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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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