轴的强度校核方法
第二章 轴的强度校核方法 常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3mm n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及] [r τ值见下表： 表1 轴的材料和许用扭转切应力 空心轴扭转强度条件为： d d 1 = β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 T τ[]T τ
根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm W 为危险截面抗扭截面系数(3mm )具体数值查机械设计手册~17. ][1σ为脉动循环应力时许用弯曲应力(MPa)具体数值查机械设计手册 2.2.3按弯扭合成强度条件计算 由于前期轴的设计过程中，轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置均已经确定，则轴上载荷可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。 一般计算步骤如下： (1)做出轴的计算简图：即力学模型 通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型及布置方式有关，现在例举如下几种情况： 图1 轴承的布置方式 当L e d L 5.0,1≤/=,d e d L 5.0,1/=>但不小于（~）L ，对于调心轴承e=0.5L 在此没有列出的轴承可以查阅机械设计手册得到。通过轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置，计算出轴上各处的载荷。通过力的分解求出各个分力，完成轴的受力分析。 ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca
起重吊耳标准
起重吊耳标准 文件管理序列号：[K8UY-K9IO69-O6M243-OL889-F88688]
COSCO (NANTONG) SHIPYARD CO.,LTD. 工艺技术文件 TECHNICAL DOCUMENT 工程名称 WORKS ITEM：起重吊耳选用标准 工号 WORKS NUMBER： 编制 ORGNIAZATION： 校对 PROOF-READING： 审核 CHECK BY：
起重吊耳选用标准 一．对吊耳制作与安装的工艺要求： 1）吊耳所用的钢材应具有良好的可焊性。焊接应采用碱性焊条（如J507焊条），焊脚尺寸应符合规定要求。 2）吊耳的孔眼宜采用钻孔。气割孔眼应磨光，以免损坏索具。 3）吊耳的安装位置应与分段的重心对称，以保持吊耳负荷的均衡和分段吊运的平稳。 4）吊耳的安装方向应与其受力方向一致，以免产生扭矩。 5）吊耳通常应布置在分段中纵、横构件交叉处，或至少布置在分段的一根刚性构件上。 6）吊耳安装处的船体内部构件应进行双面连续焊，连续焊范围约1m。吊耳及其安装处船体内部构件的焊接质量，均应作认真检查。 二．常用吊耳的形式与规格： 1）A型吊耳的形式和规格，见图1。此规格适用于屈服点为235N/mm2（24kgf/mm2）的钢材。 图1 吊耳厚度曲线 注：对于使用负荷超过10吨的A型吊耳要求开坡口深熔焊，使用负荷超过15吨的A型吊耳要求开坡口全焊透。 2）B型吊耳的形式和规格，见表1。 表1 B型吊耳的形式和规格
注：此表适用于屈服点为235N/mm2（24kgf/mm2）的钢材。 本吊耳仅对吊耳安装位置母材板厚较薄时选用，其它情况下不推荐使 用。 3）D型吊耳的形式和规格，见表2。 表2 D型吊耳的形式和规格 注：（1）此表适用于屈服点为：235N/mm2（24kgf/mm2）的钢材。
确定转炉最佳耳轴位置新方法概述
运用Solidworks、Excel软件确定耳轴最佳位置 汪峡蛟廖辉 江苏永钢集团有限公司江苏张家港 215600 摘要：耳轴最佳位置的确定首先是选取一个参考耳轴位置，计算新老炉的空炉重量、重心和空炉力矩，新老炉炉型在不同的倾动角度下的炉液重量、重心和炉液力矩，新老炉炉型摩擦力矩及新老炉在不同角度下的合成倾动力矩，从而对参考耳轴位置进行修正最后得出最佳耳轴位置。本文主要以50T氧气顶吹转炉为例子，运用Solidworks模拟钢水出钢确定不同位置钢水的重心，再运用Excel 计算出不同位置时转炉的各个力矩从而确定耳轴的最佳位置。通过对各种软件的综合运用可以大大简化设计过程，提高设计精度。 