疲劳强度安全系数

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注塑机筒疲劳强度计算的设计准则

2023年第49卷·71·作者简介：袁卫明（1971-），男，本科，正高级工程师，副总工程师，现从事塑料注射成型机研发设计。

收稿日期：2023-07-200　引言注塑机机筒是注射机构中的重要零部件，在工作中其要承载注射高压的冲击，当前注塑机的注射压力已从传统的170 MPa 发展到270 MPa 以上。

面对机筒在高压和超高压中出现的失效现象，沿用传统的注塑机筒强度理论[1]，不能圆满解释机筒失效的实际现象。

本文从厚壁圆筒的弹塑性力学理论[2]分析研究注塑机筒的工作特性，阐述以往用弹性力学角度分析研究机筒强度的局限性，提出了符合实际的注塑机筒疲劳强度的设计准则，并用实例加以论证。

1　厚壁圆筒1.1　厚壁圆筒的应力分析根据厚壁圆筒体[3]的应力变形特点，我们假设将厚壁圆筒看成是由许多个薄壁圆筒相互连在一起所组成，如图1所示，当厚壁圆筒内径承受内压力后，其组成的各层薄壁圆筒由里至外逐步受力，其变形受到里层薄壁圆筒的约束和受到外层薄壁圆筒的限制，因此各个单元薄壁圆筒体都会受到内外侧变形的约束和限制所引起的均布压力作用，从里往外各层薄壁圆筒体的变形被受到的约束和限制是不同的，环向应力沿壁厚方向分布是不均匀的，这是厚壁圆筒形变和应力的一个基本特点。

厚壁圆筒应力、应变的另一个特点是：由于厚壁圆筒是由多个薄壁圆筒组成，在多层材料变形的相互约束和限制下，沿径向方向产生了径向应力，沿壁厚方向径向应力分布是不均匀的。

厚壁圆筒和薄壁圆筒注塑机筒疲劳强度计算的设计准则袁卫明，成明祥(德清申达机器制造有限公司，浙江湖州 313205)摘要：传统注塑机筒强度设计理论未能合理解释回答在实际中产生的一些失效现象问题，对比厚壁圆筒的力学分析，确认判断注塑机筒沿用以往的设计理论具有局限性和适用范围。

通过引用分析目前在厚壁圆筒中较常用的弹塑性强度理论设计观点，结合实例，提出了符合实际的注塑机筒强度理论的设计准则。

电机转轴疲劳计算

电机转轴疲劳计算一、引言：疲劳强度安全系数校核的目的时校核轴对疲劳破环的抵抗能力，它是在经过轴的初步计算和结构设计后，根据其实际尺寸，承受的弯矩、转矩图、考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素及轴材料的疲劳极限，计算轴的危险截面处的安全系数值是否满足需用安全系数值。

危险截面安全系数S的校核公式应力幅及平均应力计算公式许用安全系数SP注：如果轴的损坏会引起严重事故，p S 值应适当加大。

二、基本数据：额定功率：1500KW; 转轴材料：35CrMoσS ——只考虑弯矩作用时的安全系数p S =1.5~1.8（许用安全系数）1-σ=320MPa （对称循环下的材料弯曲疲劳极限）1-τ=185 MPaτσK K ,=1.99,1.61;013.0,5.7==-drr d D β=1τS ——只考虑扭矩作用时的安全系数τσεε,=0.54，0.60（绝对尺寸影响系数）τσψψ,=用车削状态，0.34（弯曲）、0.30（拉压）、0.21(扭转) 三、通过有限元ANSYS 来确定最危险截面：建立转轴横向截面，要求将圆角与倒角按实际建立，轴承支撑处进行约束，在模型中，对转轴铁心位置处施加单位载荷，进行静力分析。

通过显示mises 应力云图，得到弯曲状态下最危险截面为靠近轴承处，φ150与φ165的过渡面位置；扭转状态下，其最危险截面应为与联轴器把合处，但本文考虑转轴本体，故认为扭转状态的危险截面与弯曲状态危险截面一致。

