第三章尺寸选择和强度设计解析
第三章_塑料制件设计原则2019
四.塑料制件的结构设计---1.形状
塑件的形状在满足使用要求的前提下，应使其有利于 成型，特别是尽量不采用侧向抽芯机构，因此塑件设计时尽 可能避免凹凸形状或侧孔。
图3-2 改变塑件形状图
侧向分型与抽芯机构的模具结构不仅提高了模具设计与制 造成本，而且会在塑件分型面上留下飞边，增加后续工作量。 下面就这一案例做具体分析，塑件如图3-3所示。
图3-19 加强筋错排
Hale Waihona Puke 除采用加强筋外，对于薄壁容器或壳类件，可以通过适 当改变其结构或形状达到提高其刚度、强度和防止变形的目的。 （1) 将薄壳状的塑件设计为球面，拱曲面等，可以有效地增 加刚性、减少变形。
图3-20 改变形状提高强度(a)
(2) 薄壁容器的边缘是强度、刚性薄弱处易于开裂变形损 坏，可按照图3-20(b)所示方法给予加强。
图3-13 塑件成型
为了便于塑件脱模，防止脱模时擦伤塑件，必须在塑件
内外表面脱模方向上留有足够的斜度α，在模具上称为脱模斜 度。
脱模斜度取决于 塑件的形状、壁厚 及塑料的收缩率，
一般取30 ′～
1°30′。
图3-14 脱模斜度
图3-15 脱模斜度示意图
外形以大端为基准，斜度由缩小方向取得 内形以小端为基准，斜度由扩大方向取得
图3-20 改变形状提高强度(b)
❖ 容器边缘的增强 ❖ 容器侧壁的增强
加强筋尺寸设计：
❖ 高度L=(1～3)t ❖ 筋条宽A=(1/4～1)t ❖ 收缩角α=2°～5° ❖ 根部圆角R=(1/8～1/4)t ❖ 顶部圆角r=t/8
图3-21 加强筋示意图
5 支承面
支承面：用于放置物体的平面，要求物体放置后平稳。
经常拆装或受力大的螺纹，要采用金属螺纹 嵌件来成型。
濮良贵机械设计第九版课后习题答案解析汇总
第三章 【1】机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C12σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-1210 MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB =420MPa ，精车，弯曲，βq =1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==d D ，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=qσσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴ 根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
第三章 配合尺寸与配合公差
用孔的偏差代号H（下偏差EI=0） 与轴的不同偏差代号形成的各种配合。
25
第三节 配合制度
基孔制配合实例
26
第三节 配合制度
三、基轴制配合
用轴的偏差代号h（上偏差es=0） 与孔的不同偏差代号形成的各种配合。
间隙配合 过渡配合 过盈配合
27
第三节 配合制度
基轴制配合实例思考？
基轴制
？
基孔制
28
1、必要条件 D=d 基本尺寸相同
孔径为D
d=25
D=25.02 (小)
d=25
结论
满足必要及合理条件的零件的组装
d=25
d=25
D=25.48 (大) —间隙
D=24.98 D=24.58
(小) (大)
—过盈
配合
2、合理条件 间隙和过盈大好小好？
3
第三章 配合公差及精度设计
第一节 孔与轴配合概念 第二节 配合种类及其特性 第三节 配合制度 第四节 配合公差设计
2、Φ30H7／f6 的配合尺寸
，配合公差
；
3、Φ40N7／h6的配合尺寸
，配合公差
；
4、画下列孔与轴的配合公差图。 1）Φ30H7／f6
2）Φ30N7／h6
8
第二节 配合种类及其特性
孔＞轴
孔＜轴
1、理解配合种类及其特性
2、能正确判断配合种类
间隙配合
过盈配合
9
第二节 配合种类及其特性
一、间隙配合及特性 （动配合）
1配合制度的选择根据基孔制优先2配合种类的选择齿轮不转动可拆卸3公差等级选择2孔和轴精磨孔公差等级选3轴公差比孔高一级选4该尺寸的配合公差设计为第四节配合公差设计过渡配合hjt精密定位小过渡配合hk选孔的偏差为h30h6k5it6it51加工母机孔it6轴it5515配合公差标注与分解第四节配合公差设计30h630k5?30?30001100020013052有一25皮带轮孔与轴的配合皮带轮与轴无相对运动不常拆卸定位精度要求不高孔精车轴精车试设计该尺寸的配合公差
机械设计 第03章 强度
m rN
N
C ( N C
N
ND)
疲劳曲线2
D点以后——无限寿命疲劳阶段
rN r （N N D )
σr∞ 称为持久疲劳
－N疲劳曲线
由于ND很大，所以在作疲劳试验时，常规定一个循环次数 N0(称为循环基数)，用N0及其相对应的疲劳极限σr来近似代表ND
和 σr∞ ，于是有：
有限寿命区间内循环次数N与疲劳极限rN的关系为：
D′点： σm ＝ σa = σ0/2，为脉动循环点。
σa A'(0, 1 )
D'(20
,
0
2
)
G
' m
' a
r
2
0
2
45° O
45°
σm
C( S , 0) B
则A′D′G′C即为简化极限应力图。
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3、材料极限应力图的画法
已知: σ-1,σ0, σs;
σa A'(0, 1) D'( 0 , 0 )
