(完整版)机械设计经典计算公式

1234567891011121314151617181920212223242526272829减速机公称功率过盈计算目录齿式联轴器计算键的强度计算链条计算链轮计算弹簧计算螺纹计算万向联轴器计算销的强度计算焊缝及键连接受力计算比较序号代号定义公式/出处结果单位一已知1T转矩135N·m2L键的长度50mm3b键的宽度20mm4l键的工作长度l=L-b30mm5D轴的直径70mm6h键的高度12mm7k键与轮毂的接触高度k=h/26mm8Ppp键连接的许用挤压压强机械Ⅱ表5-3-1740MPa9τp键连接的许用剪切应力机械Ⅱ表5-3-1790Mpa二计算10P工作面的挤压P=2T/Dkl21.42857143MPa11τ键的剪切应力τ=2T/Dbl6.428571429Mpa三结论12P＜Ppp满足要求13τ＜τp满足要求序号代号定义公式/出处结果单位圆柱销（平面）机械Ⅱ表5-3-2（第一种）一已知1F横向力5000N2d销的直径5mm3Z销的数量5个二计算4τ剪切力τ=4F/πd2Z50.92958179MPa5Τp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1T转矩5000N·mm2D轴的直径100mm3d销的直径5mm4L销的长度50mm二计算4σp挤压力σp=4T/DdL0.8MPa5σpp许用挤压力机械Ⅱ表5-3-17MPa4τ剪切力τ=2T/DdL0.4MPa5Τp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参考书目:机械手册Ⅰ、机械手册Ⅱ序号代号定义备注结果单位一1M扭矩1650N·m2R轴径100mm3k焊缝高度15mm4aa=0.7k10.5mm1τ剪切力(双面焊缝)τ=2*M*(R+a)/2π((R+a)4-R4))1.1822Mpaτp167Mpaτ＜τp,强度满足要求二1T扭矩1650N·m2D轴径100mm3b键宽28mm4L键长70mm1τ剪切力τ=2*T/DbL16.837Mpaτp60Mpaτ＜τp,强度满足要求三焊缝计算(已知条件)计算受力键计算(已知条件)计算受力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.序号代号定义公式/出处结果单位一已知1n1链轮1转速213r/min2n2链轮2转速213r/min3i传动比i=n1/n214z1链轮1齿数255z2链轮2齿数z2=i*z1256P传递功率3Kw7KA共况系数机械Ⅲ表13-2-31.48Pd设计功率Pd=KA*P4.2Kw9Kz'链轮齿数系数机械Ⅲ表13-2-41.5110Kp排数系数机械Ⅲ表13-2-51二计算11Po单排链功率Po=Pd/（Kz*Kp）2.781456954Kw12p链条节距机械Ⅲ图13-2-219.05mm13dkmax链轮轴孔最大许用直径机械Ⅲ表13-2-688mm因不满足结构需要，增大节距和齿数，p=25.4，Z1=z2=29，dkmax=120mm14z1链轮1齿数2515z2链轮2齿数z2=i*z12516p链条节距机械Ⅲ图13-2-225.4mm17dkdk≤dkmax=1209018a0初定中心距a0min=0.2z1（i+1）p254mm有张紧装置，a0max＞80p2032mm19选a01100mm20a0p以节距计的初定中心距a0p=a0/p43.30708661mm21k机械Ⅲ表13-2-7022Lp链条节数Lp=（z1+z2）/2+2a0p+k/a0p111.6141732节2311024L链条长度L=Lp*p/10002.794m25ka机械Ⅲ表13-2-80.2526ac计算中心距ac=p（2Lp-z1-z2）*ka1079.5mm27△a0.002*ac2.15928a实际中心距a=ac-△a1077.341mm29100030v链条速度v=z1n1p/60*10000.010583333m/s31Ft有效圆周力Ft=1000P/v396850.3937N序号代号定义公式/出处结果单位一已知1z链轮齿数292d1滚子外径机械Ⅲ表13-2-115.883p链条节距25.4mm4pt链条排距机械Ⅲ表13-2-131.88mm二计算5d分度圆直径d=p/sin（180°/z）234.9262911mm6da齿顶圆直径da=p（0.54+cot180/z）247.2651432mm7df齿根圆直径df=d-d1219.0462911mm8ha分度圆弦齿高ha=0.27p6.858mm9h2内链板高度机械Ⅲ表13-2-121.08mm10dg齿侧凸缘直径dg≤pcot180°/z-1.04h2-0.76210.8659432mm11K机械Ⅲ表13-2-159.512dk9013h轮毂厚度h=K+dk/6+0.01d26.84926291mm14l轮毂长度lmin=2.6h69.80808357mm15dh轮毂直径dh=dk+2h189.5mm16dhmax〈dg20017b1内节内宽机械Ⅲ表13-2-117.02mm18bf齿宽bf=0.95b116.169mm19MR量柱测量距MR=dcos90°/z+dRmin（dR=d1）250.461751520bR量柱直径15.88mm序号代号定义公式/出处结果单位一已知1P1最小工作载荷0N2Pn最大工作载荷3122N3h工作行程25mm4D弹簧中径32mm5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8G切变模量79000MPa9E弹性模量206000MPa二计算10σb抗拉极限强度查表11-2-3初选（钢丝Φ8）1370MPa11τp许用应力0.5σb685MPa12C'初选旋绕比8/π*KC3=τpD2/Pn224.676489413K'初选曲度系数查表11-2-2014C旋绕比415