机械设计第九版公式大全
第五章 螺纹连接和螺旋传动
受拉螺栓连接
1、受轴向力F Σ
每个螺栓所受轴向工作载荷：z F F /∑=
z ：螺栓数目； F ：每个螺栓所受工作载荷
2、受横向力F Σ 每个螺栓预紧力：fiz
F K F s ∑>
f
：接合面摩擦系数；i ：接合面对数；s K ：防滑系数；
z ：螺栓数目
3、受旋转力矩T 每个螺栓所受预紧力：∑=≥
n
i i
s r f T K F 10
s K ：防滑系数；
f
：摩擦系数；
4、受翻转力矩M
螺栓受最大工作载荷：∑=≥
z
i i
L
ML F 1
2max
max
m ax L ：最远螺栓距离
受剪螺栓连接
5、受横向力F Σ（铰制孔用螺栓） 每个螺栓所受工作剪力：z F F
/∑=
z ：螺栓数目；
6、受旋转力矩T （铰制孔用螺栓） 受力最大螺栓所受工作剪力：∑=≥
z
i i
r
Tr F 1
2
max
max
m ax r ：最远螺栓距离
螺栓连接强度计算
松螺栓连接：[]σπσ
≤=
4
21d F
只受预紧力的紧螺栓连接：[]σπσ≤=
4
3.1210
d F
受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接： 受轴向静载荷：[]σπσ
≤=
4
3.12
12
d F 受轴向动载荷：[]p
m b b a
d F
C C C σπσ≤?+=
21
2
受剪力的铰制孔用螺栓连接剪力： 螺栓的剪切强度条件：[]σπτ
≤=
4
/20
d F
螺栓与孔壁挤压强度：[]p
p L d F
σσ≤=
min
螺纹连接的许用应力
许用拉应力：
[]S
S
σσ= 许用切应力：
[]τ
στS S =
许用挤压应力： 钢：
[]P
S P S σσ=
铸铁：
[]P
B P S σσ=
S σ：螺纹连接件的屈服极限；B σ：螺纹连接件的强度极限；p S S S ??τ：安全系数
第六章 键、花键、无键连接和销连接
普通平键强度条件：[]
p p kld
T σσ≤?=
3
102 导向平键连接和滑键连接的强度条件：[]p kld
T p ≤?=
3
102 T ：传递的转矩，N.m
k ：键和轮毂的接触高度，h k 5.0=，h 为键的高度，mm
l ：键的工作长度，mm ，半圆头b L l 5.0-=；圆头b L l -=；平头平键L l = d ：轴的直径，mm
[]p
σ：轴、键、轮毂三者中最弱材料许用挤压应力，MPa
[]p ：轴、键、轮毂三者中最弱材料许用压力，MPa
花键连接强度计算
静连接强度条件：[]
p m
p zhld T σ?σ≤?=3
102
动连接强度条件：[]p zhld T p m
≤?=?3
102
?：载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取8.0~7.0=?，齿数多时取偏小值
z ：花键齿数
l ：齿的工作长度，mm
h ：齿侧面工作高度，C d
D h 22
--=
，C 倒角尺寸 m d ：花键的平均直径，矩形花键2
d
D d m +=，渐开线花键1d d m =，1d 为分度圆直径，mm
[]p
σ：花键许用挤压应力，MPa
[]p ：花键许用压力，MPa
第八章 带传动
1、带传动受力分析的基本公式
2001F F F F -=-
21F F F F f e -==
αf e F F ?=21
2
01e
F F F +
=
2
02e
F F F -
= 1F ：紧边接力，N ； 2F ：松边拉力，N ； 0F ：初拉力，N ； e F ：有效拉力，N ； f F ：总摩擦力，N
2、带传动的最小初拉力和临界摩擦力
α
αf f fc ec e
e F F F 11112min
0+-
== ec F ：临界摩擦力，N ； αf F ：临界有效拉力，N ； f ：摩擦系数，N ； α：带在轮上的包角，rad
3、带的应力分析 紧边拉应力：A F 11=
σ 松边拉应力：A
F 22=σ 离心拉应力：A
qv A F e c 2
==σ 带绕过带轮产生的弯曲应力：d
b d h
E
=σ A ：带的横剖面面积，mm 2； q ：带的单位长度质量，kg/m ；
v ：带速，m/s ； E ：带的弹性模量，N/mm 2； h ：带的厚度，mm ； d d ：带轮基准直径，mm
带的最大应力发生在紧边绕入小带轮之处：b c σσσσ++=1max
第十章 齿轮传动 直齿轮 圆周力：1112d T F t = 径向力：αtan 11t r F F = 法向力α
cos 1
t n F F = 斜齿轮 圆周力：11
12d T F t = 径向力：β
αcos tan n t r F F = 轴向力：βtan t a F F = 法向力βαcos cos n t n F F =
直齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式：[]F Sa Fa t F F bm
Y Y Y F K σσε
≥=
1
设计计算公式[]3
2
1
12F Sa
Fa d F Y Y z Y T K m σφε?≥ Fa Y ：齿形系数；Sa Y 应力校正系数； F K 弯曲疲劳强度计算载荷系数，βF Fa v A F K K K K K =
εY 弯曲疲劳计算的重合度系数
直齿圆柱齿轮齿面疲劳接触强度计算[]H Z H d H H T Z Z u
u d T K σφσε≤±?=
1
23
11 设计计算公式32
1112???
?
???±?≥H E H d H Z Z Z u u T K d σφε
斜齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式[]F n d Sa Fa F F Z m Y Y Y Y T K σφβ
σβε≤=
21
321cos 2
设计计算公式[]3
2
1
21cos 2F Sa
Fa d F n Y Y z Y T K m σφββ?≥ Fa Y ：斜齿轮齿形系数，可近似按当量齿数β
3
cos z
z v =
由表查取 Sa Y ：斜齿轮应力校正系数，可近似按当量齿数v z 由表查取 βY ：螺旋角影响系数；
εY ：弯曲疲劳强度计算的重合度系数
斜齿轮齿面接触疲劳强度校核计算公式[]H E H d H H Z Z Z Z u
u d T K σφσβε≤±?=
1
23
11
1
d b
d =
φ 设计计算公式[]32
1112???
? ?
?±?
≥H E H d H Z Z Z Z u u T K d σφβ
ε
ββcos =Z
锥齿轮轮齿受力分析 圆周力1
1
2m t d T F =
径向力211cos tan a t r F F F ==δα 轴向力211cos tan r t a F F F ==δα
法向载荷α
cos t
n F F =
齿根弯曲疲劳强度校核计算公式()[]F R R Sa
Fa F F u z
m Y Y T K σφφσ≤+-=
1
5.012
21
32
1
设计计算公式()[]
3
2
21
2
1
1
5.01F Sa
Fa R R F Y Y u z
T K m σφφ?
