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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 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 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135Nm 2L键的长度50mm 3b键的宽度20mm 4l键的工作长度l=L-b30mm 5D轴的直径70mm 6h键的高度12mm 7k键与轮毂的接触高度k=h/26mm 8Ppp键连接的许用挤压压强机械表5-3-17
2、40MPa 9p键连接的许用剪切应力机械表5-3-1790Mpa 二二计计算算 10P工作面的挤压P=2T/Dkl21.42857143MPa 11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5000N 2d销的直径5mm 3Z销的数量5个 二二计计算算 4剪切力=4F/d2Z50.92958179MPa 5p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
3、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5000Nmm 2D轴的直径100mm 3d销的直径5mm 4L销的长度50mm 二二计计算算 4p挤压力p=4T/DdL0.8MPa 5pp许用挤压力机械表5-3-17MPa 4剪切力=2T/DdL0.4MPa 5p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1650Nm 2R轴径100mm 3k焊缝高度15mm
4、4aa=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)1.18223Mpa p167Mpa p,强度满足要求 二二键键计计算算(已已知知条条件件) 1T扭矩1650Nm 2D轴径100mm 3b键宽28mm 4L键长70mm 计计算算受受力力 1剪切力=2*T/DbL16.8367Mpa p60Mpa p,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/min 2n2链轮2
5、转速213r/min 3i传动比i=n1/n21 4z1链轮1齿数25 5z2链轮2齿数z2=i*z125 6P传递功率3Kw 7KA共况系数机械表13-2-31.4 8Pd设计功率Pd=KA*P4.2Kw 9Kz链轮齿数系数机械表13-2-41.51 10Kp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）2.781456954Kw 12p链条节距机械图13-2-219.05mm 13dkmax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=120mm 14z1链轮1齿数
6、25 15z2链轮2齿数z2=i*z125 16p链条节距机械图13-2-225.4mm 17dkdkdkmax=12090 18a0初定中心距a0min=0.2z1（i+1）p254mm 有张紧装置，a0max 80p2032mm 19选a01100mm 20a0p以节距计的初定中心距a0p=a0/p43.30708661mm 21k机械表13-2-70 22Lp链条节数Lp=（z1+z2）/2+2a0p+k/a0p111.6141732节 23110 24L链条长度L=Lp*p/10002.794m 25ka机械表13-2-80.25 26ac计算中心距ac=p（2Lp-z1-z2）*ka
7、1079.5mm 27a0.002*ac2.159 28a实际中心距a=ac-a1077.341mm 291000 30v链条速度v=z1n1p/60*10000.010583333m/s 31Ft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/ /出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1z链轮齿数29 2d1滚子外径机械表13-2-115.88 3p链条节距25.4mm 4pt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）234.9262911mm 6da齿顶圆直径da=p（0.54+cot180
8、/z）247.2651432mm 7df齿根圆直径df=d-d1219.0462911mm 8ha分度圆弦齿高ha=0.27p6.858mm 9h2内链板高度机械表13-2-121.08mm 10dg齿侧凸缘直径dgpcot180/z-1.04h2-0.76210.8659432mm 11K机械表13-2-159.5 12dk90 13h轮毂厚度h=K+dk/6+0.01d26.84926291mm 14l轮毂长度lmin=2.6h69.80808357mm 15dh轮毂直径dh=dk+2h189.5mm 16dhmaxdg200 17b1内节内宽机械表13-2-117.02mm 18bf齿宽
9、bf=0.95b116.169mm 19MR量柱测量距MR=dcos90/z+dRmin（dR=d1）250.4617515 20bR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0N 2Pn最大工作载荷3122N 3h工作行程25mm 4D弹簧中径32mm 5弹簧类别（寿命）103106，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79000MPa 9E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）1370MPa 11p许用应力0.5
10、b685MPa 12C初选旋绕比8/*KC3=pD2/Pn224.6764894 13K初选曲度系数查表11-2-20 14C“旋绕比4 15K“曲度系数1.404 16d钢丝直径d=D/C8mm 选取8mm 17C实际旋绕比C=D/d4 18K实际曲度系数 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C 或查表11-2-20 1.40375 19P初算弹簧刚度P=(Pn-P1)/h124.88N/mm 20F1最小载荷下变形量F1=P1 / P0mm 21Fn最大载荷下变形量Fn=Pn / P25mm 22Fb压并时变形量Fb=Fn / 0.6538.46153846mm 23Pb压并载荷P