即 σa=cσm 同理σa′=cσm ′
C值取决于应力比r
所以，极限应力点为经过坐标原点O点和工作点M的直线上。
σa
A
计算安全系数：
M'( m e , ae )
Sca lim
' max
' ae
' me
max
max
a m
极限应力点M′的坐标值可以用图解
M( m , a )
G 和解析两种方法求解。 解析法：联立AG和OM两条直线的方
M(σm,σa)
2）如果工作点M在AB范围外，则工作点处于不安全工作 区，材料在该应力作用下会发生破坏。
钢结构基本原理第三章 构件截面承载力 强度
第三章 构件截面承载力--强度钢结构承载能力分3个层次截面承载力：材料强度、应力性质及其在截面上分布属强度问题。
构件承载力：构件最大截面未到强度极限之前因丧失稳定而失稳，取决于构件整体刚度，指稳定承载力。
结构承载力：与失稳有关。
3.1 轴心受力构件的强度及截面选择3.1.1 轴心受力构件的应用及截面形式主要用于承重钢结构，如平面、空间桁架和网架等。
轴心受力截面形式：1）热轧型钢截面2）冷弯薄壁型钢截面3）型钢和钢板连接而成的组合截面（实腹式、格构式）（P48页）对截面形式要求：1）提供强度所需截面积2）制作简单3）与相邻构件便于连接4）截面开展而壁厚较薄，满足刚度要求（截面积决定了稳定承载力，面积大整体刚度大，构件稳定性好）。
3.1.2 轴心受拉构件强度由εσ-关系可得：承载极限是截面平均应力达到抗拉强度u f ，但缺少安全储备，且y f 后变形过大，不符合继续承载能力，因此以平均应力y f ≤为准则，以孔洞为例。
规范：轴心受力构件强度计算：规定净截面平均应力不应超过钢材强度设计值f A N n ≤=/σN ：轴心拉力设计值； An ：构件净截面面积；R y f f γ/=: 钢材抗拉强度设计值 R γ:构件抗力分项系数Q235钢078.1=R γ，Q345，Q390，Q420111.1=R γ49页孔洞理解见书例题P493.1.3 轴心受压构件强度原则上与受拉构件没有区别，但一般情况下，轴心受压构件的承载力由稳定性决定，具体见4章。
3.1.4 索的受力性能和强度计算钢索广泛用于悬索结构，张拉结构，桅杆和预应力结构，一般为高强钢丝组成的平行钢丝束，钢绞线，钢丝绳等。
索是一种柔性构件，内力不仅与荷载有关，而且与变形有关，具有很强几何非线性，但我们通常采用下面的假设：1）理想柔性，不能受压，也不能抗弯。
2）材料符合虎克定理。
在此假设下内力与位移按弹性阶段进行计算。
加载初期（0-1）存在少量松弛变形，主要部分（1-2）线性关系，接近强度极限（2-3）明显曲线性质（图见下）实际工程对钢索预拉张，形成虚线应力—应变关系，很大范围是线性的高强度钢丝组成钢索初次拉伸时应力—应变曲线钢索强度计算采用容许应力法：k f A N k k //maxk N ：钢索最大拉力标准值 A ：钢索有效截面积k f :材料强度标准值 k ：安全系数2.5-3.03.2 梁的类型和强度3.2.1 梁类型按制作方法：型钢梁：热轧型钢梁（工字梁、槽钢、H 型钢）。
机械设计 第九版 第03章
σmax﹣最大法向应力值 σ'max﹣最大法向应力极限值
σa﹣法向应力幅值 σ'a﹣法向应力幅值的极限值
S﹣安全系数
Sca﹣计算安全系数 Sτ﹣切向应力安全系数
Sσ﹣法向应力安全系数
五、提高机械零件疲劳强度的措施
机械零件的疲劳强度计算5
(1) 降低零件上的应力集中的影响。零件上应尽量避免 带尖角的孔或槽，在阶梯杆截面的突变处要用圆弧过渡
1. 应力比为常数：r=C
r为常数
也为常数
只有过原点的射线满足关系
当工作点是位于AOG区域的M时，零件的疲劳强度条件为 推导见下页 当工作点是位于GOC区域的N时，零件的疲劳强度条件为 静强度校核
公式推导
D E B
2.平均应力为常数：σm=C
当工作点是位于AOHG区域的M时，零件的疲劳强度条件为 推导见下页 当工作点是位于GCH区域的N时，零件的疲劳强度条件为
一、零件的极限应力线图
机械零件的疲劳强度计算1
由于零件几何形状的变化、尺寸大小、加工质量及强 化因素等的影响 材料试件的疲劳极限
>
零件的疲劳极限
定义综合影响系数为材料试件的疲劳极限与零件的疲 劳极限的比值。
材料对称循环 弯曲疲劳极限 综合影响系数
s 1 Ks s 1e
>1 零件对称循环 弯曲疲劳极限
计算举例 假设某种钢材承受500MPa对称循环应力时，循环次数 为10万次，400MPa时，循环次数为12万次，300MPa时，循 环次数为14万次，现在500MPa作用2万次， 400MPa时作用 3万次， 300MPa作用7万次，问是否损坏？ 应力 500 400 300 循环次数 10万 12万 14万 实际作用次数 2万 3万 7万 损伤率 20% 25% 50%
11钢结构基本原理(3-构件强度09)
轴心受拉构件强度计算公式 N f An
An 构件净截面面积 f 抗拉强度设计值
轴心受压构件的强度计算---与受拉构件强度计算完全相同， 仍采用以上公式
注意：轴心受压构件的破坏形式有强度破坏、整体失稳破坏和 局部失稳破坏(设计方法后述)。
——强度计算往往不是起控制作用？
轴心压杆（柱）的设计和计算内容—概述 1． 截面选择
最优截面改变处是离支座1/6跨度处。
b'
≤１：４
M' M1
b
M' M
M
a=l/6 l
1
按强度条件选择梁截面
h
a=l/6
多层翼缘板的梁，可用切断外层板的方法来改变梁的截面。
双层翼缘焊接梁
梁截面一般只改变一次，对于跨度较小的组合梁，不宜改变截面。
四、拉弯、压弯构件的应用和强度计算
压弯（拉弯）构件——同时承受轴向力和弯矩的构件 弯矩的产生
塑性阶 段
弯曲正应力的特点是什么?