+-≥
齿面接触疲劳强度校核计算公式()[]H R R H E
H H u
d T K Z Z σφφσ≤-=3
121
5.014 设计计算公式[]()321
2
15.014u T K Z Z d R
R H H E H φφσ-???? ??≥ 第十一章 蜗杆传动
蜗杆圆周力11212d T F F a t =
= 蜗杆轴向力2
2
212d T F F t a =
= 蜗杆径向力αtan 221t r r F F F == 蜗杆法向载荷γ
αcos cos 1
n a n F F =
蜗轮齿面接触疲劳强度校核公式[]H H Z m d KT σσ≤=2
2
212
480
设计计算公式[]2
2212
480???
? ??≥H Z KT d m σ
K ：载荷系数，v A K K K K β=，A K 使用系数，βK 齿向载荷分布系数，v K 动载系数
[]H H σσ/：分别为蜗轮齿面的接触应力和许用接触应力，MPa
蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核公式[]F Fa F Y Y m
d d KT σσβ≤=
2212
53.1
设计公式[]
βσY Y z KT d m Fa F 22
12
53.1≥
F σ：蜗轮齿根弯曲应力，MPa
2Fa Y ：蜗轮齿形系数
[]F σ：蜗轮的许用弯曲应力，MPa
第十二章滑动轴承
一、不完全液体润滑径向滑动轴承计算
在设计时，通常已知轴承所受的径向载荷F
[]p dB
F
p ≤=
B ：轴承宽度，mm ，根据宽径比B/d 确定 [p]：轴瓦材料的许用压力，MPa 2、验算轴承的pv 值，单位MPa.m/s
[]pv B
Fn
dn Bd F pv ≤=?=
19100100060π
v ：轴颈圆周速度，即滑动速度，m/s
[pv]：轴承材料的pv 许用值MPa.m/s
3、验算滑动速度v ，单位m/s
[]v v ≤
[]v ：许用滑动速度，m/s
二、不完全液体润滑止推滑动轴承的计算
在设计止推轴承时，通常已知轴承所受轴向载荷Fa ，轴颈转速n ，轴颈直径2d 和轴承孔直径1d 以及轴环数目z ，处于混合润滑状态下的止推轴承需校核p 和pv 。 1、验算轴承的平均压力p ，单位MPa
()
[]p d d z F A F p a
a ≤-==
2
1224
π 2、验算轴承的pv 值，单位MPa.m/s
()
()()
[]pv d d z nF d d n d d z F pv a a ≤-=??+?-=
122121223000021000604ππ 三、液体动力润滑径向滑动轴承的主要几何关系 1、轴承直径间隙d D -=? 2、轴承半径间隙2?=-=r R δ 3、轴承相对间隙r d δ?=?= 4、轴承偏心距o o e '=
5、轴承偏心率δ
χe
=
6、最小油膜厚度()χδδ-=-=1min e h
7、任意位置油膜厚度()?χδcos 1+=h
8、最大油膜压力处油膜厚度()0cos 1?χδ+=o h
四、对于有限宽液体动力润滑轴承，油膜的总承载能力
油膜的承载量系数vB
F dB F C p η?ηω?22
2==
η：润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，N.S/m 2。
B ：轴承宽度，m ； F ：外载荷，N ；
v ：轴颈圆周速度，m/s
五、液体动力润滑轴承的热平衡计算
v Bd q c p f t t t s ?πα?νρ?+???? ?????? ??=
-=?10 f ：摩擦系数；
q ：润滑油流量，m 3/s ；
ρ：润滑油密度，kg/m 3
c ：润滑油的比热，)℃kg J ?
0t ：润滑油出口温度，℃
1t ：润滑油进口温度，℃
s α：轴承的散热，()℃kg W ?
v ：轴颈圆周速度，m/s
第十三章 滚动轴承 一、滚动轴承寿命计算
正常情况下ε
??
?
??=P c L 10
以小时数表示的轴承基本额定寿命ε
??
?
??=P C f n L t h 60106
C ：滚动轴承的基本额定动载荷，N
t f ：温度系数
n ：滚动轴承的转速，r/min
P ：滚动轴承的当量动载荷，N
对于球轴承3=ε，对于滚子轴承3/10=ε 二、滚动轴承的当量动载荷
()a r d YF XF f P +=
d f ：载荷系数
r F ：轴承承受的实际径向载荷，N a F ：轴承承受的实际轴向载荷，N
X ：径向动载荷系数 Y ：轴向动载荷系数 三、滚动轴承的静载荷
轴承上作用的径向载荷r F 和轴向载荷a F ，应折合成一个当量静载荷0P
a r F Y F X P 000+=
0X 及0Y 分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数，其值可查轴承手册
按轴承静载能力选择轴承的公式为000P S C ≥
0S ：轴承静强度安全系数
第15章 轴
一、轴的强度校核计算
1、按扭转强度条件计算[]T
T
T d n P
W T ττ≤≈=
3
2.09550000
T τ：扭转切应力，MPa
T ：轴所受的扭转，N.mm
T W ：轴的抗扭截面系数，mm 2 n ：轴的转速，r/min
P ：轴传递的功率，kW
d ：计算截面处轴的直径，mm
[]T τ：许用扭转切应力，MPa
2、按弯扭合成强度计算
()
[]12
22
224-≤+=
??
? ??+??? ??=σαασW
T M W T W M ca
ca σ：轴的计算应力，MPa
M ：轴所受的弯矩，N.mm T ：轴所受的扭矩，N.mm W ：轴的抗弯截面系数，mm 3
[]1-σ：对称循环变应力时轴的许用弯曲应力
3、按疲劳强度条件进行精确校核 计算安全系数S S S S S S ca ≥+?=
2
2
τ
στσ
σS ：仅有法向应力时的安全系数
τS ：仅有切向应力时的安全系数
4、按静强度条件进行校核
S S S S S S S S
S
S S S ca ≥+?=
22τ
σ
τσ
ca S S ：危险截面静强度的计算安全系数
S S ：按屈服强度设计安全系数
σS S ：只考虑弯矩和轴向力时的安全系数 τS S ：只考虑扭矩时的安全系数
二、轴的刚度校核计算 1、轴的弯曲刚度校核
机械设计基础公式计算例题
一、计算图所示振动式输送机的自由度。 解：原动构件1绕A 轴转动、通过相互铰接的运动构件2、3、4带动滑块5作往复直线移动。构件2、3和4在C 处构成复合铰链。此机构共有5个运动构件、6个转动副、1个移动副，即n ＝5，l p ＝7，h p ＝0。则该机构的自由度为 3-2） 3-3） 同理，当设a ＞d 时，亦可得出 得c d ≤b d ≤a d ≤ 分析以上诸式，即可得出铰链四杆机构有曲柄的条件为：
（1）连架杆和机架中必有一杆是最短杆。 （2）最短杆与最长杆长度之和不大于其他两杆长度之和。 上述两个条件必须同时满足，否则机构中便不可能存在曲柄，因而只能是双摇杆机构。 通常可用以下方法来判别铰链四杆机构的基本类型： 四、从动件位移s与凸轮转角?之间的关系可用图表示，它称为位移曲线(也称? S曲线) -位移曲线直观地表示了从动件的位移变化规律，它是凸轮轮廓设计的依据 凸轮与从动件的运动关系 五、凸轮等速运动规律
