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本帖最后由 沈石头 于 2012-8-15 16:43 编辑
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, k! t$ L* |, b+ a# J8 I/ k如上图所示的一个夹送辊子，无缝钢管+轴头焊接而成。辊子两端是安装在滚动轴承里的，相当于两端简支梁。在计算辊子挠度时，从外形结构上看是阶梯轴，按照机械设计手册上阶梯轴的挠度计算是要换算成当量直径的，但是从最大挠度的表达式中是看不到有关辊子截面轴惯性矩的尺寸，可见在计算当量直径的阶梯轴时是默认各段轴都是实心的，这与辊子中空的实际情况是不符的；另外关于简支梁的最大挠度计算公式中是有轴惯性矩的数据I，这是默认梁是等截面的。那么我目前这个中空的阶梯轴该选用哪个公式进行计算？急！求各路神仙救命！
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- M5 ^( R2 F/ j7 |' ?- d对辊子结构有建议的也可以提。多谢！
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补充下：刚刚想删这个帖的，实在没法删，所以补充，贻笑大方了。看过我前面的帖的大侠知道上面这个结构是用于钢板夹送的辊子，受很大的正压力，我前面所有的计算都是把这个辊子当简支梁来算，计算挠度的时候是取中间的辊身轴截面模量当简支梁受均布载荷计算。不过当时有考虑阶梯轴，算了个当量直径就放在那里没用上，今天检查才发现这个数据没用。刚刚请教了下，因为轴头距离比较短可以当简支梁算，整个辊身分段计算，然后叠加挠度，不用阶梯轴的算法算挠度。不过前辈指出来我这个结构当夹送辊是不行的，当当一般的传送带辊还差不多。轴端焊接的结构加载受弯后肯定变形严重，根本承受不了外加油缸提供的很大的正压力。要求做通轴，辊身中央焊个支承圈，通轴做台阶，台阶部分与这个支承圈的内圈紧配，这样加上两端的支承，辊身的负载就可以分布到三个支点上，两头支点的受力情况也要好很多。7 n1 j1 p$ T& w: n) x( r8 Q, _
通过这个设计我才明白公式是死的，结构是活的，公式能通过的数据，看似安全的尺寸，结构不合理也实现不了，很多公式都有默认的条件，发现不了就要出错了。
. k" a: z) { K1 C 如果有更好的辊身结构改造建议，请不吝赐教！
0 [! H) U: J4 P3 B% o" R6 ^. Q再补充：油缸推力12吨，辊身直径406mm,用28mm壁厚的无缝管，不包胶，（图上的包胶无视）轴头暂定160mm
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帖子的内容对不住标题了，抱歉了！
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2 X$ o: }( O5 e# ]- J, z" j最后补充：安照上面的分段求解，以辊身轴截面矩，辊子轴承位置当简支点，以支点间距离为全长，以支点距离作为均布载荷长度，以简支梁全长均布载荷的模型求出辊身中点挠度；同时求出辊身长度端点出的偏转角（弧度），以该端点到简支点距离为半径，近似以弧长为第二部分挠度，最后叠加得到要求的最大挠度0.28mm，通过仿真得到结果是0.29mm,误差是3.4％。 |
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发表于 2012-8-14 14:08:26