受弯构件（梁）的强度
1、正应力—抗弯强度
三种强度准则： 1）按边缘屈服准则
(对需计算疲劳的)
Mx f Wnx
2）按全截面塑性准则
Mx f W pnx
3）按有限塑性准则(规范用公式)
(对一般受弯构件)
Mx f xWnx
梁的抗弯强度计算公式---应用和注意
h he
梁的建筑高度要求决定了梁的最大高度hmax ； 梁的刚度要求决定了最小高度： hmin f l ＝ ； l 1.34 10 6 vT
1
梁的经济条件决定了梁的经济高度：he 7Wx 3 30(cm)
b. 腹板厚度
抗剪要求
机械设计中的强度原理了解机械零件设计中的强度要求
机械设计中的强度原理了解机械零件设计中的强度要求在机械设计中，强度是一个非常重要的考虑因素。
强度要求是指机械零件在使用中所能承受的最大力或应力。
设计师需要了解强度原理以满足强度要求，并确保设计的机械零件能够安全可靠地运行。
强度原理的了解既包括对材料强度特性的认识，也包括对受力分析的理解。
以下将从这两个方面进行阐述。
一、材料强度特性材料的强度是指材料能够承受的最大外力或应力。
不同材料具有不同的强度特性，常见的材料强度特性包括抗拉、抗压、抗弯、抗剪等等。
设计师需要详细了解所选材料的强度特性，以确保机械零件能够经受住各种应力。
机械设计中常用的材料包括金属材料和非金属材料。
金属材料通常具有较高的强度和刚性，常见的金属材料有钢、铁、铝等。
非金属材料如塑料、玻璃纤维等通常具有较低的强度和刚性，但因其具有轻质、便于成型等特点，在某些场合也可以使用。
了解材料强度特性可以确保机械零件在使用过程中不会发生过大的变形或破坏。
二、受力分析在机械设计中，了解受力分析是非常重要的。
设计师需要明确机械零件所受的作用力和受力方式，进而可以进行相应的强度计算。
机械零件主要承受的力有以下几种：1. 引起零件拉伸或压缩的拉力或压力：这种力会导致零件的拉伸或压缩，并对零件的强度提出要求。
2. 引起零件弯曲的弯矩：这种力会使零件发生弯曲变形，特别是对于较长的零件，弯曲强度要求会很高。
3. 引起零件剪切的剪力：这种力会导致零件的切变形变，设计师需要确保零件具有足够的剪切强度。
受力分析可以通过应力分析、应变分析和变形分析等方法来进行。
计算这些分析值后，设计师可以与材料的强度特性进行对比，以确保设计满足强度要求。
总结机械设计中的强度原理的了解对于满足强度要求至关重要。
设计师需要熟悉所选材料的强度特性，并进行受力分析来确定机械零件的强度要求。
只有在了解强度原理的基础上，才能够设计出安全可靠的机械零件。
通过对材料强度特性的了解和受力分析，机械设计师可以合理选择材料，并进行结构设计，以满足机械零件的强度要求。
第三章 尺寸选择和强度设计
max
p0 H y0 g D
2t
二、罐壁钢板厚度设计原则
① 靠近罐底部的圈板按强度条件计算，靠近 罐顶部的圈板按刚度条件设计； ② 按强度条件设计的圈板应以该圈板上的最 大环向应力计算； ③ 储存油品密度（即容重）比水小，则按静 水压考虑；反之，按油品实际密度计算。 ④ 中小型油罐的壁厚计算可采用定点法，而 大型油罐多采用变点法。
五、罐壁厚度的变点设计
t 01
( H 0.305) D 1 (18.35 0.305) 60 28.07 mm 2[] 2 21.43 0.9
0.022D t 01 1.06 H
H HD [] 2[] 1 18.35 1 18.35 60 21.43 0.9 2 21.43 0.9
§3-1 罐壁结构
● 圈板宽度hi ① 圈板宽度越小，阶梯形折线越趋近于理论 计算直线，材料也就越省，但环焊缝数就越 多，增加了制造安装工作量。 ② 若底层圈板太窄，则由边缘力所引起的最 大环向应力有可能落在上层圈板的下部，从 而造成上圈板比底圈板厚的不合理现象。故 圈板宽度不宜太窄！ ????
