机械设计常用计算总目.doc

搅拌机的设计计算7.5kw 搅拌机设计：雷，此时为湍流，2K Np ==φ常数。

查表知：诺数的计算：4032.08.0130010436833Re 260852⨯≈===⨯⨯μραin 即410Re >蜗轮式，四平片时，5.42=K 。

由公式513d n N N p ρ=，式中Np ——功率准数。

则，搅拌功率5132d n K N ρ= 5360858.0)(13005.4⨯⨯⨯= W W 45.55450== 则，电机的最小功率为： ηNN =电 ，取η=0.85则KW N 41.685.045.5电==则选用电机的功率为7.5KW 。

圆盘直径φ450mm ，选定叶轮直径φ800mm 。

桨叶的危险断面Ⅰ—Ⅰ（如上图）：该断面的弯矩值： （对于折叶蜗轮）θSin nN x r x Zj M 155.9030⨯⨯⨯=-式中n ——转速；N ——功率；x ——桨叶上液体阻力的合力的作用位置。

计算公式为：32314241430r rr r x --⨯= 334412.04.012.04.043--⨯= =0.306(m)则θSin nN x r x Zj M 155.9030⨯⨯⨯=-0345185105.7306.0225.0306.0455.9Sin ⨯⨯⨯=⨯- =78.86（N.m ）（Z=4叶片，θ=45°倾角）对于Q235A 材料，MPa 240~2205=σ当取n=2~2.5时，[σ]=88~100Mpa. 取[σ]=90Mpa 计算，得62bh =ω（矩形截面） 且b=200mm ，求h 值。

由][σω≥M有666.81090622.0⨯≥⨯⨯h η,可得h ≥0.00512m, 即h ≥5.12mm考虑到腐蚀，则每边增加1mm 得腐蚀余量。

即，需叶片厚度为≥7.12, 取8mm 厚的钢板。

叶轮轴扭转强度计算验证叶轮轴选用φ76×5的无缝钢管，材料20号钢。

轴的设计与校核高速轴的计算。

（1）选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下: 硬度为HBS ＝220抗拉强度极限σB ＝650MPa 屈服强度极限σs ＝360MPa 弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa 剪切疲劳极限τ－1＝155MPa 许用弯应力[σ－1]=60MPa 二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知1n= 323.6 r/min;1p=6.5184(KW)；查表可取OA=115；机械设计第八版370页表15-3==311minnpAdo 3323.66.518115⨯=31.26mm 三．轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴1），从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径1d，取∏-I d=32 mm ，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，，故Ⅰ段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50 mm ，现取47l mm Ⅰ＝。

带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度111.0~07.0ddh =，取h =2.5 mm ，则Ⅲ-∏d=37 mm 。

轴承端盖的总宽度为20 mm ，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离l =30 mm ，故取∏l=50 mm.2.初步选责滚动轴承。

因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴Ⅲ-∏d=37 mm ，故轴承的型号为6208，其尺寸为=d 40mm ，=D 80mm, 18=B mm.所以ⅣⅢ-d=ⅣⅢ-d=40mm ，ⅣⅢ-l= ⅧⅦ-l=18mm 3.取做成齿轮处的轴段Ⅴ–Ⅵ的直径ⅥⅤ-d =45mm ，ⅥⅤ-l=64mm取齿轮距箱体内壁间距离a ＝10mm ， 考虑到箱体的铸造误差， 4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取s ＝4mm ，则=-V IV l s+a ＝4mm ＋10mm ＝14mmⅤⅣ-d=48mm同理ⅦⅥ-l =s+a=14mm ，ⅦⅥ-d=43 mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径 （3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径R=1.2mm(四)计算过程1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球滚轴承的mm a 9=，简支梁的轴的支承跨距： L=32LL+=l llllⅧⅦⅦⅥⅥⅤⅤⅣⅣⅢ-----++++-2a=18+14+64+14+18-2 ⨯9=120mm 1L=47+50+9=106mm ，2L=55 mm, 3L=65mm2.作用在齿轮上的力dT F t 212==4203.1952⨯=916.6N ==βαcos tan ntrFF333.6NN FF t a6.916==计算支反力水平方向的ΣM =0，所以055.110.2=-F F t H N ，F HN 2=458.3N=-65.110.1F F t NH 0, FNH 1=541.6N垂直方向的ΣM =0，有=-65.110.1F F r NV 0， FNV 1=197N =-55.110.2F Fr NV 0,FNV 2=166.8N计算弯矩 水平面的弯矩32LF MNH CH⨯== 653.458⨯=29789.5mm N ⋅垂直面弯矩=⨯=⨯=55197211L F M NV CV 10840 mm N ⋅ =⨯=⨯=658.166322L F MNV CV 10840mm N ⋅合成弯矩1C M =122CV CH M M +=31700mm N ⋅ 2C M =222CV CH M M +=31700mm N ⋅根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C 为危险截面，现将计算出的截面C 处的H V M M 、及M 的值列于下表：3.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C ）的强度。