铁心处施加均布荷载应力分布图四、经典公式计算：1、假设循环特性为对称循环：m a σσ,——0.42MPa,0MPam ττσ,——12MPa,0MPa代入公式：206034.042.054.0199.13201=⨯+⨯⨯=+=-ma K S σψσβεσσσσσ745.5021.01260.0161.11851=⨯+⨯⨯=+=-ma K S τψτβετττττpPS S S S S S S ≥=+⨯=≥+=74.5745.5206745.52062222τστσ2、假设循环特性为脉动循环m a σσ,——0.21MPa,0.21MPam ττσ,——6MPa,6MPa代入公式：7.37821.034.021.054.0199.13201=⨯+⨯⨯=+=-m a K S σψσβεσσσσσ66.10621.0660.0161.11851=⨯+⨯⨯=+=-ma K S τψτβετττττpPS S S S S S S ≥=+⨯=≥+=65.1066.107.37866.107.3782222τστσ综上，考虑到转轴在有弯矩和扭矩综合作用下，其安全系数远大于许用安全系数，转轴设计符合疲劳强度要求。

按疲劳强度计算安全系数轴的疲劳强度许用安全系数

产生共振时，轴的转速称为临界转速。
刚性轴 n<nc1，n<(0.75~0.8) nc1
挠性轴 n>nc1，1.4 nc1 ≤n≤0.7 nc2
一阶临界转速二阶临界转速
THE END
1 轴上零件的布置
8-3 轴的结构设计
三、改善轴的受力情况
8-3 轴的结构设计
三、改善轴的受力情况
2 减轻轴的应力集中
1）相邻轴段直径相差不宜过大
8-3 轴的结构设计
三、改善轴的受力情况
2）轴肩过渡圆角应大
8-3 轴的结构设计
三、改善轴的受力情况
3）在轴上或轮毂上开减载槽
8-3 轴的结构设计三、按疲劳强度计算安全系数三、按疲劳强度计算安全系数
已知：轴的结构和尺寸、轴所受各力、轴承跨距、过渡圆角、表面粗糙度、轴毂配合计算：轴的强度用于重要的轴，计算精度高且复杂
8-4 轴的强度计算
三、按疲劳强度计算安全系数轴的疲劳强度许用安全系数
计算安全系数
S ca
S ×S [S ] 2 2 S S
三、改善轴的受力情况
4）肩环
5）凹切圆角
8-3 轴的结构设计
三、改善轴的受力情况
6）柔性轮毂
8-3 轴的结构设计
三、改善轴的受力情况
7）盘铣刀开键槽
8-3 轴的结构设计
三、改善轴的受力情况
8)轴上尽量避免开横孔，若不可避免应将孔端倒角，提高表面粗糙度等级。
9）避免在轴上打印
8-3 轴的结构设计
3.轴的结构设计
4.轴的强度校核 5.轴的刚度、振动稳定性计算
8-2 轴的材料
一、轴的材料要求
8-2 轴的材料
对轴材料的要求:

