1、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121314151617181920212223242526272829序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位一一已已知知1T转矩135Nm2L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表5-3-1740MPa9p键连接的许用剪切应力机械表5-3-1790Mpa二二计计算算10P工
2、作面的挤压P=2T/Dkl21.42857143MPa11键的剪切应力=2T/Dbl6.428571429Mpa三三结结论论12PPpp满足要求13p满足要求序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位圆圆柱柱销销（平平面面）机械表5-3-2（第一种）一一已已知知1F横向力5000N2d销的直径5mm3Z销的数量5个二二计计算算4剪切力=4F/d2Z50.92958179MPa5p许用剪切力根据销的材料查表对于销的常用材料可取p=80MPa三三结结论论p满足要求圆圆柱柱销销（圆圆周周）机械表5-3-2（第二种）一一已已知知1T转矩5000Nmm2D轴的直径100mm3d销的直径5
3、mm4L销的长度50mm二二计计算算4p挤压力p=4T/DdL0.8MPa5pp许用挤压力机械表5-3-17MPa4剪切力=2T/DdL0.4MPa5p许用剪切力根据销的材料查表对于销的常用材料可取p=80MPa三三结结论论ppp满足要求p满足要求焊缝及键连接受力计算比较参考书目:机械手册、机械手册序号代号定义备注结果单位一一焊焊缝缝计计算算(已已知知条条件件)1M扭矩1650Nm2R轴径100mm3k焊缝高度15mm4aa=0.7k10.5mm计计算算受受力力1剪切力(双面焊缝)=2*M*(R+a)/2(R+a)4-R4)1.1822Mpap167Mpap,强度满足要求二二键键计计算算(已已
4、知知条条件件)1T扭矩1650Nm2D轴径100mm3b键宽28mm4L键长70mm计计算算受受力力1剪切力=2*T/DbL16.837Mpap60Mpap,强度满足要求三结结论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.序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位一一已已知知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共况系数机械表13-2-31.48Pd设计功率Pd=KA*P4.2Kw9Kz链轮齿数系数机械表13-
5、2-41.5110Kp排数系数机械表13-2-51二二计计算算11Po单排链功率Po=Pd/（Kz*Kp）2.781456954Kw12p链条节距机械图13-2-219.05mm13dkmax链轮轴孔最大许用直径机械表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链条节距机械图13-2-225.4mm17dkdkdkmax=1209018a0初定中心距a0min=0.2z1（i+1）p254mm有张紧装置，a0max80p2032mm19选a01100mm20a0p以
6、节距计的初定中心距a0p=a0/p43.30708661mm21k机械表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机械表13-2-80.2526ac计算中心距ac=p（2Lp-z1-z2）*ka1079.5mm27a0.002*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序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处
7、处结结果果单单位位一一已已知知1z链轮齿数292d1滚子外径机械表13-2-115.883p链条节距25.4mm4pt链条排距机械表13-2-131.88mm二二计计算算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内链板高度机械表13-2-121.08mm10dg齿侧凸缘直径dgpcot180/z-1.04h2-0.76210.8659432mm11K机械表13-2-159.512d
8、k9013h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+2h189.5mm16dhmaxdg20017b1内节内宽机械表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序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位一一已已知知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）1031
9、06，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二二计计算算10b抗拉极限强度查表11-2-3初选（钢丝8）1370MPa11p许用应力0.5b685MPa12C初选旋绕比8/*KC3=pD2/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)/h124.88
10、N/mm20F1最小载荷下变形量F1=P1/P0mm21Fn最大载荷下变形量Fn=Pn/P25mm22Fb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)/n11.8mm29螺旋角=arc(t/*D)6.69456136930L展开长度L=*Dn1/COS13