§3-1 罐壁结构
五、罐壁厚度的变点设计
● 四、例题 例题：
例 1 已知 50000m3 储罐直径 D=60m，罐壁 高 19.35m， 最高液位 18.35m， 每圈壁板高度 为 1.93m 。 试 水 时 的 许 用 应 力 [] 21.43kgf / mm 2 。 要求用变点设计法计算在 充水条件下最下面 3 圈壁板的计算厚度。 解：1、求底圈板的计算壁厚
五、罐壁厚度的变点设计
● 变点设计步骤：
2、 第 二 圈 壁 板 的 计 算
机械设计-第三章 机械零件的强度(疲劳)
AB（103前）：最大应力值变化很小，相当于静强度状况； BC（103-104）：N增加，σmax减小，有塑性变形特征—应变疲
劳，低周疲劳，不讨论； CD（>104）：有限寿命疲劳阶段 ,任意点的疲劳极限--有限寿
命疲劳极限σrN ，该曲线近似双曲线。
公式描述：
c,m—材料常数 D点后：材料不发生疲劳破坏，无限寿命疲劳阶段,
件的疲劳极限，用综合影响系数Kσ 表示。 如：对称循环弯曲疲劳极限的综合影响系数Kσ。 则：
σ －1试件的对称循环弯曲疲劳极限； σ －1e零件的对称循环弯曲疲劳极限。
不对称时：Kσ 是试件与零件的极限应力幅的比值。
零件的极限应力线图—ADGC 试件线图A’ D’ G’C—综合修正系数Kσ—零件线图ADGC
机械设计
第三章：机械零件的强度（疲劳强度）
主讲老师：吴克勤
第三章 机械零件的强度（疲劳）
一、材料的疲劳特性 1、 σ － N曲线 ①疲劳断裂：变应力下的零件损坏形式，与循环次数有关。 ②特征： σmax< σlim； 脆性材料和塑性材料都突然断裂； 损伤的积累。 ③疲劳极限：循环特征r一定时，应力循环N次后，材料不 发生破坏的最大应力σrN ； ④疲劳曲线：r一定的条件下，表示N与σrN 关系的曲线。
零件的极限应力曲线：
φσe－零件受循环弯曲应力时的材料常数； σ’ae －零件受循环弯曲应力时的极限应力幅； σ’me－零件受循环弯曲应力时的极限平均应力。
Kσ 为弯曲疲劳极限的综合影响系数
kσ－零件的有效应力集中系数（σ 表示在正应力条 件下）；
εσ － 零件的尺寸系数； βσ －零件的表面质量系数； βq －零件的强化系数。 上面所有的计算公式，同样适用于剪切应力。
《机械设计》讲义(第八版)机械零件强度
第三章 机械零件的强度一．静应力及其极限应力：1．静应力： 在使用期内恒定或变化次数很少（＜103次）的应力。
2．极限应力σlim： 静应力作用下的σlim取决于材料性质。
1）塑性材料： σlim =σs （屈服极限）2）脆性材料： σlim=σB (强度极限)3．静强度准则： σ≤σlim/S （S —静强度安全系数）-10max§３－１ 材料的疲劳特性：1．材料的疲劳特性：可用最大应力σmax、应力循环次数N和应力比r表示。
2．材料疲劳特性的确定：用实验测定，实验方法是：1）在材料标准试件上加上一定应力比的等幅变应力，应力比通常为：r=-1或r=02）记录不同最大应力σmax下试件破坏前经历的循环次数N，并绘出疲劳曲线。
3．材料的疲劳特性曲线：有二种1）σ—N疲劳曲线：即一定应力比r下最大应力σmax与应力循环次数N的关系曲线2）等寿命曲线：即一定应力循环次数N下应力幅σa 与平均应力σm的关系曲线2）C点对应的N约为：NC≈1043）这一阶段的疲劳称为应变疲劳或低周疲劳4、CD段：有限寿命疲劳阶段。
试件经历一定的循环次数N后会疲劳破坏实验表明，有限疲劳寿命σrN与相应的循环次数N之间有如下关系：σm rN ·N = C ( N ≤N D ) （3-1）5、D 点以后： 无限寿命疲劳阶段。
1）无论经历多少次应力循环都不会疲劳破坏。
2）D 点对应的循环次数N 约为：N D =106～25×107 3）D 点对应的应力记为：σr ∞—— 叫持久疲劳极限。
σrN =σr∞( N ＞N D ) （3-2）4）循环基数N O 和疲劳极限σrN D 很大，疲劳试验很费时，为方便起见，常用人为规定一个循环次数N O （称 为循环基数）和与之对应的疲劳极限σrNo（简记为σr ）近似代替N D 和σr ∞6、有限寿命疲劳极限σrN ： 按式（3-1）应有： σm rN·N = σm r ·N O = C （3-1a ）于是：K N ──寿命系数m, N O ──1）钢材（材料）： m = 6～20 ， N O =（1～10）×106 2）中等尺寸零件： m = 9 ， N O = 5×106 3）大尺寸零件： m = 9 ， N O = 107 注： 高周疲劳——曲线CD 及D 点以后的疲劳称作高周疲劳二、等寿命疲劳曲线 图3-2等寿命疲劳曲线——一定循环次数下的疲劳极限的特性。
机械设计-第三章 机械零件的强度
接触失效形式——疲劳点蚀
引起振动、噪声 使温度升高、磨损加快
ρ1
F F
O1
对于线接触的情况，其最大接触应力可用赫兹 应力公式计算： b
1 1 F 1 2 sH 2 1 12 1 2 b E1 E2
ρ22 ρ
sH
2a O22
F
§3.2 机械零件的疲劳强度计算
三、单向稳定变应力时的疲劳强度计算
机械零件疲劳强度计算的步骤： 根据零件危险截面上的σmax 及 σmin，确定平 均应力σm与应力幅σa； 在极限应力线图中标出相应工作应力点M或N （ σm, σa ）； 找出该点对应的位于曲线AGC上的极限应力 点M’或N’(σ’m,σ’a ) ； 计算安全系数及疲劳强度条件为： ca S
s－N疲劳曲线
低周疲劳（BC段）：N↑→ σmax↓。C点对应的循环次数约为104。 有限寿命疲劳阶段（CD段）：实践证明大多数机械零件的疲劳发生在CD段，可用 下式描述： m σrN—有限寿命疲劳极限； s rN N C C N N D ) C—试验常数；m —材料常数。 (N 无限寿命阶段（D点以后的水平线）： D点代表材料的无限寿命疲劳极限，用符号 σr∞表示，只要σmax<σr∞ ，无论N为多大,材料都不会破坏。可用下式描述：
σa
A’ M D’ G’ N O σm
σa
σs
C
σm
s max s m s a [S ] s max s m s a
M’或N’的位置与循环应力的变化规律有关。 可能发生的应力 变化规律： 1. 应力比为常数：r=C 2. 平均应力为常数σm=C 3. 最小应力为常数σmin=C
P O
第三章瓦楞纸箱设计
Px ＝∑rQ十∑ ＣrmQm ＝9．2×300十9．2×300十1．53×7．7×180 ＝7640(N／m)
2．固定与缓冲是相互联系的 缓冲材料有固定的作用，固定材料也有缓冲的作用。
3．纸箱附件具有固定和缓冲的作用 纸箱型号为:09型.
