非标设计最强自动计算

总目录 非标设计最强自动计算.V16.SP2(2016.05.03更新) 类型 电机选型 皮带轮选型 气缸选型 丝杆运动计算 齿轮计算 螺杆螺纹 蜗杆计算 名称 负载转矩计算 皮带轮间歇运动 气缸内径选型 丝杠水平运动 外啮合变位圆柱齿轮传动几何尺寸计算 美制螺纹 圆柱蜗杆传动 惯量计算 皮带轮连续运动 气缸推力计算 丝杠垂直运动 齿轮齿条 粗螺纹 蜗杆常用材料 电机常识 三角皮带长度计算 气缸理论出力 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 齿轮常用材料及其力学性能 细螺纹 圆柱蜗杆传动主要参数搭配推荐值 常用Y系列电机型号参数表 三角皮带参数表 真空元件的选定 高度变位斜齿轮跨棒(球)距 迫牙丝攻钻孔径 蜗轮传动 电机功率确定程序 同步带节线长计算 耗气量计算及电磁阀选择 高变位齿轮尺寸计算 美制特细螺纹及英制电器螺纹 伺服电机选型自动版 气缸与系统选型指南 锥齿轮传动设计计算 管螺纹 减速机公称功率 螺栓扭矩标准 螺纹及针车用螺纹 类型 单位换算 带轮计算 立柱计算 材料学 键槽&销计算 盘类计算 其他公式 名称 单位换算 链轮参数计算 立柱计算 模具钢牌号和性能 外花键跨棒距 分度盘 链轮计算 稳定性系数 材料摩擦系数 内花键棒间距 圆盘 压入力计算 同步带轮传动设计 材料价格计算表 键的强度计算 分度盘选型计算公式 弹性模量、泊松系数 链条计算 销的强度计算 搖擺資料 焊缝及键连接受力计算比较 輸送帶計算 类型 轴承大全 机械配合 凸轮分割器 名称 查询深沟球轴承尺寸 过盈计算 分割器选型基础知识 超越离合器设计计算表 万向联轴器计算 惯性距计算 齿式联轴器计算 分割器计算 弹簧计算 齒輪分割計算 棘轮计算 主轴撞刀制表，联系QQ：994410571负载转矩计算惯量计算丝杠水平运动丝杠垂直运动皮带轮间歇运动皮带轮连续运动电机常识外啮合变位圆柱齿轮传动几何尺寸计算齿轮齿条齿轮常用材料及其力学性能圆柱蜗杆传动蜗杆常用材料圆柱蜗杆传动主要参数搭配推荐值三角皮带长度计算美制螺纹粗螺纹细螺纹迫牙丝攻钻孔径美制特细螺纹及英制电器螺纹管螺纹螺栓扭矩标准螺纹及针车用螺纹链轮参数计算立柱计算稳定性系数模具钢牌号和性能蜗轮传动高度变位斜齿轮跨棒(球)距外花键跨棒距内花键棒间距链轮计算高变位齿轮尺寸计算超越离合器设计计算表常用Y系列电机型号参数表锥齿轮传动设计计算分度盘圆盘电机功率确定程序材料摩擦系数压入力计算弹性模量、泊松系数材料价格计算表伺服电机选型自动版气缸内径选型气缸推力计算气缸理论出力表三角皮带参数表真空元件的选定耗气量计算及电磁阀选择气缸与系统选型指南单位换算同步带节线长计算分度盘选型计算公式同步带轮传动设计查询深沟球轴承尺寸键的强度计算销的强度计算焊缝及键连接受力计算比较链条计算减速机公称功率过盈计算万向联轴器计算齿式联轴器计算弹簧计算分割器选型基础知识惯性距计算分割器计算棘轮计算搖擺資料輸送帶計算齒輪分割計算搖擺資料 輸出軸搖擺角……………(Q) = 60 度 輸入軸驅動角……………(Qh) 90 度 (此欄請鍵入,輸入軸之最小驅動角) 輸出軸行程長度…………(P) = 0.30 m (此欄為夾具直線運動行程) 輸出軸擺臂長度…………(L) = 0.30 m 每分割定位時間…...……(t1) = 0.25 sec (若已知輸入軸驅動角,此欄將不列為計算值,不需重鍵) 每分割迴轉時間…...……(t2) = 0.25 sec (若已知輸入軸驅動角,此欄將不列為計算值,不需重鍵) 前進時間………………...(t3) 0.25 sec (若已知輸入軸驅動角,此欄將不列為計算值,不需重鍵) 復歸時間…………...……(t4) = 0.25 sec (若已知輸入軸驅動角,此欄將不列為計算值,不需重鍵) 入力軸迴轉數……...……(n) = 60 rpm 工件重量…………….…..(W) = 15 kg 擺臂寬度……………...…(M1) 0.04 m 擺臂高度………………...(M2) 0.02 m 擺臂長度…………...……(M3) 0.3 m 擺臂重量……….....……..(W2) = 1.87 kg 分割數……………..(N) 6 分割數 (此欄為自動運算值,不可鍵值) 凸輪曲線係修正正弦曲線 (M.S.),因此: 最大非向性速度……....(Vm) = 1.76 最大非向性加速度…....(Am) = 5.53 凸輪最大扭力係數…....(Qm) = 0.99 (一).負荷………...(GD^2): (1).工件往復直進運動….GD^2(1) = 4*W*{(N*P)/(2*3.14159)}^2 = 4.924 kgf.m^2 (2).擺臂往復運動………..GD^2(2) = 2*{(((M3^2)+(M2^2))/3)+(P^2)} = 0.240 kg (二).