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有应力比r 平均应力 应力幅 r=最小应力/最大应力 平均应力=最大应力与最小应力之和的一半 应力幅=最大应力与最小应力之差的一半

公式：N1=60njLh 公式中j——齿轮转一周时同侧齿面的啮合次数。可以根据转速确定。Lh——是齿轮工作寿命，h小时。可以按照几班制确定，一天按照8小时为一个班。n——转速。这些参数都是按照你设计的工作要求确定的。有

在机械中，将具有一定规律周期循环的应力称为循环应力。循环应力的特性用最小应力σmin 与最大应力σmax 的比值 r=σmin/σmax 表示，r称为为循环特征。当r=0，即σmin=0时，称为脉动循环应力。类似的，扩展开来，最

根据机械设计书上设计蜗轮蜗杆减速器时使用的公式为N=60j*n2Lh，其中j表示电机是否单双向转动（单向为1，双位2），n2为涡杆的传动比，Lh为工作的总时间。有规则的周期变动应力，是引起疲劳破坏的外力，指载荷大小，甚至方

计算齿轮 应力循环次数公式N=60njLh 例如：Lh=2*8*300*15 Lh=工作年数*一年工作的天数*一天工作的小时数 300是每年工作的天数， 15是工作15年，2是齿轮旋转一周，齿面相啮合的次数。8是8小时工作制。轮缘上有齿能连

变应力的循环特性系数变应力r=min max。根据查询相关信息得知，应力循环特性系数就是指对试件循环加载时的最小荷载与最大载荷之比（或试件最小应力与最大应力之比），也叫应力比。

应力循环特性的计算方法

因此，轴横截面上及分布有拉应力，也有压应力。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

当循环特性r为负1时称为对称循环，其余各种情况统称为非对称循环。齿轮应力循环特性是当循环特性r为负1时称为对称循环，其余各种情况统称为非对称循环进行判断。齿轮是指轮缘上有齿轮连续啮合传递运动和动力的机械元件。

4、非对称循环可以看做是静应力与对称循环的叠加。

如何判断轴所受应力循环系数:一般循环特征出现在齿轮传动。根据机械设计书上设计蜗轮蜗杆减速器时使用的公式为N=60j*n2Lh，其中j表示电机是否单双向转动（单向为1，双位2），n2为涡杆的传动比，Lh为工作的总时间。有规则

如何判断轴所受应力循环系数

对称循环变应力，r=-1

当r=0，即σmin=0时，称为脉动循环应力。类似的，扩展开来，最小值为零，循环特性为零的循环，称为脉动循环。直齿圆柱齿轮传动中，齿面接触应力是脉动循环，齿根弯曲应力是对称循环。对称循环应力下构件的疲劳强度条件 式

轴的截面多为圆形,为了轴上零件定位及装拆方便,轴多做成阶梯轴。等直径轴(光轴)形状简单,加工容易,应力集中少,但轴上零件不易装配及定位。 根据承载情况,轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。转轴是工作中既受弯矩又受转矩的轴,如减速

对于一般转轴，σW为对称循环变应力；而τT的循环特性则随转矩T的性质而定。考虑弯曲应力与扭应力变化情况的差异，将上式中的转矩T乘以校正系数α，即 液压动力头岩心钻机设计与使用 式中：Me为当量弯矩， α为应力校正

因为将齿轮2轮齿的两个工作面分别称为A面和B面，齿轮1为主动轮，若齿轮1推动A面使齿轮2转动，则齿轮2靠B面，推动3转动，AB两面的弯曲疲劳应力大小一样方向相反，因此齿轮2的弯曲应力为对称循环应力，循环特性r=-1。而

齿面接触应力是脉动循环，齿根弯曲应力是对称循环。在作弯曲强度计算时应将极限应力值乘以0.7。在做强度计算时应考虑，当循环特性r=-1时为对称循环，其余各种情况统称为非对称循环，当r=0，这种非对称循环是脉动循环。静

