㎜外1)调心滚子轴承支承中点C截面一、选材 某种型号电机1.轴的结构设计和受力分析轴的结构尺寸参见WYJ133-20-3受力分析：轴伸端上轴的最大载荷为50KN 弯曲疲劳极限τ-1≮185MPb 许用静应力［σ+］≮280MPa许用疲劳应力［σ-1］=177～213MPa 二、轴的强度计算40Cr HB284～322抗拉强度σb ≮700MP b 抗扭断面系数 W P =πd 3/16=538.78㎝3弯曲应力幅σa =M C /W=14.81MP a 切应力幅τm =τa =T N /(2W P )=1.02MP a 对称循环弯曲应力的平均应力 σm =0屈服点σb ≮500MP b 弯曲疲劳极限σ-1≮320MPb 2.轴的C截面强度校算 (截面直径)抗弯断面系数 W =πd 3/32=269.39㎝3E截面弯矩M E =1.35×106N㎜2)轴伸端支承中点E截面弯矩, (E至受力点距离)S σ=σ-1/［K σσa /(βεσ)+ψσσm ］=4.32只考虑扭矩作用时的安全系数正应力有效应力集中系数K σ=2.73切应力有效应力集中系数K τ=1.96表面质量系数β=0.91尺寸系数εσ=0.6,3.轴的E截面强度校算 (截面直径,键槽宽,高, )S τ=τ-1/［K ττa /(βετ)+ψττm ］=53.70ετ=0.68C截面安全系数 S=S σS τ/√S σ2+S τ2=4.31 >［S］=1.3～2.5即C截面是足够安全的平均应力折算系数ψτ=0.21只考虑弯矩作用时的安全系数168.74338.398.531.6302.731.960.910.60.70.217.5034.637.33OK8.1d1140l1101d2120l269.54.74E-07OKd1d2d3d4d5d6d76074120120152140140l1l2l3l4l5l6l715.51943432326.551.5M0M1M2M3M4M5M60 3.567.9217.7928.0633.6839.87M 0'M 1'M 2'M 3'M 4'M 5'M 6'08.4318.7742.1722.5712.082.挠度计算各轴段的直径和长度: ㎜各轴段弯矩: ×105N㎜在B处加单位力不从1N时引起轴上各段的弯矩:N㎜在D处加单位力不从1N时引起轴上各段的弯矩:N㎜>［S］=1.3～2.5即E截面是足够安全的三、轴的钢度计算1.扭转变形材料的切变模量 G=8.1×108MPa 轴受转矩作用的长度和外直径： ㎜扭转角: T×10+6 ,G×10+8,抗弯断面系数 W =πd 3/32-bt(d-t)2/d=151.2㎝3抗扭断面系数 W P =πd 3/16-bt(d-t)2/d=320.9㎝3弯曲应力幅σa =M E /W=8.931MPa 只考虑扭矩作用时的安全系数S τ=τ-1/［K ττa /(βετ)+ψττm ］=53.70E截面安全系数 S=S σS τ/√S σ2+S τ2=4.31S σ=σ-1/［K σσa /(βεσ)+ψσσm ］=4.32切应力幅τm =τa =T N /(2W P )=1.71MPa 对称循环弯曲应力的平均应力 σm =0正应力有效应力集中系数K σ=2.73切应力有效应力集中系数K τ=1.96表面质量系数β=0.91尺寸系数εσ=0.6,ετ=0.7平均应力折算系数ψτ=0.21只考虑弯矩作用时的安全系数[]6/0.25/~1/m m m φ<=M 00'M 01'M 02'M 03'M 04'M 05'M 06'07.1115.8335.5655.2965.8478'1+M '2'2+M '14. 2M 1+M 28.4335.6479.71106.9057.2124.165. 2M '2+M '116.8745.98103.1187.3046.7312.087. Ii*105 6.3614.72101.79101.79262.03188.578. (l i /I i )105 2.44E-05 1.29E-05 4.22E-06 4.22E-068.78E-07 1.41E-069.M 1×(4.)(8.)0.00E+00 1.64E+02 2.67E+028.03E+02 1.41E+02 1.14E+0210.M 2×(5.)(8.) 1.46E+02 4.70E+027.75E+02 1.03E+03 1.38E+02 6.77E+0111.=9.+10. 1.46E+026.34E+02 1.04E+03 1.84E+032.79E+021.82E+0212.=Σ11 4.12E+0313.y=Σ11/6E0.0032703750.034结论OK4. 2M '01+M '027.1130.0567.22126.41176.42209.685. 2M '02+M '0114.2238.7786.95146.14186.97221.847. Ii*105 6.3614.72101.79101.79262.03188.578. (l i /I i )105 2.44E-05 1.29E-05 4.22E-06 4.22E-068.78E-07 1.41E-069.M 1×(4.)(8.)0.00E+001.38E+022.25E+029.50E+024.34E+029.92E+0210.M 2×(5.)(8.) 1.23E+02 3.96E+02 6.53E+02 1.73E+03 5.53E+02 1.24E+0311.=9.+10. 1.23E+02 5.34E+028.78E+02 2.68E+039.87E+02 2.24E+0312.=Σ11 1.01E+0413.y=Σ11/6E 0.0080154660.034结论OKM 10'M 11'M 12'M 13'M 14'M 15'M 16'材料的弹性模量 E=2.1×105MPa 截面的惯性矩 I=πd 4/64,单位㎜4 D处挠度3.轴上调心滚子轴承支承中点C截面的偏转角计算在C截面处加单位力矩1N㎜时引起轴上各段的弯矩: N㎜4. 2M'11+M'120.090.390.86 1.62 2.26 2.695. 2M'12+M'110.180.50 1.11 1.87 2.40 2.847. Ii*105 6.3614.72101.79101.79262.03188.578. (l i/I i)105 2.44E-05 1.29E-05 4.22E-06 4.22E-068.78E-07 1.41E-069.M1×(4.)(8.)0.00E+00 1.77E+00 2.88E+00 1.22E+01 5.57E+00 1.27E+0110.M2×(5.)(8.) 1.58E+00 5.08E+008.38E+00 2.22E+017.09E+00 1.59E+0111.=9.+10. 1.58E+00 6.85E+00 1.13E+01 3.44E+01 1.27E+01 2.87E+0112.=Σ119.54E+0113.θC=Σ11/6E7.57078E-05rad0.05结论OK四、轴的临界转速（本电机转速低，可以不验算临界转速）五、键的强度计算假设压力在键的接触长度内均匀分布，则根据挤压强度或耐磨性的条件性计算，求得联接所能传递的转矩静联接 键盘秘能伟递的力矩 T= 1/2 h＇l＇d〔σp〕MpaWYJ133WYJ103键规格22×1432×18h＇67l＇3948d120120〔σp〕8080T11232001612800T N11000002200000OK NO转子中点至左端面77.58d8120l826.5M7M813.550B 3A0D610.5441180.4558821AM07'M08'0.45882426.5021000018857410 8.433824182.5053.00131.0026.50188.57101.792.73E-06 2.60E-061.99E+03 1.87E+024.85E+020.00E+002.47E+03 1.87E+021。