机械设计(经典)计算公式

目录 目录 1 键的强度计算 2 销的强度计算 3 焊缝及键连接受力计算比较 4 链条计算 5 链轮计算 6 弹簧计算 7 螺纹计算 8 万向联轴器计算 9 齿式联轴器计算 10 减速机公称功率 11 过盈计算 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29键的强度计算链条计算销的强度计算链轮计算焊缝及键连接受力计算比较弹簧计算螺纹计算万向联轴器计算齿式联轴器计算减速机公称功率过盈计算键的强度计算 序号 代号 定义 /出处 结果 单位 一 已知 1 T 转矩 135 N·m 2 L 键的长度 50 mm 3 b 键的宽度 20 mm 4 l 键的工作长度 l=L-b 30 mm 5 D 轴的直径 70 mm 6 h 键的高度 12 mm 7 k 键与轮毂的接触高度 k=h/2 6 mm 8 Ppp 键连接的许用挤压压强 机械Ⅱ表5-3-17 40 MPa 9 τp 键连接的许用剪切应力 机械Ⅱ表5-3-17 90 Mpa 二 计算 10 P 工作面的挤压 P=2T/Dkl 21.4285714286 MPa 11 τ 键的剪切应力 τ=2T/Dbl 6.4285714286 Mpa 三 结论 12 P＜Ppp 满足 13 τ＜τp 满足要求销的强度计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 圆柱销（平面） 机械Ⅱ表5-3-2（第一种） 一 已知 1 F 横向力 5000 N 2 d 销的直径 5 mm 3 Z 销的数量 5 个 二 计算 4 τ 剪切力 τ=4F/πd2Z 50.9295817894 MPa 5 Τp 许用剪切力 根据销的材料查表对于销的常用材料可取Τp=80MPa 三 结论 Τ＜Τp 满足要求 圆柱销（圆周） 机械Ⅱ表5-3-2（第二种） 一 已知 1 T 转矩 5000 N·mm 2 D 轴的直径 100 mm 3 d 销的直径 5 mm 4 L 销的长度 50 mm 二 计算 4 σp 挤压力 σp=4T/DdL 0.8 MPa 5 σpp 许用挤压力 机械Ⅱ表5-3-17 MPa 4 τ 剪切力 τ=2T/DdL 0.4 MPa 5 Τp 许用剪切力 根据销的材料查表对于销的常用材料可取Τp=80MPa 三 结论 σp＜σpp 满足要求 Τ＜Τp 满足要求焊缝及键连接受力计算比较 序号 代号 定义 备注 结果 单位 一 焊缝计算(已知条件) 1 M 扭矩 1650 N·m 2 R 轴径 100 mm 3 k 焊缝高度 15 mm 4 a a=0.7k 10.5 mm 计算受力 1 τ 剪切力(双面焊缝) τ=2*M*(R+a)/2π((R+a)4-R4)) 1.1822287139 Mpa τp 167 Mpa τ＜τp,强度满足要求 二 键计算(已知条件) 1 T 扭矩 1650 N·m 2 D 轴径 100 mm 3 b 键宽 28 mm 4 L 键长 70 mm 计算受力 1 τ 剪切力 τ=2*T/DbL 16.8367346939 Mpa τp 60 Mpa τ＜τp,强度满足要求 三 结论 轴头采用焊缝联结和键联结均能满足要求,但根据计算数据,通过比较,焊缝联结更为可靠.&L&A参考目:机械手册Ⅰ、机械手册Ⅱ链条计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 n1 链轮1转速 213 r/min 2 n2 链轮2转速 213 r/min 3 i 传动比 i=n1/n2 1 4 z1 链轮1齿数 25 5 z2 链轮2齿数 z2=i*z1 25 6 P 传递功率 3 Kw 7 KA 共况系数 机械Ⅲ表13-2-3 1.4 8 Pd 设计功率 Pd=KA*P 4.2 Kw 9 Kz' 链轮齿数系数 机械Ⅲ表13-2-4 1.51 10 Kp 排数系数 机械Ⅲ表13-2-5 1 二 计算 11 Po 单排链功率 Po=Pd/（Kz*Kp） 2.7814569536 Kw 12 p 链条节距 机械Ⅲ图13-2-2 19.05 mm 13 dkmax 链轮轴孔最大许用直径 机械Ⅲ表13-2-6 