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§ 3-4、圆轴扭转时截面上的应力计算 薄壁圆筒的横截面上各点的切应力均相等。 ④ 切应变  是两截面的错动， 发生在垂直半径的平面内，所 以切应力的方向垂直于半径。T 结论：薄壁圆筒在受扭转变形时， 横

扭转切应力计算公式是τmax=TR/Iρ。扭转切应力性质：扭转应力在横截面上由扭矩作用产生的剪切应力，在弹性范围内，圆柱形横截面上的扭转应力是沿圆形截面的轴由中心向外表面直线增加的。外表面的扭转应力最大，单位MPa。利

由在圆轴截面上距圆心P处任一微面积dA的变形几何关系、物理条件和静力学可得圆轴扭转时，横截面上任一点处切应力计算公式当P等于圆轴半径R时，横截面上的切应力达到最大值，即 式中Wp—扭转截面系数或抗扭截面模量。适用

剪切应力与扭矩，弯矩的关系是：这三种应力是螺杆强度的计算依据。根据查询相关公开信息，扭转切应力计算公式是τmax=TR/Iρ，扭转应力在横截面上由扭矩作用产生的剪切应力，利用静态扭转试验可以测定材料的剪切模量等力学参数，

τ＝T/J其中，τ表示圆轴的切应力，T表示施加在轴上的扭矩，J表示轴的极惯性矩。圆轴扭转的切应力τ是轴截面上的剪切应力，它的大小与施加在轴上的扭矩T成正比，与轴的极惯性矩J成反比。在圆轴扭转过程中，切应力τ

扭转切应力与弯曲力叠加关系

而齿轮传动载荷方向不变，却是有振动的。振动是由于齿轮误差（齿距误差、齿圈跳动误差，等）引起的“周期性冲击力”。所以“受不变载荷作用的心轴，轴表面某固定点的弯曲应力是脉动循环变应力”。个人观点，仅供参考。

垂直于截面的应力分量称为正应力（或法向应力），用σ表示；相切于截面的应力分量称为剪应力或切应力，用τ表示。弯曲梁的正应力画法如下图所示。画弯曲正应力时应分清正负，即受拉为正，受压为负，一般情况下边缘处应力

即有Smax=?Smin而心轴弯曲符合这个数值，所以是对称循环应力。循环应力指应力随时间呈周期性的变化，变化波形通常是正弦波。这种应力可能是弯曲应力、扭转应力、或者是两者的复合。对称，指受的正应力与负应力对称相等。

弯曲应力为对称循环交变应力、每转动一周轴的外表面各受等量的拉压应力一次、从设计和使用的角度是按疲劳寿命设计的。扭转应力在稳定工作时是没有时间效应的、如果载荷比较稳定、一般可以不计交变应力的疲劳作用

转动心轴收到的是对称循环应力，固定心轴收到的是静应力；轴上的弯曲应力一般而言都是对称循环，因为一点在下方是受拉，转到上方受压，大小相等，方向相反，所以是对称循环

D.静应力 正确答案：A

应力可分为静应力和变应力，不随时间变化或变化缓慢的应力称为静应力；随时间变化的应力称为变应力，如果变应力具有一定的周期性，则称为循环变应力。转轴以一定速度进行转动，即使所受荷载大小不变，方向随时间对称变化，则

轴的弯曲应力是什么类型的应力

机械的特征有:机械是一种人为的实物构件的组合。机械各部分之间具有确定的相对运动。故机器能转换机械能或完成有用的机械功，是现代机械原理中的最基本的概念，中文机械的现代概念多源自日语之"机械"一词，日本的机械应用品对

一、传动方案拟定第三组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动(1) 工作条件:使用年限8年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1000N;带速V=2.0m/s;滚筒直径D=500mm;滚筒长度L=500mm。二、电动机

1-头部漏斗 ;2-机架;3-头部扫清器;4-传动滚筒 5-安全保护装置;6-输送带;7-承载托辊;8-缓冲托辊;9-导料槽;10-改向滚筒;11-拉紧装置 12-尾架;13-空段扫清器;14-回程托辊;15-中间架;16-电动机;17-液力偶合器;18-制动

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（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。运动简图 二、电动机的选择 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1

