机械设计经典计算公式

1370 685 224.6764894
4 1.404
8 8 4
1.40375
124.88 0 25
38.46153846
MPa MPa
mm mm
N/mm mm mm mm
23 Pb 24 n
25 n1 26 Hb 27 Ho
28 t 29 α 30 L
三
31 b
32 τmax τs
33 S 34 Sp 35
的常用材料可取 Τ
p=80MPa
50.92958179
机械Ⅱ表5-3-2（第二 种）
MPa
满足要 求
5000 100
5 50
N·mm mm mm mm
σp=4T/DdL
0.8
MPa
5
σpp
4τ
5
Τp
三
许用挤压力
剪切力
许用剪切力
结论 σp＜σpp Τ＜Τp
机械Ⅱ表5-3-17
τ=2T/DdL
0.4
根据销的材料查表对于销
机械Ⅱ6-54页 机械Ⅱ6-56页表6-2-3
制动盘直径 WGP7
Tc=TKwKKzKt Tc＜Tn
结果
2387.5 300 1200 1 2 1 1 710
14000
852000
满足要求
单位 N·m Kw r/min
mm N·m N·m
序号
1 2 3 5 6
4 7 8
9
代号 一 KA KS P N n 二 P2m i P1 三
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.
序号 代号
一
1
n1
2
n2
3
i
4
z1
5
z2
6P
7
KA
8
Pd
9
Kz'
10 Kp
二
11 Po
12 p
13 dkmax
定义 已知 链轮1转速 链轮2转速 传动比 链轮1齿数 链轮2齿数 传递功率 共况系数 设计功率 链轮齿数系数 排数系数 计算 单排链功率 链条节距 链轮轴孔最大许用直径
17 C
18 K
19 P' 20 F1 21 Fn 22 Fb
定义
已知 最小工作载荷 最大工作载荷
工作行程 弹簧中径 弹簧类别（寿命） 弹簧结构 弹簧材料 切变模量 弹性模量
计算 抗拉极限强度
许用应力 初选旋绕比 初选曲度系数
旋绕比 曲度系数 钢丝直径
实际旋绕比
实际曲度系数
初算弹簧刚度 最小载荷下变形量 最大载荷下变形量
轮毂厚度 轮毂长度 轮毂直径
内节内宽 齿宽
量柱测量距 量柱直径
公式/出处
结果
单位
机械Ⅲ表13-2-1 机械Ⅲ表13-2-1
29
15.88
25.4
mm
31.88
mm
d=p/sin（180°/z）
234.9262911 mm
da=p（0.54+cot180/z） 247.2651432 mm
df=d-d1
的常用材料可取 Τ
p=80MPa
MPa MPa
满足要 满求足要
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 一 1 2 3 4
1
代号
M R k a
τ τp
定义 焊缝计算(已知条件)
扭矩 轴径 焊缝高度
计算受力 剪切力(双面焊缝)
二
键计算(已知条件)
1
T
扭矩
2
D
轴径
3
b
键宽
4
L
键长
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
备注
结果 单位
a=0.7k
1650 N·m
100 mm
15
mm
10.5 mm
τ=2*M*(R+a)/2π((R+a)4-R4)) 1.1822 Mpa
167 Mpa τ＜τp,强度满足要求
1650 N·m
100 mm
28
mm
70
mm
计算受力
1
τ
剪切力
τ=2*T/DbL
16.837 Mpa
τp
60
Mpa
dh=dk+2h
189.5
mm
dhmax〈dg 机械Ⅲ表13-2-1
200
17.02
mm
bf=0.95b1 MR=dcos90°/z+dRmin
（dR=d1）
16.169
mm
250.4617515
15.88
mm
序号 代号
一
1
P1
2
Pn
3h
4D
5
6
7
8G
9E
二
10 σb 11 τp
12 C'
13 K' 14 C" 15 K" 16 d
4803.076923 mm
9.88448911
10 12
92
mm
130.4615385 mm
130
mm
11.8
mm
6.694561369
°
1316.178447 mm
b=HO/D 两端固定 b＜5.3