88 mm 因不满足结构需要，增大节距和齿数，p=25.4，Z1=z2=29，dkmax=120mm 14 z1 链轮1齿数 25 15 z2 链轮2齿数 z2=i*z1 25 16 p 链条节距 机械Ⅲ图13-2-2 25.4 mm 17 dk dk≤dkmax=120 90 18 a0 初定中心距 a0min=0.2z1（i+1）p 254 mm 有张紧装置，a0max＞80p 2032 mm 19 选a0 1100 mm 20 a0p 以节距计的初定中心距 a0p=a0/p 43.3070866142 mm 21 k 机械Ⅲ表13-2-7 0 22 Lp 链条节数 Lp=（z1+z2）/2+2a0p+k/a0p 111.6141732283 节 23 110 24 L 链条长度 L=Lp*p/1000 2.794 m 25 ka 机械Ⅲ表13-2-8 0.25 26 ac 计算中心距 ac=p（2Lp-z1-z2）*ka 1079.5 mm 27 △a 0.002*ac 2.159 28 a 实际中心距 a=ac-△a 1077.341 mm 29 1000 30 v 链条速度 v=z1n1p/60*1000 0.0105833333 m/s 31 Ft 有效圆周力 Ft=1000P/v 396850.393700787 Nhoushuai:链轮计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 z 链轮齿数 29 2 d1 滚子外径 机械Ⅲ表13-2-1 15.88 3 p 链条节距 25.4 mm 4 pt 链条排距 机械Ⅲ表13-2-1 31.88 mm 二 计算 5 d 分度圆直径 d=p/sin（180°/z） 234.9262911397 mm 6 da 齿顶圆直径 da=p（0.54+cot180/z） 247.2651431555 mm 7 df 齿根圆直径 df=d-d1 219.0462911397 mm 8 ha 分度圆弦齿高 ha=0.27p 6.858 mm 9 h2 内链板高度 机械Ⅲ表13-2-1 21.08 mm 10 dg 齿侧凸缘直径 dg≤pcot180°/z-1.04h2-0.76 210.8659431555 mm 11 K 机械Ⅲ表13-2-15 9.5 12 dk 90 13 h 轮毂厚度 h=K+dk/6+0.01d 26.8492629114 mm 14 l 轮毂长度 lmin=2.6h 69.8080835696 mm 15 dh 轮毂直径 dh=dk+2h 189.5 mm 16 dhmax〈dg 200 17 b1 内节内宽 机械Ⅲ表13-2-1 17.02 mm 18 bf 齿宽 bf=0.95b1 16.169 mm 19 MR 量柱测量距 MR=dcos90°/z+dRmin（dR=d1） 250.4617514951 20 bR 量柱直径 15.88 mmhoushuai:弹簧计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 P1 最小工作载荷 0 N 2 Pn 最大工作载荷 3122 N 3 h 工作行程 25 mm 4 D 弹簧中径 32 mm 5 弹簧类别（寿命） 103～106，Ⅲ类载荷 次 6 弹簧结构 端部并紧，磨平，支撑圈为1圈 7 弹簧材料 碳素弹簧钢丝C级 8 G 切变模量 79000 MPa 9 E 弹性模量 206000 MPa 二 计算 10 σb 抗拉极限强度 查表11-2-3初选（钢丝Φ8） 1370 MPa 11 τp 许用应力 0.5σb 685 MPa 12 C' 初选旋绕比 8/π*KC3=τpD2/Pn 224.6764894299 13 K' 初选曲度系数 查表11-2-20 14 C" 旋绕比 4 15 K" 曲度系数 1.404 16 d 钢丝直径 d=D/C 8 mm 选取 8 mm 17 C 实际旋绕比 C=D/d 4 18 K 实际曲度系数 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C或查表11-2-20 1.40375 