(1) 工作条件:使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳。(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1.7KN;带速V=1.4m/s;滚筒直径D=220mm。 运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求和 条件,选用

带式输送机带传动—单级圆柱齿轮减速器.机械课程设计,10年,误差0.05,滚筒效率0.96.D=400,F=3KN,V=1.5M/

垂直于物体表面上的风荷载标准值，用下面的公式来计算：ωk＝βzμsμzω0（6.1.1）式中ωk---风荷载标准值，kN/m2；βz---z高度处的风振系数；μs---风荷载体型系数；μz---风压高度变化系数；ω0---基本风

轴心抗压强度标准值fck按0.88*ac1*ac2*fcu,k计算。fcu,k > fck > fc ;fcu,k > ftk > ft ；其中：fc=fck/γc=fck/1.4；ft=ftk/γc=ftk/1.4 按标准试验方法测得的抗压强度作为混凝土的立方体抗压强度，用

轴的强度计算：1: “根号MH平方+MV平方”2: “根号M平方+αT平方”,α系数的物理意义和取值

2、抗压强度：p=P/A，式中 p为抗压强度，以每平方吋多少磅（psi）、每平方公分多少公斤为单位，P为压力，以磅、公斤为单位，A为剖面面积，以平方公分、平方吋为单位。3、大致说来，火成岩、石英岩和特别坚硬的硅质

轴的强度计算，尤其是转轴和心轴的强度计算，通常是在初步完成轴的结构设计之后进行的。对于不同受载和应力性质的轴，应采用不同的计算方法。其中传动轴按扭转强度计算；心轴按弯曲强度计算；转轴按弯扭合成强度进行计算。1.

1、按扭转强度条件计算；2、按弯曲强度条件计算；3、按弯扭合成强度条件计算；4、精确计算即安全系数校核计算。二、进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。三

轴的强度校核计算公式是τmax=Tr/Ip<=fv。知识拓展：轴的强度是轴能够承受的最大载荷,也是轴的重要性能指标之一。轴是穿在轴承中间或车轮中间或齿轮中间的圆柱形物件，但也有少部分是方型的。轴是支承转动零件并与之一起

轴如何强度计算

转动心轴收到的是对称循环应力，固定心轴收到的是静应力；轴上的弯曲应力一般而言都是对称循环，因为一点在下方是受拉，转到上方受压，大小相等，方向相反，所以是对称循环

5. 带传动在工作时产生弹性滑动是由于传动过载。 （ ）6. 转轴弯曲应力的应力循环特性为脉动循环变应力。 （ ）7. 向心推力轴承既能承受径向载荷，又能承受轴向载荷。 （ ）8. 圆盘摩擦离合器靠在主、从动摩擦盘的接触

称为循环特性（或称循环特征，应力比）转轴是连接产品零部主件必须用到的、用于转动工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴。转轴弯曲应力循环特性始终为-1，而剪切应力循环特性根据旋转情况而定。

不对，是对称循环变应力，因为转轴是转的。而力是不变的

随着轴的转动，拉压应力交变，所以轴所受的弯曲应力为对称循环变应力，其应力循环特性r=-1，而转轴所受的切向力方向也是恒定不变的，但大小是周期性变化的。内此，扭矩方向也是不变的，但扭转应力是脉动变化的。故扭转应

转轴的弯曲应力为（）。A.对称循环变应力 B.脉动循环变应力 C.非对称循环变应力 D.静应力 正确答案：A

转轴受到的弯曲应力性质为(　　)

对于纯弯曲，弯曲应力表现为弯曲正应力。在中性轴往里（弯曲中心方向）表现为压应力，在中性轴以外表现为拉应力。

圆截面轴的弯曲正应力σ的计算公式： σ = M / W ，式中，M是弯矩，W是截面抗弯抵抗矩(又称截面抗弯模量)。圆截面轴的扭转切应力(又称剪应力)τ= Tr / Ip ，式中，T是扭矩，r是轴横截面半径，Ip是轴横截面

55. 转轴弯曲应力σb的应力循环特性为 A 。 A. γ=-1 B. γ=0 C. γ= +1 D. -1<γ<+1 56. 在下列四种型号的滚动轴承中,只能承受径向载荷的是 B 。 A. 6208 B. N208 C. 30208 D. 51208 57. 在曲柄摇杆机构中