???? ? ?? ?? == ====00 0dt dv a h S h v v ? ?ω?常数从动件等速运动的运动参数表达式为 等速运动规律运动曲线 等速运动位移曲线的修正 ，两轮的中心距α=630mm ，主动带轮转速1n 1 450 r/min ，能传递的最大功率P=10kW 。试求：V 带中各应力，并画出各应力1σ、σ2、σb1、σb2及σc 的分布图。 附：V 带的弹性模量E=130~200MPa ；V 带的质量q=0.8kg/m ；带与带轮间的当量摩擦系数fv=0.51；B 型带的截面积A=138mm2；B 型带的高度h=10.5mm 。
《机械设计》习题库(计算题点讲)
西南科技大学 《机械设计》习题库 四、计算题 1、图示，螺栓刚度为c 1，被联接件刚度为c 2，已知c 2＝8c 1，预紧力F ＇＝1000N ，轴向工作载荷F ＝1100N 。 试求； ⑴螺栓所受的总拉力F 0； ⑵被联接件中的剩余预紧力F ” 。 F F F ＇ F ＇ 2、图示，为一对正安装的圆锥滚子轴承。已知：作用在轴上的外载荷为M =450kN ·mm ，F R =3000N ， F A =1000N ，方向如图所示。 试求：⑴在插图二上，标出两轴承所受的派生轴向力S 1 和S 2的方向； ⑵求出派生轴向力S 1 和S 2的大小； ⑶计算轴承所受的实际轴向力A 1和A 2。 （提示：派生轴向力S 与轴承所受的径向支反力R 的关系为：S =0.25R ）
3、夹紧联接如插图一所示，已知夹紧联接柄承受载荷Q ＝600N ，螺栓个数Z ＝2，联接柄长度L ＝300mm ， 轴直径d ＝60mm ，夹紧结合面摩擦系数f ＝0.15，螺栓的许用拉应力[σ]＝58.97MPa 。 试求； ⑴计算所需要的预紧力F ’ ⑵确定螺栓的直径 （提示：“粗牙普通螺纹基本尺寸”见表） 表 粗牙普通螺纹基本尺寸 （GB196-81） mm 4、如图所示,某轴用一对反装的7211AC 轴承所支承,已知作用在轴上的径向外载荷F R =3000N, 作用在轴上的轴向外载荷F A =500N,方向如图所示。载荷系数f p =1.2。 试求: ⑴安装轴承处的轴颈直径是多少？ ⑵标出两轴承各自的派生轴向力S 1、S 2的方向。 ⑶计算出两轴承各自的派生轴向力S 1、S 2的大小。 ⑷计算出两轴承所受的实际轴向力A 1、A 2的大小。 ⑸两轴承各自所受的当量动负荷P 1、P 2的大小。 提示：派生轴向力S 与轴承所受的径向支反力R 的关系为：S=0.7R ； e=0.7；当A/R ≤e 时，X=1，Y=0；当A/R ＞e 时，X=0.41,Y=0.87。 当量动负荷计算公式为：P=f p(XR+YA) F R L L 3 ① ② F A
机械设计转动惯量计算公式-参考模板
1. 圆柱体转动惯量(齿轮、联轴节、丝杠、轴的转动惯量) 8 2 MD J = 对于钢材：3 410 32-??=g L rD J π ) (1078.0264s cm kgf L D ???-M-圆柱体质量(kg)； D-圆柱体直径(cm)； L-圆柱体长度或厚度(cm)； r-材料比重(gf /cm 3)。 2. 丝杠折算到马达轴上的转动惯量： 2i Js J = (kgf·cm·s 2) J s –丝杠转动惯量(kgf·cm·s 2)； i-降速比，1 2 z z i = 3. 工作台折算到丝杠上的转动惯量 g w 22? ?? ??? =n v J π g w 2s 2 ? ?? ??=π (kgf·cm·s 2) v -工作台移动速度(cm/min)； n-丝杠转速(r/min)； w-工作台重量(kgf)； g-重力加速度，g = 980cm/s 2； s-丝杠螺距(cm) 2. 丝杠传动时传动系统折算到驱轴上的总转动惯量： ()) s cm (kgf 2g w 122 221??? ??? ??????? ??+++=πs J J i J J S t J 1-齿轮z 1及其轴的转动惯量； J 2-齿轮z 2的转动惯量(kgf·cm·s 2)； J s -丝杠转动惯量(kgf·cm·s 2)； s-丝杠螺距，(cm)； w-工件及工作台重量(kfg). 5. 齿轮齿条传动时折算到小齿轮轴上的转动惯量 2 g w R J = (kgf·cm·s 2) R-齿轮分度圆半径(cm); w-工件及工作台重量(kgf)
6. 齿轮齿条传动时传动系统折算到马达轴上的总转动惯量 ???? ??++=2221g w 1R J i J J t J 1，J 2-分别为Ⅰ轴， Ⅱ轴上齿轮的转动惯量(kgf·cm·s 2)； R-齿轮z 分度圆半径(cm)； w-工件及工作台重量(kgf)。 马达力矩计算 (1) 快速空载时所需力矩： 0f amax M M M M ++= (2) 最大切削负载时所需力矩： t 0f t a M M M M M +++= (3) 快速进给时所需力矩： 0f M M M += 式中M amax —空载启动时折算到马达轴上的加速力矩(kgf·m)； M f —折算到马达轴上的摩擦力矩(kgf·m)； M 0—由于丝杠预紧引起的折算到马达轴上的附加摩擦力矩(kgf·m)； M at —切削时折算到马达轴上的加速力矩(kgf·m)； M t —折算到马达轴上的切削负载力矩(kgf·m)。 在采用滚动丝杠螺母传动时，M a 、M f 、M 0、M t 的计算公式如下： (4) 加速力矩： 2a 106.9M -?= T n J r (kgf·m) s T 17 1= J r —折算到马达轴上的总惯量； T —系统时间常数(s)； n —马达转速( r/min )； 当 n = n max 时，计算M amax n = n t 时，计算M at n t —切削时的转速( r / min )
机械设计第九版公式大全
？ 第五章 螺纹连接和螺旋传动 受拉螺栓连接 1、受轴向力F Σ 每个螺栓所受轴向工作载荷：z F F /∑= z ：螺栓数目； F ：每个螺栓所受工作载荷 2、受横向力F Σ 每个螺栓预紧力：fiz F K F s ∑> f ：接合面摩擦系数；i ：接合面对数；s K ：防滑系数； z ：螺栓数目 3、受旋转力矩T 每个螺栓所受预紧力：∑=≥ n i i s r f T K F 10 s K ：防滑系数； f ：摩擦系数； — 4、受翻转力矩M 螺栓受最大工作载荷：∑=≥ z i i L ML F 1 2max max m ax L ：最远螺栓距离 受剪螺栓连接 5、受横向力F Σ（铰制孔用螺栓） 每个螺栓所受工作剪力：z F F /∑= z ：螺栓数目； 6、受旋转力矩T （铰制孔用螺栓） 受力最大螺栓所受工作剪力：∑=≥ z i i r Tr F 1 2 max max m ax r ：最远螺栓距离 螺栓连接强度计算 { 松螺栓连接：[]σπσ≤= 4 2 1d F 只受预紧力的紧螺栓连接：[]σπσ≤= 4 3.1210 d F 受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接： 受轴向静载荷：[]σπσ ≤= 4 3.1212 d F 受轴向动载荷：[]p m b b a d F C C C σπσ≤?+= 21 2 受剪力的铰制孔用螺栓连接剪力： 螺栓的剪切强度条件：[]σπτ ≤= 4 /20d F 螺栓与孔壁挤压强度：[]p p L d F σσ≤= min 螺纹连接的许用应力 许用拉应力： []S S σσ= 许用切应力： []τ στS S =