19 P' 初算弹簧刚度 P'=(Pn-P1)/h 124.88 N/mm 20 F1 最小载荷下变形量 F1=P1/P' 0 mm 21 Fn 最大载荷下变形量 Fn=Pn/P' 25 mm 22 Fb 压并时变形量 Fb=Fn/0.65 38.4615384615 mm 23 Pb 压并载荷 Pb=Pn/0.65 4803.0769230769 mm 24 n 有效圈数 n=Gd4Fn/8PnD3 9.8844891095 选取 10 25 n1 总圈数 查表11-2-14n1=n+2 12 26 Hb 压并高度 Hb=(n+1.5)d 92 mm 27 Ho 自由高度 Ho=Hb+Fb 130.4615384615 mm 选取 130 mm 28 t 节距 t=(Ho-1.5d)/n 11.8 mm 29 α 螺旋角 α=arc(t/π*D) 6.6945613687 ° 30 L 展开长度 L=π*Dn1/COSα 1316.1784465695 mm 三 结论(验算) 稳定性 31 b 高径比 b=HO/D 4.0625 两端固定b＜5.3 满足要求 强度 32 τmax 最大切应力 τmax=8KDPn/πd3 697.4977317623 MPa τs 屈服极限 静载荷，80钢 930 MPa 33 S 疲劳安全系数 S=τp/τmax 1.3333376693 34 Sp 1.3～1.7 35 S＞Sp,强度满足要求 满足要求螺纹计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 d 螺栓直径 240 mm 2 na 安全系数 手册Ⅱ5-1-53 1.2 3 ko 预紧系数 手册Ⅱ5-1-54 4 4 kc 相对刚度系数 手册Ⅱ5-1-55 0.2 5 σs 材料的屈服极限 930 Mpa 6 F 止推力 3500000 N 7 G 锁紧装置重量 0 Kg 8 m 摩擦系数 0.15 二 计算 9 P 最大轴向载荷 P=m*9.8G+F 3500000 10 PΣ 总拉力 PΣ=(ko+kc)P 14700000 11 Aa 危险截面面积 Aa=πd2/4 45216 mm2 12 σt 最大轴向载荷 σt=1.3PΣ/Aa 422.6380042463 Mpa 13 σtp 许用拉应力 σtp=σs/n 775 Mpa 三 结论(验算) σt＜σtp 满足要求万向联轴器计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 P 传动功率 5.5 Kw 2 n 转速 73 r/min 3 T 理论转矩 T=9550*P/n 0.7195205479 kN·m 4 K 工况系数 机械手册Ⅱ6-89页表6-2-22 5 二 计算 5 Tc 计算转矩 Tc=TK 3.5976027397 kN·m 6 β1 7.88 ° 7 β2 12 ° 8 tanβ tanβ=（tan2β1＋tan2β2）1/2 0.2536462672 9 β 14.2327007109 ° 10 选用SWC180BH11420 Tn 公称转矩 12.5 kN·m Tf 疲劳转矩 6.3 kN·m 三 结论(验算) Tn≥TcTf≥Tc 满足要求齿式联轴器计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 T 理论转矩 2387.5 N·m 2 Pw 驱动功率 300 Kw 3 n 工作转速 1200 r/min 4 Kw 动力机系数 机械Ⅱ6-54页 1 5 K 工况系数 机械Ⅱ6-54页表6-2-2 2 6 Kt 温度系数 机械Ⅱ6-54页 1 7 Kz 启动系数 机械Ⅱ6-56页表6-2-3 1 8 参考外方图纸选取 制动盘直径 710 mm 9 Tn 公称转矩 WGP7 14000 N·m 二 计算 10 Tc 联轴器计算转矩 Tc=TKwKKzKt 852000 N·m 三 结论(验算) Tc＜Tn 满足要求减速机公称功率 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 KA 工况系数 1.5 2 KS 