疲劳强度设计

疲劳强度设计对承受循环应力的零件和构件，根据疲劳强度理论和疲劳试验数据，决定其合理的结构和尺寸的机械设计方法。

机械零件和构件对疲劳破坏的抗力，称为零件和构件的疲劳强度。

疲劳强度由零件的局部应力状态和该处的材料性能确定，所以疲劳强度设计是以零件最弱区为依据的。

通过改进零件的形状以降低峰值应力，或在最弱区的表面层采用强化工艺，就能显著地提高其疲劳强度。

在材料的疲劳现象未被认识之前，机械设计只考虑静强度，而不考虑应力变化对零件寿命的影响。

这样设计出来的机械产品经常在运行一段时期后，经过一定次数的应力变化循环而产生疲劳，致使突然发生脆性断裂，造成灾难性事故。

应用疲劳强度设计能保证机械在给定的寿命内安全运行。

疲劳强度设计方法有常规疲劳强度设计、损伤容限设计和疲劳强度可靠性设计。

简史19 世纪40 年代，随着铁路的发展，机车车轴的疲劳破坏成为非常严重的问题。

1867年，德国A.沃勒在巴黎博览会上展出了他用旋转弯曲试验获得车轴疲劳试验结果，把疲劳与应力联系起来，提出了疲劳极限的概念，为常规疲劳设计奠定了基础。

20 世纪40 年代以前的常规疲劳强度设计只考虑无限寿命设计。

第二次世界大战中及战后，通过对当时发生的许多疲劳破坏事故的调查分析，逐渐形成了现代的常规疲劳强度设计，它非但提高了无限寿命设计的计算精确度, 而且可以按给定的有限寿命来设计零件,有限寿命设计的理论基础是线性损伤积累理论。

早在1924年，德国A.帕姆格伦在估算滚动轴承寿命时，曾假定轴承材料受到的疲劳损伤的积累与轴承转动次数（等于载荷的循环次数）成线性关系，即两者之间的关系可以用一次方程式来表示。

1945 年，美国M.A. 迈因纳根据更多的资料和数据,明确提出了线性损伤积累理论，也称帕姆格伦-迈因纳定理。

随着断裂力学的发展，美国 A.K. 黑德于1953 年提出了疲劳裂纹扩展的理论。

1957年，美国P.C.帕里斯提出了疲劳裂纹扩展速率的半经验公式。

带式输送机阻力和安全系数

浅谈带式输送机的阻力和安全系数摘要：输送胶带在运转过程中，我们为了更能优化胶带机的启动，考虑到输送机在运行中的阻力和安全系数，这两大因素，要认真、合理选取。

关键词：托辊旋转阻力压陷阻力动态安全系数稳态安全系数疲劳强度安全系数在煤矿生产能力的逐步提高，运输系统也是需要跟上生产规模的发展，同时胶带输送机的各驱动部件技术性能的进步为我们煤矿向长距离、大型化发展奠定了基础。

我们在设计、使用胶带机的时候都想办法减小运行阻力，合理确定胶带输送机的安全系数，以优化胶带输送机的启动、制动。

在这方面我们注意以下几个方面：一、使用精度较高的托辊和高性能的胶带以减小阻力胶带输送机的阻力主要是由托辊旋转阻力和输送带前进的阻力组成的。

研究表明：托辊旋转阻力和输送带前进的阻力占主要阻力的50%～85%，平均为70%。

以我矿北翼胶带为例，所使用的是35o 槽角前倾偏置托辊组和平行下托辊组、v形下托辊组。

我们使用的胶带是上覆盖胶为8mm下覆盖胶6mm，带宽1200mm的钢丝绳芯输送带，强度为2000n/mm。

脱棍使用了高性能的轴承和密封圈，有效的减低了托辊的旋转阻力，同时采用两组托辊相距1.5米，有效的支承输送带，使输送带的垂度不超过限定值以减小阻力；胶带的芯胶和面胶使用抗阻然的新材料，既有了好的成槽性，同时减小了胶带的压陷阻力。

由于总阻力计算公式为：fu=cflg[qro+qru+（2qb+qg）]+qghg+fs1+ fgl（机长超过80米）式中：c—装料系数。

（按输送机的长度选取）系数c（装料系数在0.7～1.1范围内）—模拟摩擦系数，根据工作条件及制造、安装水平选取l—输送机长度（头、尾滚筒中心距），mg—重力加速度，g=9.81m/s2qro—承载分支托辊每米长旋转部分质量，kg/mqru—回程分支托辊每米长旋转部分质量，kg/mqb——每米长输送带的质量，kg/m2qg——每米长输送物料质量，公式为：qg=ivρ/v（iv——输送能力，m3/s；ρ—物料松散密度，kg/m3；v—带速，m/s）fs1——特种主要阻力，即托辊前倾摩擦阻力，nfgl——特种附加阻力，即清扫器摩擦胶带的阻力，n通过上述公式可以看出：qro、 qru、qb占很大的比重，成为胶带运输的主要阻力。