《机械设计》第九版-公式大全
第五章 螺纹连接和螺旋传动 受拉螺栓连接 1、受轴向力F Σ 每个螺栓所受轴向工作载荷：z F F /∑= z ：螺栓数目； F ：每个螺栓所受工作载荷 2、受横向力F Σ 每个螺栓预紧力：fiz F K F s ∑> f ：接合面摩擦系数；i ：接合面对数；s K ：防滑系数； z ：螺栓数目 3、受旋转力矩T 每个螺栓所受预紧力：∑=≥ n i i s r f T K F 10 s K ：防滑系数； f ：摩擦系数； 4、受翻转力矩M 螺栓受最大工作载荷：∑=≥ z i i L ML F 1 2max max m ax L ：最远螺栓距离 受剪螺栓连接 5、受横向力F Σ（铰制孔用螺栓） 每个螺栓所受工作剪力：z F F /∑= z ：螺栓数目； 6、受旋转力矩T （铰制孔用螺栓） 受力最大螺栓所受工作剪力：∑=≥ z i i r Tr F 1 2 max max m ax r ：最远螺栓距离 螺栓连接强度计算 松螺栓连接：[]σπσ ≤= 4 21d F 只受预紧力的紧螺栓连接：[]σπσ≤= 4 3.1210 d F 受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接： 受轴向静载荷：[]σπσ ≤= 4 3.12 12 d F 受轴向动载荷：[]p m b b a d F C C C σπσ≤?+= 21 2 受剪力的铰制孔用螺栓连接剪力： 螺栓的剪切强度条件：[]σπτ ≤= 4 /20 d F 螺栓与孔壁挤压强度：[]p p L d F σσ≤= min 螺纹连接的许用应力 许用拉应力： []S S σσ= 许用切应力： []τ στS S =
机械设计基础公式计算例题
机械设计基础公式计算 例题 文件编码（008-TTIG-UTITD-GKBTT-PUUTI-WYTUI-8256）
一、计算图所示振动式输送机的自由度。 解：原动构件1绕A 轴转动、通过相互铰接的运动构件2、3、4带动滑块5作往复直线移动。构件2、3和4在C 处构成复合铰链。此机构共有5个运动构件、6个转动副、1个移动副，即n ＝5，l p ＝7，h p ＝0。则该机构的自由度为 F =h l p p n --23=07253-?-?=1 二、在图所示的铰链四杆机构中，设分别以a 、b 、c 、d 表示机构中各构件的长度，且设a ＜d 。如果构件AB 为曲柄，则AB 能绕轴A 相对机架作整周转动。为此构件AB 能占据与构件AD 拉直共线和重叠共线的两个位置B A '及B A ''。由图可见，为了使构件AB 能够转至位置B A '，显然各构件的长度关系应满足 c b d a +≤+ （3-1） 为了使构件AB 能够转至位置B A ''，各构件的长度关系应满足 c a d b +-≤)(或b a d c +-≤)( 即c d b a +≤+ （3-2） 或b d c a +≤+ （3-3） 将式(3-1)、(3-2)、(3-3)分别两两相加，则得 同理，当设a ＞d 时，亦可得出 得c d ≤b d ≤a d ≤ 分析以上诸式，即可得出铰链四杆机构有曲柄的条件为： （1）连架杆和机架中必有一杆是最短杆。 （2）最短杆与最长杆长度之和不大于其他两杆长度之和。
上述两个条件必须同时满足，否则机构中便不可能存在曲柄，因而只能是双摇杆机构。 通常可用以下方法来判别铰链四杆机构的基本类型： （1）若机构满足杆长之和条件，则： ① 以最短杆为机架时，可得双曲柄机构。 ② 以最短杆的邻边为机架时，可得曲柄摇杆机构。 ③ 以最短杆的对边为机架时，可得双摇杆机构。 （2）若机构不满足杆长之和条件则只能获得双摇杆机构。 三、 k = 12v v =121221t C C t C C =21t t =21??= θ θ-?+?180180 即k = θ θ-?+?180180 θ=11 180+-?k k 式中k 称为急回机构的行程速度变化系数。 四、从动件位移s 与凸轮转角?之间的关系可用图表示，它称为位移曲线(也称 ?-S 曲线)位移曲线直观地表示了从动件的位移变化规律，它是凸轮轮廓设 计的依据 凸轮与从动件的运动关系 五、凸轮等速运动规律 ???? ? ? ? ?? == ====00 0dt dv a h S h v v ? ?ω?常数从动件等速运动的运动参数表达式为 等速运动规律运动曲线 等速运动位移曲线的修正 六、凸轮等加等减速运动规律（抛物线运动规律）
机械设计常用计算公式 集(一)
运动学篇 一、直线运动： 基本公式：（距离、速度、加速度和时间之间的关系） 1）路程=初速度x时间+加速度x时间^2/2 2）平均速度=路程/时间； 3）末速度-初速度=2x加速度x路程； 4）加速度=（末速度-初速度）/时间 5）中间时刻速度=（初速度+末速度）/2 6）力与运动之间的联系：牛顿第二定律：F=ma，[合外力（N）=物体质量（kg）x加速度（m/s^2）] （注：重力加速度g=9.8m/s^2或g=9.8N/kg） 二、旋转运动：（旋转运动与直线运动类似，注：弧度是没有单位的） 单位对比： 圆的弧长计算公式： 弧长s=rθ=圆弧的半径x圆弧角度（角位移） 周长=C=2πr=πd，即：圆的周长=2x3.14x圆弧的半径=3.14x圆弧的直径 旋转运动中角位移、弧度（rad）和公转（r）之间的关系。
1）1r（公转）=2π（弧度）=360°（角位移） 2）1rad=360°/（2π）=57.3° 3）1°=2π/360°=0.01745rad 4）1rad=0.16r 5）1°=0.003r 6）1r/min=1x2x3.14=6.28rad/min 7)1r/min=1x360°=360°/min 三、旋转运动与直线运动的联系： 1）弧长计算公式（s=rθ）：弧长=圆弧的半径x圆心角（圆弧角度或角位移） 2）角速度（角速度是角度（角位移）的时间变化率）（ω=θ/t）：角速度=圆弧角度/时间 注：结合上式可推倒出角速度与圆周速度（即：s/t也称切线速度）之间的关系。S 3）圆周速度=角速度x半径，（即：v=ωr） 注：角度度ω的单位一般为rad/s，实际应用中，旋转速度的单位大多表示为r/min （每分钟多少转）。可通过下式换算: 1rad/s=1x60/(2x3.14)r/min 例如：电机的转速为100rad/s的速度运行，我们将角速度ω=100rad/s换算成r/min 单位，则为： ω=100rad/s=100x60/(2π)=955r/min 4）rad/s和r/min的联系公式： 转速n(r/min)= ω（rad/s）x60/（2π），即：转速（r/min）=角速度（rad/s） x60/（2π）； 5）角速度ω与转速n之间的关系（使用时须注意单位统一）：ω=2πn，（即：带单位时为角速度（rad/s）=2x3.14x转速（r/min）/60） 6)直线（切线）速度、转速和2πr（圆的周长）之间的关系（使用时需注意单位）：
机械设计课程设计-电动机的选择计算
