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《机械设计基础》教案由于两相对运动表面的加工不平度,轴的刚性及轴承与轴颈的几何形状误差的限制，hmin不能无限缩小,因而提出了许用油膜厚度 [h]的问题。
为了工作可靠,必须满足式(12-25)。
④学习轴承的热平衡计算这部分内容要注意以下几个问题：a) 首先要搞清为什么要进行热平衡计算；其次,再搞清楚为什么热平衡计算最后归结为控制其泊的入口温度,即应满足35°≤ti≤40℃。
b)在式(12-28)中,轴承的耗油量系数也是一个无量纲量。
由于计算单位时间内的耗油量很复杂,精确计算耗油量应包含三个部分,即承载区的油泄流量,非承载区的油泄流量以及油沟处的油泄流量。
故在轴承设计中往往采用大量分析计算作出了不同B/d时的Q?VBd曲线,学习时应注意B/d、χ耗油量系数与B/d某的关系,并对曲线的变化形态作出物理解释。
c)在式(12-28)中,有关轴承中的摩擦系数计算公式的推导,请参阅濮良贵主编《机械设计》第五版中304页。
⑤学习参数选择这一部分内容时,主要应理解宽径比B/d、相对间隙ψ和粘度对轴承工作性能的影响,并掌握其选择原则。
6)§12-8简介了无润滑轴承、多油模轴承及液体静压滑动轴承等。
教学时应注意如下几点:①无润滑轴承大多采用各种工程塑料制造,应了解这些材料的性能及特点。
主要设计参数的选择原则和承载能力的简化估算方法。
②多油模轴承的类型、结构特点及工作原理。
③液体静压轴承的承载原理及特点(包括定量供油和定压供油)。
要了解多油腔静压轴承的工作原理。
对于节流器,重点在于搞清节流器的作用。
教材中虽然仅介绍了毛细管节流器的结构简图,但其它型式的节流器,如小孔节流器、滑阀节流器、薄膜反馈节流器等，不难从有关阐述静压技术的书籍中查到。
三、本章教学工作的组织及学时分配本章的教学内容安排4个学时。
以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。
第十三章滚动轴承一、本章主要内容、特点及学习要求1.本章主要内容为滚动轴承的选择和轴承装臵的设计。
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(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-121MPa 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 =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()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 。
初步计算轴承当量动载荷当量动载荷P=fP(XR+YA)(下表)式中：fP--载荷系数X--径向载荷系数Y--轴向载荷系数(可暂选一近似中间值)表：径向载荷系数X和轴向载荷系数Y(摘自1989年轴承样本)注：1)C0是轴承基本额定静载荷；a是接触角。
实用时，X、Y、e等值应按目前最新国标GB6391-1995查取。
2)表中括号内的系数Y、Y1、Y2和e的详值应查取手册，对不同型号的轴承，有不同的值。
3)深沟球轴承的X、Y值仅适用于0组游隙的轴承，对应其它游隙组的X、Y值可查取轴承手册。
4)对于深沟球轴承和角接触轴承，先根据算得的相对轴向载荷的值查出对应的e值，然后再得出相应的X、Y值。
对于表中未列出的A/C0值可按线性插值法求出相应的e、X、Y值。
5)两套相同的角接触球轴承可在同一支点上“背对背”、“面对面”或“串联”安装作为一个整体使用，这种轴承可由生产厂选配组合成套提供，其基本额定动载荷及X、Y系数可查取轴承手册。
谁有学习轴承的好方法啊包括新老型号的转换记忆及一些代码的表示等？2010-10-16 11:04提问者：a393437848|浏览次数：873次2010-10-16 16:20最佳答案1.问：滚动轴承由哪几个基本部分组成？答：由内圈、外圈、滚动体和保持架等四部分组成。
滚动体是滚动轴承中的核心元件，它使相对运动表面间的滑动摩擦变为滚动摩擦。
2.问：常用的滚动体有哪些？答：滚动体有球、圆柱滚子、滚针、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子等几种。
3.问：保持架的主要作用是什么？答：保持架的主要作用是均匀地隔开滚动体，使滚动体等距离分布并减少滚动体间的摩擦和磨损。
如果没有保持架，则相邻滚动体转动时将会由于接触处产生较大的相对滑动速度而引起磨损。
4.问：按轴承所承受的外载荷不同，滚动轴承可以分为哪几种？答：可以概况地分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类。
5.问：常用滚动轴承的类型有哪些？答：调心球轴承、调心滚子轴承、推力调心滚子轴承、圆锥滚子轴承、大锥角圆锥滚子轴承、推力球轴承、双向推力球轴承、深沟球轴承、角接触球轴承、外圈无挡边的圆柱滚子轴承、内圈无挡边的圆柱滚子轴承、内圈有单挡边的圆柱滚子轴承、滚针轴承、带顶丝外球面球轴承等。