关键词: 耳轴位置、重心、力矩、Solidworks、Excel Abstract:Determine the best location for the first trunnion is to select a reference trunnion position, calculate the new and old furnace air furnace weight, center of gravity and air furnace moment, the old and new furnace furnace furnace liquid weight at different tilting angles, focus and furnaces fluid moment, the old and new furnace furnace friction torque and synthesis of old and new furnace tilting Moment at different angles, so that the reference position is corrected trunnion trunnion final optimum position. This paper mainly 50T BOF for example, the use of Solidworks simulation of molten steel in different locations to determine the center of gravity of molten steel, then use Excel to calculate the optimum position of each torque converter in different locations to determine the trunnion. Through the integrated use of various software can greatly simplify the design process and improve design accuracy. Keywords: trunnion position, center of gravity, torque, Solidworks, Excel
焊接吊耳的设计计算
焊接吊耳的设计计算 焊接吊耳的设计计算及正确使用方法 1. 目的 规范工程施工中吊耳的设计和使用，确保吊耳使用安全可靠， 保证安全施工。 2. 编制依据 《钢结构设计规范》(GB-1986) 3. 适用范围 我公司各施工现场因工作需要，需自行设计吊耳的作业。 4. 一般规定 4.1 使用焊接吊耳时，必须经过设计计算。 4.2 吊耳孔中心距吊耳边缘的距离不得小于吊耳孔的直径。 4.3 吊耳孔应用机械加工，不得用火焊切割。 4.4 吊耳板与构件的焊接，必须选择与母材相适应的焊条。 4.5 吊耳板与构件的焊接，必须由合格的持证焊工施焊。 4.6 吊耳板的厚度应不小于6mm，吊耳孔中心至与构件连接焊缝的距 离为1.5~2D(D为吊耳孔的直径)。 4.7 吊耳板与构件连接的焊缝长度和焊缝高度应经过计算，并满足要 求;焊缝高度不得小于6mm。 4.8 吊耳板可根据计算或构造要求设置加强板，加强板的厚度应小于 或等于吊耳板的厚度。 5 吊耳计算 5.1拉应力计算 如图所示，拉应力的最不利位置在A,A断面，其强度计算公式为: σ,N,S σ?,σ, 1
式中:σ――拉应力 N――荷载 S――A-A断面处的截面积 1 ,σ,――钢材允许拉应力 σ单位:N/mm2 δ ? 20 δ >20-40 δ >40-50 Q235 170 155 155 Q345 240 230 215 附:钢丝绳6×37,11.0,170,I 它的代表是什么?钢丝绳粗细是多少? 6股，每股37根绞成。外径11毫米。公称抗拉强度每平方毫米170公斤。钢丝的机械性能为I级。 吊装某一构件,重约55KN,现采用6*37钢丝绳作捆绑吊索,其极限抗拉强度为1700N/m?,求钢丝绳的直径. 1.捆绑吊索——钢丝绳有2根承重。则单根钢丝绳的载荷是55KN/2=27.5KN 取安全系数为4.5(6)(8)倍时，钢丝绳的最小破断拉力为27.5×4.5(或6)(或 8),123.75KN(或165KN)(或220KN) 经查GB20118-2006，6×37结构的纤维芯钢丝绳的破断拉力换算系数为0.295 则钢丝绳的直径为:D=((123.75×1000)/(0.295×1700))^0.5,15.7mm 同理，可以算出安全系数为6和8时的钢丝绳直径为:18.14和20.9mm 结论:当安全系数取4.5倍时，可采用……其他说明参见 2.根据国标规范6×37的钢丝绳的破断强度是4.5d×d 得出:1700N/m?,4.5d×d,19.4mm 得出钢丝绳直径为19.4mm 起重吊运钢丝绳的破断拉力慨约计算公式: 钢丝绳直径(mm)的平方乘以50等于破断拉力(公斤)
轴的强度计算