疲劳强度的计算

摘要：零件的疲劳强度是一个值得深刻探讨的问题，在众多领域有着至关重要的地位，零件的疲劳强度决定了其疲劳寿命，也就决定了对零件的选择和对这个器件的设计。

本论文在参考多方资料，以及在平日学习中积累总结的经验之后，对零件疲劳强度的计算有了一些结论，得出影响导致零件疲劳的原因有破坏应力与循环次数之间量的变化影响，静应力的影响，应力集中的影响，零件绝对尺寸的影响，表面状态与强化的影响等方面。

在分析零件疲劳产生原因之后，得出许多关系变化图与计算方法。

运用这些计算方法，对零件疲劳极限进行了计算上的确定。

并总结出疲劳强度在一些条件下的相关计算方法，如在简单应力状态，复杂应力状态下的不同。

对疲劳强度安全系数的确定也进行了一系列分析，最后，尝试建立了疲劳强度的统计模型。

Abstract：The fatigue strength of parts is a worthy of deep discussion,have a vital role in many fields, the fatigue strength of parts determines its fatigue life, also decided on the part of the selection and the device design.This paper in reference to various data, and after the usual study accumulation experience, calculation of the fatigue strength of parts have some conclusion, that caused damage should change between force and the number of cycles of the causes of fatigue parts, the influence of static stress, effect of stress concentration, affects the absolute size, surface state and strengthening effect etc.. After the analysis of fatigue causes, draw many relationship graph and calculation method. Using the calculation method of fatigue limit, determined the calculation. And summarizes the related calculation under some conditions the method of fatigue strength, as in the simple stress state, the complex stress state under the different. Determination of the fatigue strength safety factor is also carried out a series of analysis, finally, try to establish a statistical model of fatigue strength.关键词：零件疲劳寿命疲劳强度Key word:Spare parts Fatigue life Fatigue strength目录1、疲劳强度的基本规律…………………………………………………1.1、破坏应力和循环次数之间量的关系………………………………1.2、疲劳曲线方程式……………………………………………………1.3、静应力对疲劳强度的影响………………………………………………………1.4、应力集中对疲劳强度的影响……………………………………………………1.5、零件绝对尺寸对疲劳强度的影响………………………………………………1.6、表面液态与强化对疲劳强度的影响……………………………………………2、零件疲劳极限的确定…………………………………………………2.1、试验确定……………………………………………………………2.2、计算-试验确定……………………………………………………3、疲劳强度条件…………………………………………………………3.1、简单应力状态………………………………………………………3.2、复杂应力状态………………………………………………………4、疲劳强度安全系数的确定……………………………………………4.1、安全系数的基本理论………………………………………………4.2、复杂应力状态下的疲劳强度安全系数……………………………4.3、不稳定载荷作用时疲劳强度安全系数的确定……………………5、疲劳强度的统计模型…………………………………………………6、总结……………………………………………………………………1、疲劳强度的基本规律疲劳破裂时机器零件破坏的主要原因，并且由于破裂时突然发生的，往往会造成严重的后果，因此对零件疲劳强度进行分析计算时很重要的。