随着轴的转动，拉压应力交变，所以轴所受的弯曲应力为对称循环变应力，其应力循环特性r=-1，而转轴所受的切向力方向也是恒定不变的，但大小是周期性变化的。内此，扭矩方向也是不变的，但扭转应力是脉动变化的。故扭转应

转轴以一定速度进行转动，即使所受荷载大小不变，方向随时间对称变化，则依据应力循环特性的定义，其弯曲应力性质为对称循环变应力。

转轴的弯曲应力为()。

机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目：V带——单级圆柱减速器计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 （1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。 （2） 原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96 =0.85 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1000×2/1000×0.8412 =2.4KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×2.0/π×50 =76.43r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a× n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理） （2） ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min) nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作=2.4KW PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96 =2.168KW 3、 计算各轴扭矩（N?;mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960 =23875N?;mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.304/458.2 =48020.9N?;mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4 =271000N?;mm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本P83表5-9得：kA=1.2 PC=KAP=1.2×3=3.9KW 由课本P82图5-10得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm>dmin=75 dd2=n1/n2?;dd1=960/458.2×100=209.5mm 由课本P74表5-4，取dd2=200mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200 =480r/min 转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2 =-0.048<0.05(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本P84式（5-14）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200) 所以有：210mm≤a0≤600mm 由课本P84式（5-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500 =1476mm 根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm 根据课本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2 =500-38 =462mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×57.30 =1800-200-100/462×57.30 =1800-12.40 =167.60>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW 根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW 根据课本P81表（5-7）Kα=0.96 根据课本P81表（5-8）KL=0.96 由课本P83式（5-12）得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL =3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96 =3.99 (6)计算轴上压力 由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N =158.01N 则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19） FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2 =1256.7N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 由式（6-15） 确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齿数比：u=i0=6 由课本P138表6-10取φd=0.9 (3)转矩T1 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2 =50021.8N?;mm (4)载荷系数k 由课本P128表6-7取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得： σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa 由课本P133式6-52计算应力循环次数NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8) =1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa =524.4Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa =343Mpa 故得： d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm =48.97mm 模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm 根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本P132（6-48）式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×120mm=300mm 齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm 取b=45mm b1=50mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本图6-35C查得： σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000 =1.2m/s六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴选d=22mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 工段：d1=22mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=50mm ②求转矩：已知T2=50021.8N?;mm ③求圆周力：Ft 根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N ④求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft?;tanα=1000.436×tan200=364.1N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm (1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=182.05N FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N?;m (3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=500.2×50=25N?;m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N?;m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N?;m (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N?;m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS） 根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm 取d=35mm 2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=300mm ②求转矩：已知T3=271N?;m ③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft?;tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N?;m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N?;m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N?;m (5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N?;m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×8=48720小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=458.2r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本P263表（11-8）得e=0.68 FA1/FR148720h ∴预期寿命足够
本次毕业设计是关于矿用固定式带式输送机的设计。首选胶带输送机作了简单的概述：接着分析了带式输送机的选型原则及计算方法；然后根据这些设计准则与计算选型方法按照给定参数要求进行选型设计；接着对所选择的输送机各主要零部件进行了校核。普通带式输送机由六个主要部件组成：传动装置，机尾和导回装置，中部机架，拉紧装置以及胶带。最后简单的说明了输送机的安装与维护。目前，胶带输送机正朝着长距离，高速度，低摩擦的方向发展，近年来出现的气垫式胶带输送机就是其中的一中。在胶带输送机的设计、制造以及应用方面，目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距，国内在设计制造带式输送机过程中存在着很多不足。 关键词：带式输送机，选型设计，主要部件 以上资料来自“三人行设计网” 我只是复制了一部分给你看 但愿能对你有所帮助 他的还算比较全 你可以去看看 呵呵
选A 应力循环中最小应力与最大应力的比值，称为循环特性（或称循环特征，应力比） 转轴是连接产品零部主件必须用到的、用于转动工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴。 转轴弯曲应力循环特性始终为-1，而剪切应力循环特性根据旋转情况而定。
弯曲应力：法向应力的变化分量沿厚度上的变化是线性或非线性的

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