11、16.178447mm三三结结论论(验验算算)稳稳定定性性31b高径比b=HO/D4.0625两端固定b5.3满足要求强强度度32max最大切应力max=8KDPn/d3697.4977318MPas屈服极限静载荷，80钢930MPa33S疲劳安全系数S=p/max1.33333766934Sp1.31.735SSp,强度满足要求满足要求序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位一一已已知知1d螺栓直径240mm2na安全系数手册5-1-531.23ko预紧系数手册5-1-5444kc相对刚度系数手册5-1-550.25s材料的屈服极限930Mpa6F止推力3500000N7
12、G锁紧装置重量0Kg8m摩擦系数0.15二二计计算算9P最大轴向载荷P=m*9.8G+F350000010P总拉力P=(ko+kc)P1470000011Aa危险截面面积Aa=d2/445216mm212t最大轴向载荷t=1.3P/Aa422.6380042Mpa13tp许用拉应力tp=s/n775Mpa三三结结论论(验验算算)ttp满足要求序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位一一已已知知1P传动功率5.5Kw2n转速73r/min3T理论转矩T=9550*P/n0.719520548kNm4K工况系数机械手册6-89页表6-2-225二二计计算算5Tc计算转矩Tc=TK
13、3.59760274kNm617.8872128tantan=（tan21tan22）1/20.253646267914.2327007110选用SWC180BH11420Tn公称转矩12.5kNmTf疲劳转矩6.3kNm三三结结论论(验验算算)TnTcTfTc满足要求序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位一一已已知知1T理论转矩2387.5Nm2Pw驱动功率300Kw3n工作转速1200r/min4Kw动力机系数机械6-54页15K工况系数机械6-54页表6-2-226Kt温度系数机械6-54页17Kz启动系数机械6-56页表6-2-318参考外方图纸选取制动盘直
14、径710mm9Tn公称转矩WGP714000Nm二二计计算算10Tc联轴器计算转矩Tc=TKwKKzKt852000Nm三三结结论论(验验算算)TcTn满足要求序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位一一已已知知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二二计计算算4P2m计算功率P2m=PKAKS675kW7i减速比i=N/n29.268292688P1公称输入功率P2mP1三三结结论论(验验算算)9查表得ZSY500840Nm序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位一一已已知知1
15、da包容件外径295mm2df结合直径100mm3di被包容件内径0mm4lf结合长度50mm5摩擦因数机械手册表5-4-4(钢-钢)0.146Ea包容件弹性模量200000MPa7Ei被包容件弹性模量200000MPa8a包容件泊松比0.39i被包容件泊松比0.310sa包容件屈服强度295MPa11si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二二计计算算1T传递扭矩T=9550k过载N/n1650.069113Nm2Pfmin传递载荷所需最小压强Pfmin=2T/df2lf15.00666604MPa3qa包容件直径比qa=
16、df/da0.3389830514qi被包容件直径比qi=di/df05Ca系数机械手册表5-4-51.5796Ci系数机械手册表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/Ei0.005252333mm9emin传递载荷所需的最小有效过盈量emin=eamin+eimin0.017100096mm12min考虑压平后的最小过盈量min=emin0.017100096mm13a机械手册图5-4-80.5214c机械手册图5-4-
17、80.515Pfamax不产生塑性变形所允许的最大压强包容件:Pfamax=a*sa153.4MPa16Pfimax不产生塑性变形所允许的最大压强被包容件:Pfimax=c*si137.5MPa17Pfmax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=Pfmaxdflf302378.2929N19eamax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/Ei0.048125mm21em
18、ax被联结件不产生塑性变形允许的最大有效过盈量emax=eamax+eimax0.15668125mm22min选择配合的要求minemin23max选择配合的要求maxemax24b初选基本过盈量b=(emin+emin)/20.086890673mm25初选基本偏差代号机械手册图5-4-7t26确定公差等级孔:IT7,轴:IT627要求较多的联结强度储备(emin+emin)/2bemax28选用基本偏差代号:u29u的基本偏差机械手册表2-2-390.124mm30IT70.035mm31IT60.022mm32min选择配合的要求min=-IT7emin0.089mm0.0171mm33max选择配合的要求max=+IT6emax0.146mm0.157mm三三结结论论(验验算算)选用配合:H7/u6