机械设计之机械零件的疲劳强度

注意点：
1） rN ， rH 与 rN 相似
2） N 0 为循环基数，与材料有关
3） r不同，同一材料疲劳曲线不同
2. 无限寿命区 N N0
疲劳曲线为一水平线，疲劳极限不随N的增加而降低。
3.2.3 极限应力图 m a（表示材料在不同的循环特性
下不同的疲劳极限）
是根据光滑小试件的试验结果绘制的。试验是在不同循环特性(r =-1～＋１)和相同循环次数（等寿命）的条件下进行。通常取Ｎ０为１０７或１０６。试验结果即为材料的疲劳极限
1. 循环特性等于常数如：轴的弯曲应力
Ｏ
循环特性相同的变应力都在同一射线上
tg a 1 r const m 1 r
r=1 tg 0 00
r=0 tg 1 450 r=-1 tg 900
零件的工作应力C（ m ， a ）， m + a = max ，C点距O愈远,
例：已知某机械零件的材料的屈服极限σs=600MPa， σ-1=300MPa，（kσ）D=1.5，m=9，ψσ=0.2，实际应力循环为106，（取N0=107），当零件截面上的最大应力为 200MPa，最小应力为-40MPa，（1）画出零件的疲劳极限应力图；（2）求该零件的安全系数（r=常数）
k
D
k
k
D
k
应力集中、尺寸和表面状态都只对 a有影响，而对 m影响不大
3.4 许用疲劳极限应力图
3.4.1 稳定变应力和非稳定变应力
稳定变应力， a 、 m周期不随时间变化（单向，复合）
非稳定变应力， a 、 m周期随时间变化（周期性，随机性）
3.4.2 许用疲劳极限应力图
3.4.3 工作应力增长规律
解：

机械设计(2.4.1)--对称循环变应力下零件的强度计算

σr— 疲劳极限
设计寿命 N≥N 0 数时：材料 σlim= σ r
设计寿命 1 03≤ N<N 0 时：材料 σ lim= σ rN=KNσ r
其中：寿命系数 - -KN
m
N0 N
σrN— 条件疲劳极
1-4 对称循环变应力下零件强度计算二、零件疲劳强度的影响因素
二、零件疲劳强度的影响因素
1 、应力集中零件几何不连续处，实际应力远大于名义应力
材料均匀性、工艺质量
[S]— 安全系数，推荐 [S]=1.3 ～ 2.5
载荷及应力计算准确性零件重要性
解决：对称循环变应力下零疲劳强度安全系数计
算
1-4 对称循环变应力下零件强度计算一、材料的疲劳曲线与疲劳极限
一、材料的疲劳曲线与疲劳极 1 、限疲劳破坏疲劳破坏：变应力、多次作用下，材料发生
破坏
疲劳破坏过程：
① 裂纹萌
曲轴断裂
生② 裂纹扩 ③展最终瞬断
实例
内源断裂
① 小应
疲劳破坏
特
征
力② :持续性③ :敏感
限 1N A
1c
1 K
A'
1(103 )
(2)零件条件疲劳极限
'
1(103 )c
1Nc
K 1Nc
N 1c
材料零件
m 1Nc
N
C1
B
B'
1c
C
C' 1
o 103 N
N0
N
零件极限应力 σlim ：
零件疲劳极限
设计寿命 N≥N0 ：零件 σlim= σ-1c
设计寿命 103≤N<N0 ：零件 σlim= σ-1Nc