慣性扭矩…..(Ti) (1).工件直進運動慣性扭矩…..Ti1 = 0.585*Am*{(W*N*(P^2)*(n^2))/(Qh^2)} 11.646 kgf.m (2).擺臂往復運動慣性扭矩…..Ti2 = 5.77*Am*{(GD^2(2)*(n^2))/(N*(Qh^2))} = 0.568 kgf.m Ti = Ti1+Ti2 = 12.214 kgf.m (三).摩插扭矩…..(Tf) (摩擦係數.u=0.05) Tf = {(W*u*N*P)/(2*3.14159)} = 0.215 (四).以上總負載扭矩………....(Tt) = Ti+Tf = 12.4289 kgf.m (五).實際負載扭矩…...(Te) = Tt*fc (安全負載之因數.fc=1.5) = 18.64 kgf.M (三).入力軸扭矩(Tc)註:入力軸起動負載扭矩視為0,因此Tca=0 Tc = [360/(Qh*N)]*Qm*(Te+Tca) = 12.3046 (kg.m) (四).計算所須之馬力….(P) = (Tc*n)/(716*Z) 假設效率Z=0.6 = 1.719 (HP) 或(P) = (Tc*n)/(975*Z) = 1.262 (kw) 當Ti的值>Tf的值,則平均負荷所需動力既為實際計算馬力的一半.輸送帶計算 主動齒輪節圓直徑………(D1) = 20 cm 主動齒輪重量……………(W1) = 10 kg 從動齒輪節圓直徑………(D2) = 10 cm 從動齒輪重量……………(W2) = 5 kg 傳動軸直徑………………(D3) = 2.5 cm 傳動軸重量………………(W3) = 4 kg 傳動軸數量………………(A3) = 2 支 鏈輪節圓直徑……………(D4) = 25.4 cm 鏈輪重量…………………(W4) = 5 kg(每組) 鏈輪組數…………………(A4) = 4 組 鏈條重量…………………(W5) = 10 kg(每條) 鏈條數量…………………(A5) = 2 條 夾具重量…………………(W6) = 0.7 kg(每組) 夾具組數…………………(A6) = 20 組 工件重量…………………(W7) = 1 kg(每組) 工件組數…………………(A7) = 4 組 輸送帶輸送間距…………(Pc) = 23.9389158 cm 凸輪轉位角度…………....(Qh) = 120 度 入力軸迴轉數……….……(n) = 30 rpm 速度比…………………….(v) = 2 凸輪曲線係修正正弦曲線 (M.S.),因此: 最大非向性速度……....(Vm) = 1.76 最大非向性加速度…....(Am) = 5.53 凸輪最大扭力係數…....(Qm) = 0.99 間歇分割等份…………...(N) = 6.66667 (一).負載扭矩(Tt): (1).慣性扭矩(Ti): (a).主動齒輪慣性扭矩……..(IA) = ((W1*R1^2)/2G) = 0.510 (kg.m.S^2) (b.)輸送帶之總慣性矩……..(IB) = I2+I3+I4+I5+I6+I7 = 7.9900 (kg.m.S^2) (1).從動齒輪慣性矩……..(I2) = ((W2*((R2^2)+(R3^2)))/(2*G)) = 0.0678 (kg.m.S^2) (2).傳動軸之慣性矩……...(I3) = ((W3*(R3^2))/(2*G))*A3 = 0.0064 (kg.m.S^2) (3).鏈輪之慣性矩………...(I4) = ((W4*((R4^2)+(R3^2)))/(2*G))*A4 = 1.6618 (kg.m.S^2) (4).鏈條之慣性矩………...(I5) = ((W5*(R4^2))/G)*A5 = 3.2916 (kg.m.S^2) (5).夾具之慣性矩………...(I6) = ((W6*(R4^2))/G)*A6 = 2.3041 (kg.m.S^2) (6).工件之慣性矩………...(I7) = ((W7*(R4^2))/G)*A7 = 0.6583 (kg.m.S^2) (c.)輸送帶之有效總慣性矩.(IC) = (IB*((D1/D2)^2)) = 31.9600 (kg.m.S^2) (d.)總慣性矩為(a)+(b)之和 I = IA+IC = 32.4702 (kg.m.S^2) (e.)出力軸最大角加速度….(O) = Am*((2*3.1416)/N)*((360/Qh)*(n/60))^2 = 11.7267700725 (rad.S^2) (f.)靜扭矩(慣性扭矩)………(Ti) = I*O = 380.7706773029 (kg.cm) (2).摩擦扭矩 (a.)輸送帶上之摩擦扭矩.