轴的强度计算 一、按扭转强度初步设计阶梯轴外伸端直径 由实心圆轴扭转强度条件 τ＝ 33102.09550?=n d P W T ρ≤［τ］ 式中，τ为轴的剪应力，MPa ；T 为扭矩，N ·mm ；ρW 为抗扭截面系数，mm 3；对圆截面，ρW ＝π3d /16≈0.23d ；P 为轴传递的功率，KW ；n 为轴的转速，r/min ；d 为轴的直径，mm ；［τ］为许用切应力，MPa 。 对于转轴，初始设计时考虑弯矩对轴强度的影响，可将［τ］适当降低。将上式改写为设计公式 d ≥ []3 33 32.0109550n P A n P =?τ (16.1) 式中，A 是由轴的材料和承载情况确定的常数。见表16.7；P 为轴传递的功率，KW ； n 为轴的转速，r/min ；d 为轴径，mm 。 注：1.轴上所受弯矩较小或只受转矩时，A 取较小值；否则取较大值。 2.用Q235、3SiMn 时，取较大的A 值。 3.轴上有一个键槽时，A 值增大4%～5%；有两个键槽时，A 值增大7%～10%。 可结合整体设计将由式(16.1)所得直径圆整为按优先数系制定的标准尺寸或与相配合零件(如联轴器、带轮等)的孔径相吻合，作为转轴的最小直径。 二、按弯扭组合强度计算 轴系结构拟定以后，外载荷和轴的支点位置就可确定，此时可用弯扭组合强度校核。如图16.39(a)，装有齿轮的传动轴，切向力P 作用在齿轮的节圆上，通过齿轮的受力分析(图16.39(b))，可知齿轮作用于轴上的是一个通过轴线并与之轴线垂直的力P 和一个作用面垂直于轴线的力偶PR m = (图16.39(c))。力P 使轴产生弯曲变形(图16.39(d))，力偶PR m =则产生扭转变形(图16.39(e))，所以此轴是弯扭组合变形。 分别考虑力P 与力偶m 的作用，画出弯矩图(图16.39(f))和扭矩图(图16.39(g))，其危险截面上的弯矩和扭矩值分别为 l Pab M = T ＝PR m = 危险截面上的弯曲正应力和扭转剪应力的分布情况如图(16.40(a))，由于C 、D 两点是危险截面边缘上的点，扭转剪应力和弯曲正应力绝对值最大，故为危险点，其正应力和剪应力分别为 σ=W M τ= ρ W T
API 吊耳强度计算公式
Padeye Strength Check Calculation Padeye Details吊耳参数 Padeye thickness (t)吊耳厚度20 mm Padeye outer radius ?吊耳外圆半径45 mm Hole size (φ）吊耳孔径35 mm Width at base (W)吊耳根部宽度120 mm Height of hole (h)吊耳孔高度100 mm Material材料Q235 Shackle (selected by Owner)选用钢丝绳参数 Shackle WLL 钢丝绳额定载荷 4 T >2T OK! Pin Diameter (d) 卸扣销子直径32 mm Allowable Stress许用应力 Yield point (δy)材料屈服极限235 MPa Allowable shearing stress (0.4δy)许用切应力94 MPa Allowable bearing stress (0.9δy)许用挤压应力211.5 MPa Allowable combined stress (0.6δy)许用组合应力141 MPa Design Load 设计载荷 SWL (Q) 额定载荷 2 T Force direction to horizontal plane (θ)载荷方向与水平面夹 60 degree 角 Dynnamic load Factor (Sf)动态载荷系数 2.0 Design load on padeye (F=Sf*Q*9.81*1000)吊耳设计载荷39240.00 N Vertical Force (Fv=F*sin(θ))垂直载荷33982.84 N In-plane horizontal force (Fh=F*cos(θ))16991.42 N Out-plane horizontal force (Fh0=0.05*9.81*Q*1000) 981.00 N Shearing stress (pin tearout) 剪切应力计算 Shear stress (fv=F/(2*(R-0.5φ)*t)吊耳承受的剪切应力35.7 MPa <94MPa OK! Bearing stress at hole 挤压应力计算 Bearing stress (fp=F/(d*t)吊耳承受的挤压应力61.3 MPa <211.5MPa OK! Combined stress at base 吊耳根部综合应力计算 Tension stress (ft=Fv/(W*t)吊耳根部拉应力14.2 MPa In-plane shearing stress (fv=Fh/(W*t)) 7.1 MPa Out-plane shearing stress (fvo=Fho/(W*t) 0.41 MPa In-plane bending moment (M1=Fh) 1699141.8 N.mm Out-plane bending moment (M2=Fh0*h) 98100 N.mm In-plane bending stress (fa=M1/(t*W^2/6) 35.4 MPa Out-plane bending stress (fa0=M2/(t*W^2/6) 12.26 MPa Combined stress at padeye base 42.1 MPa <141MPa OK! (f max=SQRT(ft^2+fa^2+fa0^2+3*(fv+fvo)^2)