第三章电动机的选择计算 合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济、可靠地运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。选择电动机的内容包括很多，例如电压、频率、功率、转速、启动转矩、防护形式、结构形式等，但是结合农村具体情况，需要选择的通常只是功率、转速、防护形式等几项比较重要的内容，因此在这里介绍一下电动机的选择方法及使用。 3.1电动机选择步骤 电动机的选择一般遵循以下三个步骤： 3.1.1 型号的选择 电动机的型号很多，通常选用异步电动机。从类型上可分为鼠笼式与绕线式异步电动机两种。常用鼠笼式的有J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型异步电动机和JS、JSQ系列中型异步电动机。绕线式的有JR、JR O2系列小型绕线式异步电动机和JRQ系列中型绕线式异步电动机。 从电动机的防护形式上又可分为以下几种： 1．防护式。这种电动机的外壳有通风孔，能防止水滴、铁屑等物从上面或垂直方向成45o以内掉进电动机内部，但是灰尘潮气还是能侵入电动机内部，它的通风性能比较好，价格也比较便宜，在干燥、灰尘不多的地方可以采用。“J”系列电动机就属于这种防护形式。 2．封闭式。这种电动机的转子，定子绕组等都装在一个封闭的机壳内，能防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电动机内部，但它的密封不很严密，所以还不能在水中工作，“JO”系列电动机属于这种防护形式。在农村尘土飞扬、水花四溅的地方（如农副业加工机械和水泵）广泛地使用这种电动机。 3．密封式。这种电动机的整个机体都严密的密封起来，可以浸没在水里工作，农村的电动潜水泵就需要这种电动机。 实际上，农村用来带动水泵、机磨、脱粒机、扎花机和粉碎机等农业机械的小型电动机大多选用JO、JO2系列电动机。 在特殊场合可选用一些特殊用途的电动机。如JBS系列小型三相防爆异步电动机，JQS 系列井用潜水泵三相异步电动机以及DM2系列深井泵用三相异步电动机。 3.1.2 功率的选择 一般机械都注明应配套使用的电动机功率，更换或配套时十分方便，有的农业机械注明本机的机械功率，可把电动机功率选得比它大10%即可（指直接传动）。一些自制简易农机具，我们可以凭经验粗选一台电动机进行试验，用测得的电功率来选择电动机功率。
机械设计 计算题
。 （1） 活动构件数n=5，低副数 P L =7，高副数P H =0 ，因此自由度数 F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 C 为复合铰链 （2） 活动构件数n=5，低副数 P L =7，高副数P H =0 因此自由度数 F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 F 、G 为同一个移动副，存在一个虚约束。 2．在图示锥齿轮组成的行星轮系中，各齿轮数120Z =，Z 2=27，Z 2’=45，340Z =，已知齿轮1的转速1n =330r/min ，试求转臂H 的转速n H (大小与方向)。 （1）判断转化轮系齿轮的转动方由画箭头法可知，齿轮1与齿轮3的转动方向相反。 （2）转化轮系传动比关系式 ' 21323113Z Z Z Z n n n n i H H H ??-=--= （3）计算转臂H 的转速H n 。 代入13330,0n n ==及各轮齿数 3302740 02045 3306 15 150/min H H H H n n n n r -?=- -?- +=-=转臂H 的转动方向与齿轮1相同。 2’ 2 1 3
3．有一轴用一对46309轴承支承，轴承的基本额定动负载r C =48.1kN ，内部轴向力S=0.7Fr ，已知轴上承力R F =2500N ，A F =1600N ，轴的转速n=960r/min ，尺寸如图所示。若取载荷系数 p f =1.2，试计算轴承的使用寿命。 1）计算径向负荷 F A F r1 S 2 F R S 1 F r2 由力矩平衡 F r2×200- F R ×300+ F A ×40=0 F r2= (F R ×300- F A ×40)/200=(2500×3000-1600×40)/200=3430N F r1= F r2- F R =3430-2500=930N （2）计算轴向负荷 内部轴向力 S 1=0.7 F r1=0.7×930=651N ；S 2=0.7 F r2=0.7×3430=2401N 由S 1+ F A < S 2 ，可知轴承1为“压紧”轴承，故有F a1= S 2- F A =2401-1600=801N F a2= S 2=2401N （3）计算当量动负荷 轴承1：F a1/ F r1=801/930=0.86>e ；取X ＝0.41，Y ＝0.87 P 1=f p (X F r1+Y F a1)=1.2×(0.41×930+0.87×801)=1294N 轴承2：F a2/ F r2=0.7=e ；取X=1,Y=0 P 2=f p ×F r2=1.2×3430=4116N ∵ P 2> P 1 ∴ 取P=P 2=4116N 计算轴承寿命。 （4）计算轴承寿命 L h =(106/60n)( C t /P)ε= 〔106 /(60×960)〕×(48.1×103/4116)ε =27706h e F a /F r ≤e F a /F r ＞e X Y X Y 0.7 1 0.41 0.85
机械设计基础公式汇总
机械设计基础公式汇总 机械设计基础公式大家了解吗？以下是XX为大家整理好的机械设计基础公式汇总，一起来学习吧. 零件：独立的制造单元 构件：独立的运动单元体 机构：用来传递运动和力的、有一个构件为机架的、用 构件间能够相对运动的连接方式组成的构件系统 机器：是执行机械运动的装置，用来变换或传递能量、 物料、信息 机械：机器和机构的总称 机构运动简图：用简单的线条和符号来代表构件和运动 副，并按一定比例确定各运动副的相对位置，这种表示机构 中各构件间相对运动关系的简单图形称为机构运动简图运动副：由两个构件直接接触而组成的可动的连接 运动副元素：把两构件上能够参加接触而构成的运动副 表面 运动副的自由度和约束数的关系f=6-s 运动链：构件通过运动副的连接而构成的可相对运动系 统 高副：两构件通过点线接触而构成的运动副 低副：两构件通过面接触而构成的运动副 平面运动副的最大约束数为2，最小约束数为1；引入
一个约束的运动副为高副，引入两个约束的运动副为平面低副 平面自由度计算公式：F=3n-2PL-PH 机构可动的条件：机构的自由度大于零 机构具有确定运动的条件：机构的原动件的数目应等于机构的自由度数目 虚约束：对机构不起限制作用的约束 局部自由度：与输出机构运动无关的自由度 复合铰链：两个以上构件同时在一处用转动副相连接 速度瞬心：互作平面相对运动的两构件上瞬时速度相等的重合点。若绝对速度为零，则该瞬心称为绝对瞬心相对速度瞬心与绝对速度瞬心的相同点：互作平面相对运动的两构件上瞬时相对速度为零的点；不同点：后者绝对速度为零，前者不是 三心定理：三个彼此作平面运动的构件的三个瞬心必位于同一直线上 机构的瞬心数：N=K(K-1)/2 机械自锁：有些机械中，有些机械按其结构情况分析是可以运动的，但由于摩擦的存在却会出现无论如何增大驱动力也无法使其运动 曲柄：作整周定轴回转的构件； 连杆：作平面运动的构件；