第三章 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(C 012σσσΦσ-=- 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==dD，067.0453==dr，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=qβ，则35.211191.0175.069.1111k=⨯⎪⎭⎫⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛-+=qσσσσββεK()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0DCA∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0DCA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MPa20m=σ，应力幅MPa20a=σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
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 M P a 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN M P a 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(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-121M P a33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-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 =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()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 。
轴的设计1、轴的机构设计 (1) 轴的设计计算① 轴的直径的确定(Ⅰ轴) 按扭转强度条件计算： 3npA do ≥ 其中：首选45号钢进行设计，查表A O =120,P=10.56 ,n=486.7r/min 于是d 1≥33.47取d 1=34m②作用在齿轮上的力F t =112d T =31033.7723.2072⨯⨯=5.34⨯103N （其中：T 1为Ⅰ轴受到的转矩，d 1为齿轮1的直径）F r =F t βcos tan n a ⨯=2⨯103N （其中：αn 为齿轮的压力角，β为螺旋角）F a =F t ·tan β=1342N同理可求得Ⅱ轴、Ⅲ轴的直径和轴上齿轮的受力： Ⅱ轴 d 2≥42.4 mm 取d 2=45 mm 轴上齿轮的受力：F t =2700 N 、F r = 1023 N 、 F a =780 NⅢ轴 d 3≥63.7 mm 取d 3=65 mm 轴上齿轮的受力：F t =8340 N 、F r =3100 N 、 F a =1800 N (2) 校核轴上轴承的受力和轴承的寿命 Ⅰ轴1、求轴承受到的径向载荷F r1和F r2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面的两个力系，如下图所示根据图示力的分析可知道：由图（b ）得F r1v =5.1905.6625.661+⨯-⨯d Fa Fr =5.1905.6625.678145.661007.13+⨯-⨯⨯=170N F r2v =F r -F r1v =1070-170=900NF r1H =5.1905.665.66+F t =7.29⨯102F r2H =F r -F r1H =2820-729=2091F r1=2211Hr F F v r +=22900170+=748.6 NF r2=2222H r v r F F +=222091729+=2276.5 N 2 求两轴承的计算轴向力F a1和F a2对于70000AC 型轴承，按表13-7轴承的派生轴向力为F d =0.68⨯F r (5-8)F d1=0.68×F r1=0.68×748.6=509.6 N F d2=0.68×F r2=0.68×2276.5=1547.99 N 根据轴向力和轴承的安装方向分析可知，轴承2压紧：∴ F a1=F d1=509.6 NF a2=F a +F d1=1323 N3 求轴承的当量动载荷 11r a F F =6.7486.509=0.68=e(5-9)22r a F F =5.22761323=0.58<e 由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对与轴承1： X 1=1 ; Y 1=0 对轴承2： X 2=1 ; Y 2=0 因轴承运转中有轻微的冲击载荷，按照表13-6，f p =1.0～1.2则 P 1=f p(X 1F r1+Y 1F a1)=1.1×(1×748.6+0×2362)=823.46(5-10)P 2=f p (X 2F r2+Y 2F a22)=1.1×(1×2276.5+0)=2504.15 (5-11) 4 计算轴承的寿命L h =ε⎪⎪⎭⎫⎝⎛266010P C n =72060106⨯⨯315.250423500⎪⎭⎫ ⎝⎛=19131 h<28800 h(5-12)寿命不能满足工作要求，所以应选择中载系列，选用型号为7307AC,在次进行验证：L h ’=72060106⨯⨯398.259732800⎪⎭⎫ ⎝⎛=420839 h>28800 h(5-13)满足工作寿命的要求，所以轴承选用7307AC 系列。