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

支承定轴线齿轮传动的转轴,轴横截面上某点的弯曲应力循环特性r=();而其扭转应力的循环特性r=()。

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.传动轴的强度计算 传动轴工作时受扭，由材料力学知，圆截面轴的抗扭强度条件为 液压动力头岩心钻机设计与使用 计算轴的直径时，式（2-13）可以写成 液压动力头岩心钻机设计与使用 式中：τT为轴的扭应力，MPa；T为轴传递的转矩，N·mm；WT为轴的抗扭截面系数，mm3；P为轴传递的功率，kW；n为轴的转速，r/min；d为轴的直径，mm；［τ］T为轴材料的许用扭应力，MPa，见表2-8；C为与轴材料有关的系数，见表2-8。 表2-8 轴常用材料的［τ］T值和C值 注：1.当弯矩作用相对于转矩很小或只传递转矩时，［τ］T取较大值，C取较小值；反之，［τ］T取较小值，C取较大值。 2.当用35SiMn钢时，［τ］T取较小值，C取较大值。 按式（2-14）求得的直径，还应考虑轴上键槽会削弱轴的强度。一般情况下，开一个键槽，轴径应增大3％；开两个键槽，增大7％，然后取标准直径。 在转轴的设计中，常用式（2-14）作结构设计前轴径的初步估算，把估算的直径作为轴上受扭段的最细直径（有时也可作轴的最细直径）。对于弯矩的影响，常采用降低许用扭应力的方法予以修正，见表2-8注。 2.心轴的强度计算 在一般情况下，作用在轴上的载荷方向不变，故心轴的抗弯强度条件为 液压动力头岩心钻机设计与使用 计算轴的直径时，式（2-15）可以写成 液压动力头岩心钻机设计与使用 式中：d为轴的计算直径，mm；M为作用在轴上的弯矩，N·mm；W为轴的抗弯截面系数，mm3；［σ］W为轴材料的许用弯曲应力，MPa。轴固定时，若载荷长期作用，取静应力状态下的许用弯曲应力［σ＋1］W；若载荷时有时无，取脉动循环的许用弯曲应力［σ0］W。轴转动时，取对称循环的许用弯曲应力［σ-1］W。［σ＋1］W、［σ0］W、［σ-1］W取值见表2-9。 表2-9 轴的许用弯曲应力（MPa） 注：σb为材料抗拉强度。 3.转轴的强度计算 转轴的结构设计初步完成后，轴的支点位置及轴上所受载荷的大小、方向和作用点均为已知。此时，即可求出轴的支承反力，画出弯矩图和转矩图，按弯曲和扭转合成强度条件计算轴的直径。 轴的支点位置，对于滑动轴承和滚动轴承都不全是在轴承宽度的中点上，其中滑动轴承可按表2-10确定，滚动轴承可查轴承样本或有关手册。但是，为了简化计算，通常均可将支点位置取在轴承宽度的中点上。 表2-10 滑动轴承支点位置的确定 由弯矩图和转矩图可初步判断轴的危险截面。根据危险截面上产生的弯曲应力σW和扭应力为τT，可用第三强度理论求出钢制轴在复合应力作用下危险截面的当量弯曲应力σeW，其强度条件为 液压动力头岩心钻机设计与使用 对于一般转轴，σW为对称循环变应力；而τT的循环特性则随转矩T的性质而定。考虑弯曲应力与扭应力变化情况的差异，将上式中的转矩T乘以校正系数α，即 液压动力头岩心钻机设计与使用 式中：Me为当量弯矩， α为应力校正系数，对于不变的转矩，取 对于脉动循环的转矩， 对于对称循环的转矩，取 为脉动循环时材料的许用弯曲应力，见表2-9。 计算轴的直径时，式（2-16）可以写成 液压动力头岩心钻机设计与使用 式中：d为轴的计算直径，mm；Me为当量弯矩，N·mm；［σ-1］W为对称循环下的材料的许用弯曲应力，MPa。 轴上有键槽时，为了补偿对轴强度的削弱，按式（2-19）求得的直径应增大4％～7％，单键槽时取较小值，双键槽时取较大值。 综上所述，常用转轴的设计步骤是：先按照转矩估算轴径，作为轴上受扭段的最细直径；再按照结构设计的要求，进行轴的初步结构设计，确定轴的外形和尺寸；然后按弯扭合成强度条件校核轴的直径。若初定轴的直径较小，不能满足强度要求，则需修改结构设计，直到满足强度要求为止；若初定轴的直径较大，一般先不修改设计，通常是在计算完轴承后再综合考虑是否修改设计。 对于一般用途的轴，按照上述方法设计计算即能满足使用要求。对于重要的轴，尚须考虑应力集中、表面状态以及尺寸的影响，用安全系数法作进一步的强度校核，其计算方法见有关机械设计教材或参考书。
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。

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