(Tf) = u*w*R 摩擦負荷應等於滑動面上鏈條和夾具的一半重量和工件全部重量所造成之摩擦力 (摩擦係數.u=0.15) = 40.0050 (kg.cm) (b.)輸送帶之有效摩擦扭矩(Tfe) = Tf*(D1/D2) = 80.01 (kg.cm) (3).作功扭矩(Tw)在間歇分割時沒有作功,因此Tw=0 (4).以上總負載扭矩……...(Tt) = Ti+Tf+Tw = 4.2078 (kg.m) (二).實際負載扭矩…...(Te) = Tt*fc (安全負載之因數.fc=2.0) = 8.416 (kg.m) (三).入力軸扭矩(Tc)註:入力軸起動負載扭矩視為0,因此Tca=0 Tc = [360/(Qh*N)]*Qm*(Te+Tca) = 3.7491 (kg.m) (四).計算所須之馬力….(P) = (Tc*n)/(716*Z) 假設效率Z=0.6 = 0.262 (HP) 或(P) = (Tc*n)/(975*Z) = 0.192 (kw)此格為自動運算值,不需您重新輸入請注意!!!此分割數的值之結果需為整數,不可有小數點,以免累積誤差,此為自動運算值,不要自行輸入齒輪分割計算 間歇分割定位等份…...…(N) = 6 每分割驅動時間…...……(t1) = 2.8 sec 每分割定位時間…...……(t2) = 5.6 sec 入力軸迴轉數……...……(n) = 80 rpm 大齒輪直徑……...………(D1) = 48 cm 大齒輪重量……………(Wa) 30 kg 小齒輪直徑……...………(D2) = 12 cm 小齒輪重量………...……(Wb) = 3 kg 夾具總重量………….…..(W3) = 48 kg 夾具數量………….……..(N1) = 24 kg 夾具固定的節圓直徑…..(De) = 40 cm 轉盤底部,支撐有效半徑..(R) 20 cm 凸輪轉位角度…………..(Qh) = 120 度 工件總重量W2 36 kg 回轉盤尺寸 50 X 2 cm 回轉盤重量(鋼件)W1 30.615 kg 凸輪曲線係修正正弦曲線 (M.S.),因此: 最大非向性速度……....(Vm) = 1.76 最大非向性加速度…....(Am) = 5.53 凸輪最大扭力係數…....(Qm) = 0.99 (一).負載扭矩(Tt): (1).靜鈕矩(慣性扭矩)…...(Ti) (a).大齒輪慣性矩……….....(I2) = (W1*R1^2)/(2*G) = 0.0882 (kg.m.S^2) A 小齒輪慣性矩……….....(I1) = (W2*R2^2)/(2*G) = 0.00055 (kg.m.S^2) 夾具慣性矩……….....(I3) = (W3*Re^2)/G = 0.20 (kg.m.S^2) 回轉盤慣性矩(I5) = 0.098 (kg.m.S^2) 工件慣性矩(I4) = 0.1469387755 (b).出力軸最大角加速度….(α1) = Am*((2*3.1416)/N1)*[(360/Qh)*(n/60)]^2 = 23.1641 (rad/S^2) (α2) = Am*((2*3.1416)/N)*[(360/Qh)*(n/60)]^2 92.6563 (rad/S^2) (c).靜扭矩(慣性扭矩)……..(Ti) = Ti1+Ti2 = 3.11 (kg/m) Ti2 = (I2+I3+I4+I5)*(N/N1)^2*α2*(N1/N) 3.061 (kg/m) 小齒輪Ti1 = I1*α2 0.0511 (kg/m) (2).摩擦扭矩……...……(Tf) = u*w*R*(N/N1) (摩擦係數.u=0.2) = 1.4462 (kg.m) (3).作功扭矩(Tw)在間歇分割時沒有作功,因此Tw=0 (4).以上總負載扭矩…..(Tt) = Ti+Tf+Tw = 4.5586 (kg.m) (二).實際負載扭矩…...(Te) = Tt*fc (安全負載之因數.fc=1.8) = 8.205 (kg.m) (三).入力軸扭矩(Tc)註:入力軸起動負載扭矩視為0,因此Tca=0 Tc = [360/(Qh*N)]*Qm*(Te+Tca) = 4.0617 (kg.m) (四).計算所須之馬力….