MTBF A(t ) MTBF MTTR
机械可靠性设计基础
二、概率论的基本概念 １、 随机事件与事件间的关系 随机事件——“不可预言的事件”
基础5
Ａ＋Ｂ、ＡＢ——事件Ａ或事件Ｂ发生的事件
ＡＢ、ＡＢ——事件Ａ与事件Ｂ同时发生的事件 ２、 频率与概率 做Ｎ次实验，随机事件Ａ共发生ｎ次，则： n 随机Ａ事件出现的频率为： N n 随机Ａ事件出现的概率为： P lim N N
机械可靠性设计基础
２、可靠性指标 可靠度：(Reliability)
记为：R(ｔ) 即：R(ｔ)=P{Ｔ>ｔ}
基础2
产品在规定的条件下和规定的时间内，完成规定功能的概率。
其中：T为产品的寿命；ｔ为规定的时间； 事件{Ｔ>ｔ}有下列三个含义： 产品在时间ｔ内完成规定的功能； 产品在时间ｔ内无故障；
P(AB)=P(B)P(A│B) =P(A)P(B│A)
P{(T t t )(T t )} P{(T t t )} P{(T t t│ ) (T t )} P{(T t )} P{(T t )}
机械可靠性设计概述
三、可靠性工作的意义
可靠性是产品质量的一项重要指标。 重要关键产品的可靠性问题突出，如航空航天产品； 量大面广的产品，可靠性与经济性密切相关，如洗衣机等； 高可靠性的产品，市场的竞争力强；
概述6
四、可靠性学科的内容
可靠性基础理论：数学、失效物理学(疲劳、磨损、蠕变机理）等； 可靠性工程：可靠性分析、设计、试验、使用与维护等； 可靠性管理：可靠性规划、评审、标准、指标及可靠性增长； 固有可靠性：由设计所决定的产品固有的可靠性；
平均寿命
E(t)=１/（MTBF)， 为失效率。

1000t 门式起重机起升机构设计一．主要参数额定起升总重量 Q=1000t起升速度 v=0~0.5 m/min （重载）v=0~1.5 m/min （空载） 起升高度 H max =10m额定起升功率 P=83.3kW二． 结构形式单梁、无小车(起吊位置可调)、四套卷扬，工作级别为M5，电机驱动。

三． 滑轮组的设计1．形式：双联滑轮组。

2．滑轮组倍率：m=22。

3．滑轮组效率：)1(100h h h --=m m （其中0h 为滑轮效率，取0.98） =02.02298.0122´- =81.55%4．钢丝绳的静拉力：21122/)(h h h ´+=z m q Q S (其中q 为吊钩及动滑轮组总重量) =98.098.018155.02222/)401000(´´´´+ =15.1t5．滑轮尺寸：工作滑轮直径D 0≥e.d=20×43=860mm根据计算结果选择直径为900mm 的双幅板压制滑轮。

四． 钢丝绳的设计按选择系数C 确定钢丝绳直径d(mm)S C d = =151000100.0´=38.6mm （)/(17002mm N b =s ） 根据计算结果选择：钢丝绳6W （19）—40—1700GB1102-74。

五． 多层绕钢卷筒的设计1． 卷筒名义直径：D=（e-1）×d=（20-1）×40=760mm根据计算结果取D=800mm 。

2． 卷筒长度：)(1.1'nd D n lp L +=p （其中p ’=1.2d ，l =mH max ）=)404800(41000022402.11.1´+´´´´´´p =963.3mm根据计算结果取L=1000mm 。

3． 钢丝绳层数：n=4,p=42钢丝绳的长度=（1000/42）*3.14*0.8*4=239.2m>22*10=220m,满足起升要求。