τmax=8KDPn/ πd3 静载荷，80钢 S=τp / τmax
S＞Sp,强度满足要求
4.0625 满足要求
219.0462911 mm
ha=0.27p
6.858
mm
机械Ⅲ表13-2-1
21.08
mm
dg≤pcot180°/z-1.04h2- 210.8659432
mm
0.76
机械Ⅲ表13-2-15
9.5
90
h=K+dk/6+0.01d
26.84926291 mm
lmin=2.6h
69.80808357 mm
254
mm
有张紧装置，a0max ＞80p
2032
mm
19 选a0 20 a0p 21 k 22 Lp 23
以节距计的初定中心距 链条节数
a0p=a0/p 机械Ⅲ表13-2-7
Lp=（z1+z2） /2+2a0p+k/a0p
1100
mm
43.30708661 mm
0
111.6141732
节
110
24 L 25 ka 26 ac 27 △a 28 a
k=h/2 机械Ⅱ表5-3-17 机械Ⅱ表5-3-17
P=2T/Dkl τ=2T/Dbl
结果
单位
135
N·m
50
mm
20
mm
30
mm
70
mm
12
mm
6
mm
40
MPa
90
Mpa
21.42857143 6.428571429
MPa Mpa
满足要 满求足要
求
序号 代号
一 1F 2d 3Z
二 4τ
5
Τp
三
压并载荷 有效圈数
总圈数 压并高度 自由高度
节距 螺旋角 展开长度 结论(验算) 稳定性 高径比
强度 最大切应力 屈服极限 疲劳安全系数
Pb=Pn / 0.65 n=Gd4Fn / 8PnD3
选取 查表11-2-14 n1=n+2
Hb=(n+1.5)d
Ho=Hb+Fb 选取
t=(Ho-1.5d) / n α=arc(t / π*D) L= π*Dn1/COSα
公式/出处
结果
单位
机械手册Ⅱ表5-4-4(钢-钢)
295 100
0 50 0.14 200000 200000 0.3 0.3 295 275 11 2.5 159.16
mm mm mm mm
MPa MPa
MPa MPa Kw
r/min
T=9550k过载N/n Pfmin=2T/πdf2lfμ
697.4977318 930
1.333337669 1.3～1.7 满足要求
MPa MPa
序号
1 2 3 4 5 6 7 8
9 10 11 12 13
代号 一 d na ko kc σs F G m 二 P PΣ Aa σt σtp 三
定义 已知 螺栓直径 安全系数 预紧系数 相对刚度系数 材料的屈服极限 止推力 锁紧装置重量 摩擦系数 计算 最大轴向载荷 总拉力 危险截面面积 最大轴向载荷 许用拉应力 结论(验算)
Nm
序号
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14
1 2 3 4 5 6
代号 一 da df di lf μ Ea Ei νa νi σsa σsi N
k过载 n 二 T
Pfmin qa qi Ca Ci
定义 已知 包容件外径 结合直径 被包容件内径 结合长度 摩擦因数 包容件弹性模量 被包容件弹性模量 包容件泊松比 被包容件泊松比 包容件屈服强度 被包容件屈服强度 功率 电机过载系数 转速 计算 传递扭矩 传递载荷所需最小压强 包容件直径比 被包容件直径比 系数 系数
一
1T
2D
3d
4L
二
4
σp
定义 圆柱销（平面）
已知 横向力 销的直径 销的数量 计算 剪切力
许用剪切力
结论 Τ＜Τp
圆柱销（圆周） 已知 转矩
轴的直径 销的直径 销的长度
计算 挤压力
公式/出处 机械Ⅱ表5-3-2（第一
种）
结果
5000 5 5
单位
N mm 个
τ=4F/πd2Z 根据销的材料查表对于销
公式/出处
手册Ⅱ5-1-53 手册Ⅱ5-1-54 手册Ⅱ5-1-55
P=m*9.8G+F PΣ=(ko+kc)P
Aa=πd2/4 σt=1.3PΣ/Aa
σtp=σs/n σt＜σtp
结果
单位
240
mm
1.2
4
0.2
930
Mpa
3500000
N
0
Kg
0.15
3500000 14700000
45216 422.6380042
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 15 z2 16 p