(P) = (Tc*n)/(716*Z) 假設效率Z=0.6 = 0.756 (HP) 或(P) = (Tc*n)/(975*Z) = 0.555 (kw)f1023529:修改棘轮计算 CONTACT棘輪 參數值 料帶PITCH孔距(P) 5.30 料厚T 0.12 PITCH孔徑D 1.00 N 25 理論周長S S=P*N 132.50 理論直徑D1 D1=S/PI 42.176 理論半徑R1 21.088 實際直徑D2 D2=D1-2T 41.936 實際半徑R2 20.968 腰高D3 D3=2~2.5T 0.24 棘輪齒底D5 D5=D-0.3(公差0~-0.02) 0.96 0.44 PD 42.176 ID 41.936 OD 43.088 H 1.15 B導齒小徑 0.44 R導齒R角 1.03 h 0.57618 A導齒直徑 0.873AD2D2弹簧计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 P1 最小工作载荷 0 N 2 Pn 最大工作载荷 3122 N 3 h 工作行程 25 mm 4 D 弹簧中径 32 mm 5 弹簧类别（寿命） 103～106，Ⅲ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 8 G 切变模量 79000 MPa 9 E 弹性模量 206000 MPa 二 计算 10 σb 抗拉极限强度 查表11-2-3初选（钢丝Φ8） 1370 MPa 11 τp 许用应力 0.5σb 685 MPa 12 C' 初选旋绕比 8/π*KC3=τpD2/Pn 224.6764894299 13 K' 初选曲度系数 查表11-2-20 14 C" 旋绕比 4 15 K" 曲度系数 1.404 16 d 钢丝直径 d=D/C 8 mm 选取 8 mm 17 C 实际旋绕比 C=D/d 4 18 K 实际曲度系数 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C或查表11-2-20 1.40375 19 P' 初算弹簧刚度 P'=(Pn-P1)/h 124.88 N/mm 20 F1 最小载荷下变形量 F1=P1/P' 0 mm 21 Fn 最大载荷下变形量 Fn=Pn/P' 25 mm 22 Fb 压并时变形量 Fb=Fn/0.65 38.4615384615 mm 23 Pb 压并载荷 Pb=Pn/0.65 4803.0769230769 mm 24 n 有效圈数 n=Gd4Fn/8PnD3 9.8844891095 选取 10 25 n1 总圈数 查表11-2-14n1=n+2 12 26 Hb 压并高度 Hb=(n+1.5)d 92 mm 27 Ho 自由高度 Ho=Hb+Fb 130.4615384615 mm 选取 130 mm 28 t 节距 t=(Ho-1.5d)/n 11.8 mm 29 α 螺旋角 α=arc(t/π*D) 6.6945613687 ° 30 L 展开长度 L=π*Dn1/COSα 1316.1784465695 mm 三 结论(验算) 稳定性 31 b 高径比 b=HO/D 4.0625 两端固定b＜5.3 满足要求 强度 32 τmax 最大切应力 τmax=8KDPn/πd3 697.4977317623 MPa τs 屈服极限 静载荷，80钢 930 MPa 33 S 疲劳安全系数 S=τp/τmax 1.3333376693 34 Sp 1.3～1.7 35 S＞Sp,强度满足要求 满足要求齿式联轴器计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 T 理论转矩 2387.5 N·m 2 Pw 驱动功率 300 Kw 3 n 工作转速 1200 r/min 4 Kw 动力机系数 机械Ⅱ6-54页 1 5 K 工况系数 机械Ⅱ6-54页表6-2-2 2 6 Kt 温度系数 机械Ⅱ6-54页 1 7 Kz 启动系数 机械Ⅱ6-56页表6-2-3 1 8 参考外方图纸选取 制动盘直径 710 mm 9 Tn 公称转矩 WGP7 14000 N·m 二 计算 10 Tc 联轴器计算转矩 Tc=TKwKKzKt 852000 N·m 三 结论(验算) Tc＜Tn 满足要求万向联轴器计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 P 传动功率 5.5 Kw 2 n 转速 73 r/min 3 T 理论转矩 T=9550*P/n 0.7195205479 kN·m 4 K 工况系数 机械 手册 华为质量管理手册 下载焊接手册下载团建手册下载团建手册下载ld手册下载 Ⅱ6-89页表6-2-22 5 二 计算 5 Tc 计算转矩 Tc=TK 3.5976027397 kN·m 6 β1 7.88 ° 7 β2 12 ° 8 tanβ tanβ=（tan2β1＋tan2β2）1/2 0.2536462672 9 β 14.2327007109 ° 10 选用SWC180BH11420 Tn 公称转矩 12.5 kN·m Tf 疲劳转矩 6.3 kN·m 三 结论(验算) Tn≥TcTf≥Tc 满足要求过盈计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 