四、内装物的外轮廓尺寸
内装物的重量与外廓尺寸是选择瓦楞纸板和计算瓦楞纸箱尺 寸的依据，所以确定内装物重量与尺寸是设计瓦楞纸箱的第 一步。
内装物的外廓尺寸除产品, 还包括缓冲和固定材料的 尺寸 (如图)。
[例] 牙膏小包装每盒1支，中包装每盒12支。中包装外长L＝190mm，外
宽b＝140mm，外高h＝120mm。大包装为运输包装，采用单瓦楞纸箱， 每箱装入24个中包装，排列方法如图，试计算这种瓦楞纸箱的尺寸。
解：
(1)内装物的外廓尺寸 用Δ表示中包装之间的间隙，用 n表示三个方向上中包装的个数， 并取Δ＝1mm。于是，内装物 的外廓尺寸为 : L0 ＝4×140 + 3×1 ＝563mm B0 ＝2 ×190 + 1×1 ＝381mm H0 ＝3×120 + 2×1 ＝362mm
续解：
(2)计算瓦楞纸箱的抗压强度 Pc 纸箱周长为: Z＝2(L+B)＝2×(70+46)＝232(cm) 查表得: A型瓦楞的楞常数Xz ＝8.36，箱常数J ＝0.59 。
因此，瓦楞纸箱的抗压强度为：
2
Pc
1.86Px
第三章机械零件的疲劳强度设计
第三章机械零件的疲劳强度设计1一、多项选择题3－145钢的持久疲劳极限σ-1＝270mpa,，设疲劳曲线方程的幂指数m=9，应力循环基数n0=5×106次，当实际应力循环次数n=104次时，有限寿命疲劳极限为____________mpa。
（1）539（2）135（3）175（4）4173－2有一根阶梯轴，用45钢制造，截面变化处过渡圆角的疲劳缺口系数kσ=1.58，表面状态系数β＝0.28，尺寸系数εσ＝0.68，则其疲劳强度综合影响系数kσd=____________。
（1）0.35（2）0.88（3）1.14（4）2.833－3形状、尺寸、结构和工作条件相同的零件，采用下列不同材料制造：a）ht200；b）35钢；c）40crni钢。
其中设计零件的疲劳缺口系数最大和最小的分别是____________。
（1） A）和b）（2）C）和A）（3）b）和C）（4）b）和A）（5）A）和C）（6）C）和b）3－4零件的截面形状一定，如绝对尺寸（横截面尺寸）增大，疲劳强度将随之____________。
（1）增加（2）不变（3）减少3－5零件的形状、尺寸、结果相同时，磨削加工的零件与精车加工相比，其疲劳强度____________。
（1）较高的（2）与较低的（3）相同3－6零件表面经淬火、渗氮、喷丸、滚子碾压等处理后，其疲劳强度____________。
（1）增高（2）降低（3）不变（4）增高或降低视处理方法而定3－7影响零件疲劳强度的综合影响系数kσd或kτd与____________等因素有关。
（1）零件的应力集中、加工方法、过载（2）零件的应力循环特性、应力集中和载荷状态（3）表面状态、零件的绝对尺寸和应力集中（4）材料、热处理方法和零件的绝对尺寸。
3－8已知设计零件的疲劳缺口系数kσ=1.3、尺寸系数εσ＝0.9、表面状态系数βσ＝0.8。
则疲劳强度综合影响系数kσd为____________。
第三章 机械零件的强度
1 4
rN
D r
D ND= N0
r
N
N
即试件的的寿命按无限寿命考虑
NB≈103
NC≈104
N
N 0 ―循环基数。有限寿命和无限寿命的界限值。当 N N 0
可按无限寿命考虑。 N 0 值与零件材料、应力性质以及尺 寸有关，由实验决定。 (1 ~ 10) 106 弯曲、拉压疲劳时；
a m 1 a
―试件的材料常数
G C 的方程：
2 1 0 0
直线 G C 任意一点都代表
a S m
a S lim m
机械零件的极限应力线图
lim r
0 c
1
r 1 对称循环疲劳极限
r0
脉动循环疲劳极限 1 r 1 非对称循环疲劳极限
r 是采用标准材料试件通过试验得出的材料疲劳极限
※具体零件与标准试件间
存在以下几方面的差异
1 .应力集中差异
2 .绝对尺寸差异 3 .表面状态差异
re r
l
材料标准试件
结论：材料疲劳极限 r 不能代表具体零件的疲劳极限 re
低周疲劳（应变疲劳） 循环次数低于103次 或104次 ； 高周疲劳 循环次数高于 104次 。 3.2.3 高周疲劳的机械零件的疲劳强度计算 1. 疲劳曲线（机械零件材料的） 曲线的得出： 实验的结果 实验目的： ①建立疲劳极限σmax 与应力循次数N的关系曲线。 ②建立极限平均应力σm与极限应力幅σa的关系曲线。 实验限定条件： 特定材料、特定的应力比 r 或特定循环次数N。
1）σ―N 曲线（机械零件材料的） 实验限定条件：
机械设计中的材料选择和强度计算
机械设计中的材料选择和强度计算在机械设计领域中，材料选择和强度计算是至关重要的一部分。