浅谈带式输送机的阻力和安全系数

我们在设计、使用胶带机的时候都想办法减小运行阻力，合理确定胶带输送机的安全系数，以优化胶带输送机的启动、制动。

研究表明：托辊旋转阻力和输送带前进的阻力占主要阻力的50%～85%，平均为70%。

以我矿北翼胶带为例，所使用的是35O槽角前倾偏置托辊组和平行下托辊组、V 形下托辊组。

我们使用的胶带是上覆盖胶为8mm下覆盖胶6mm，带宽1200mm 的钢丝绳芯输送带，强度为2000N/mm。

由于总阻力计算公式为：FU=CfLg[qRo+qRu+（2qB+qG）]+qGHg+Fs1+ Fgl（机长超过80米）式中：C—装料系数。

（按输送机的长度选取）系数C（装料系数在0.7～1.1范围内）—模拟摩擦系数，根据工作条件及制造、安装水平选取L—输送机长度（头、尾滚筒中心距），mg—重力加速度，g=9.81m/s2qRo—承载分支托辊每米长旋转部分质量，kg/mqRu—回程分支托辊每米长旋转部分质量，kg/mqB——每米长输送带的质量，kg/m2qG——每米长输送物料质量，公式为：qG=IVρ/v（IV——输送能力，m3/s；ρ—物料松散密度，kg/m3；v—带速，m/s）Fs1——特种主要阻力，即托辊前倾摩擦阻力，NFgl——特种附加阻力，即清扫器摩擦胶带的阻力，N通过上述公式可以看出：qRo、qRu、qB占很大的比重，成为胶带运输的主要阻力。

PREN1993-1-9-2000钢结构设计-钢结构的疲劳强度

欧洲规范3：钢结构设计1.9部分：钢结构的疲劳强度34级草案目录1.引言 (3)1.1范围 (3)1.2术语和定义 (4)1.2.1 概要 (4)1.2.2 疲劳加载参数 (4)1.2.3 疲劳强度 (5)1.3符号规定 (5)1.4基本假设 (6)2.基本要求和方法 (6)3.可靠性概念 (7)4．疲劳效应建模 (7)5．应力计算 (8)6．应力范围计算 (8)6.1概要 (8)6.2名义应力范围的设计值 (9)6.3修正名义应力范围的设计值 (9)6.4中空截面焊缝应力范围的设计值 (9)7．疲劳强度 (9)7.1概要 (9)7.2疲劳强度的修正 (12)7.2.1 未焊接细节或应力消失的焊接细节 (12)7.2.2 尺寸效应 (12)8．疲劳评估 (12)附A.1 [标准]—疲劳载荷参数和验证形式的确定 (26)A.1.1范围 (26)A.1.2疲劳载荷参数的确定 (26)A.1.2.1 加载历程的确定 (26)A.1.2.2 细节的应力变化历程 (26)A.1.2.3 循环次数的统计 (26)A.1.2.4 应力谱 (26)A.1.2.5 失效循环次数 (26)A.1.3验证形式 (27)附录A.2[标准]—几何应力下的疲劳强度——参考S-N曲线 (29)EN 1993-1-9 的国标附录本标准给出了各等级可供选择的规范，评价和建议，包含注释，也可以说是国标的精华部分。

因此，落实国家标准EN 1993-1-9得制定相应的附录，使其附录包括有关国家用于钢结构设计的所有确定的参数。

1.引言1.1 范围（1）本部分阐述了疲劳加载下构件，连接件和接头其结构细节耐久性的评估方法。

（2）此方法以大量的疲劳试验为基础，考虑了材料制造和加工过程中尺寸与结构的缺陷所带来的影响。

（比如：焊接时残余应力与公差的影响）注1：关于公差见EN xxx1。

如果EN xxx1没有给出加工标准，国标附录应有详细说明。

注2：制造过程中的探伤要求见国标附录。

零件疲劳强度

疲劳极限σr来近似代表ND和 σr∞，则有限寿命期内：
s
m rN
N

s
m r
N
0

C
s rN

m
N0 N
s
r

kNs r
kN—寿命系数， kN m N0 / N；验常数 m—疲劳曲线实
机械零件的疲劳强度
三、极限应力线图（等寿命疲劳曲线）
机械零件材料的疲劳特性除用s－N曲线表示外，还可用极限应力线图
M
o
G N'
N
C σm
对于工作应力点N，当载荷加大到使应力达到N点时，将产生静力破坏，
S s m ax s m s a s s s max s m s a s m s a
机械零件的疲劳强度
3、最小应力为常数min=C （紧螺栓） σa
当载荷加大到使应力达到M‘ 时刚好要产生疲劳破坏，故安全系数S为：
来描述。该曲线表达了不同循环特性时疲劳极限的特性。
在工程应用中，常将等寿命曲线用直线来近似替代。
σa
A'
D' G'
σ-1 σ0/2
45º
45º
o σ0/2
σS σB
B
C σm
A′点：对称循环疲劳极限点 D′点：脉动循环疲劳极限点 B点：强度极限点 C点：屈服极限点
机械零件的疲劳强度
三、材料极限应力线图
se tg
Ks
2Ks s
kNs0 / 2
Ks
σ-1e
σ0e/2
o
kNσ0/2
C σm
σS
机械零件的疲劳强度
五、单向稳定变应力时的疲劳强度计算