da 包容件外径 295 mm 2 df 结合直径 100 mm 3 di 被包容件内径 0 mm 4 lf 结合长度 50 mm 5 μ 摩擦因数 机械手册Ⅱ表5-4-4(钢-钢) 0.14 6 Ea 包容件弹性模量 200000 MPa 7 Ei 被包容件弹性模量 200000 MPa 8 νa 包容件泊松比 0.3 9 νi 被包容件泊松比 0.3 10 σsa 包容件屈服强度 295 MPa 11 σsi 被包容件屈服强度 275 MPa 12 N 功率 11 Kw 13 k过载 电机过载系数 2.5 14 n 转速 159.16 r/min 二 计算 1 T 传递扭矩 T=9550k过载N/n 1650.0691128424 N·m 2 Pfmin 传递载荷所需最小压强 Pfmin=2T/πdf2lfμ 15.006666043 MPa 3 qa 包容件直径比 qa=df/da 0.3389830508 4 qi 被包容件直径比 qi=di/df 0 5 Ca 系数 机械手册Ⅱ表5-4-5 1.579 6 Ci 系数 机械手册Ⅱ表5-4-5 0.7 7 eamin 传递载荷所需的最小变化量(包容件) eamin=Pfmin*df*Ca/Ea 0.0118477628 mm 8 eimin 传递载荷所需的最小变化量(被包容件) eimin=Pfmin*df*Ci/Ei 0.0052523331 mm 9 δemin 传递载荷所需的最小有效过盈量 δemin=eamin+eimin 0.017100096 mm 12 δmin 考虑压平后的最小过盈量 δmin=δemin 0.017100096 mm 13 a 机械手册Ⅱ图5-4-8 0.52 14 c 机械手册Ⅱ图5-4-8 0.5 15 Pfamax 不产生塑性变形所允许的最大压强 包容件:Pfamax=a*σsa 153.4 MPa 16 Pfimax 不产生塑性变形所允许的最大压强 被包容件:Pfimax=c*σsi 137.5 MPa 17 Pfmax 被联结件:取Pfamax和Pfimax较小的值 137.5 MPa 18 Ft 不产生塑性变形所允许的最大传递力 Ft=Pfmaxπdflfμ 302378.292908018 N 19 eamax 不产生塑性变形允许的最大直径变化量(包容件) eamax=PfmaxdfCa/Ea 0.10855625 mm 20 eimax 不产生塑性变形允许的最大直径变化量(被包容件) eimax=PfmaxdfCi/Ei 0.048125 mm 21 δemax 被联结件不产生塑性变形允许的最大有效过盈量 δemax=eamax+eimax 0.15668125 mm 22 [δmin] 选择配合的要求 [δmin]＞δemin 23 [δmax] 选择配合的要求 [δmax]≤δemax 24 δb 初选基本过盈量 δb=(δemin+δemin)/2 0.086890673 mm 25 初选基本偏差代号 机械手册Ⅱ图5-4-7 t 26 确定公差等级 孔:IT7,轴:IT6 27 要求较多的联结强度储备 (δemin+δemin)/2＜δb＜δemax 28 选用基本偏差代号:"u" 29 ω u的基本偏差 机械手册Ⅰ表2-2-39 0.124 mm 30 IT7 0.035 mm 31 IT6 0.022 mm 32 [δmin] 选择配合的要求 [δmin]=ω-IT7＞δemin 0.089 mm ＞0.0171 mm 33 [δmax] 选择配合的要求 [δmax]=ω+IT6≤δemax 0.146 mm ＜0.157 mm 三 结论(验算) 选用配合:H7/u6减速机公称功率 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 KA 工况系数 1.5 2 KS 安全系数 1.5 3 P 输入功率 300 kW 5 N 输入转速 1200 r/min 6 n 输出转速 41 r/min 二 计算 4 P2m 计算功率 P2m=P×KA×KS 675 kW 7 i 减速比 i=N/n 29.2682926829 8 P1 公称输入功率 P2m＜P1 三 结论(验算) 9 查表得ZSY500 840 Nm链轮计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 z 链轮齿数 29 2 d1 滚子外径 机械Ⅲ表13-2-1 15.88 3 p 链条节距 25.4 mm 4 pt 链条排距 机械Ⅲ表13-2-1 31.88 mm 二 计算 5 d 分度圆直径 d=p/sin（180°/z） 234.9262911397 mm 6 da 齿顶圆直径 da=p（0.54+cot180/z） 