车桥综合性能试验系统飞轮部件设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 浙 江 科 技 学 院 本 科 毕 业 设 计 (2012 届 ) 题 目 车桥 综合性能试验系统 飞轮部件设计 学 院 机械与汽车工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 学 号 学生姓名 指导教师 日 期 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 浙江科技学院毕业设计（论文）、学位论文 版权使用授权书 本人 学号 声明所呈交的毕业设计（论文）、学位论文 ， 是在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。除了文中特别加 以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，与我一同工作的人员对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 本毕业设计（论文）、学位论文作者 愿意遵守 浙江科技学院 关于保留、使用学位论文的管理办法及规定， 允许毕业设计（论文）、学位论文被查阅。本人授权 浙江科技学院 可以将毕业设计（论文）、学位论文的全部或部分内容编入有关数据库 在校园网内 传播，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编毕业设计（论文）、学位论文 。 （保密的学位论文在解密后适用本授权书） 论 文作者签名： 导师签名： 签字日期： 年 月 日 签字日期： 年 月 日 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 i 车桥综合性能试验系统飞轮部件设计 学生姓名： 指导老师： 浙江科技学院机械学院 摘 要 疲劳试验可检验后桥的综合性能。该试验系统的机械部分主要是直径为 4米的大滚筒，大滚筒模拟行驶的路面。滚筒上加高成块，能更好地模拟路面实际状况，液压系统提供模拟载荷，该系统能很好地 检测后桥的综合性能。 本文在分析飞轮部件的工艺和使用要求的基础上，通过对关键部件的理论分析，提出一种实用、简单、可靠和通用的传动系统，将结构等关键部件的设计原理、结构特点等做了较为详细的研究和设计 ;本文分析各机构的运动学规律，提出可行的优化结构满足包装工艺 ;对关键部件提出完整的设计方法，旨在满足市场需求，推动企业创新步伐。 关键词 ： 飞轮部件 ； 车桥 ； 试验系统 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 he of of of in of it of on of of on of a of of in of to of 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 录 第一章 绪论 . 1 题的背景与意义 . 1 . 2 车 后桥 疲劳寿命试验的必要性 . 5 桥 寿命的主要检测方法 . 5 第二章 设计方案 . 6 目来源 . 6 计目标与要求 . 6 计方案 . 7 第 3章 飞轮的设计 . 8 轮力矩的确定 . 8 轮的强度的校核 . 10 第 4章 主要零部 件的设计与校核计算 . 11 轮设计参数计算 . 11 设计参数计算 . 12 的刚度计算 . 13 的校核 . 16 键的强度校核 . 16 键的强度校核 . 17 承的校核 . 19 选轴承型号 . 19 命计算 . 19 第 5 章 气缸的选取 . 22 缸的选择 . 22 缸结构 . 26 作原理 . 27 计过程 . 28 缸选型 . 28 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 气缸的校核 . 28 结 论 . 29 参考文献 . 30 致谢 . 31 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 v 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 第一章 绪论 题的背景与意义 自 2002 年之后，中国汽车行业开始进入爆发式增长阶段，特别是随着私人消费的兴起，轿车需求量开始迅速攀升，并成为推动中国汽车发展的一股重要力量。与此同时，中国在全球汽车产业中的地位也逐渐上升。 在 2009 年，中国取代美国成为世界上最大的汽车销售市场，结束了由福特公司开始的美国长达一个多世纪的汽车统治地位。不仅如此，在 2009 年，中国的汽车产量就超过了日本和美国的总和，自 2006 年以来，由日本汽车工业保持的世界第一的位置，在 2009 年也已经被中国取代。 2009 年中国汽车工业产销总量分别达到 辆，同比增长 2010 年，在国家扩内需、调结构、促转变等一系列政策措施的积极作用下，我国汽车工业延续 2009 年发展态势，保持平稳较快发展。汽车产销快速增长，自主品牌市场份额提升，汽车出口逐步恢复，大企业集团产销规模整体提升，市场需求结构进一步优化，汽车工业产业结构调整加快。 2010 年，汽车产销分别为 辆和 辆，同比增长 保持了世界第一的地位。 