机械设计(2.5.1)--非对称循环变应力下零件的强度计算

E′
。
N ( m , a )
静强度安全系数 :
O
N ( rm , ra )
D( S ,0) m
S r max S S
max a m
解决：非对称循环变应力强度计算问题对称化
1-5 非对称循环变应力下零件强度计算
限一应、力极线限图应力线图
一、极
1 、材料的极限应力线
σ
图同种材料、 r 不同时， σr 在 σm– σa 坐标系下的关
σa
系曲线a A M(σrm,σr
AE : 1 ra rm
σmax
σmin
σm
a）
C
t
E
(2 1 0 ) / 0
-1 0/2
。M ( m , a ) 。
N ( rm , ra )
(1)
O
工作应力点
:M
N ( m , a )
( m , a )
max
D( S ,0)
m
m
a
--M 点：由载荷、结构确
(2) 极限应力点 :M (定rm , ra ) rmax ra rm
--M′ 点：由 M 点及对应的加载规律确定
OM : a ra
AE :
m 1c
rarmK
rm
A′ M ( rm , ra )
C′ E′
。M ( m , a )
。
N ( m , a )
O
N ( rm , ra )
D( S ,0) m
ra
1c a
a
K
m
rm
1c m
a
K
m
rmax ra rm
1-5 非对称循环变应力下零件强度计算二、疲劳强度安全系数计算

压缩弹簧疲劳强度安全系数计算

压缩弹簧疲劳强度安全系数计算
压缩弹簧的疲劳强度安全系数是指弹簧的疲劳强度与设计荷载之比。

疲劳强度是指弹簧承受循环荷载时，不发生破坏的最大应力水平。

设计荷
载则是根据实际工作条件和需求确定的。

计算压缩弹簧的疲劳强度安全系数需要以下步骤：
1.确定工作条件和设计荷载。

包括使用环境的温度、压力、振动等因
素以及弹簧承受的荷载大小和循环次数等。

2.选择合适的弹簧材料。

根据工作条件和要求，选择具有较好耐疲劳
性能的材料，如高强度钢材等。

3.计算弹簧的疲劳强度。

根据弹簧的几何形状和材料特性，使用经验
公式或有限元分析等方法计算出弹簧在工作循环次数下的应力水平。

4.确定疲劳极限。

测试或参考材料数据库，确定所选材料的疲劳极限。

5.计算疲劳强度安全系数。

将弹簧的疲劳强度除以设计荷载，得到疲
劳强度安全系数。

一般要求安全系数大于1，通常为2-4
6.分析和评估结果。

根据计算结果和实际需求，对疲劳强度安全系数
进行评估，如是否满足设计要求、是否需要采取进一步措施提高强度等。

需要注意的是，压缩弹簧的疲劳寿命受多种因素影响，如弹簧形状、
材料、制造工艺等，而疲劳强度安全系数只是其中之一、因此，在实际设
计中，还需要综合考虑其他因素，如弹簧的疲劳曲线、应力集中因素、弹
簧预紧量等，以综合评估弹簧的可靠性和寿命。