247.2651431555 mm 7 df 齿根圆直径 df=d-d1 219.0462911397 mm 8 ha 分度圆弦齿高 ha=0.27p 6.858 mm 9 h2 内链板高度 机械Ⅲ表13-2-1 21.08 mm 10 dg 齿侧凸缘直径 dg≤pcot180°/z-1.04h2-0.76 210.8659431555 mm 11 K 机械Ⅲ表13-2-15 9.5 12 dk 90 13 h 轮毂厚度 h=K+dk/6+0.01d 26.8492629114 mm 14 l 轮毂长度 lmin=2.6h 69.8080835696 mm 15 dh 轮毂直径 dh=dk+2h 189.5 mm 16 dhmax〈dg 200 17 b1 内节内宽 机械Ⅲ表13-2-1 17.02 mm 18 bf 齿宽 bf=0.95b1 16.169 mm 19 MR 量柱测量距 MR=dcos90°/z+dRmin（dR=d1） 250.4617514951 20 bR 量柱直径 15.88 mmhoushuai:链条计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 n1 链轮1转速 213 r/min 2 n2 链轮2转速 213 r/min 3 i 传动比 i=n1/n2 1 4 z1 链轮1齿数 25 5 z2 链轮2齿数 z2=i*z1 25 6 P 传递功率 3 Kw 7 KA 共况系数 机械Ⅲ表13-2-3 1.4 8 Pd 设计功率 Pd=KA*P 4.2 Kw 9 Kz' 链轮齿数系数 机械Ⅲ表13-2-4 1.51 10 Kp 排数系数 机械Ⅲ表13-2-5 1 二 计算 11 Po 单排链功率 Po=Pd/（Kz*Kp） 2.7814569536 Kw 12 p 链条节距 机械Ⅲ图13-2-2 19.05 mm 13 dkmax 链轮轴孔最大许用直径 机械Ⅲ表13-2-6 88 mm 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 链轮1齿数 25 15 z2 链轮2齿数 z2=i*z1 25 16 p 链条节距 机械Ⅲ图13-2-2 25.4 mm 17 dk dk≤dkmax=120 90 18 a0 初定中心距 a0min=0.2z1（i+1）p 254 mm 有张紧装置，a0max＞80p 2032 mm 19 选a0 1100 mm 20 a0p 以节距计的初定中心距 a0p=a0/p 43.3070866142 mm 21 k 机械Ⅲ表13-2-7 0 22 Lp 链条节数 Lp=（z1+z2）/2+2a0p+k/a0p 111.6141732283 节 23 110 24 L 链条长度 L=Lp*p/1000 2.794 m 25 ka 机械Ⅲ表13-2-8 0.25 26 ac 计算中心距 ac=p（2Lp-z1-z2）*ka 1079.5 mm 27 △a 0.002*ac 2.159 28 a 实际中心距 a=ac-△a 1077.341 mm 29 1000 30 v 链条速度 v=z1n1p/60*1000 0.0105833333 m/s 31 Ft 有效圆周力 Ft=1000P/v 396850.393700787 Nhoushuai:焊缝及键连接受力计算比较 序号 代号 定义 备注 结果 单位 一 焊缝计算(已知条件) 1 M 扭矩 1650 N·m 2 R 轴径 100 mm 3 k 焊缝高度 15 mm 4 a a=0.7k 10.5 mm 计算受力 1 τ 剪切力(双面焊缝) τ=2*M*(R+a)/2π((R+a)4-R4)) 1.1822287139 Mpa τp 167 Mpa τ＜τp,强度满足要求 二 键计算(已知条件) 1 T 扭矩 1650 N·m 2 D 轴径 100 mm 3 b 键宽 28 mm 4 L 键长 70 mm 计算受力 1 τ 剪切力 τ=2*T/DbL 16.8367346939 Mpa τp 60 Mpa 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.