炼钢转炉耳轴磨损修复标准手册
炼钢转炉耳轴磨损修复标准手册 关键词：炼钢转炉耳轴磨损，炼钢转炉耳轴修复，在线修复，索雷技术，标准手册 1.前言 索雷碳纳米聚合物材料应用技术在炼钢转炉耳轴磨损方面，是利用其本身特有的性能优势和工艺优势可实现在线修复，避免了因离线修复所带来的工作强度大，施工周期长，修复精度差，费用成本高等问题。碳纳米聚合物材料具备金属所不具备的“缓震”性能和高强抗压性能，完全满足转炉耳轴运行过程中所产生的震动冲击等受力要求。其特殊的修复工艺可以保证耳轴与轴承内圈的配合，避免了二次磨损的可能性。同时索雷在线修复工艺可满足修复后的同心度要求，保证传动轴正常运转。 2转炉耳轴轴磨损原因分析 炼钢转炉是一种低速重载的生产装置，主要由倾动式减速机组、炉体、耳轴及轴承等组成，耳轴轴承结构形式分为整体式和分体式。其轴承损毁是造成耳轴磨损的重要因素之一，当耳轴表面出现磨损后轴承内圈和轴摩擦而产生金属脱落，形成大小不同坚硬的金属颗粒，金属磨粒滞留在接触区域共同参与磨损因此轴承和耳轴表面造成严重的损伤。 （1）加工精度：对于部件之间的配合，其轴表面的热处理工艺，加工精度等对轴的使用寿命起决定性作用。一般来说，轴表面的光洁度越高、圆度越高，其与轴承内圈的表面配合面积越大，配合面受力更均匀，单位面积的受力越小，可有效延缓配合表面的金属疲劳。另外轴表面的热处理工艺同样非常重要，轴表面硬度和韧性适中，可有效保证轴的使用寿命。轴和轴承内圈之间的配合一般采取过盈配合，如果过盈量过大，则容易造成轴承游隙过小，轴承发热，加剧轴承的磨损；如果过盈量过小，那么轴承内圈和轴之间容易发生相对运动，造成轴的径向和轴向双向磨损，因此精密的加工精度也是决定轴使用寿命的重要因素之一； （2）部件疲劳磨损：金属的疲劳磨损不可以避免，但可以通过正确的维护手段来延缓
轴的强度校核方法
第二章 轴的强度校核方法 常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3mm n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及][r τ值见下表： T τn P A d 0≥[]T T T d n P W T ττ≤2.09550000≈3=[]T τ
空心轴扭转强度条件为： d d 1=β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 mm n P A d 36.15960 475.2112110min =?== 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min ' min =+?=+= 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： mm d d 4.3038*8.08.0' min ===电动机轴 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm W 为危险截面抗扭截面系数(3mm )具体数值查机械设计手册][7.1][≤1-0σσσ==W M ca
轴的强度校核方法
第二章 轴的强度校核方法 2.2常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3m m n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及][r τ值见下表： T τn P A d 0 ≥[]T T T d n P W T ττ≤2.09550000≈3=[]T τ
