慢動卷揚機(jī)傳動裝置設(shè)計方案

1 慢動卷揚機(jī)傳動裝置設(shè)計方案 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 1 設(shè)計題目 計題目 方案 2：間歇工作，每班工作時間不超過 15，每次工作時間不超過 10載起動，工作中有中等振動，兩班制工作，鋼速度允許誤差 5。小批量生產(chǎn)，設(shè)計壽命 10年。傳動簡圖及設(shè)計原始參數(shù)如表： 數(shù)據(jù)編號 鋼 拉力 F（ 鋼 速度 V（ m/s） 滾筒直徑 D（ 8 25 12 400 表 1原始數(shù)據(jù) 2 系統(tǒng) 總體方案的確定 統(tǒng)總體方案 電動機(jī)傳動系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)，初選三種傳動方案，如下： 方案 1二級圓柱齒輪傳動 方案 2 蝸輪蝸桿減速器 方案 3 二級圓柱圓錐減速器 統(tǒng)方案總體評價 2 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 比較上述方案，在方案 2中，此方案為整體布局小，傳動不平穩(wěn)，雖然可以實現(xiàn)較大的傳動比，但是傳動效率低。方案 1結(jié)構(gòu)簡單，且傳動平穩(wěn)，適合要求。方案 3中的方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工較困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。 最終方案確定：采用二級圓柱齒輪減速器，其傳動系統(tǒng)為：電動機(jī)傳動系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu) . 3 傳動系統(tǒng)的確定 選擇電動機(jī)類型 卷筒速度計算：m 210001000n V=25*12/60=5 傳動效率計算： 傳動效率取閉式齒輪（彈性聯(lián)軸器的效率取電機(jī)所需要的功率： 3 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 根據(jù)所算的功率查資料，查的有三種電機(jī)可選擇： 160160它們各個參數(shù)比較如下表： 型號 額定功率（ 滿載轉(zhuǎn)速(r/價格 總傳動比 440 1100左右 16070 1600左右 16020 1900左右 、方案比較： 方案（一）： 按所給設(shè)計參數(shù)，選用直齒圓柱齒 輪傳動。查表得直齒圓柱齒輪的傳動比的取值范圍是閉式 35；開式 47。轉(zhuǎn)速為 n=1440r/率 P=動比為 i=于是直齒圓柱齒輪，故若取開式傳動比為 7則減速器傳動比為 閉式傳動比為 根據(jù)經(jīng)驗，雙級減速器的齒輪傳動比最好不要超過 4，以免齒數(shù)比太大導(dǎo)致齒輪受破壞程度相差太大。 4 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 方案（二）： 轉(zhuǎn)速 n=970r/率 P=動比為 i=于是直齒圓柱齒輪，故若取開式傳動比為 7則減速器傳 動 比 為 則 閉 式 傳 動 比 為 不符合要求 方案（三）： 轉(zhuǎn)速為 n=720r/率 P=動比為 i=于是直齒圓柱齒輪，故若取開式傳動比為 ，則減速器傳動比為 閉式傳動比為 符合要求， 故選用方案（三）。 4 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、 傳動比分配 選用電機(jī) 速 n=720r/率 P= 直齒圓柱齒輪傳動，傳動比為： ， 5 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 ）（）（）（）（額m in/in/in/in/（ m in/ %5%00 )(終上，各軸的參數(shù)如下表： 表 4編號 功率（ 轉(zhuǎn)速（ r/轉(zhuǎn)矩（ 1 20 選用方案（三） ）（）（）（）（額m in/ in/ in/ 1m in/ 0 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 2 3 4 5 齒輪設(shè)計 速軸齒輪傳動設(shè)計 材料和齒數(shù) 1）按給定設(shè)計方案，選用直齒圓柱齒輪。 2）卷揚機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高， V=12m/選用 8級精度（ 3）材料選擇 由資料 1表 10 1 選擇小齒輪材料為 40質(zhì)），硬度為280齒輪選用 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240者差為 40 4）選小齒輪的齒數(shù)為 :2，z ，取 7。取壓力角20 。 由于減速器齒輪傳動為閉式傳動，可以采用齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，按彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 按設(shè)計計算公式計算 213 12 . 3 2 ( )t 1)確定公式的各計算值 （ 1）試選載荷系數(shù)1 )( 7 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 （ 2）齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 )(100 7 1 （ 3）由資料 1表 （ 4）由資料 1表 。 （ 5）從資料 1圖 10 21（ d)查得，小齒輪疲勞極限為： ， 大齒輪疲勞極限為： 。 （ 6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 911 530082(17206060 892 107 8 N （ 7）查資料 1圖 10 19得 接觸疲勞壽命系數(shù)為： （ 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力： l i m 222l i m 111（ 5 2）計算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑1d，代入 95 231 （ 2）計算圓周速度 t 1 8 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 （ 3）計算齒寬 ）（ （ 4）計算齒寬與齒高之比/ 1t z t 齒高： )(4 0 （ 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) ， ， 8級精度，查資料 1圖 10 8得，載荷系數(shù)為 K ，因為是直齒輪，由資料 1表 10 3查得 1 K ， 由資料 1表 10 2 查得使用系數(shù)為 *中等沖擊） ，由資料 1包 10 4 查的小齒輪 8級精度，非對稱布置時： 4 查資料 1圖 10 13 故載荷系數(shù)為 動 載 荷 系 數(shù) ；使 用 系 數(shù) ；齒 間 載 荷 分 配 系 數(shù) ；齒 向 載 荷 分 配 系 數(shù) 。 9 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 （ 6）按設(shè)計的實際載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑 311 (7) 計算模數(shù) m 由式（ 1彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式： 13 212 ()F a S 11輸 入 轉(zhuǎn) 矩 ；載 荷 系 數(shù) ；應(yīng) 力 校 正 系 數(shù) ；齒 形 系 數(shù) ；許 用 應(yīng) 力 ；齒 寬 系 數(shù) ；由 齒 面 接 觸 疲 勞 強(qiáng) 度 設(shè) 計 計 算 所 得 齒 數(shù) 。1）確定公式內(nèi)的各參數(shù)值： 1 由資料 1圖 10 500 P a ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為： 2 380 P a2 由資料 1圖 10 K， 3 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) 41.S ，由資料 1式（ 10： 10 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 （ 4）計算安全載荷系數(shù)： （ 5）計算齒形系數(shù)：查資料 1表 10 5得 Y ， （ 6）計算齒形應(yīng)力校正系數(shù)： 查資料 1表 10 5得 1 （ 7）計算大、小齒輪 并加以比較 ： 比較得，大齒輪的 值大。 2） 設(shè)計計算： 將 中較大值代入公式得： 3 m （ 5此計算結(jié)果，由于按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) 11 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 （ m=于由齒根彎曲強(qiáng)度計算的模數(shù)（ m=因為齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載力，僅與齒輪直徑有關(guān)，故可取 彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算所得的模數(shù)，并將模數(shù)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=接觸強(qiáng)度得的 分度圓直徑 d ，算出小齒輪齒數(shù)： 5 z 4、幾何尺寸計算： 1）計算分度圓直徑： 2）計算中心距： 862 297752 21 3）計算齒輪寬度： d 757511 取 0,75 12 高速級齒輪傳動的幾何尺寸如下表所示： 表 5名稱 計算公式 數(shù)值（單位： 模 數(shù) m 力 角 20 分 度 圓 直 徑 5 97 12 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 齒 頂 圓 直 徑 *11 2d h m80 *22 2d d h 根 圓 直 徑 *2d hd d h 心 距 12()a m z z186 齒 寬 1b 80 2b 75 速級齒輪傳動設(shè)計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料（與齒輪 1、 2 相同）及齒數(shù)；直齒圓柱齒輪， 8 級精度，小齒輪選用 40質(zhì)），調(diào)質(zhì)后硬度為 280齒輪選用 45（調(diào)質(zhì)），硬度為240選小齒輪齒數(shù)為 243 z，大齒輪齒數(shù) 4 取 2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計： 由設(shè)計公式（ 10進(jìn)行計算： 23 33 )( 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值： 13 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 1 試選載荷系數(shù) 31 .2 齒輪 3的轉(zhuǎn)矩 )( 1 33 3 由資料 1表 104 由資料 1表 10 21 8 9 . 