机械设计常用设计公式
1-05 常用設計公式 1. 彈簧基本計算公式 a. 壓縮、拉伸螺旋彈簧之計算公式。( 圓形斷面 ) (彈簧指數與初張力之關係)： b. 扭力彈簧之計算公式。( 圓形斷面 )
c. 符號代號： d：線材直徑G：橫彈性係數D：平均直徑 E：縱彈性係數 n：有效卷數 P：荷重 d. 彈簧的設計項目 1. 輸入所需長度L (mm) 2. 輸入線徑d (mm) 3. 輸入所需張力P (kg) 4. 輸入有效圈數Na=Nt (mm) 5. 輸入外徑D1 (mm) 6. 輸入內徑D2 (mm) 7. 容許張力正負誤差(kg) 8. 橫向彈性係數G (kg/mm) 9. 彈簧常數k (kg/mm) 10. 預估伸長彈簧初張力Pi (kg) 11. (預估初張力之扭轉應力kg/mm^2) 12. 容許最大伸長量max (mm) 13. 自由長度L0 (mm) 14. 預估伸長總長度(mm) 15. 彈簧距(mm) 16. 容許最小伸長量min (mm) 17. 彈簧指數之限制: c = D/d (c > 4) 18. 有效圈數Na (mm) (Na > 3) 19. check 內徑,外徑,線徑20. 總伸長量不超過Li (自由長+ 簧距) 21. check 設計長度是否符合(max); check 設計長度是否符合(min) 22. 材料
2. 皮帶傳動基本設計公式 a. 計算功率: P c=K A·P P→傳動的功率,KW K A→工作情況系數 b. 確定帶型號: (公司一般選用多槽皮帶; 例: 190J8) c. 小帶輪節圓直徑: d1為了提高帶的壽命, 在結構允許的情況下盡量選大些的尺寸. d. 大帶輪節圓直徑: d2=n1/n2·d1(mm) e. 帶速: v=(π·d1·n1) ╱60x1000 為充分發揮傳動能力, 帶速約在20m/s最佳 f. 初定中心距: a0在0.7 (d1+ d2) 與2 (d1+ d2) 之間; 或根據結構要求定(mm) g. 初算帶長度: L0約等於2a0+π/2(d1+ d2)+ (d2- d1)2╱4 a0 選用規格中基準帶長度L p (mm) h. 實際中心距: a約等於a0+ (L p- L0)╱2 (mm) 安裝時所需最小中心距: a min= a- 0.015L p 張緊或補償所需最大中心距: a max= a+ 0.03L p i. 小帶輪包角: α1=180?-(d2- d1)╱a·60?要小於等於120? 小帶輪包角較小時可增大或用張緊輪 j. 單根帶所能傳遞的功率: P0 根據截型、v和d1選取 P0是當α1 =180?, 在特定長度下三角帶所能傳遞的功率k. 單根帶傳遞功率的增量: ΔP=K b·n1(1- 1/K t) K b→小帶輪包角系數K t→長度系數 V帶傳動的主要失效形式 1. 帶在帶輪上打滑, 不能正常工作 2. 帶因疲勞而產生脫层, 撕裂和拉斷 3. 帶兩側面過度摩損 3. 其它常用公式 扭力: T= F x R T= (716.2 x HP)/N T=(974 x KW)/N 馬力: HP= (T x N)/716.2 HP=(F x V)/75 動力: KW= (T x N)/974 KW=(F x V)/102 速度: V= (πx D x N)/60 飛輪效: GD2=364(F x V2x N2)
机械系统设计计算题
计算题 1.设计一台车床的主传动系统。已知条件：主轴最高转速n max＝1800r/min，最低转速n min＝40r/min，电动机转速n电＝1500r/min。主轴转速公比φ＝1.41。φ＝1.06的标准数列为： 完成容： 1、求出主轴的变速围R n； 2、用公式计算出主轴转速级数Z； 3、由给定的φ＝1.06的标准数列值表确定主轴各级标准转速； 4、写出至少4个不同的结构式； 5、画出所列结构式中至少2个相应的结构网； 6、确定一个合理的结构式，并说明其合理性； 解： 1、主轴的变速围：R n＝n max/n min＝1800/40＝45； 2、主轴转速级数：Z＝lg R n/lgφ＋1＝lg45/lg1.41＋1≈12.08，取Z ＝12； 3、主轴各级标准转速为： 40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250，1800。 4、4个不同的结构式为：12＝3 1×2 3 ×2 6 ； 12＝3 2×2 1 ×2 6 ； 12＝3 2×2 6 ×2 1 ； 12＝3 1×2 6 ×2 3 。 共有18种，可写出任意4种。 5、2个相应的结构网如下图：（共有18个，可画出任意2个）。
6、合理的结构式：12＝31×23×26 合理性：① 符合变速级数、级比规律；② 传动件“前多后少”；③ 结构网“前密后疏”；④ 第二扩大组的变速围r ＝1.416＝8，满足极限变速围要求。 2.已知某机床的主轴转速为n=100-1120r/min ，转速级数Z=8，电动机转速 nm=1440r/min 。试根据机床主传动系统的设计原则，完成： 1. 拟定传动系统的结构式； 2. 设计转速图； 解： 1. 计算公比φ 已知：1001120=R ，Z=8 . 根据 1-=Z R ?, 则7 19 .11lg 1lg lg =-=Z R ?, 即： φ=1.41 2．确定传动组、传动副和扩大顺序 根据传动组和传动副拟定原则，可选方案有：① Z=4ⅹ2； ② Z=2ⅹ4；③ Z=2ⅹ2ⅹ2
机械设计基础公式计算例题
机械设计基础公式计算 例题 Company Document number：WUUT-WUUY-WBBGB-BWYTT-1982GT
一、计算图所示振动式输送机的自由度。 解：原动构件1绕A 轴转动、通过相互铰接的运动构件2、3、4带动滑块5作往复直线移动。构件2、3和4在C 处构成复合铰链。此机构共有5个运动构件、6个转动副、1个移动副，即n ＝5，l p ＝7，h p ＝0。则该机构的 自由度为 F =h l p p n --23=07253-?-?=1 二、在图所示的铰链四杆机构中，设分别以a 、b 、c 、d 表示机构中各构件的长度，且设a ＜d 。如果构件 AB 为曲柄，则AB 能绕轴A 相对机架作整周转动。为此构件AB 能占据与构件AD 拉直共线和重叠共线的两个位置B A '及B A ''。由图可见，为了使构件AB 能够转至位置B A '，显然各构件的长度关系应满足 c b d a +≤+ （3-1） 为了使构件AB 能够转至位置B A ''，各构件的长度关系应满足 c a d b +-≤)(或b a d c +-≤)( 即c d b a +≤+ （3-2） 或b d c a +≤+ （3-3） 将式(3-1)、(3-2)、(3-3)分别两两相加，则得 同理，当设a ＞d 时，亦可得出 得c d ≤b d ≤a d ≤ 分析以上诸式，即可得出铰链四杆机构有曲柄的条件为： （1）连架杆和机架中必有一杆是最短杆。 （2）最短杆与最长杆长度之和不大于其他两杆长度之和。 上述两个条件必须同时满足，否则机构中便不可能存在曲柄，因而只能是双摇杆机构。 通常可用以下方法来判别铰链四杆机构的基本类型： （1）若机构满足杆长之和条件，则： ① 以最短杆为机架时，可得双曲柄机构。 ② 以最短杆的邻边为机架时，可得曲柄摇杆机构。 ③ 以最短杆的对边为机架时，可得双摇杆机构。 （2）若机构不满足杆长之和条件则只能获得双摇杆机构。 三、 k = 12v v =121221t C C t C C =21t t =21??= θ θ-?+?180180 即k = θ θ-?+?180180 θ=11 180+-?k k 式中k 称为急回机构的行程速度变化系数。 四、从动件位移s 与凸轮转角?之间的关系可用图表示，它称为位移曲线(也称?-S 曲线)位移曲线直观地表示了 从动件的位移变化规律，它是凸轮轮廓设计的依据 凸轮与从动件的运动关系 五、凸轮等速运动规律