设计计算及说明结果一设计任务书1.设计方案设计题目：带式输送机的传动装置设计方案图如下：表3 大齿轮结构尺寸名称结构尺寸及经验计算公式结果/mm 毂孔直径h d根据中间轴设计而定 h d =24d60轮毂直径1D 1D =1.6h d 96 轮毂宽度l L=(1.2~1.5) h d80 腹板最大直径2D 2D =a d -（10~14）m n 270 板孔分布圆直径0D 0D =0.5（1D +2D ）183 板孔直径0d 0d =15~23mm25 腹板厚度CC=(0.2~0.3)b24大齿轮的结构草图如图1所示，闭式齿轮传动的尺寸列于表4。
图1大10%~15%。
C 值由[1]表5-5来确定：C=120。
1）闭式级高速轴37mm .21970482.5120nd 331min =⨯=≥PC 因为在最小直径处开有一个键槽为了安装联轴器，所以87mm .22）07.01（37.21d 1min =+⨯=，最后取1min d =30mm ；2）闭式级低速轴33.24mm 250.3235.319120nd 332min =⨯=≥PC因为在该轴上开有两个键槽，所以38.226mm ）15.01（33.24d 2min =+⨯=最后取2min d =40mm ；3. 闭式级高速轴的结构设计闭式级高速轴的结构草图如图2所示图21）.各轴段直径的确定D15:轴的最小直径，取1min d =30mm ；D14：密封处轴段直径，根据轴向定位以及密封圈的尺寸要求，取45mm ；D13：滚动轴承处轴段直径，取50mm ，由[1]表13-2初选滚动轴承6010；D12：齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构； D11：滚动轴承处轴段直径，取50mm；2）各轴段长度的确定D15:由外接的联轴器确定，取50mm；D14：由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，取75mm； D13：由滚动轴承、挡油盘等确定，取30mm；D12：齿轮处轴段，取110mm；D11：滚动轴承处轴段直径，取30mm闭式级高速轴的结构尺寸列于表6表6 闭式级高速轴的结构尺寸轴段D11 D12 D13 D14 D15直径/mm 50 80 50 45 30长度/mm 30 110 30 75 504. 闭式级低速轴的结构设计闭式级低速轴的结构草图如图3所示图31）.各轴段直径的确定d=40mm；D26: 轴的最小直径，取2minD25: 密封处轴段直径，根据轴向定位以及密封圈的尺寸要求，取45mm；D24：滚动轴承处轴段直径，取50mm；D23：大齿轮处轴段，由大齿轮确定，取60mm；D22：过渡轴段，取70mm；D21：滚动轴承处轴段直径，取50mm；2）各轴段长度的确定D26:由外接齿轮等确定，取155mm ；D25: 由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，取80mm ； D24：由滚动轴承、轴套等确定，取60mm ； D23：由大齿轮确定，取80mm ； D22：过渡轴段，取20mm ； D21：滚动轴承处轴段直径，取30mm 闭式级低速轴的结构尺寸列于表7表7 闭式级低速轴的结构尺寸轴段D21D22 D23 D24 D25 D26 直径/mm 50 70 60 50 45 40 长度/mm 30 208060801555. Ⅰ轴的校核1）对称循环弯曲许用应力选轴的材料为45钢，调质处理，由[4]表14-1查得对称循环弯曲许用应力][1- =55MPa ； 2）轴空间受力图齿轮啮合处作用有径向力、圆周力和轴向力，根据齿轮转向和齿轮旋向，可确定三者方向，画出轴空间受力图，如图4所示：图4取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点，齿轮啮合力即为作用于轴上的载荷，将其分解为垂直面受力和水平面受力，分别如图5和图6所示：图5图63）轴上载荷计算齿轮圆周力：N T T F 145305.12cos /5.231550652cos /zm 2d 2n 111t =⨯⨯===β 齿轮的径向力：NF F n t r5.54005.12cos 20tan 1453cos tan =⨯==βα 齿轮的轴向力：N F F 17.31005.tan121453tan t a =⨯== β 4）轴上支反力计算水平面内的支反力：N F F F HB HA 5.7262/t === 垂直面内的支反力：N d F l F l F a AB r ABVA 22.354)2/2/(11=⨯+⨯=N F F F VA r VB 28.186-== 5)轴弯矩计算及弯矩图绘制 计算截面C 处的弯矩：mm 508555.72670l ⋅=⨯=⨯=N F M HA AC Hmm 4.2479522.35470l 1⋅=⨯=⨯=N F M VA AC Vmm N F F M VA AC V ⋅=⨯-⨯=9.130392/d l 1a 2分别画出垂直面和水平面的弯矩图，分别如图7、图8所示:图7图8求合成弯矩并画出其弯矩图，如图9所示：mm 76.565772121⋅=+=N MM M V Hmm N M M M V H ⋅=+=2.525002222图96）画出扭矩图 如图10所示：图107）按弯扭合成校核轴的强度界面C 处的弯矩最大，以其为危险截面进行强度校核。
轧机机架辊设计摘要详细介绍轧机机架辊的结构，及其传动件齿轮箱、电机、联轴器等的选择和结构。
近年来,由于生产产量的提高原料品种规格和产品品种规格的增加。