空心轴扭转强度条件为： d d 1 = β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=0.5-0.6 这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=2.475kw ，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 mm n P A d 36.15960 475 .2112110 min =?== 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min ' min =+?=+= 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： mm d d 4.3038*8.08.0' min ===电动机轴 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca
轴的强度计算与设计A
§11—4-1 轴的强度计算 一、按扭转强度条件计算 适用：①用于只受扭矩或主要承受扭矩的传动轴的强度计算； ②结构设计前按扭矩初估轴的直径d min 强度条 ： Mpa （11-1） 件 设计公式：mm （11-2） 轴上有键槽需要按一定比例修正：一个键槽轴径加大3～5%；二个键槽轴径加大7～11%。 ——许用扭转剪应力（N/mm2） C——轴的材料系数，与轴的材料和载荷情况有关。 对于空心轴：（mm）（11-3） ，d1—空心轴的内径（mm） 二、按弯扭合成强度条件计算： 条件：已知支点、扭距，弯距可求时 步骤： 1、作轴的空间受力简图（将分布力看成集中力，）轴的支承看成简支梁，支点作用于轴承中点，将力分解为水平分力和垂直分力； 2、求水平面支反力R H1、R H2作水平内弯矩图； 3、求垂直平面内支反力R V1、R V2，作垂直平面内的弯矩图； 4、作合成弯矩图；
5、作扭矩图； 6、作当量弯矩图； ——为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数。 ∵弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力 ∴与扭矩变化情况有关： ——扭矩对称循环变化 ——扭矩脉动循环变化 ——不变的扭矩 ，，分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用弯曲应力。 7、校核轴的强度——M emax处；M e较大，轴径d较小处。 Mpa (11-4) W——抗弯截面模量mm3，见附表11不同截面的W。 设计公式：（mm）（11－5） 如果计算所得d大于轴的结构设计d结构，则应重新设计轴的结构。 对于心轴：T=0，Me=M：转动心轴，许用应力用； 固定心轴，许用应力用——弯曲应力为脉动循环。 三、轴的安全系数校核计算 1、疲劳强度校核——精确计算（比较重要的轴） 要考虑载荷性质、应力集中、尺寸因素和表面质量及强化等因素的影响。根据结构设计选择Me较大，并有应力集中的几个截面，计算疲劳强度安全系数
车轴受力分析
基于日本标准的强度分析 采用日本JIS．E．4501铁道车辆车轴强度设计方法和JIS．E．4502铁道车辆车轴品质要求，对CRH2动车组非动力车轴进行疲劳强度计算和分析。 日本的车轴疲劳强度计算中考虑了车体振动引起的垂向和横向加速度对弯曲 应力的影响，不过动载荷系数的取法与欧洲有所不同，在欧洲标准中，一般垂向动态载荷系数α=O．25，横向动态载荷系数卢β=0．175， 日本标准中的动态载荷系数 日本JIS车轴的受力简图
然后通过相关资料找到 ZMA120型车非动力车轴参数如下表: d mm r mm j mm g mm a mm h mm x mm y mm l mm 202 840 2100 1493 170 1400 63 72 135
其中轴重为14t ，经换算得到W=137.2kn V Km/h Av Al W kn P kn Q0 kn R0 kn 80 0.42 0.20 137.2 27.44 18.29 41.17 100 0.52 0.24 137.2 32.93 21.93 49.41 120 0.62 0.28 137.2 38.42 25.61 57.64 轮座处得许用应力awb 取147Mpa ，该车轮处得弯矩、应力计算结果和安全系数列于下表 一 车轴的强度分析 (一)基于日本标准的强度校核 采用日本JIS ．E ．4501铁道车辆车轴强度设计方法和JIS ．E ．4502铁道车辆车轴 品质要求，对A 型080城轨车辆非动力车轴进行疲劳强度计算和分析。 日本的车轴疲劳强度计算中考虑了车体振动引起的垂向和横向加速度对弯曲 应力的影响，不过动载荷系数的取法与欧洲有所不同，在欧洲标准中，一般垂向 动态载荷系数为O ．25，横向动态载荷系数为0．175，它们与车辆的运行速度无关； 而日本标准中，动态载荷系数取决于运行线路和速度，具体的取值见下表。 日本标准中的动态载荷系数 线路状态 等级 速度V km/h αv αl 改进的高速 线 SA 200—350 0．0027v 0．030+0．00060 v 高速线A A 150-280 0．0027v 0．030+0．00085 v 改进的既有 线A A 60—160 0．0027v 0．040+0．0012 v <60 0.16 O ．11 既有线B B 60～130 0．0052v 0．060+0．0018 v