机械设计基础公式计算例题精编WORD版
机械设计基础公式计算 例题精编W O R D版 IBM system office room 【A0816H-A0912AAAHH-GX8Q8-GNTHHJ8】
一、计算图所示振动式输送机的自由度。 解：原动构件1绕A 轴转动、通过相互铰接的运动构件2、3、4带动滑块5作往复直线移动。构件2、3和4在C 处构成复合铰链。此机构共有5个运动构件、6个转动副、1个移动副，即n ＝5，l p ＝7，h p ＝0。则该机构的自由度为 F =h l p p n --23=07253-?-?=1 二、在图所示的铰链四杆机构中，设分别以a 、b 、c 、d 表示机构中各构件的长度，且设a ＜d 。如果构件AB 为曲柄，则AB 能绕轴A 相对机架作整周转动。为此构件AB 能占据与构件AD 拉直共线和重叠共线的两个位置B A '及B A ''。由图可见，为了使构件AB 能够转至位置B A '，显然各构件的长度关系应满足 c b d a +≤+ （3-1） 为了使构件AB 能够转至位置B A ''，各构件的长度关系应满足 c a d b +-≤)(或b a d c +-≤)( 即c d b a +≤+ （3-2） 或b d c a +≤+ （3-3） 将式(3-1)、(3-2)、(3-3)分别两两相加，则得 同理，当设a ＞d 时，亦可得出 得c d ≤b d ≤a d ≤
分析以上诸式，即可得出铰链四杆机构有曲柄的条件为： （1）连架杆和机架中必有一杆是最短杆。 （2）最短杆与最长杆长度之和不大于其他两杆长度之和。 上述两个条件必须同时满足，否则机构中便不可能存在曲柄，因而只能是双摇杆机构。 通常可用以下方法来判别铰链四杆机构的基本类型： （1）若机构满足杆长之和条件，则： ① 以最短杆为机架时，可得双曲柄机构。 ② 以最短杆的邻边为机架时，可得曲柄摇杆机构。 ③ 以最短杆的对边为机架时，可得双摇杆机构。 （2）若机构不满足杆长之和条件则只能获得双摇杆机构。 三、 k = 12v v =1 21221t C C t C C =21t t =21??=θθ-?+?180180 即k = θ θ-?+?180180 θ=11 180+-?k k 式中k 称为急回机构的行程速度变化系数。 四、从动件位移s 与凸轮转角?之间的关系可用图表示，它称为位移曲线(也称?-S 曲线) 位移曲线直观地表示了从动件的位移变化规律，它是凸轮轮廓设计的依据 凸轮与从动件的运动关系
机械设计下公式总结
机械设计下公式总结 第十五章 连接 英文词汇 螺栓 bolt 螺母 nut 1. 松螺栓连接强度校核 22 11 4[]4F F d d σσππ==≤ 2. 受横向载荷的紧螺栓连接 '' 22 11 1.34 1.3[]4F F d d σσππ?==≤ （当受轴向工作载荷时预紧力换成螺栓轴向总拉力） 平衡条件 3. 受轴向载荷的紧螺栓连接
4.应力幅校核 5.受旋转力矩T的螺栓组连接 （受拉） （受剪）注意：其中的r是螺栓距形心的距离 6.受翻转力矩M的螺栓组连接
注意：其中的r是螺栓距过形心的翻转轴的距离 第十六章滑动轴承 英文词汇 轴承bearings 轴径journal 滚动轴承journal bearings 轴向axial 径向radial 静压轴承Hydrostatic Bearings 动压轴承Hydrodynamic Bearings 轴瓦Bearing Bushings润滑Lubrication 7.润滑方式选择
8.径向轴承计算 9.动力润滑雷诺方程 10.最小油膜厚度
11.承载量系数 第十七章滚动轴承 英文词汇 滚动轴承rolling bearings 接触角nominal contact angle 径向载荷radial load 轴向载荷thrust load 向心轴承radial bearings 角接触轴承angular contact ball bearings 圆锥滚子轴承tapered roller bearings 基本额定寿命basic rated life 基本额定动载荷C Basic Dynamic Load Rating当量动载荷Equivalent Dynamic Load
机械式转向器的设计与计算
第四节机械式转向器的设计与计算 一、转向系计算载荷的确定 为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有. 足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎 气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎 变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。 精确地计算出这些力是困难的。为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或 式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7; G l为转向轴负荷（N）; p为轮 胎气压（MP a）。 作用在转向盘上的手力为 l 2L i M R F h L 2 D sw i 式中， L 1为转向摇臂 长； L 2为转向节臂长; D sw为转向盘直径；i为转向器角传动比; 为转向器正效率。 对给定的汽车，用式（7-10）计算出来的作用力是最大值。因此，可以用此值作为计算载 荷。然而，对于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力往往超过驾驶员生理上的可能，在 此情况下对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘 上的最大瞬时力，此力为700No 二、齿轮齿条式转向器的设计 齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值范围多在2?3mm之间。 主动小齿轮齿数多数在5?7个齿范围变化，压力角取20o,齿轮螺旋角取值范围多为9o?1 5o o齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿条压力角，对现有结构在12o?350范围内变化。此外，设计时应验算 齿轮的抗弯强度和接触强度。 主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。 三、循环球式转向器设计 （一）主要尺寸参数的选择 1、螺杆、钢球、螺母传动副 （1）钢球中心距D、螺杆外径D1、螺母内径D2 尺寸D D 1、 D2如图7-19所示。钢球中心距是基本尺寸，螺杆外径D1、螺母内径D2及钢球直径d对确定钢球中心距D的大 小有影响，而D又对转向器结构尺寸和强度有影响。在保证足够的强度条件下，尽可能将 D 值取小些。选取D值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距D也相应增加（表7—1）o 者混凝土路面上的原地转向阻力矩M R( N ?mm) (7-10)