合理选择材料，进行准确的强度计算，可以确保设计的机械零件具有足够的强度和稳定性，以满足使用要求并延长机械设备的寿命。
一、材料选择机械设计中的材料选择是指根据机械零件的特性和使用环境，选择最适合的材料。
在选择材料时，需要考虑以下几个因素：1. 强度要求：根据设计零件所承受的载荷和工作条件，确定所需的强度指标。
常见的强度指标包括抗拉强度、屈服强度、硬度等。
2. 热处理性能：有些机械零件需要进行热处理，以改变其组织结构和性能。
在材料选择时，需要考虑材料的热处理性能，确保热处理后能够得到期望的性能。
3. 耐蚀性：根据机械零件所处的工作环境，选择具有良好耐蚀性的材料。
例如，在潮湿的环境中使用的零件需要选择耐腐蚀材料，以防止腐蚀损坏。
4. 可加工性：考虑到机械零件的制造过程，选择易加工的材料可以降低制造成本并提高零件的精度和表面质量。
在机械设计中，常见的材料包括金属材料（如钢、铝、铜等）、塑料材料（如聚乙烯、聚丙烯等）以及复合材料（如碳纤维增强复合材料等）。
根据不同的零件要求，选择不同的材料进行设计和制造。
二、强度计算强度计算是机械设计中必不可少的一环。
通过强度计算，可以确定机械零件在工作负荷下是否能够满足强度要求，以及确定零件的结构是否稳定。
强度计算的步骤如下：1. 确定载荷：根据机械零件所处的工作环境以及受力情况，确定零件所承受的载荷类型和大小。
2. 计算应力：根据载荷和零件的几何形状，计算零件在工作载荷下的应力分布。
常见的计算方法包括静力学分析、有限元分析等。
3. 比较强度：将计算得到的零件应力与所选材料的强度指标进行比较，判断零件的强度是否满足要求。
4. 考虑安全系数：根据设计的可靠性要求和风险情况，引入适当的安全系数。
安全系数可以根据设计经验、行业标准等确定。
强度计算需要精确的数据和合理的假设，对于复杂的机械零件，可能需要借助计算机模拟等工具进行分析。
第三章构件的截面承载能力强度
一、轴心受力构件的应用 轴心受力构件包括轴心受压杆和轴心受拉杆。 轴心受拉 ：桁架拉杆、网架、塔架（二力杆） 轴心受压 ：桁架压杆、工作平台柱、各种结构柱。 二、轴心受力构件的截面形式 1、对轴心受力构件的截面形式的要求 1）、能提供强度所需要的面积； 2）、制作比较简单； 3）、便于和相邻的构件连接； 4）、截面宽大而薄壁，以满足刚度和整体稳定； 2、轴心受力构件的截面形式 轴心受力的构件可采用图中的各种形式。
四、梁的强度计算 1、弯曲正应力 梁受弯时的应力－应变曲线与受拉时相类似（图 f），其正应力的发展过程可分为三个阶段：弹性工作 阶段(图c)、弹塑性工作阶段(图d)和塑性工作阶段 (图e).
弹性阶段——此时正应力为直线分布，梁最外边缘正应 力不超过屈服点 。对需要计算疲劳的梁，常以最外 纤维应力到达fy作为承载能力的极限状态。冷弯型钢 梁因其壁薄，也以截面边缘屈服作为极限状态。 最大弹性弯矩：Me= Wn· fy 弹塑性阶段 ——梁边缘出现塑性 , 应力达到屈服点，而 中和轴附近材料仍处于弹性。在《钢结构设计规范》 中对一般受弯构件的计算，就适当考虑了截面的塑性 发展，以截面部分进入塑性作为承载能力的极限。 中和轴：和弯矩主轴平行的截面面积平分线，中和轴两 边面积相等，对于双轴对称截面即为形心主轴。 塑性阶段 —— 梁全截面进入塑性 , 应力均等于屈服点， 形成塑性铰 , 此时已达到梁的承载极限。超静定梁的 塑性设计允许出现若干个塑性铰，直至形成机构。
翼缘剪力流(s自中线自由端，对A、B点为s=0、b)： q=τ t=VxSx/Ix=Vsth/(2Ix)， qA=0, qB=Vbht/(2Ix) 腹板剪力流(s自腹板与翼缘中线交点算起，对B、D点 为s=0、h/2)：
机械设计中的强度分析与材料选择
机械设计中的强度分析与材料选择在机械设计领域中，强度分析和材料选择是两个至关重要的环节。
强度分析是指对机械结构或零部件的承载能力进行评估和计算，以确保其在使用过程中不会发生破坏或变形。
而材料选择则是根据设计要求和工作环境，选择适合的材料来制造机械结构或零部件。
本文将从这两个方面展开讨论。
一、强度分析在进行强度分析时，工程师需要考虑到机械结构或零部件所承受的力和应力。
力是指外部施加在结构上的作用力，包括静力、动力和热力等。
而应力则是指结构内部的力，是由于外力作用而产生的内部应力。
强度分析的目的就是要确定结构或零部件能够承受的最大力和应力，以保证其安全可靠的工作。
在进行强度分析时，工程师通常会采用数值分析方法，如有限元分析。
有限元分析是一种将结构或零部件划分为有限数量的小单元，然后通过计算每个小单元的力和应力来推导整个结构的力和应力分布的方法。
通过有限元分析，工程师可以快速准确地评估结构的强度，并进行必要的优化设计。
