最全的通用機械設計計算公式和參數.xls

1、目錄 1鍵的強度計算 2銷的強度計算 3焊縫及鍵連接受力計算比較 4鏈條計算 5鏈輪計算 6彈簧計算 7螺紋計算 8萬向聯(lián)軸器計算 9齒式聯(lián)軸器計算 10減速機公稱功率 11過盈計算 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 序序號號代代號號定定義義公公式式/ /出出處處結結果果單單位位 一一已已知知 1T轉矩135Nm 2L鍵的長度50mm 3b鍵的寬度20mm 4l鍵的工作長度l=L-b30mm 5D軸的直徑70mm 6h鍵的高度12mm 7k鍵與輪轂的接觸高度k=h/26mm 8Ppp鍵連接的許用擠壓壓強機械表5-3-17

2、40MPa 9p鍵連接的許用剪切應力機械表5-3-1790Mpa 二二計計算算 10P工作面的擠壓P=2T/Dkl21.42857143MPa 11鍵的剪切應力=2T/Dbl6.428571429Mpa 三三結結論論 12PPpp滿足要求 13p滿足要求 序序號號代代號號定定義義公公式式/ /出出處處結結果果單單位位 圓圓柱柱銷銷（平平面面）機械表5-3-2（第一種） 一一已已知知 1F橫向力5000N 2d銷的直徑5mm 3Z銷的數量5個 二二計計算算 4剪切力=4F/d2Z50.92958179MPa 5p許用剪切力 根據銷的材料查表對于銷的 常用材料可取 p=80MPa 三三結結論論 p

3、滿足要求 圓圓柱柱銷銷（圓圓周周）機械表5-3-2（第二種） 一一已已知知 1T轉矩5000Nmm 2D軸的直徑100mm 3d銷的直徑5mm 4L銷的長度50mm 二二計計算算 4p擠壓力p=4T/DdL0.8MPa 5pp許用擠壓力機械表5-3-17MPa 4剪切力=2T/DdL0.4MPa 5p許用剪切力 根據銷的材料查表對于銷的 常用材料可取 p=80MPa 三三結結論論 ppp滿足要求 p滿足要求 焊縫及鍵連接受力計算比較 參考書目:機械手冊、機械手冊 序號代號定義備注結果單位 一一焊焊縫縫計計算算(已已知知條條件件) 1M扭矩1650Nm 2R軸徑100mm 3k焊縫高度15mm

4、4aa=0.7k10.5mm 計計算算受受力力 1剪切力(雙面焊縫)=2*M*(R+a)/2(R+a)4-R4)1.18223Mpa p167Mpa p,強度滿足要求 二二鍵鍵計計算算(已已知知條條件件) 1T扭矩1650Nm 2D軸徑100mm 3b鍵寬28mm 4L鍵長70mm 計計算算受受力力 1剪切力=2*T/DbL16.8367Mpa p60Mpa p,強度滿足要求 三結結論論 軸頭采用焊縫聯(lián)結和鍵聯(lián)結均能滿足要求,但根據計算數據,通過比較,焊縫聯(lián)結更為可靠. 序序號號代代號號定定義義公公式式/ /出出處處結結果果單單位位 一一已已知知 1n1鏈輪1轉速213r/min 2n2鏈輪2

5、轉速213r/min 3i傳動比i=n1/n21 4z1鏈輪1齒數25 5z2鏈輪2齒數z2=i*z125 6P傳遞功率3Kw 7KA共況系數機械表13-2-31.4 8Pd設計功率Pd=KA*P4.2Kw 9Kz鏈輪齒數系數機械表13-2-41.51 10Kp排數系數機械表13-2-51 二二計計算算 11Po單排鏈功率Po=Pd/（Kz*Kp）2.781456954Kw 12p鏈條節(jié)距機械圖13-2-219.05mm 13dkmax鏈輪軸孔最大許用直徑機械表13-2-688mm 因不滿足結構需要，增大節(jié)距和 齒數，p=25.4，Z1=z2=29， dkmax=120mm 14z1鏈輪1齒數

6、25 15z2鏈輪2齒數z2=i*z125 16p鏈條節(jié)距機械圖13-2-225.4mm 17dkdkdkmax=12090 18a0初定中心距a0min=0.2z1（i+1）p254mm 有張緊裝置，a0max 80p2032mm 19選a01100mm 20a0p以節(jié)距計的初定中心距a0p=a0/p43.30708661mm 21k機械表13-2-70 22Lp鏈條節(jié)數Lp=（z1+z2）/2+2a0p+k/a0p111.6141732節(jié) 23110 24L鏈條長度L=Lp*p/10002.794m 25ka機械表13-2-80.25 26ac計算中心距ac=p（2Lp-z1-z2）*ka