&L&A参考书目:机械手册Ⅰ、机械手册Ⅱ销的强度计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 圆柱销（平面） 机械Ⅱ表5-3-2（第一种） 一 已知 1 F 横向力 5000 N 2 d 销的直径 5 mm 3 Z 销的数量 5 个 二 计算 4 τ 剪切力 τ=4F/πd2Z 50.9295817894 MPa 5 Τp 许用剪切力 根据销的材料查表对于销的常用材料可取Τp=80MPa 三 结论 Τ＜Τp 满足要求 圆柱销（圆周） 机械Ⅱ表5-3-2（第二种） 一 已知 1 T 转矩 5000 N·mm 2 D 轴的直径 100 mm 3 d 销的直径 5 mm 4 L 销的长度 50 mm 二 计算 4 σp 挤压力 σp=4T/DdL 0.8 MPa 5 σpp 许用挤压力 机械Ⅱ表5-3-17 MPa 4 τ 剪切力 τ=2T/DdL 0.4 MPa 5 Τp 许用剪切力 根据销的材料查表对于销的常用材料可取Τp=80MPa 三 结论 σp＜σpp 满足要求 Τ＜Τp 满足要求键的强度计算 序号 代号 定义 公式/出处 结果 单位 一 已知 1 T 转矩 135 N·m 2 L 键的长度 50 mm 3 b 键的宽度 20 mm 4 l 键的工作长度 l=L-b 30 mm 5 D 轴的直径 50 mm 6 h 键的高度 10 mm 7 k 键与轮毂的接触高度 k=h/2 5 mm 8 Ppp 键连接的许用挤压压强 机械Ⅱ表5-3-17 40 MPa 9 τp 键连接的许用剪切应力 机械Ⅱ表5-3-17 90 Mpa 二 计算 10 P 工作面的挤压 P=2T/Dkl 36 MPa 11 τ 键的剪切应力 τ=2T/Dbl 9 Mpa 三 结论 12 P＜Ppp 满足要求 13 τ＜τp 满足要求同步带轮传动设计计算 同步带节线长计算 规格 节距(mm) 主动轮齿数 从动轮齿数 设计中心距(mm) 节线长计算结果(mm) 计算齿数 实际齿数 建议 关于小区增设电动车充电建议给教师的建议PDF智慧城市建议书pdf给教师的36条建议下载税则修订调整建议表下载 中心距(mm) 参考齿数 MXL 2.032 100 35 389.000 916.231 450.901 121 54.356 451 XL 5.080 20 20 100.000 301.551 59.361 59 99.060 59 L 9.525 20 20 100.000 390.409 40.988 41 100.013 41 H 12.700 20 20 100.000 453.879 35.738 36 101.600 36 XH 22.225 20 20 100.000 644.288 28.989 29 100.013 29 XXH 31.750 20 20 100.000 834.697 26.290 26 95.250 26 3M 3.000 20 20 100.000 259.971 86.657 87 100.500 87 5M 5.000 100 35 389.130 1122.475 224.495 60 -18.750 224 8M 8.000 100 35 389.130 1335.605 166.951 45 -90.000 167 同步带轮参数 规格 节距(mm) 齿数 节径d 外径do 20 MXL 2.032 20 12.936 12.426 20 XL 5.080 20 32.340 31.830 25 L 9.525 25 75.798 75.038 20 H 12.700 20 80.851 79.481 20 XH 22.225 20 141.489 138.689 20 XXH 31.750 20 202.127 199.077 20 -3M 3.000 20 19.099 18.339 20 -5M 5.000 20 31.831 30.691 24 -8M 8.000 24 61.115 59.745 同步带参数 规格 节距(mm) 齿型代号 节线长(mm) 齿数 齿高(mm) 带厚(mm) 角度β° 34 MXL 2.032 MXL 87.376 43 0.510 1.140 40 86 XL 5.080 XL 218.440 43 1.270 2.300 50 150 L 9.525 L 381.000 40 1.910 3.600 40 500 H 12.700 H 1270.000 100 2.290 4.300 40 700 XH 22.225 XH 1778.000 80 6.350 11.200 40 625 XXH 31.750 XXH 1587.500 50 9.530 15.700 40 150 -3M 3.000 3M 150.000 50 1.170 2.400 250 -5M 5.000 5M 250.000 50 2.060 3.800 1320 -8M 8.000 8M 1320.000 165 3.360 6.000 150 只需要更改红色的数字即可得出您想要的结果 制作者：范芳源分度盘选型计算公式 間歇分割定位等份…...…(N) = 6 每分割驅動時間…...……(t1) = 0.25 sec 每分割定位時間…...……(t2) = 0.25 sec 入力軸迴轉數……...……(n) = 120 rpm 迴轉盤直徑……...