【正文】 0?a?mADGCMNM2’N2’H疲勞區(qū)靜強度區(qū)靜強度區(qū)：疲勞區(qū)：如果工作應力點在極限應力曲線以內(nèi)，說明零件是合格，不會失效。 K?只對變應力有影響，對靜應力無影響，和疲勞強度有關，與只對變應力有影響，對靜應力無影響，和疲勞強度有關，與靜強度無關靜強度無關 。尺寸與形狀的影響 尺寸效應對疲勞強度的影響，用尺寸系數(shù) ??來考慮。這就是說，工作應力為 N點時，首先可能發(fā)生的是屈服失效，故只需進行靜強度計算，其強度計算式為： 分析圖 6得知，凡是工作應力點位于 OGC區(qū)域內(nèi)時，在循環(huán)特性等于常數(shù)的條件下，極限應力統(tǒng)為屈服極限，都只需進行靜強度計算。材料中發(fā)生的應力如處于 OA?G?C區(qū)域以內(nèi)，則表示不發(fā)生破壞； 直線 A?G?的方程，由已知兩點坐標 A?（ 0， ?－ 1）及 D?（ ?0/2，?0/2）求得為（疲勞區(qū)）：＋=?0 t?1?0 t?a??0 t???m?令??— 試件的材料特性（等效系數(shù)、折算系數(shù)）；直線 G?C方程為（靜強度區(qū)）： 下面推導非對稱循環(huán)變應力時機械零件的疲勞強度計算式： 在極限應力線圖的坐標上即可標示出相應于 ?m及 ?a的一個工作應力點 M（或者 N）見圖 5。 在作材料試驗時，通常是求出對稱循環(huán)及脈動循環(huán)的疲勞極限 ?－ 1及 ?0，把這兩個極限應力標在 ?m— ?a坐標上（圖 23）。 在有限壽命區(qū)的疲勞曲線上， NN0所對應的各點的應力值，為有限壽命條件下的疲勞極限。二、分析與思考題什么是變應力的應力比 r？靜應力、脈動循環(huán)變應力和對稱循環(huán)變應力的 r值各是多少？332 靜應力 r靜 =＋ 1 ； 脈動循環(huán) r脈 =0 ；對稱循環(huán)變應力 r=1 。（ 1） ?a = － ， ?m = ；（ 2） ?a = ， ?m = ；（ 3） ?a = ， ?m = － ；（ 4） ?a = － ， ?m = －。FaFaFraAFrM?b彎曲應力??a0 t?m100150400?0 t?a?0 t?m＋ = 穩(wěn)定循環(huán)變應力R=－ 1對稱循環(huán) R=＋ 1靜應力解：例 4 如圖示旋轉(zhuǎn)軸，求截面 A上 ?max、 ?min、 ?a、 ?m及 r。??a0 t?max?m?min??a0 t?max?m?min圖 22穩(wěn)定循環(huán)變應力 圖 22給出了一般情況下穩(wěn)定循環(huán)變應力譜的應力變化規(guī)律 。六、要求 以聽課為主，自學為輔，考試內(nèi)容以講課和要求自學的為主，答疑兩周一次，具體時間待定。機械零件的失效形式整體斷裂過大的殘余變形腐蝕、磨損和接觸疲勞機械零件的工作能力強度剛度機械零件計算準則強度準則：剛度準則 ：壽命準則：（表示耐磨程度）壽命（耐磨性、耐腐蝕性） 下面我們以設計千斤頂立柱為例，來說明機械零件的設計步驟：dl車自重 W=2023kg=2噸?s為屈服極限由此可求出 d；其中 Smin根據(jù)工作環(huán)境來定。一、 機械（機器）的組成二、機械設計步驟三、零件的設計步驟四、課程的主要內(nèi)容五、課程的特點六、學習要求七、達到的水平（國家教委制定）一、機械（機器）的組成一、機械（機器）的組成我們以洗衣機為例，來說明機械的組成：電動機進水排水渦輪皮帶傳動控制部分：正轉(zhuǎn)時間 反轉(zhuǎn)時間圖 1 洗衣機機構(gòu)示意圖圖 2 機械（機器）的組成（按功能分）原動機 傳動機 工作機輔助系統(tǒng)控制系統(tǒng)? 原動機部分 是驅(qū)動整部機器以完成預定功能的動力源；? 執(zhí)行部分 是用來完成機器預定功能的組成部分；? 傳動部分 是把原動機的運動形式、運動及動力參數(shù)轉(zhuǎn)變?yōu)閳?zhí)行部分所需的運動形式、運動及動力參數(shù)。單 缸雙 缸滾 筒模糊控制自適應控制雙?？刂萍夹g設計目的：確定機械中各個零部件的結(jié)構(gòu)尺寸（量化）繪圖、對方案具體實施，出圖。 綜合性比較強。