尤其是不锈钢产量品种规格的大幅增加二辊前后机架辊的损坏更加频繁。
主要故障表现在，传动齿轮齿根折断。
主动辊，被动辊辊颈折断等。
特别是在生产轧制过程中的机架辊损坏故障。
不仅造成废钢，而且产生机械故障，造成全厂生产中断，影响极其恶劣，经统计"2009年1~12月份累计损坏机架辊60多套其中"21套是辊颈折断、牙齿折断28套，月平均损坏6套，直接经济损失12万元，影响时间3h。
宽厚板生产线最主要的设备是轧机，而轧机机架辊是轧制过程中与轧机联系最紧密的设备之一，它将板坯顺利送入轧机辊缝并接受轧出的轧件。
机架辊工作条件恶劣，受冲击，负荷大，容易损坏。
现代设计思想不再是加大安全系数，既然损坏难以避免，就要从缩短更换时间、方便维修入手设计其结构。
机架辊是轧制过程中与主机联系最紧密的设备之一。
它将板坯顺利送人轧机辊缝并接受轧出的轧件。
机架辊工作条件恶劣，受冲击，负荷大，容易损坏。
现代设计思想不再是加大安全系数，既然损坏难以避免，就要从缩短更换时间，方便维修入手设计结构。
由于不同轧机轧制力不同，板坯规格不同，成品规格不同。
所以机架辊的设计也不同。
某钢铁公司3500 mm中厚板轧机的机架辊设计很成功。
从投产至今．没有出现过不良情况。
粗轧机架辊是最重要的粗轧辅传动设备之一，由于其运行条件恶劣，维护极不方便，辊系装配采用SKF的调心滚子轴承23148，电机采用大连电机厂生产的YGP',t355L--8型，45kW辊道用变频调速i相异步电动机，控制系统采用西门子PLCs7—400通过DP总线指挥各个控制装置T作，前、后机架辊各用一套西门子逆变器6SE7035--1TJ60。
译文:Detailed presentation roller mill, and its transmission is the gear box, motor, so the choice of axes and structure. in recent years production of raw materials production up by a variety of specifications and specifications of products, especially of stainless steel output specifications for the two rolls and rolls the more frequent failure in the main gears and broken the initiative to roll passive roll off the roll neck, particularly in the production during the roll of the damage caused is not only .Generous board line of the main equipment to be pulled up, and roller mill is during are more closely linked with the device, it will roll smoothly into are the seam and take over the ruts. roller working conditions, shocks and to load the damage. modern design is no longer increase rates. since the damage is difficult to avoid, to change from short time, repair to his design. because of its structure is different from the rolling mill rolling force, during the roll was more closely linked with the host one of the equipment. it will be sent to roller mill smooth seam and take over the ruts. roller working conditions, shocks and to load the damage. modern design is no longer increase security department, since the damage is difficult to avoid, by changing from time to start. the structure of the design is different from the rolling mill rolling force, specifications, with the specifications. it's a roller . A roller mill a most important thing is rough and auxiliary facilities, transmission of the operating conditions are bad and maintain a very inconvenient, roll the assembly to adopt the heart of roller bearings 23148 in dalian, the electrical machinery plant production , t355l --8, 45kw with machinery velocity modulation control motor, and i are an asynchronous system to adopt plc, siemens s7 400 dp bus conductor by various control devices, before and after eliminating roll with a set of siemens become a usurper 6se7035 1tj60 z's, point five关键词：机架辊；集中传动；齿轮箱；交流变频调速电机；联轴器。