链轮1齿数 链轮2齿数 链条节距
公式/出处
i=n1/n2 z2=i*z1 机械Ⅲ表13-2-3 Pd=KA*P 机械Ⅲ表13-2-4 机械Ⅲ表13-2-5 Po=Pd/（Kz*Kp） 机械Ⅲ图13-2-2 机械Ⅲ表13-2-6
序号 代号
一
1T
2L
3b
4
l
5D
6h
7k
8
Ppp
9 τp
二
10 P
11 τ
三
12
13
定义 已知 转矩 键的长度 键的宽度 键的工作长度 轴的直径 键的高度 键与轮毂的接触高度 键连接的许用挤压压强 键连接的许用剪切应力 计算 工作面的挤压 键的剪切应力 结论 P＜Ppp τ＜τp
公式/出处
l=L-b
链条长度 计算中心距 实际中心距
L=Lp*p/1000
2.794
m
机械Ⅲ表13-2-8
0.25
ac=p（2Lp-z1-z2）*ka
1079.5
mm
0.002*ac a=ac-△a
2.159
1077.341
mm
29
1000
30 vHale Waihona Puke Baidu
链条速度
v=z1n1p/60*1000
0.010583333 m/s
31 Ft
选用SWC 180 BH1 1420
公称转矩
疲劳转矩
结论(验算)
Tn≥Tc Tf≥Tc
结果
单位
5.5 Kw 73 r/min 0.719520548 kN·m
5
3.59760274 kN·m 7.88 ° 12 °
0.253646267 14.23270071 °
12.5 kN·m 6.3 kN·m
有效圆周力
Ft=1000P/v
396850.3937
N
序号 代号
一
1
z
2
d1
3
p
4 pt
二
5
d
6 da
7 df
8 ha
9 h2
10 dg
11 K
12 dk
13 h
14 l
15 dh
16
17 b1
18 bf
19 MR 20 bR
定义 已知 链轮齿数 滚子外径 链条节距 链条排距 计算 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆弦齿高 内链板高度 齿侧凸缘直径
满足要求
序号
1 2 3 4 5 6 7 8 9
10
代号 一 T Pw n Kw K Kt Kz
Tn 二 Tc 三
定义 已知 理论转矩 驱动功率 工作转速 动力机系数 工况系数 温度系数 启动系数 参考外方图纸选取 公称转矩 计算 联轴器计算转矩 结论(验算)
公式/出处
机械Ⅱ6-54页 机械Ⅱ6-54页表6-2-2
定义 已知 工况系数 安全系数 输入功率 输入转速 输出转速 计算 计算功率 减速比 公称输入功率 结论(验算)
公式/出处
P2m=P×KA×KS i=N/n
P2m＜P1 查表得ZSY500
结果
单位
1.5 1.5 300 1200 41
kW r/min r/min
675
kW
29.26829268
840
775
mm2 Mpa Mpa
满足要求
序号
1 2 3 4
5 6 7 8 9 10
代号 一 P n T K 二 Tc β1 β2
tanβ β
Tn Tf 三
定义 已知 传动功率 转速 理论转矩 工况系数 计算 计算转矩
公式/出处
T=9550*P/n 机械手册Ⅱ6-89页表6-2-22
Tc=TK
tanβ=（tan2β1＋tan2β2）1/2
z2=i*z1 机械Ⅲ图13-2-2
结果
单位
213 213
1 25 25 3 1.4 4.2 1.51 1
r/min r/min
Kw Kw
2.781456954 Kw
19.05
mm
88
mm
25
25
25.4
mm
17 dk
dk≤dkmax=120
90
18 a0
初定中心距
a0min=0.2z1（i+1）p
压并时变形量
公式/出处
结果
单位
103～106，Ⅲ类载荷 端部并紧，磨平，支撑圈为1圈
碳素弹簧钢丝C级
0 3122
25 32
79000 206000
N N mm mm 次
MPa MPa
查表11-2-3初选（钢丝Φ8） 0.5σb
8/π*KC3=τpD2/Pn 查表11-2-20
d=D/C 选取 C=D/d K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C 或查表11-2-20 P'=(Pn-P1)/h F1=P1 / P' Fn=Pn / P' Fb=Fn / 0.65