主轴颈EF处于扭转和两向弯曲的组合变形对危险截面11应用第三强度理论计算
3rσσ
其中
3
132
WD
π代入数据得到D≥4109mm实际取D42mm
综上曲轴颈直径d41mm主轴颈直径D42mm
33校核曲柄臂的强度
1设计hb
当h和b在题设范围内变化求解曲柄臂危险截面满足强度条件且截面面积h×b最小时的h和b即为hb的最佳值。具体求解可通过C程序得到计算机程序见52
通过程序可得最佳h6001mmb2399mm查P70表得α0258ν0767β02492求解危险点
曲柄臂的危险截面为矩形截面且受扭转、两向弯曲及轴力作用这里不计剪力QF的作用。为确定危险点的位置画出曲柄臂上的危险截面22应力分布图
f根据应力分布图可以判定处可能的危险点有1D2D3D三点。①对1D点进行力分析。由于1D
σ
222222Nxz
xz
FMMAWW222
66Fy
ez
FMMhbhbhb
8635Mpaσ所以1D点安全。
②对2D点进行应力分析。2D点有扭转切应力
τ
22
y
Mhb
α5853Mpa
2D点的正应力为轴向力和绕z轴的弯矩共同引起的即
σ
fσ2222NzzFMAW226Fyz
FMhbhb
4656MPa3rσ12561MPa
又
12561120
100120
46735所以2D点安全。
③3D点处于二向应力状态
1max076758534489MPaτντ
σ
2222NxxFMAW26Fye
FMhbhb
4105MPa3rσ9872MPaσ所以3D点安全。
综上1D2D3D三点都安全即危险截面强度足够。曲柄臂满足强度条件。
34校核主轴颈HH截面处的疲劳强度
曲轴材料为球墨铸铁QT4505即bσ450MPa端铣加工键槽车削加工表面查P369可得Kτ129β09438已知1τ180MParε078τψ005
2FH处只受扭转作用忽略键槽对抗扭系数的影响pW的影响
mi
τ
1xp
MW12
16x
MDπ3939MPamaxτ0r
mi
max
ττ∞即扭转切应力为脉动循环。
mmaxmi
119702
MPaτττ
maxmi
1
19702
aMPaτττ
f
1
am
rKτ
τττψτεβ
180
129
19700051970
07809438
537
2
所以HH截面处的疲劳强度足够。
由122
τττψτ∞
∞

解得FH的持久极限τ∞
34286MPa
构件的持久极限曲线
35运用能量法计算
yz运用图乘法求解yθ和zθ。
1求yθ在截面AA处施加单位力偶yM1弯矩图yM和单位力矩作用下的弯矩图yM如下
Myw
f441294142101501022911756464DEIE
Pamππ441294341101501020806386464dEIE
Pamππ39312
34
150100249600123991012183482121027
pEhbGIGhbPamββμ1
11
iciiciyiipMMEIGIωωθ∑∑118811MMEIωω334555673
1MMMMEIωωωω22771p
MMGIωω1131212891000523×310rad2求zθ在截面AA处施加单位力偶zMr