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(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-121MPa 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 =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()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 。
夹持机构的设计和计算液压缸的选择：由于液压缸的作用是补偿铝棒切割后的最大误差，铝棒的最大误差在±1mm，所以我们选择最小型号的液压缸：φ24，L23，行程4，重量0.05kg，加紧力3500N。
加紧机构的校核和计算：加紧机构选择滚珠丝杠，其有良好的传动精度，能让转动变为直线运动，摩擦阻力小等特点。
1、确定定位精度：由工作场合确定精度为C72、丝杠的扭矩计算一次夹持铝棒最大重量=2.7*103*0.203*0.203*0.7*8/4=475KG铝棒最小摩擦力=475*9.8*1.5≈7125N由f=μ*F N可知F N=f/μ=8906N查表初步选择3206-3丝杠，其公称直径=32mm，基本导程=6mm动载荷=14283 静载荷=353613、丝杠的全长计算全长=工作行程+螺母长度+安全余量+安全长度+链接长度+余量=600mm4、由于两方向丝杠的公况为，每天开机六小时，每年300个工作日。
工作八年以上，依工作要求和工作条件，初选外循环插管式，预紧采用双螺母型，圆螺母调隙，导珠管凸出式，7级精度，定位滚珠副，丝杠材料：C r WM n钢；滚道硬度为58~62HRC。
丝杠的传动精度为±mm0.04，T h=8*6*300=14400h。
丝杠的转速：n1=250r/min。
5、丝杠的校核寿命的计算C oe=（K h*L h*K F*K H*K L*F）/K n=8156<18850满足寿命要求。
式中――轴向载荷，取F＝8906N;K h――寿命系数, （L h/500）1/3L h――工作寿命,取L h=15000K F――载荷系数,取K F=1.2K H――动载荷硬度影响系数,取K H=1.0K L――短行程系数,取K L=1.0 K n――转速系数,取K n=0.5107静载荷条件计算:C oe=K F*K H*F=32563<35361满足条件预拉深量：取温升3.5o C丝杠的全长深长量：δtu=a*Δt*l u=2.55*10-6*3.5*0.83=7.2642um取预拉伸量：4.5um预拉伸力F t=δ*A*E/L0=337>1000/3所选丝杠预拉伸力满足要求。
第三章 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(C 012σσσΦσ-=-Θ σΦσσ+=∴-121MPa 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3-3一圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
材料为40CrNi ，设其强度极限σB =900MPa ，屈服极限750MPa s σ=试计算周健的弯曲有效应力集中系数k σ。
[解] 因1.16D d =，0.048rd=，查附表3-2，插值得 1.995σα=，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()k 1110.78 1.9951 1.896σσσq α=+-=+⨯-=3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D =54mm ，d =45mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB=420MPa ，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0.7σε=；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则k 11 1.691111 2.510.70.911σσσσq K εββ⎛⎫⎛⎫=+-=+-⨯= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭()()()170141.670,,260,0,141.67,2.51 2.51A C D ∴根据()()()0,67.73,260,0,141.67,56.44A C D 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 。