压缩弹簧疲劳强度安全系数计算

压缩弹簧疲劳强度安全系数计算压缩弹簧是一种能够储存和释放能量的机械元件，通常由金属线材弯曲而成，用于各种机械设备和结构中的弹簧元件。

压缩弹簧主要承受压缩载荷，并通过压缩变形存储弹性势能，在释放力的作用下恢复原始形状。

疲劳强度是指弹簧在循环变形加载下的抗疲劳能力，也就是弹簧在受到循环应力作用下能够一直保持正常工作的能力。

弹簧在长期的使用中会经历很多循环载荷作用，如果应力过大或过小都会导致弹簧的疲劳强度下降，最终导致失效。

安全系数是指实际工作载荷与弹簧的设计载荷之间的比值，用来衡量弹簧的安全性能，也是在设计弹簧时需要考虑的重要指标。

安全系数越高，表示弹簧的承载能力越大，安全性能越高。

1.弹簧参数确定：包括弹簧的材料、几何尺寸和工作条件等。

2.设计载荷计算：根据实际工作条件和要求，确定弹簧的设计载荷。

3.弹簧材料的疲劳强度计算：根据弹簧材料的相关材料特性和应力应变曲线等数据，计算材料的疲劳强度。

4.弹簧的疲劳强度计算：根据弹簧的几何尺寸和工作条件，结合材料的疲劳强度，计算弹簧的疲劳强度。

5.安全系数计算：根据实际工作载荷和设计载荷，计算弹簧的安全系数。

具体计算步骤如下：1.弹簧参数确定：包括弹簧的线径、外径、活圈数、刚度和工作长度等。

2.设计载荷计算：根据实际工作条件和要求，确定弹簧的设计载荷，包括载荷的大小和载荷的作用方式。

3.弹簧材料的疲劳强度计算：根据弹簧材料的相关材料特性和应力应变曲线等数据，计算材料的疲劳强度，包括疲劳强度极限和疲劳寿命。

4.弹簧的疲劳强度计算：根据弹簧的几何尺寸和工作条件，结合材料的疲劳强度，计算弹簧的疲劳强度。

常用的计算方法包括史密斯修正方法、赫尔曼-斯特雷斯曲线法和b模型法等。

5.安全系数计算：根据实际工作载荷和设计载荷，计算弹簧的安全系数。

安全系数的计算公式为安全系数=实际工作载荷/设计载荷。

安全系数大于1表示设计合理，安全系数越大表示弹簧的安全性能越高。

需要注意的是，在计算过程中需要准确获取弹簧材料的疲劳强度参数，并结合材料的应力应变曲线、弹簧的几何尺寸和工作条件，进行严谨的计算和分析。

起重机机械零件疲劳安全系数的确定

起重机机械零件疲劳安全系数的确定吴军;王玉金;刘永刚;魏永顺【摘要】According to the working level classification principle and fatigue calculation method of crane machinical parts provided by GB/T 3811-2008 Design Rules for Crane, the paper discusses the value-deciding method for safety factor, working level group number, etc. In the crane machinical parts fatigue calculation process.%依据GB/T 3811-2008《起重机设计规范》所提供的起重机机械零件工作级别划分原理及机械零件疲劳计算方法,探讨了起重机机械零件的疲劳计算过程中安全系数、工作级别组别号等的取值方法.【期刊名称】《起重运输机械》【年(卷),期】2011(000)008【总页数】3页(P70-72)【关键词】起重机;机械零件;疲劳计算;探讨【作者】吴军;王玉金;刘永刚;魏永顺【作者单位】河南卫华重型机械股份有限公司,长垣453400;河南卫华重型机械股份有限公司,长垣453400;河南卫华重型机械股份有限公司,长垣453400;河南卫华重型机械股份有限公司,长垣453400【正文语种】中文【中图分类】TH210 引言GB/T 3811—2008《起重机设计规范》 (以下简称为设计规范)已于2009年6月1日起开始实施，与GB/T 3811—1983《起重机设计规范》相比，设计规范第1次引入了国外较为科学的起重机结构件或机械零件工作级别划分的概念，是设计规范引入的1个重要概念，也是起重机设计理念的1个重大更新。

因为，无论是起重机整机的工作级别还是起重机各机构的工作级别，均不能有效地表征主要结构件或机械零件的实际受载情况。