二、材料选择在机械设计中，材料的选择对于结构的强度和性能至关重要。
不同的材料具有不同的物理和力学性质，因此在选择材料时需要考虑结构的工作环境和要求。
以下是一些常见的机械材料及其特点：1. 钢材：钢材是一种常用的机械材料，具有良好的强度和韧性。
钢材可以通过热处理来改变其硬度和强度，因此在不同的应用场景中有着广泛的应用。
2. 铝合金：铝合金是一种轻质材料，具有良好的强度和耐腐蚀性能。
铝合金在航空航天、汽车和电子设备等领域得到广泛应用，可以减轻结构的重量，提高整体性能。
3. 铜材：铜材具有良好的导热性和导电性，广泛应用于电子设备、电力传输和制冷设备等领域。
铜材的强度较低，适用于承受较小载荷的结构。
4. 塑料：塑料是一种轻质、耐腐蚀的材料，具有良好的绝缘性能。
塑料在电子设备、家电和日用品等领域得到广泛应用，可以实现复杂形状的制造。
在选择材料时，工程师需要综合考虑结构的工作条件、要求和经济性。
例如，在高温环境下工作的结构，需要选择具有良好耐高温性能的材料，如高温合金。
机械结构设计中的材料选用与强度分析
机械结构设计中的材料选用与强度分析引言：机械结构设计是一门涉及多学科的综合性学科，通过对材料的选用与强度分析，能够确保机械结构在工作过程中具备足够的强度和稳定性。
本文将探讨机械结构设计中的材料选用与强度分析的重要性以及相关的方法和技术。
一、材料选用的关键因素材料选用是机械结构设计的重要环节，直接影响到结构的强度、刚度、耐久性等性能。
在进行材料选用时，需要考虑以下几个关键因素。
1.1 强度要求机械结构的强度是设计的基本要求之一，不同的应用领域对强度要求不同。
例如，航空航天领域对结构强度的要求较高，需要选用高强度、高刚度的材料；而一些普通的机械结构则可以选用强度相对较低的材料。
1.2 负载条件机械结构在工作过程中会受到不同的负载条件，如静载、动载、冲击载荷等。
不同的负载条件对材料的要求也不同。
因此，在进行材料选用时，需要充分考虑负载条件，以确保结构在任何工况下都能够正常工作。
1.3 工作温度材料的性能往往会随着温度的变化而发生变化。
在高温环境下，一些常见的材料的强度会显著降低，因此需要选用具有较高耐高温性能的材料。
此外，在低温环境下，一些材料的韧性也会变得较低，因此需要选用具有良好低温韧性的材料。
1.4 重量和成本在材料选用时，还需要考虑结构的重量和成本。
轻量化是现代机械设计的重要发展方向之一，通过选用高强度、低密度的材料，可以有效降低结构的自重。
此外，材料的成本也是一个不可忽视的因素，在材料选用时需要进行合理的平衡。
二、强度分析的方法与技术强度分析是机械结构设计中不可或缺的一部分，通过分析结构在受力过程中的应力和变形情况，可以评估结构的强度和稳定性。
常用的强度分析方法和技术包括以下几种。
2.1 解析法解析法适用于简单的结构，通过解析计算或理论推导的方式，可以快速获得结构的应力分布和变形情况。
常见的解析法包括杆件法、薄壁结构理论等。
对于复杂的结构，解析法的应用会比较有限。
2.2 有限元法有限元法是一种广泛应用的数值计算方法，通过将结构划分为许多小的有限单元，并在每个有限单元上建立方程，最终获得整个结构的应力和变形情况。
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三、中小型油罐壁厚的定点设计
美国标准 API650，折减高度x=0.305m，则
H 0.305D
t0
2
（3-3）
三、中小型油罐壁厚的定点设计
考虑到钢板的负偏差和储存介质的腐蚀性，则罐壁
设计厚度为：
式中：
t
t0
1 2
C0
C
（3-1）
t —罐壁设计厚度，mm；
t0 —罐壁计算厚度，mm； C0—钢板厚度允许负偏差， mm； C —腐蚀裕量， mm，根据油品腐蚀性能和对油罐 使用年限的要求确定。
① 定点设计：按距各圈板下端相同位置的环向应力 计算各圈板的壁厚。
三、中小型油罐壁厚的定点设计
② 壁厚计算：
据理论分析和实验测定，对于中小型罐，各圈板环
向应力最大的点不一定在圈板的最下端，而在圈板
下端以上约0.3m的位置，则：
t0
H 0.3D
2
注意各量意 义及单位！
（3-2）
三、中小型油罐壁厚的定点设计
各国规定最大壁厚一般不超过38mm，高强度 钢可取到45mm；国内罐壁钢板的最大厚度可按 P49表3-2选取。
四、中小型油罐壁厚选用注意事项
四、中小型油罐壁厚选用注意事项
● 最小壁厚要求
按式（3-1）算得的油罐上部壁厚较薄，这容易造成 施工变形过大，安装后圆度不易保证，抗风能力不 足，使用寿命也会受到影响。 为了满足油罐安装和使用的稳定要求，壁厚应符合 最小壁厚的规定，详见P48表3-1。
§3-1 罐壁结构