8z M P 5 由資料 1圖 10圖 10 21c）查得小齒面的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪疲勞極限為： 6 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 530082(h（ 5 7） 由資料 1圖 10 （ 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力： l i m 444l i m 333（ 5 2）計算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑1d，代入 14 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 233 （ 2）計算圓周速度 t 3 （ 3）計算寬 ）（ （ 4）計算齒寬與齒高之比/ 3t z t 齒高： )( 6 6 1 （ 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) ， ， 8級精度，查資料 1圖 10 8得，載荷系數(shù)為 K ，因為是直齒輪，由資料 1表 10 3查得 1 K ， 由資料 1表 10 2 查得使用系數(shù)為 *中等沖擊） ，由資料 1表 10 4查的小齒輪 8級精度，非對稱布置時： 6 1 資料 1圖 10 13 故載荷系數(shù)為 15 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 動 載 荷 系 數(shù) ；使 用 系 數(shù) ；齒 間 載 荷 分 配 系 數(shù) ；齒 向 載 荷 分 配 系 數(shù) 。（ 6）按設(shè)計的實際載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑 333 (7) 計算模數(shù) m 由式（ 1彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式： 13 212 ()F a S 11輸 入 轉(zhuǎn) 矩 ；載 荷 系 數(shù) ；應(yīng) 力 校 正 系 數(shù) ；齒 形 系 數(shù) ；許 用 應(yīng) 力 ；齒 寬 系 數(shù) ；由 齒 面 接 觸 疲 勞 強(qiáng) 度 設(shè) 計 計 算 所 得 齒 數(shù) 。1）確定公式內(nèi)的各參數(shù)值： 1 由資料 1圖 10 500 P a ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為： 2 380 P a2 由資料 1圖 10 K， 16 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 3 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) 41.S ，由資料 1式（ 10： （ 4）計算安全載荷系數(shù)： 5）計算齒形系數(shù)：查資料 1表 10 5得 2 3 Y ， （ 6）計算齒形校正系數(shù)： 查資料 1表 10 5得 Y， 1）計算大、小齒輪 并加以比較 ： 比較得，大齒輪的 值大。 2）設(shè)計計算： 將 中較大值代入公式得： 17 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 3 m 對此計算結(jié)果，由于按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲強(qiáng)度計算的模數(shù)。因為齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載力，僅與齒輪直徑有關(guān)，故可取彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算所得的模數(shù)，并將模數(shù)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d，算出小齒輪齒數(shù)： 8 733 z 4、幾何尺寸計算： 1）計算分度圓直徑： 2）計算中心距： 60912 43 3）計算齒輪寬度： d 919113 取 0,65 12 取 6,9134 表 5名稱 計算公式 數(shù)值（單位： 模 數(shù) m 力 角 20 18 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 分 度 圓 直 徑 3d 91 4d 頂 圓 直 徑 33 2 98 44 2 根 圓 直 徑 33 2 44 心 距 43 寬 3b 96 10534 91 度等級，材料及齒數(shù)。 1）按傳動設(shè)計的方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2） 卷揚機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，所以選用 8 級精度（ 10095 58） 3）材料選擇。由表 105鋼：硬度 40 50齒輪的材料為 40 經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火； 4）選擇齒數(shù)。由于的開式傳動，為使齒輪不至于過小，選小齒輪齒數(shù) 175 z，大齒輪齒數(shù) z,取1056 z 由于是開式傳動，故選用齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計即可。 