机械设计编程基础
第 机械设计编程基础 2．1 编程和图表处理的基本方法 一、编制机械设计计算程序的基本方法 (1) 设计数据 (2) 表格、线图及标准规范 (3) 算法设计 [] p p dlh T σσ≤= 4 式中，T 为转矩； h 为键高度； l 为键的工作长度； [σp ]为轮毂的许用挤压应力。 图1 平键联接的受力情况 b ≈h/2 h L b dd l 表1 平键（摘自GB1096-90） 轴径 mm d mm b mm h 自6～8 2 2 >8 ～10 3 3 >10～12 4 4 >12～17 5 5 >17～22 6 6 >22～30 8 7 >30～38 10 8 >38～44 12 8 >44～50 14 9 d T 开始 输入：YBP l d T ,,, 根据d 检索出h )/(4dlh T BP = ? YBP BP ≤ 输出： 满足强度条件 输出： 不满足强度条 结束
二、设计图表处理的基本方法 1．表格（手册中的）分为两类：? ?? ..:;:着某种联系表格中的数据之间存在列表函数任何联系表格中的数据之间没有数表 2．表格处理的基本方法： （1） 表格的程序化：将数表中的数据以数组形式存储和检索，直接编 在解题的程序中。 （2） 表格的公式化：对于列表函数，可用曲线拟合的方法形成数学表 达式并直接编于程序中。 2-2 设计数表的处理 一、表格的程序化 1． 数表 一维（元）数表：所查取的数据只与一个变量有关的数表； 二维（元）数表：所查取的数据与两个变量有关的数表； 它们均可用一维和二维数组的形式存入计算机，以备程序使用。 一维（元）数表程序化 示例1 ： int I; float GAMA[ ] ={ 7.87,7.85,8.30,7.75}; printf( “1. 工业纯铁\ n”); printf( “1. 钢材\ n”); print f( “2. 高速钢\ n”); printf( “3. 不锈钢\ n”); printf( “选择材料类型：”); scanf( “ % d”,&I); printf( “3. 不锈钢\ n”); printf( “材料的密度：% f\ n”,GAMA[I -1]); 表2 材料的密度 材 料 密度 / (g.。cm -3) 工业纯铁 7。87 钢 材 7。85 高 速 钢 8。30 不 锈 钢 7。75
机械设计常用计算公式集
一、直线运动 基本公式：（距离、速度、加速度和时间之间的关系） 1）路程=初速度 x 时间+21*2 加速度时间 2）平均速度=路程/时间； 3）末速度-初速度=2x 加速度 x 路程； 4）加速度=（末速度-初速度）/时间 5）中间时刻速度= 1 2 （初速度+末速度） 6）力与运动之间的联系：牛顿第二定律：F=ma ，[合外力（N ）=物体质量（kg ）x 加 速度（2/m s ）] （注：重力加速度 g=9.82/m s 或 g=9.8N/kg ） 二、旋转运动 单位对比： 圆的弧长计算公式： 弧长 s=r θ=圆弧的半径 x 圆弧角度（角位移） 周长=C=2πr=πd ，即：圆的周长=2x3.14x 圆弧的半径=3.14x 圆弧的直径 旋转运动中角位移、弧度（rad ）和公转（r ）之间的关系。 1）1r （公转）=2π（弧度）=360°（角位移）
2）1rad=360 2π =57.3° 3）1°= 2360 π =0.01745rad 4）1rad=0.16r 5）1°=0.003r 6）1r/min=1x2x3.14=6.28rad/min 7) 1r/min=1x360°=360°/min 三、旋转运动与直线运动的联系： 1）弧长计算公式（s=r θ）：弧长=圆弧的半径 x 圆心角（圆弧角度或角位移） 2）角速度（角速度是角度（角位移）的时间变化率）（ω=θ/t ）：角速度=圆弧角度/时间 注：结合上式可推倒出角速度与圆周速度（即：s/t 也称切线速度）之间的关系。 3）圆周速度=角速度 x 半径，（即：v=ωr ） 注：角度度ω的单位一般为 rad/s ，实际应用中，旋转速度的单位大多表示为 r/min （每分钟多少转）。可通过下式换算: 1rad/s=1x60/(2x3.14)r/min 例如：电机的转速为 100rad/s 的速度运行，我们将角速度ω=100rad/s 换算成 r/min 单位，则为： ω=100rad/s= 100*60 2π =955r/min 4）rad/s 和 r/min 的联系公式： 转速 n(r/min)= *2/60 rad s ω（）π ，即：转速（r/min ）= /*60 2rad s π 角速度（）； 5）角速度ω与转速 n 之间的关系（使用时须注意单位统一）：ω=2πn ，（即：带单
《机械设计》
《机械设计》 一、选择填空 1. 当被联接件之一的厚度较大，且零件需要经常拆卸的场合，应采用 。 (a)普通螺栓联接；(b)螺钉联接；(c)双头螺柱联接；(d) 紧定螺钉联接。 2. 用公式[] p d l h T σ'=4 1 验算平键联接的挤压强度时，许用挤压应力[σp ]应按 的材料确 定。 (a)键；(b) 轴；(c) 轮毂；(d) 键、轴、轮毂中的弱者。 3.齿轮传动中，轮齿的齿面点蚀通常首先发生在 表面。 (a) 齿顶顶部；(b) 靠近节线的齿顶；(c) 靠近节线的齿根；(d) 齿根根部。 4. 以Z 表示齿轮的齿数，在查取齿形系数Y Fa 时，斜齿轮按Z V = 查取；锥齿轮按Z V = 查取。 (a) Z/cos δ；(b) Z/cos 2δ；(c) Z/cos 3δ；(d ) Z/cos β；(e)Z/cos 2β；(f)Z/cos 3β。 5. 直齿圆锥齿轮传动强度计算一般按 的当量园柱齿轮传动进行。 (a) 大端；(b) 距大端0.4b 处；(c) 齿宽中点处；(d) 小端。 6. 两轴交错角为900的阿基米德蜗杆传动，在 上蜗杆与蜗轮的啮合相当于渐开线齿轮与齿条的啮合。 ( a) 法面；(b) 端面；(c) 中间平面；(d) 蜗杆轴的横截面。 二、填空 1. 齿轮的齿根弯曲疲劳强度计算中，齿形系数Y Fa 主要与齿轮的 和 有关。 2. 角接触轴承的接触角α是指 和 之间的夹角。 3. 受剪螺栓用公式 [] p R dh F σ≤进行挤压强度验算时，取 作计算对象。 4. 普通平键联接工作时，键的 为工作面，键的 为非工作面。 5. V 带传动的主要失效形式是 。 6. 闭式蜗杆传动的功率损耗包括传动啮合效率、 和 三项。 7. 轴上零件的轴向定位与固定方法中能用于较大轴向力的有 、