钢结构吊装-吊耳的计算
钢结构施工总结 ——钢结构吊装吊耳的选择 前言： 在钢结构吊装过程中，构件吊耳的计算、制作、形式的选择是一个很重要的环节。在以往的工程中构件吊装中吊耳的制作、选择并没有明确的理论依据和计算过程，常凭借吊装经验来制作吊耳，这样常常会出现大吊耳吊装小构件的现象，造成一些人力、物力等方面的资源浪费，而且未经计算的吊耳也会给吊装带来无法预计的安全隐患。因此，通过科学计算确定吊耳的形式是保证施工安全的重要条件。 由于吊耳与构件母材连接的焊缝较短、短距离内多次重复焊接就会造成线能量过大，易使吊耳发生突发性脆断。因此，吊耳与构件连接处焊缝的形式以及强度的计算对整个吊装过程同样起到决定性作用。 结合钢结构吊装的难点、重点以及形式的差别，同时为积累经验，适应钢结构在建筑市场的发展方向，现将吊耳形式的选择、制作安装、以及吊耳焊缝的计算做一下阐述。 一、钢结构构件吊耳的形式 钢结构构件的吊耳有多种形式，构件的重量、形状、大小以及吊装控制过程的不同都影响构件吊耳的选择。下面根据构件在吊装过程中的不同受力情况总结一下常用吊耳的形式：
图例1为方形吊耳，是钢构件在吊装过程中比较常用的吊耳形式，其主要用于小构件的垂直吊装（包括立式和卧式） 图例2为D型吊耳，是吊耳的普遍形式，其主要用于吊装时无侧向力较大构件的垂直吊装。这一吊耳形式比较普遍，在构件吊装过程中应用比较广泛。 图例3为可旋转式垂直提升吊耳，此吊耳的形式在国外的工程中应用比较多，它可以使构件在提升的过程中沿着销轴转动，易于使大型构件在提升过程中翻身、旋转。 图例4为斜拉式D型吊耳，此吊耳主要用于构件在吊装时垂直方向不便安装吊耳，安装吊耳的地方与吊车起重方向成一平面
转炉耳轴轴承的损坏与保护
转炉耳轴轴承的损坏与保护 发表日期：2006-11-4 阅读次数：258 我厂转炉设计公称容量为15t，改造后公称容量增加为30 t，倾动机构为半悬挂传动，耳轴轴承为双列调心滚子轴承，安装方式为一端固定一端游动。几年前曾经多次发生耳轴轴承损坏，而且更换较为困难，不仅造成经济损失，更重要的是影响生产比较严重。 1 转炉耳轴轴承的工作特点 耳轴轴承装置是转炉倾动的重要部分，支撑着包括炉体、液态金属、钢渣、托圈及其附件的全部重量、悬挂减速机的重量，在半悬挂倾动机构中转炉倾动时还要承受来自扭矩平衡装置的反作用力，还包括炉口刮渣时的刮渣力，加料时钢包及料斗的冲击力。其工作特点为高温重载、运转频繁，一般转动角度约在280°~290°以内，轴承零部件处于局部工作。此外工作时还受到严重的喷溅钢渣和灰尘的影响。 2 轴承损坏原因分析 轴承损坏通常有如下几种情况: 2.1 润滑不良 现在转炉耳轴轴承所采用的润滑剂3号锂基脂2%~3%二硫化钼的棍合润滑剂，国外也有用磷酸脂与二硫化钼的棍合润滑剂。如果清理加油不及时会造成润滑油流失，或在高温作用下干结，或由于水冷耳轴管路系统密封失效，造成冷却水进入轴承箱，将润滑油挤出造成缺油锈蚀。由于耳轴轴承的工作条件为高温重载，在润滑不良的状态下，轴承内部不能形成油膜，摩擦力急剧增大，导致轴承内部零部件之间发生胶合磨损，滚子或内外圈破裂、保持架断裂。 2.2 密封破坏 现在大型转炉耳轴密封一般采用球面密封结构，并在球面密封端盖与球面压紧环之间加装密封填料。但一般填料耐高温性能差，易在高温作用下风化失效，在转炉倾动时仍会有灰尘进入。中小型转炉一般采用钢火板、铜制密封环、羊毛毡的组合密封圈。这种密封形式结构简单、检修方便，但羊毛毡在高温下容易烧损，造成灰尘及钢渣进入轴承内部，破坏保持架，损坏轴承。2.3 托圈严重变形 一般球面调心轴承的最大偏斜角为士1 °30'。这个值是在静负荷作用下的允许偏斜角，实际设计时应取小些。考虑动负荷的作用，最大偏斜角度取士40′~士50′较为适合。如果托圈严重变形，耳轴挠曲过大，易造成轴承内圈外肩碎裂而破坏。 2.4 不正确的安装 由于安装不正确造成轴承损坏通常有以下几种情况: 2.4.1 不适当的径向间隙 轴承内部的径向间隙对轴承的工作效能有重要影响。径向间隙过大常导致不正常的噪声和震动，导致轴承寿命降低。而径向间隙不足，常会导致轴承过早发生破裂破坏。 过紧的安装将导致钢球与滚道接触表面产生较高的应力，在重载作用下，内外圈沟道出现明显剥落，有些钢球表面也出现明显剥落，沟道癖损的纹路都在两个沟道底部，并沿圆周扩展到整个360°。由于径向太紧使得钢球围绕一个严格的轴线旋转，结果每个钢球都被夹住，保持架断裂，轴承片死。 另外，在零件之间存在较大温差的情况下，轴承径向间隙也会发生变化。 2.4.2 不正确的轴向间隙 耳轴游动端轴承设计时应留有士25 mm~士80mm的游隙，但在温度影响下可能受限，不能在轴向游动，造成轴承片死。其原因是轴承座配合过紧或偏斜，任一原因都能阻止游动轴承在轴承座