2、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計： 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式進(jìn)行計算 19 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 3 21 3 t 1)確定公式的各計算值 1 由資料 1圖 10 0 065 ，2 由資料 1式 10530082(h3 由資料 1圖 10 K4 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 5 載荷系數(shù)： K 取彎曲疲勞系數(shù) S= （ 5 6 查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)： 由資料 1表 10 Y 20 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 7 計算大小齒輪的 加以比較： 0 0 7 5 8 3 大齒輪的數(shù)值大。 8 由資料 1表 10d 2） 設(shè)計計算 將 中較大值代入公式得： 3 m 算模數(shù)將加大 10%得： m=計算分度圓直徑： 2551 05 8551766 55 計算齒輪寬度： d 858515 590 65 ， 計算中心 距 052 5 25852 65 6 軸的設(shè)計計算 21 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 初選 選定軸的材料為 40鋼。根據(jù)中間軸零件的定位 ,裝配以及軸的工藝要求，參考低速級齒輪與高速級齒輪傳動尺寸，初步確定紂棍件軸的裝配草圖如下： 1)按切應(yīng)力估算軸徑 有資料 1查得 06，軸段伸出段最小直徑為 3 220m i n 查資料 1表 8選深溝球軸承，代號為 6310，看軸承配合的軸徑 d1=0齒輪 2處軸頭直徑為 5齒輪 2定位軸肩高度 5 齒輪 3軸直徑尺寸 52） 按軸上零件的軸向尺寸以及零件間相對位置，參考高速級與低速級齒輪傳動尺寸表，故 0承寬度 310 B. 齒輪 3的輪轂寬度與齒輪寬度 5端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。由于齒輪 3的直徑小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒寬寬度 6左端用軸肩定位，為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段 2和 4的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪輪轂略短，故取 24輪 2左端面與箱體內(nèi)部距離與齒輪 3右端面距離箱體內(nèi)壁距離取 1=16 2=16輪 2與齒輪 3的初定距離為 =1箱體內(nèi)壁之間距離為 1+ 2+3=16+16+11+75+96=214 該減速器齒輪的周圍速度 小于 2m/s，故軸采用脂潤滑，需用 22 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 擋圈擋住油環(huán)組織箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端距箱體內(nèi)壁的距離為 3=10間軸上的兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成。 則軸段的長度為 0+ 1+ 3+3=31+10+16+3=60 軸段的長度為 0+ 2+ 3=31+10+16+2=59資料 2表 11齒輪 2鍵為 輪 3 鍵為 4,708,5,10,7012222111 可得軸 的指點及受力點間的距離為 初步確定尺寸如附圖（ 6 1）軸上力作用點及支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中點處，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。 2）計算軸上的作用力 齒輪 2： 60t 齒輪 3： 23 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 3）計 算支反力 垂直支反面，繞支點 得， 4)(321333221 同理，0， 1 7)(321121232 校核： 1 8 2 2313 算無誤。 同樣，由繞 0321333221 由0得； 321121232 校核：02132 計算無誤。 4)轉(zhuǎn)矩、彎矩 齒輪 2中點處為 C 處，齒輪 3中點處為 垂直平面內(nèi)的彎矩 31 32 水平面內(nèi)彎矩圖（圖 6c) 879 31 左 5） 24 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 322 10300 322 104776） 轉(zhuǎn)矩 32 07） 校核軸的強(qiáng)度 齒輪 3處彎矩最大，故點 其抗彎截面系數(shù)為 323 2 3 82 )(32 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 取 =軸的計算應(yīng)力 10477()(232322前已選定軸的材料為 40鋼 ，調(diào)質(zhì)處理 查表 15 1 =60此 1此軸合理安全 速軸的設(shè)計計算 因為是齒輪軸，材料與齒輪材料相同，為 40 鋼 (調(diào)質(zhì)） 有資料 1 查得 05 ， 軸 段 最 小 直 徑 為 ： 01 8 6 33 110m i n ， 考慮與電動機(jī)半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的 25 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 選用，取61 分軸段 軸伸出段 蓋以及密封圈處軸段 承安裝軸段 d3、輪軸段 肩段 頸段 2)確定各軸段的直徑 由于軸伸出段直徑比計算值大的多，考慮軸的緊湊性，其他階梯直徑應(yīng)盡可能以較小值增加，因此周伸出段聯(lián)軸器套同軸向定位與套同配合軸段直徑 0查資料 4表 8擇深溝球軸承 