………(D) = 36 cm 迴轉盤厚度……...………(T) = 1.5 cm 材質比重………...………(M) = 2.7 kg/m^3 工件重量………...……..(M1) = 0.1 kg 夾具重量………...……..(M2) = 1 kg 轉盤依靠其底部之滑動面 支撐本身重量負荷,半徑..(r) = 10 cm 夾具固定的節圓直徑…..(De) = 30 cm 凸輪轉位角度…………..(Qh) = 180 度 凸輪曲線係修正正弦曲線 (M.S.),因此: 最大非向性速度……....(Vm) = 1.76 最大非向性加速度…....(Am) = 5.53 凸輪最大扭力係數…....(Qm) = 0.99 (一).負載扭矩(Tt): (1).慣性扭矩(Ti): (a).圓盤重量……….….(W1) = (3.14159/4)*D^2*T*M*0.1^3 = 4.122 kg 夾具重量……….(W2) = M1*N = 0.6 kg 工件重量……….(W2) = M2*N = 6 kg (b).迴轉盤慣性矩……....(I1) = (W1*R^2)/(2*G) = 0.0068 (kg.m.S^2) 夾具慣性矩……...(I2) = (W2*Re^2)/G = 0.0014 (kg.m.S^2) 工具慣性矩……...(I3) = (W3*Re^2)/G = 0.0138 (kg.m.S^2) (c).總慣性矩…………....(I) = I1+I2+I3 = 0.0220 (kg.m.S^2) (d).出力軸最大角加速度.(O) = Am*((2*3.1416)/N)*[(360/Qh)*(n/60)]^2 = 92.6563 (rad/S^2) (e).靜扭矩(慣性扭矩)…..(Ti) = I*O = 2.0354 (kg.m) (2).摩擦扭矩……...……(Tf) = u*w*R (摩擦係數.u=0.15) = 0.1608 (kg.m) (3).作功扭矩(Tw)在間歇分割時沒有作功,因此Tw=0 (4).以上總負載扭矩…..(Tt) = Ti+Tf+Tw = 2.1963 (kg.m) (二).實際負載扭矩…...(Te) = Tt*fc (安全負載之因數.fc=1.5) = 3.294 (kg.m) (三).入力軸扭矩(Tc)註:入力軸起動負載扭矩視為0,因此Tca=0 Tc = [360/(Qh*N)]*Qm*(Te+Tca) = 1.0872 (kg.m) (四).計算所須之馬力….(P) = (Tc*n)/(716*Z) 假設效率Z=0.6 = 0.304 (HP) 或(P) = (Tc*n)/(975*Z) = 0.223 (kw)单位换算 单位换算 输入数值 不可修改 压力Pressure mbar Pa atm lb/in2 kg/cm2 inHg mmHg mmAq(kgf/m2) 1 mbar 1 100 0.0009869 0.0145 0.00102 0.02953 0.750062 10.197 1 Pa 0.01 1 0.000009869 0.000145 0.0000102 0.0002953 0.00750062 0.10197 1 atm 1013.25 101325 0.999976425 14.692125 1.033515 29.9212725 760.0003215 10332.11025 1 lb/in2 68.95 6895 0.068046755 0.999775 0.070329 2.0360935 51.7167749 703.08315 1 kg/cm2 980.7 98070 0.96785283 14.22015 1.000314 28.960071 735.5858034 10000.1979 1 inHg 33.86 3386 0.033416434 0.49097 0.0345372 0.9998858 25.39709932 345.27042 1 mmHg 1.334 133.4 0.0013165246 0.019343 0.00136068 0.03939302 1.000582708 13.602798 1 mmAq(kgf/m2) 0.09807 9.807 0.0000967853 0.001422015 0.0001000314 0.0028960071 0.0735585803 1.00001979 风量Capacity m3/min m3/hr l/min ft3/min(cfm) 1 m3/min 1 60 1000 35.31 1800 m3/hr 30.006 1800.36 30006 1059.51186 1 l/min 0.001 0.06 1 0.03531 1 ft3/min(cfm) 0.02832 1.6992 28.