安全系数 1.5 3 P 输入功率 300 kW 5 N 输入转速 1200 r/min 6 n 输出转速 41 r/min 二 计算 4 P2m 计算功率 P2m=P×KA×KS 675 kW 7 i 减速比 i=N/n 29.2682926829 8 P1 公称输入功率 P2m＜P1 三 结论(验算) 9 查表得ZSY500 840 Nm过盈计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 da 包容件外径 295 mm 2 df 结合直径 100 mm 3 di 被包容件内径 0 mm 4 lf 结合长度 50 mm 5 μ 摩擦因数 机械手册Ⅱ表5-4-4(钢-钢) 0.14 6 Ea 包容件弹性模量 200000 MPa 7 Ei 被包容件弹性模量 200000 MPa 8 νa 包容件泊松比 0.3 9 νi 被包容件泊松比 0.3 10 σsa 包容件屈服强度 295 MPa 11 σsi 被包容件屈服强度 275 MPa 12 N 功率 11 Kw 13 k过载 电机过载系数 2.5 14 n 转速 159.16 r/min 二 计算 1 T 传递扭矩 T=9550k过载N/n 1650.0691128424 N·m 2 Pfmin 传递载荷所需最小压强 Pfmin=2T/πdf2lfμ 15.006666043 MPa 3 qa 包容件直径比 qa=df/da 0.3389830508 4 qi 被包容件直径比 qi=di/df 0 5 Ca 系数 机械手册Ⅱ表5-4-5 1.579 6 Ci 系数 机械手册Ⅱ表5-4-5 0.7 7 eamin 传递载荷所需的最小变化量(包容件) eamin=Pfmin*df*Ca/Ea 0.0118477628 mm 8 eimin 传递载荷所需的最小变化量(被包容件) eimin=Pfmin*df*Ci/Ei 0.0052523331 mm 9 δemin 传递载荷所需的最小有效过盈量 δemin=eamin+eimin 0.017100096 mm 12 δmin 考虑压平后的最小过盈量 δmin=δemin 0.017100096 mm 13 a 机械手册Ⅱ图5-4-8 0.52 14 c 机械手册Ⅱ图5-4-8 0.5 15 Pfamax 不产生塑性变形所允许的最大压强 包容件:Pfamax=a*σsa 153.4 MPa 16 Pfimax 不产生塑性变形所允许的最大压强 被包容件:Pfimax=c*σsi 137.5 MPa 17 Pfmax 被联结件:取Pfamax和Pfimax较小的值 137.5 MPa 18 Ft 不产生塑性变形所允许的最大传递力 Ft=Pfmaxπdflfμ 302378.292908018 N 19 eamax 不产生塑性变形允许的最大直径变化量(包容件) eamax=PfmaxdfCa/Ea 0.10855625 mm 20 eimax 不产生塑性变形允许的最大直径变化量(被包容件) eimax=PfmaxdfCi/Ei 0.048125 mm 21 δemax 被联结件不产生塑性变形允许的最大有效过盈量 δemax=eamax+eimax 0.15668125 mm 22 [δmin] 选择配合的要求 [δmin]＞δemin 23 [δmax] 选择配合的要求 [δmax]≤δemax 24 δb 初选基本过盈量 δb=(δemin+δemin)/2 0.086890673 mm 25 初选基本偏差代号 机械手册Ⅱ图5-4-7 t 26 确定公差等级 孔:IT7,轴:IT6 27 要求较多的联结强度储备 (δemin+δemin)/2＜δb＜δemax 28 选用基本偏差代号:"u" 29 ω u的基本偏差 机械手册Ⅰ表2-2-39 0.124 mm 30 IT7 0.035 mm 31 IT6 0.022 mm 32 [δmin] 选择配合的要求 [δmin]=ω-IT7＞δemin 0.089 mm ＞0.0171 mm 33 [δmax] 选择配合的要求 [δmax]=ω+IT6≤δemax 0.146 mm ＜0.157 mm 三 结论(验算) 选用配合:H7/u6