7、1079.5mm 27a0.002*ac2.159 28a實際中心距a=ac-a1077.341mm 291000 30v鏈條速度v=z1n1p/60*10000.010583333m/s 31Ft有效圓周力Ft=1000P/v396850.3937N 序序號號代代號號定定義義公公式式/ /出出處處結結果果單單位位 一一已已知知 1z鏈輪齒數29 2d1滾子外徑機械表13-2-115.88 3p鏈條節(jié)距25.4mm 4pt鏈條排距機械表13-2-131.88mm 二二計計算算 5d分度圓直徑d=p/sin（180/z）234.9262911mm 6da齒頂圓直徑da=p（0.54+cot180

8、/z）247.2651432mm 7df齒根圓直徑df=d-d1219.0462911mm 8ha分度圓弦齒高ha=0.27p6.858mm 9h2內鏈板高度機械表13-2-121.08mm 10dg齒側凸緣直徑dgpcot180/z-1.04h2-0.76210.8659432mm 11K機械表13-2-159.5 12dk90 13h輪轂厚度h=K+dk/6+0.01d26.84926291mm 14l輪轂長度lmin=2.6h69.80808357mm 15dh輪轂直徑dh=dk+2h189.5mm 16dhmaxdg200 17b1內節(jié)內寬機械表13-2-117.02mm 18bf齒寬

9、bf=0.95b116.169mm 19MR量柱測量距MR=dcos90/z+dRmin（dR=d1）250.4617515 20bR量柱直徑15.88mm 序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處結結果果單單位位 一一已已知知 1P1最小工作載荷0N 2Pn最大工作載荷3122N 3h工作行程25mm 4D彈簧中徑32mm 5彈簧類別（壽命）103106，類載荷次 6彈簧結構端部并緊，磨平，支撐圈為1圈 7彈簧材料碳素彈簧鋼絲C級 8G切變模量79000MPa 9E彈性模量206000MPa 二二計計算算 10b抗拉極限強度查表11-2-3初選（鋼絲8）1370MPa 11p許用應力0.5

10、b685MPa 12C初選旋繞比8/*KC3=pD2/Pn224.6764894 13K初選曲度系數查表11-2-20 14C旋繞比4 15K曲度系數1.404 16d鋼絲直徑d=D/C8mm 選取8mm 17C實際旋繞比C=D/d4 18K實際曲度系數 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C 或查表11-2-20 1.40375 19P初算彈簧剛度P=(Pn-P1)/h124.88N/mm 20F1最小載荷下變形量F1=P1 / P0mm 21Fn最大載荷下變形量Fn=Pn / P25mm 22Fb壓并時變形量Fb=Fn / 0.6538.46153846mm 23Pb壓并載荷Pb=

11、Pn / 0.654803.076923mm 24n有效圈數n=Gd4Fn / 8PnD39.88448911 選取10 25n1總圈數查表11-2-14 n1=n+212 26Hb壓并高度Hb=(n+1.5)d92mm 27Ho自由高度Ho=Hb+Fb130.4615385mm 選取130mm 28t節(jié)距t=(Ho-1.5d) / n11.8mm 29螺旋角=arc(t / *D)6.694561369 30L展開長度L= *Dn1/COS1316.178447mm 三三結結論論( (驗驗算算) ) 穩(wěn)穩(wěn)定定性性 31b高徑比b=HO/D4.0625 兩端固定 b5.3滿足要求 強強度度 3

12、2max最大切應力max=8KDPn/ d3697.4977318MPa s屈服極限靜載荷，80鋼930MPa 33S疲勞安全系數S=p / max1.333337669 34Sp1.31.7 35SSp,強度滿足要求滿足要求 序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處結結果果單單位位 一一已已知知 1d螺栓直徑240mm 2na安全系數手冊5-1-531.2 3ko預緊系數手冊5-1-544 4kc相對剛度系數手冊5-1-550.2 5s材料的屈服極限930Mpa 6F止推力3500000N 7G鎖緊裝置重量0Kg 8m摩擦系數0.15 二二計計算算 9P最大軸向載荷P=m*9.8G+F35