變應力循環(huán)變應力（周期）穩(wěn)定不穩(wěn)定循環(huán)變應力簡單復合對 稱脈 動非對稱隨機變應力（非周期）周 期t?b）不穩(wěn)定循環(huán)變應力尖峰應力C）隨機變應力圖 21變應力的分類b）若變化幅度也是按一定規(guī)律周期性變化如圖 21b所示，則稱為不穩(wěn)定循環(huán)變應力。例 1 已知： ?max=200N/mm2， r =－ ，求： ?min、 ?a、 ?m。34發(fā)動機連桿橫截面上的應力變化規(guī)律如圖所示，則該變應力的應力比 r為 。（ 1）不足；（ 2）剛好滿足要求；（ 3）足夠。 在作材料試驗時，常取一規(guī)定的應力循環(huán)次數(shù) N0，稱為循環(huán)基數(shù)，把相應于這一循環(huán)次數(shù)的疲勞極限，稱為材料的持久疲勞極限，記為 ?－ 1（或 ?r）。 （ 1） N=N0 （ 2） N=106解： N0=107N=106?1=268300346?N240當 時：將會失效。 橫軸上任何一點都代表應力幅等于零的應力，即靜應力。因為： 因此，在圖 6中，從坐標原點引射線通過工作應力點 M（或 N），與極限應力曲線交于 M1?（或 N1?），得到 0M1?（或 0N1?），則在此射線上任何一個點所代表的應力循環(huán)都具有相同的循環(huán)特性。六、影響疲勞強度的因素應力集中的影響定義：幾何形狀突然變化產(chǎn)生的應力。 ?q— 強化系數(shù)，可以加大極限應力， 見表 17 。過 C點 (?s=920, 0)與橫坐標成135? 作直線，與 AD的延長線相交于 G，則直線化的極限應力圖為 ADG。根據(jù) ?—N 曲線，可以找出僅有 ?1作用時使材料發(fā)生疲勞破壞的應力循環(huán)次數(shù) N1。 通過大量的試驗，可以有以下的關系：說明 Miner法則有一定的局限性。其疲勞破壞條件可近似地直接用橢圓方程表示：?a?10 ?a?1m(?a?,?a?)n(?a,?a)AB圖 211 復合應力時的極限應力線圖對于鋼材，經(jīng)過試驗得出的極限應力關系式為： 由于是對稱循環(huán)變應力，故應力幅即為最大應力。2）3）第二章 機械零件的疲勞強度設計（習題續(xù)）一、選擇題21． 45鋼的持久疲勞極限 ?1=270Mpa，設疲勞曲線方程的冪指數(shù)m=9，應力循環(huán)基數(shù) N0=5106次，當實際應力循環(huán)次數(shù) N=104次時，有限壽命疲勞極限為 Mpa。25．在圖示設計零件的 ?m— ?a極限應力簡圖中，如工作應力點 M所在的 0N線與橫軸間夾角 ?=45?，則該零件受的是 。（ 1） M1；（ 2） M2；（ 3） M3（ 4） M4；045? 135??a?mAGCM45?M1 M2M3M423210． 28題中若對零件加載的過程中保持平均應力 ?m等于常數(shù)。（ 1） 。（ 1） ；（ 2） ；（ 3） ；（ 4） ；217． 45鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)后的疲勞極限 ?1=300Mpa，應力循環(huán)基數(shù)N0=5106次，疲勞曲線方程的冪指數(shù) m=9，若用此材料做成的試件進行試驗，以對稱循環(huán)應力 ?1=450Mpa作用 104次， ?2=400Mpa作用 2104次，再以 ?3=350Mpa作用于此試件，直到它破壞為止，試件還能承受的應力循環(huán)次數(shù)為 次。由于層與層之間速度不同，于是形成各油層間的相對滑移，在各層的界面上就存在有相應的剪應力。 為此，首先討論圖 38中相對運動的平板完全被一層油膜分開的情形。則進入此楔形空間的過剩油量，必將由進口 a及出口 c兩處截面被擠出，即產(chǎn)生一種因壓力而引起的流動。d）有足夠充足的供油量。37 動力粘度 ?的國際單位制 (SI)單位為 。傳動：起傳動作用的螺紋 。表 91圖緊定螺釘聯(lián)接（平底）書 P202表 91圖緊定螺釘聯(lián)接（帶頂尖）書 P202圖 94 將機架固定在地基上，坑里放石子、水泥，等干后，對好孔擰緊后就固定住了。