K曲度系数1.40416d钢丝直径d=D/C8mm选取8mm17C实际旋绕比C=D/d418K实际曲度系数K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C或查表11-2-201.4037519P'初算弹簧刚度P'=(Pn-P1)/h124.88N/mm20F1最小载荷下变形量F1=P1/P'0mm21Fn最大载荷下变形量Fn=Pn/P'25mm22Fb压并时变形量Fb=Fn/0.6538.46153846mm23Pb压并载荷Pb=Pn/0.654803.076923mm24n有效圈数n=Gd4Fn/8PnD39.88448911选取1025n1总圈数查表11-2-14n1=n+21226Hb压并高度Hb=(n+1.5)d92mm27Ho自由高度Ho=Hb+Fb130.4615385mm选取130mm28t节距t=(Ho-1.5d)/n11.8mm29α螺旋角α=arc(t/π*D)6.694561369°30L展开长度L=π*Dn1/COSα1316.178447mm三结论(验算)稳定性31b高径比b=HO/D4.0625两端固定b＜5.3满足要求强度32τmax最大切应力τmax=8KDPn/πd3697.4977318MPaτs屈服极限静载荷，80钢930MPa33S疲劳安全系数S=τp/τmax1.33333766934Sp1.3～1.735S＞Sp,强度满足要求满足要求序号代号定义公式/出处结果单位一已知1d螺栓直径240mm2na安全系数手册Ⅱ5-1-531.23ko预紧系数手册Ⅱ5-1-5444kc相对刚度系数手册Ⅱ5-1-550.25σs材料的屈服极限930Mpa6F止推力3500000N7G锁紧装置重量0Kg8m摩擦系数0.15二计算9P最大轴向载荷P=m*9.8G+F350000010PΣ总拉力PΣ=(ko+kc)P1470000011Aa危险截面面积Aa=πd2/445216mm212σt最大轴向载荷σt=1.3PΣ/Aa422.6380042Mpa13σtp许用拉应力σtp=σs/n775Mpa三结论(验算)σt＜σtp满足要求序号代号定义公式/出处结果单位一已知1P传动功率5.5Kw2n转速73r/min3T理论转矩T=9550*P/n0.719520548kN·m4K工况系数机械手册Ⅱ6-89页表6-2-225二计算5Tc计算转矩Tc=TK3.59760274kN·m6β17.88°7β212°8tanβtanβ=（tan2β1＋tan2β2）1/20.2536462679β14.23270071°10Tn公称转矩12.5kN·mTf疲劳转矩6.3kN·m三结论(验算)Tn≥TcTf≥Tc满足要求选用SWC180BH11420序号代号定义公式/出处结果单位一已知1T理论转矩2387.5N·m2Pw驱动功率300Kw3n工作转速1200r/min4Kw动力机系数机械Ⅱ6-54页15K工况系数机械Ⅱ6-54页表6-2-226Kt温度系数机械Ⅱ6-54页17Kz启动系数机械Ⅱ6-56页表6-2-318参考外方图纸选取制动盘直径710mm9Tn公称转矩WGP714000N·m二计算10Tc联轴器计算转矩Tc=TKwKKzKt852000N·m三结论(验算)Tc＜Tn满足要求序号代号定义公式/出处结果单位一已知1KA工况系数1.52KS安全系数1.53P输入功率300kW5N输入转速1200r/min6n输出转速41r/min二计算4P2m计算功率P2m=P×KA×KS675kW7i减速比i=N/n29.268292688P1公称输入功率P2m＜P1三结论(验算)9查表得ZSY500840Nm序号代号定义公式/出处结果单位一已知1da包容件外径295mm2df结合直径100mm3di被包容件内径0mm4lf结合长度50mm5μ摩擦因数机械手册Ⅱ表5-4-4(钢-钢)0.146Ea包容件弹性模量200000MPa7Ei被包容件弹性模量200000MPa8νa包容件泊松比0.39νi被包容件泊松比0.310σsa包容件屈服强度295MPa11σsi被包容件屈服强度275MPa12N功率11Kw13k过载电机过载系数2.514n转速159.16r/min二计算1T传递扭矩T=9550k过载N/n1650.069113N·m2Pfmin传递载荷所需最小压强Pfmin=2T/πdf2lfμ15.00666604MPa3qa包容件直径比qa=df/da0.3389830514qi被包容件直径比qi=di/df05Ca系数机械手册Ⅱ表5-4-51.5796Ci系数机械手册Ⅱ表5-4-50.77eamin传递载荷所需的最小变化量(包容件)eamin=Pfmin*df*Ca/Ea0.011847763mm8eimin传递载荷所需的最小变化量(被包容件)eimin=Pfmin*df*Ci/Ei0.005252333mm9δemin传递载荷所需的最小有效过盈量δemin=eamin+eimin0.017100096mm12δmin考虑压平后的最小过盈量δmin=δemin0.017100096mm13a机械手册Ⅱ图5-4-80.5214c机械手册Ⅱ图5-4-80.515Pfamax不产生塑性变形所允许的最大压强包容件:Pfamax=a*σsa153.4MPa16Pfimax不产生塑性变形所允许的最大压强被包容件:Pfimax=c*σsi137.5MPa17Pfmax被联结件:取Pfamax和Pfimax较小的值137.5MPa18Ft不产生塑性变形所允许的最大传递力Ft=Pfmaxπdflfμ302378.2929N19eamax不产生塑性变形允许的最大直径变化量(包容件)eamax=PfmaxdfCa/Ea0.10855625mm20eimax不产生塑性变形允许的最大直径变化量(被包容件)eimax=PfmaxdfCi/Ei0.048125mm21δemax被联结件不产生塑性变形允许