② 为减少焊接影响和变形，相邻两圈板的纵 向焊缝宜错开1/3板长（向同一方向），焊缝 间距≥500mm。 ③ 浮顶油罐各圈板之间的连接必须采用对接， 且内壁齐平。否则，浮顶难以随液面升降而 上下移动。
§3-1 罐壁结构
● 连接形式—搭接（即套筒式） 拱顶罐相邻上下圈板的连接可 用套筒式搭接，如右图所示。 圈板间的搭接长度常取为35～ 60mm或(6～8)t（t为壁厚）， 但L搭≮30mm。
1 b
当该理论应用于构件的强度计算时，其强度条件为：
1
b
n
or
1
一、罐壁强度条件
油罐在接近常压的条件下贮存油品时，罐壁 沿高度所受内压力主要是液体静压和较低的 蒸汽压力。
在液面以上罐壁仅受蒸汽压力p0的影响，而距 罐底y处的压力为py=p0+(H-y)ρg。
一、罐壁强度条件
业已导出罐壁经向与环向应力σφ
§3-1 罐壁结构
● 罐壁排板 罐壁的纵截面一般为由下至上的逐级减薄的
阶梯形，是由不同厚度的钢板焊接而成的。各 相邻圈板的厚度，可根据计算取相等，但上圈 板的厚度不得大于下圈板的厚度，即ti≥ti+1。
§3-1 罐壁结构
● 连接形式——对接 ① 所有纵焊缝均采用对接， 且必须全焊透。
原因：由于罐壁纵焊缝直接 承受液压产生的环向拉应力， 且σθ>σφ。
上式中： H —计算圈板底边至罐壁顶端（当设有溢流口时，应
至溢流口下沿）的垂直高度，m； D —油罐直径，m； t0—由强度条件计算的壁厚，mm； [σ]—设计温度下罐壁钢板的许用应力，kgf/mm2； ρ—储液容重，当γ储液＞1t/m3时，取储液实际容重；
当γ储液≤1t/m3时，取1t/m3 ； η—焊缝系数，取0.9。
D
和σθ分别为：
p0 D 4t
p0D
2t
D
2t
p0
H
H y H0
yg 0 y H
显然：
一、罐壁强度条件
故按液面以下即H≥y＞0处的最大环向应力进 行罐壁强度设计。
∴由第一强度理论得： 最大环向应力所在处！
max
p0
H y0 gD
2t
二、罐壁钢板厚度设计原则
根据API650推荐，圈板hmin≮1.83米，而根 据我国实际，钢板宽度下限为：
D＞16.5m，h≥1m D＜16.5m，h≥0.5m
§3-2 罐壁钢板厚度计算
● 理论基础：轴对称回转薄壳于何种应力状态，只要材 料最大拉应力σ1达到材料单向拉伸断裂时的最大拉应力即 强度极限σb，材料将发生断裂。故材料的断裂条件为：
§3-1 罐壁结构
● 连接形式——混合式 大型立式油罐如果不是浮顶罐， 下部＞16mm的圈板之间也采用 对接，以保证焊接质量，而上部 较薄的圈板仍可采用套筒式搭接， 这样就变成了对接—搭接的混合 式连接，如右图所示。
§3-1 罐壁结构
● 连接注意事项 ① 若对接钢板厚度＞6mm，则必须开坡口； ② 罐壁上下圈板采用套筒式搭接时，罐壁外 侧角焊缝采用连续焊，其焊脚高度≮焊缝上 侧壁厚的2/3，且≮ 4mm，罐壁内侧角焊缝常 采用间断焊；但对腐蚀性介质，仍采用连续 焊，以避免搭接缝隙的腐蚀。
① 靠近罐底部的圈板按强度条件计算，靠近 罐顶部的圈板按刚度条件设计； ② 按强度条件设计的圈板应以该圈板上的最 大环向应力计算； ③ 储存油品密度（即容重）比水小，则按静 水压考虑；反之，按油品实际密度计算。 ④ 中小型油罐的壁厚计算可采用定点法，而 大型油罐多采用变点法。
三、中小型油罐壁厚的定点设计
四、中小型油罐壁厚选用注意事项
● 钢板规格（P49表3-3） 由式（3-1）计算的壁厚须按钢板规格选取，故
需将其向上圆整。
四、中小型油罐壁厚选用注意事项
● 最大壁厚要求 管壁钢板越厚，越难保证焊缝质量。由于施工
现场难以对焊缝进行热处理，故须限制储罐的最 大壁厚。
最大许用壁厚与材质和许用最低问恩都有关， 同时也与一个国家的整体焊接工艺水平有关。
教学内容
第三章 立式圆柱形油罐的尺寸选择和 罐壁强度设计
§3-1 罐壁结构 §3-2 罐壁钢板厚度计算 §3-3 立式圆柱形油罐直径和高度的选择* §3-4 罐壁边缘应力计算（下节点计算） §3-5 罐壁的开孔补强
教学目标
1、了解罐壁结构，熟练掌握罐壁厚度的定点 设计法;会用变点设计法来计算罐壁厚度。 2、学会结合油罐结构特点，并按材料最省和 投资费用最低两种类型来确定油罐的基本尺 寸——油罐的直径和高度。 3、了解罐壁开孔补强的原因，掌握补强的方 法及相关的计算公式。
§3-1 罐壁结构
● 圈板宽度hi ① 圈板宽度越小，阶梯形折线越趋近于理论 计算直线，材料也就越省，但环焊缝数就越 多，增加了制造安装工作量。 ② 若底层圈板太窄，则由边缘力所引起的最 大环向应力有可能落在上层圈板的下部，从 而造成上圈板比底圈板厚的不合理现象。故 圈板宽度不宜太窄！ ????
§3-1 罐壁结构