QpSPFmax=?螺栓組受力分析 —— 求 Fmax 。（ 1）增強聯(lián)接的可靠性和緊密性；（ 2）增加被聯(lián)接件的剛性；（ 3）減小螺栓的剛性；有一汽缸蓋螺栓聯(lián)接，若汽缸內(nèi)氣體壓力在 0～ 2Mpa之間循環(huán)變化，則螺栓中的應力變化規(guī)律為 。 假設各螺栓所需要的預緊力均為 Qp，螺栓數(shù)目為 z，則其平衡條件為（靠摩擦力與外載荷平衡）：ks—— 防滑系數(shù)， ～ 。在圖中左邊距底板翻轉(zhuǎn)軸線最遠的螺栓 1和 10的工作拉力最大，為： 一般來說，其他型式的螺栓受力也可這樣分析，其中有些還是上述四種的特例或組合。用平行四邊形法則，預緊力小。例如起重吊鉤等的螺紋連接均屬此類。此時，螺栓和被聯(lián)接件都不受力，因而也不產(chǎn)生變形。因而，總壓縮量為?m?=?m－ ??。力變形Qp?b?b力變形Qp?m?m 如圖 920d所示，當聯(lián)接承受工作載荷 F時，螺栓的總拉力為 Q，相應的總伸長量 ?b+??；被聯(lián)接件的壓縮力等于殘余預緊力 Qp?，相應的總壓縮量為 ?m?=?m－ ??。梁的厚度為 25mm，搭板厚度為 15mm，梁上的橫向靜載荷 F∑=40kN， 梁與搭板接合面之間的摩擦因數(shù) f=，取過載系數(shù) Kf=，裝配時不控制預緊力，試分別按鋼制普通螺栓連接和鋼制鉸制孔用螺栓連接設計此連接，并確定連接件的規(guī)格。（ 1）第一強度理論；（ 2）第二強度理論；（ 3）第三強度理論；（4）第四強度理論；1當采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接承受橫向載荷時，螺栓桿受到 作用。螺栓。力變形Qp?b?b?m?m??QFQp?0～ F螺栓中總拉力的變化螺栓工作拉力的變化圖 517承受軸向變載荷的螺栓聯(lián)接 如圖 921所示，當工作拉力在 0～ F之間變化時，螺栓所受的總拉力將在 Qp～ Q之間變化，則螺栓危險剖面的最大拉應力為：?0/2045? 45??a?mA?D?G?C45?試件零件?1?1/K?(?0/2,?0/2)(?0/2,?0/2K?) r=C?m=C?min=C0?a?mADGCMNM3180。（ 1） ； （ 2） ； （ 3） ；（ 4） ；9 承受橫向載荷或旋轉(zhuǎn)力矩的緊螺栓聯(lián)接，該聯(lián)接中的螺栓 。由圖 920可得：式中 Cb、 Cm分別表示螺栓和被聯(lián)接件的剛度。 Qp?稱為殘余預緊力。此時，螺栓受預緊力 Qp的拉伸作用，其伸長量為 ?b。如圖 918所示，當聯(lián)接承受工作載荷 F時，螺栓所受的工作拉力為 F，則螺栓危險截面的拉伸強度條件為：F??（拉應力）或式中： d1—— 螺栓危險截面的直徑， mm； [?]—— 螺栓材料的許用應力， Mpa；b)只受預緊力 緊螺栓聯(lián)接裝配時，螺母需要擰緊，在擰緊力矩作用下，螺栓除受預緊力 Qp的拉伸而產(chǎn)生拉伸應力外，還受螺紋摩擦力矩 T1的扭轉(zhuǎn)而產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)剪應力，使螺栓處于拉伸與扭轉(zhuǎn)的復合應力狀態(tài)下。例題 4 試分析圖示電動機螺栓聯(lián)接中受哪幾種基本載荷？RVHHVMHVVMVHHT解：左、右翻，前、后翻。例題 1 平行，均勻分布?F支架 吊環(huán)解：例題 2 某鋼制吊架用螺栓組固定在水平鋼梁上，螺栓組由四個普通螺栓組成。因此，每個螺栓所受的橫向工作剪力為：z—— 螺栓數(shù)目；受轉(zhuǎn)矩的螺栓組聯(lián)接Tr1r3r4 r2QpfQpf松配Tr1r3r4 r2QpfQpf緊配機架地基A）松配 當采用普通螺栓時，靠聯(lián)接預緊后在結(jié)合面間產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩 T。 進行螺栓組受力分析的目的是：求出受力最大的螺栓及其所受的力。（ 1）三角形螺紋；（ 2）梯形螺紋；（ 3）鋸齒形螺紋；（ 4）矩形螺紋；在常用的螺紋聯(lián)接中，自鎖性最好的螺紋是