11、b=Pn / 0.654803.076923mm 24n有效圈数n=Gd4Fn / 8PnD39.88448911 选取10 25n1总圈数查表11-2-14 n1=n+212 26Hb压并高度Hb=(n+1.5)d92mm 27Ho自由高度Ho=Hb+Fb130.4615385mm 选取130mm 28t节距t=(Ho-1.5d) / n11.8mm 29螺旋角=arc(t / *D)6.694561369 30L展开长度L= *Dn1/COS1316.178447mm 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
12、 32max最大切应力max=8KDPn/ d3697.4977318MPa s屈服极限静载荷，80钢930MPa 33S疲劳安全系数S=p / max1.333337669 34Sp1.31.7 35SSp,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240mm 2na安全系数手册5-1-531.2 3ko预紧系数手册5-1-544 4kc相对刚度系数手册5-1-550.2 5s材料的屈服极限930Mpa 6F止推力3500000N 7G锁紧装置重量0Kg 8m摩擦系数0.15 二二计计算算 9P最大轴向载荷P=m*9.8G+F
13、3500000 10P总拉力P=(ko+kc)P14700000 11Aa危险截面面积Aa=d2/445216mm2 12t最大轴向载荷t=1.3P/Aa422.6380042Mpa 13tp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5.5Kw 2n转速73r/min 3T理论转矩T=9550*P/n0.719520548kNm 4K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=TK3.59760274kNm 617.88 7212
14、8tantan=（tan21tan22）1/20.253646267 914.23270071 10选用SWC 180 BH1 1420 Tn公称转矩12.5kNm Tf疲劳转矩6.3kNm 三三结结论论( (验验算算) ) TnTc TfTc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2387.5Nm 2Pw驱动功率300Kw 3n工作转速1200r/min 4Kw动力机系数机械6-54页1 5K工况系数机械6-54页表6-2-22 6Kt温度系数机械6-54页1 7Kz启动系数机械6-56页表6-2-31 8参考外方图纸选取制动盘直径71
15、0mm 9Tn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1.5 2KS安全系数1.5 3P输入功率300kW 5N输入转速1200r/min 6n输出转速41r/min 二二计计算算 4P2m计算功率P2m=PKAKS675kW 7i减速比i=N/n29.26829268 8P1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
16、公公式式/出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1da包容件外径295mm 2df结合直径100mm 3di被包容件内径0mm 4lf结合长度50mm 5摩擦因数机械手册表5-4-4(钢-钢)0.14 6Ea包容件弹性模量200000MPa 7Ei被包容件弹性模量200000MPa 8a包容件泊松比0.3 9i被包容件泊松比0.3 10sa包容件屈服强度295MPa 11si被包容件屈服强度275MPa 12N功率11Kw 13k过载电机过载系数2.5 14n转速159.16r/min 二二计计算算 1T传递扭矩T=9550k过载N/n1650.069113Nm 2Pfmin传递载荷所需最小
17、压强Pfmin=2T/df2lf15.00666604MPa 3qa包容件直径比qa=df/da0.338983051 4qi被包容件直径比qi=di/df0 5Ca系数机械手册表5-4-51.579 6Ci系数机械手册表5-4-50.7 7eamin 传递载荷所需的最小变化量(包 容件) eamin=Pfmin*df*Ca/Ea0.011847763mm 8eimin 传递载荷所需的最小变化量(被 包容件) eimin=Pfmin*df*Ci/Ei0.005252333mm 9emin 传递载荷所需的最小有效过盈 量 emin=eamin+eimin0.017100096mm 12min考虑
18、压平后的最小过盈量min=emin0.017100096mm 13a机械手册图5-4-80.52 14c机械手册图5-4-80.5 15Pfamax 不产生塑性变形所允许的最大 压强 包容件:Pfamax=a*sa153.4MPa 16Pfimax 不产生塑性变形所允许的最大 压强 被包容件:Pfimax=c*si137.5MPa 17Pfmax 被联结件:取Pfamax和Pfimax较小的 值 137.5MPa 18Ft 不产生塑性变形所允许的最大 传递力 Ft=Pfmaxdflf302378.2929N 19eamax 不产生塑性变形允许的最大直 径变化量(包容件) eamax=Pfmax
19、dfCa/Ea0.10855625mm 20eimax 不产生塑性变形允许的最大直 径变化量(被包容件) eimax=PfmaxdfCi/Ei0.048125mm 21emax 被联结件不产生塑性变形允许 的最大有效过盈量 emax=eamax+eimax0.15668125mm 22min选择配合的要求minemin 23max选择配合的要求maxemax 24b初选基本过盈量b=(emin+emin)/20.086890673mm 25初选基本偏差代号机械手册图5-4-7t 26确定公差等级孔:IT7,轴:IT6 27要求较多的联结强度储备(emin+emin)/2bemax 28选用基本偏差代号:“u“ 29u的基本偏差机械手册表2-2-390.124mm 30IT70.035mm 31IT60.022mm 32min选择配合的要求min=-IT7emin0.089mm 0.0171mm 33max选择配合的要求max=+IT6emax0.146mm 0.157mm 三三结结论论( (验验算算) ) 选用配合:H7/u6