《聯(lián)軸器疲勞強(qiáng)度的校核及分析》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《聯(lián)軸器疲勞強(qiáng)度的校核及分析（3頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、疲勞強(qiáng)度校核是聯(lián)軸器在交變載荷或頻繁啟停工況下的關(guān)鍵步驟，目的是確保聯(lián)軸器在長期使用中不會因疲勞而失效。聯(lián)軸器長期受交變載荷，需校核疲勞強(qiáng)度。先確定其承受的交變載荷大小、類型，借助材料S-N曲線獲取疲勞極限。再依據(jù)所選聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)，計算應(yīng)力集中系數(shù)等參數(shù)，通過公式算出疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，與許用值比較，判斷是否滿足要求 。以下是具體方法和示例： 一、 疲勞校核適用場景 交變載荷：如往復(fù)式壓縮機(jī)、沖壓機(jī)等。 頻繁啟停：每天啟停次數(shù)超過10次。 振動工況：存在周期性沖擊或振動。 高速旋轉(zhuǎn)：轉(zhuǎn)速接近聯(lián)軸器臨界轉(zhuǎn)速時易引發(fā)疲勞。 二、疲勞校核步驟 1.?確定疲勞載荷譜 若載荷波動規(guī)律已知，

2、需簡化成對稱循環(huán)（σm?=0）或非對稱循環(huán)（σm≠0）。若無詳細(xì)數(shù)據(jù)，可保守假設(shè)為對稱循環(huán)（R=?1）。 2.?獲取材料疲勞極限 聯(lián)軸器材料的對稱循環(huán)疲勞極限σ?1?（查手冊或?qū)嶒灁?shù)據(jù)）。例如：45鋼調(diào)質(zhì)處理，σ?1≈270MPa。 3.?計算修正疲勞極限 [σ?1]=σ?1/Kσ·ε·β 有效應(yīng)力集中系數(shù)Kσ： 由聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)決定（如鍵槽、螺紋孔）。 鍵槽處Kσ≈1.5～2.0，光軸Kσ=1。 尺寸系數(shù)ε：直徑越大，ε越?。ú楸?，例如直徑50mm時ε≈0.8）。 表面質(zhì)量系數(shù)β：拋光表面β≈1，粗糙表面β≈0.7～0.9。 4.?計算等效交變應(yīng)力 聯(lián)軸器薄弱部位應(yīng)力（如膜

3、片、螺栓、齒根）： σa=Tc·r/Ip或σa=Fa/ATc： 計算扭矩；r：應(yīng)力作用半徑；Ip：截面極慣性矩；Fa：交變力幅值；A：受力面積。 5.?應(yīng)用疲勞準(zhǔn)則 S-N曲線法（適用于高周疲勞）： σa≤[σ?1]/nfnf為疲勞安全系數(shù)（一般取1.5~2.5）。 Goodman準(zhǔn)則（考慮平均應(yīng)力σm）： σa/[σ?1]+σm/σb≤1/nf σb為材料抗拉強(qiáng)度。 三、示例計算 1.工況條件 聯(lián)軸器類型：膜片聯(lián)軸器（材料：不銹鋼304，σ?1=240MPa，σb=520MPa） 計算扭矩T?c=500 膜片厚度t=2mm，半徑r=50mm 表面粗糙度Ra 3.2

4、，每天啟停20次，安全系數(shù)nf=2.0 2.校核步驟 （1）修正疲勞極限：假設(shè)Kσ=1.8（膜片邊緣應(yīng)力集中），ε=0.85，β=0.9[σ?1]=240/1.8×0.85×0.9≈102Mpa （2）計算交變應(yīng)力： 膜片彎曲應(yīng)力（簡化為懸臂梁模型）：σa=6Tc/πrt2=6×500/（π×0.05×(0.002)?2）≈47.7MPa疲勞校核：σa?=47.7MPa≤[σ?1]/nf=102/2.0=51MPa(合格) 四、特殊聯(lián)軸器的疲勞破壞形式 聯(lián)軸器類型 典型疲勞失效部位 校核重點 膜片聯(lián)軸器 膜片邊緣裂紋 彎曲應(yīng)力?+?交變次數(shù) 齒輪聯(lián)軸器 齒根疲勞點蝕 接觸應(yīng)力?+?潤滑條件 萬向聯(lián)軸器 十字軸頸斷裂 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力?+?彎矩 梅花聯(lián)軸器 彈性體撕裂 剪切應(yīng)力?+?溫度老化 五、注意事項載荷譜簡化：實際載荷復(fù)雜時，可采用Miner累積損傷理論分段計算。材料數(shù)據(jù)來源：優(yōu)先采用實驗數(shù)據(jù)，若無則參考《機(jī)械設(shè)計手冊》或ISO標(biāo)準(zhǔn)。動態(tài)分析：高速聯(lián)軸器需校核臨界轉(zhuǎn)速避免共振。定期檢查：疲勞裂紋具有隱蔽性，需定期探傷或更換易損件。