6209，軸直 徑d3=5 齒輪 1 軸段直徑為 0肩段 0頸段03)確定各軸段的軸向長度 軸伸出段 0蓋以及密封圈處軸段 5輪軸段 8肩段 14資料 2 表 20軸承寬度為，齒輪 1左端面與箱體內(nèi)部距離取 1=10承端面距箱體內(nèi)壁的距離為 3=1057=45頸段 0查 資料 2 表 11聯(lián)軸器鍵尺寸為0mm,5mm,輪鍵尺寸 4mm,2=50mm,26 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 齒輪到左右兩軸承的距離為1 、 4） 校核 97t 計算支反力 8 1212112111校核 0015)計算彎矩 2 9 7 1 V 2 9 9 9 8 122轉(zhuǎn)矩 : 31 100 7 核軸的強(qiáng)度 27 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 其抗彎截面系數(shù)為 323 2 3 72 )(32 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 取 =軸的計算應(yīng)力 M P 22 前已選定軸的材料為 40，調(diào)質(zhì)處理 查表 15 1 =60此 1此軸合理安 全。 速軸設(shè)計 選用 45鋼。 由資料 1 查得 06 ，軸最 小直徑：3330m i n 1）劃分軸段 外齒輪軸左端軸承安裝軸段 伸出段與外齒輪相連接段齒輪軸右端軸肩段 齒輪軸右端軸承安裝軸段蓋以及密封圈處軸段 承安裝軸段 頸段 ，軸肩段 裝齒輪軸段 2)確定各軸段的直徑 由于軸伸出段直徑比計算值大，考慮軸的緊湊性，其他階梯直徑 28 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 應(yīng)盡可能以較小值增加，查資料 4表 8齒輪軸左端軸承選擇深溝球軸承 6308，外齒輪軸承左 端軸段 5段伸出段與外齒輪相連接段直徑為 0外齒輪軸右端軸肩段2端選擇深溝球軸承 6310，軸直徑 5端蓋以及密封圈處軸段 8速箱上軸承選擇深溝球軸承 6310 軸承安裝軸段直徑 0mm,0軸頸直徑尺寸 5肩段直徑 5安裝齒輪軸段 5 3)確定各軸段的軸向長度 查資料 2表 12外齒輪軸左端軸承 82=4=31輪 4右端面與箱體內(nèi)部距離與齒輪 5左端面距離箱體內(nèi)壁距離取 1=16 2=16齒輪軸 8齒輪軸 9齒輪軸右端軸肩段03=25伸 出 段 端 蓋 以 及 密 封 圈 處 軸 段05=20頸段 27=95承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離為 3=109=59資料 2 表 11 鍵 尺 寸 為,16,708,5,12,7066665555 29 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 7 軸承校核 速軸軸承校核 1、已知此減速器利用直齒圓柱齒輪設(shè)計，軸上無軸 向力，故選用深溝球軸承。 此機(jī)器的預(yù)期計算壽命為： hL h 7 2 0 0 0153 0 0821 2、校核軸承的壽命： 軸 I 上的軸承軸 I 上的軸承已初選 6208，基本額定負(fù)荷, ）（ ； 根據(jù)資料 1 表 13插值法得 187.0e ， ， 。 ， 則 1 2 由于軸承運轉(zhuǎn)受中等沖擊載荷，按教材表 13 P =則 1P P (1111 )=2530N 2P P (2222 )= 21 所以按軸承 1 的受力大小驗算 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 20 30 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 所以 136126 720002069512530528007206010 故所選軸承滿足壽命要求。 間軸上軸承校核 ： 1、已知此減速器利用直齒圓柱齒輪設(shè)計，軸上無軸向力，故選用深溝球軸承。 此機(jī)器的預(yù)期計算壽命為： hL h 7 2 0 0 0153 0 0821 軸 的軸承已初步定為 6308，基本額定負(fù)荷 r ）（ n 根據(jù)資料 1 表 13插值法得 187.0e ， ， 。 ， 則 13781N , 25330N 則 由于軸承運轉(zhuǎn)受中等沖擊載荷，按教材表 13 P =則 1P P (1111 )=載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 31 32 31 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 2P P (2222 )=7995N 因 21 所以按軸承 1 的受力大小驗算 所以 136226 故所選軸承滿足壽命要求。 8 鍵的選擇以及校核 1、 選擇軸鍵聯(lián)接類型和尺寸 軸 I 上選用普通平鍵 ：根據(jù)軸 I 的尺寸查資料 25選 定為 0mm,5mm,輪鍵尺寸 4mm,2=50mm,軸 于齒輪軸向定位的采用普通平鍵，根據(jù)軸 ， 3初選定為：,16,7010,6,16,5644443333 ，。 軸 用于齒輪 5， 4鍵為平鍵根據(jù)軸的尺寸 5L , 6L 初選定為,16,709,4,7066665555 2、校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 鍵、軸、輪轂的材料都是 45鋼， 1表 62 計 算 及 說 明 主 要 結(jié) 果 力 1 0 0 1 2 0P M P a ，取其平均值 10 。 軸 I 上鍵工作長度為： 6,35 21 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 1 ，由式（ 6得： ak ak 故此鍵滿足工作要求。 鍵 1記為：鍵 458 1096 2記為：鍵 5018 1096軸 齒輪 3鍵的工作