13、00000 10P總拉力P=(ko+kc)P14700000 11Aa危險截面面積Aa=d2/445216mm2 12t最大軸向載荷t=1.3P/Aa422.6380042Mpa 13tp許用拉應力tp=s/n775Mpa 三三結結論論( (驗驗算算) ) ttp滿足要求 序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處結結果果單單位位 一一已已知知 1P傳動功率5.5Kw 2n轉速73r/min 3T理論轉矩T=9550*P/n0.719520548kNm 4K工況系數機械手冊6-89頁表6-2-225 二二計計算算 5Tc計算轉矩Tc=TK3.59760274kNm 617.88 7212 8t

14、antan=（tan21tan22）1/20.253646267 914.23270071 10選用SWC 180 BH1 1420 Tn公稱轉矩12.5kNm Tf疲勞轉矩6.3kNm 三三結結論論( (驗驗算算) ) TnTc TfTc滿足要求 序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處結結果果單單位位 一一已已知知 1T理論轉矩2387.5Nm 2Pw驅動功率300Kw 3n工作轉速1200r/min 4Kw動力機系數機械6-54頁1 5K工況系數機械6-54頁表6-2-22 6Kt溫度系數機械6-54頁1 7Kz啟動系數機械6-56頁表6-2-31 8參考外方圖紙選取制動盤直徑710m

15、m 9Tn公稱轉矩WGP714000Nm 二二計計算算 10Tc聯(lián)軸器計算轉矩Tc=TKwKKzKt852000Nm 三三結結論論( (驗驗算算) ) TcTn滿足要求 序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處結結果果單單位位 一一已已知知 1KA工況系數1.5 2KS安全系數1.5 3P輸入功率300kW 5N輸入轉速1200r/min 6n輸出轉速41r/min 二二計計算算 4P2m計算功率P2m=PKAKS675kW 7i減速比i=N/n29.26829268 8P1公稱輸入功率P2mP1 三三結結論論( (驗驗算算) ) 9查表得ZSY500840Nm 序序號號代代號號定定義義公公

16、式式/出出處處結結果果單單位位 一一已已知知 1da包容件外徑295mm 2df結合直徑100mm 3di被包容件內徑0mm 4lf結合長度50mm 5摩擦因數機械手冊表5-4-4(鋼-鋼)0.14 6Ea包容件彈性模量200000MPa 7Ei被包容件彈性模量200000MPa 8a包容件泊松比0.3 9i被包容件泊松比0.3 10sa包容件屈服強度295MPa 11si被包容件屈服強度275MPa 12N功率11Kw 13k過載電機過載系數2.5 14n轉速159.16r/min 二二計計算算 1T傳遞扭矩T=9550k過載N/n1650.069113Nm 2Pfmin傳遞載荷所需最小壓強

17、Pfmin=2T/df2lf15.00666604MPa 3qa包容件直徑比qa=df/da0.338983051 4qi被包容件直徑比qi=di/df0 5Ca系數機械手冊表5-4-51.579 6Ci系數機械手冊表5-4-50.7 7eamin 傳遞載荷所需的最小變化量(包 容件) eamin=Pfmin*df*Ca/Ea0.011847763mm 8eimin 傳遞載荷所需的最小變化量(被 包容件) eimin=Pfmin*df*Ci/Ei0.005252333mm 9emin 傳遞載荷所需的最小有效過盈 量 emin=eamin+eimin0.017100096mm 12min考慮壓平

18、后的最小過盈量min=emin0.017100096mm 13a機械手冊圖5-4-80.52 14c機械手冊圖5-4-80.5 15Pfamax 不產生塑性變形所允許的最大 壓強 包容件:Pfamax=a*sa153.4MPa 16Pfimax 不產生塑性變形所允許的最大 壓強 被包容件:Pfimax=c*si137.5MPa 17Pfmax 被聯(lián)結件:取Pfamax和Pfimax較小的 值 137.5MPa 18Ft 不產生塑性變形所允許的最大 傳遞力 Ft=Pfmaxdflf302378.2929N 19eamax 不產生塑性變形允許的最大直 徑變化量(包容件) eamax=PfmaxdfCa/Ea0.10855625mm 20eimax 不產生塑性變形允許的最大直 徑變化量(被包容件) eimax=PfmaxdfCi/Ei0.048125mm 21emax 被聯(lián)結件不產生塑性變形允許 的最大有效過盈量 emax=eamax+eimax0.15668125mm 22min選擇配合的要求minemin 23max選擇配合的要求ma