2011 年以来，我国汽车业步伐放缓，汽车市场整体趋势向淡，但同时也是理性回归。2011 年 1，汽车产销分别为 辆和 辆，同比增长 增幅较 2010 年同期分别回落 百分点。 中国汽车产业作为世界汽车产业重要的组成部分，未来十年是中国汽车产业的黄金期，汽车产业已经完成了从小到大的过程，正在逐步实现由弱到强的巨大跨越，全球汽车工业将向中国和一些新兴经济体进一步转移，这对中国汽车工业来说，仍是非常难得的历史机遇。目前，中国汽车市场不仅发展快，而且汽车消费需求变化也快，这对于中国汽车产业来说，将迎来下一个黄金十年，自主品牌将完 成从“中国制造”到“中国创造”的发展过程。预计未来十年，我国汽车市场年均增长率将达到 到 2020 年中国汽车市场的销量有望占据全球汽车总销量的一半以上，将是美国市场销量的两倍左右。中国汽车市场前景非常广阔。 汽车已经成为现代社会发展不可或缺的交通工具，在人们的日常生活中扮演着重要的角色。另一方面汽车工业以其强有力的产业拉动作用，己经成为我国国民经济发展的支柱性行业。自 2008 年下半年起，受全球性的金融危机影响，世界汽车工业面临着严峻的考验，我国汽车零部件行业受到影响，但一些零部件企业也趁机加大自主研发 力度，提高创新能力。在危机中，我国汽车零部件企业面临发展新机遇。 随着汽车行业的不断发展壮大，对各种汽车车辆的工作性能和可靠性等的要求也越买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 来越高，尤其是在特殊路况和工作条件下运行的越野，大型重载等特种车辆，这方面的要求就更高。对这种车辆来说，其总体工作性能和可靠性主要取决于它的发动机和 后桥壳，发动机为成型产品，其工作性能和可靠性等指标均已通过严格检测，设计车辆时按要求选择即可，而 后桥 壳是另行设计的，因此为了提高车辆的工作性能和可靠性，应将重点放在 后桥 壳上。对于新设计制造的特种车辆 后桥 壳，需要利用专门的高动 态性能固定试验台对其进行模拟加载试验，检测各项工作性能和可靠性指标是否满足要求特别是疲劳寿命的试验检测。由于特种车辆 后桥 壳的动力输入输出轴数目多，功率大、工作参数变化范围大，工况复杂多变，要对其进行接近实际条件下的全面试验，在普通试验台上是很难完成的。以往对较简单的单项试验，可在传统的液压式加载试验台上进行，但其功率消耗很大，效率很低。对稍复杂一些的疲劳寿命试验，可在电封闭加载试验台上进行，但在相同加载功率下，所用电器设备庞大复杂，另外虽然可实现功率回收，提高了效率，但由于其回收功率以电能形式回馈给电网，因 而在动载变化较大时，对电网的冲击较大，某些电器元件被烧坏的情况时有发生。 本 项目主要任务是完成多个系列的汽车 后桥 的 疲劳寿命检测试验。 后桥 位于汽车传动系统的末端，主要由主减速器、差速器、半轴和 后桥 壳等组成。 后桥 的 桥壳在工作中承受交变应力， 有疲劳寿命的问题。 本设计 拟采用室内台架试验的方法对 后桥 总成进行疲劳寿命试验，在室内再现实际行驶中所遇到的各种复杂工况，主要考验 后桥 桥壳 的疲劳寿命，以期提前检测汽车 后桥 疲劳性能，更早发现问题。本课题就是要针对上述需求，参考整车可靠性道路试验方法和汽车 后桥 台架试验方法及试验评价指 标的检测内容，确定针对 后桥 总成疲劳寿命的评价指标，并以该评价指标为基础，分析 后桥 总成疲劳寿命检测设备的主要设计原理和实现方法，解决 后桥 桥壳 疲劳寿命检测的问题。 在汽车生产制造过程中， 后桥 总成通常作为一个部件由桥总成制造厂提供给汽车主机厂，一般在总成制造厂并没有对桥总成疲劳寿命性能进行检测的环节和手段，无法衡量桥总成装配后的疲劳性能的好坏。因此设计一款汽车车桥的疲劳试验装置具有重要的现实意义和科研意义。 关于动载荷引起疲劳失效的机理问题直至现在尚不能做出明确的解释，人们研究疲劳寿 命仍然要通过试验完成。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 在国外， 1871年德国工程师 1910年 H 出了金属 出应力对疲劳循环数的双对数坐标图在很大的应力范围内表现为线性关系。这一理论沿用至今，仍然是寿命预测的根本理论。但 于变幅应力下的寿命却不能直接应用。对此， M A 945年，提出了线性疲劳累积损伤理论，建立了多级应力下的疲劳寿命模型，从而解决了变幅载 荷下的寿命预测问题。 1954年， L F S 而，形成了适于塑性变形状态下的疲劳寿命估算的局部应变法。从另一方面，在 1960年至 1970年前后， E B D M 疲劳可靠性理论的研究和应用方面取得了突破，将静强度应力 强度干涉模型用于疲劳可靠性设计中，将经典的应力 强度干涉模型中静强度概率分布变为在指定寿命下的疲劳强 度的分布，将静应力的概率分布变为疲劳应力的概率分布，逐渐完善了用应力与强度干涉关系进行疲劳可靠性设计的一套方法，并提出了著名的疲劳可靠性应力 强度干涉模型，为疲劳可靠性研究奠定了重要的理论基础。此后，关于机械可靠性设计与疲劳问题的理论与应用方面的研究更是吸引了众多研究人员，研究主要集中在干涉模型的推广和可靠度的计算方法方面。 在国内，杭州电子科技大学的孟庆华老师，提出的液压系统封闭式试验台具有独创性意义， 其 整个系统的功率流从液压马达流出驱动被测车桥运转 。被测车桥两端轮毂与液压泵相连 ， 液压泵充当车桥的加 载装置 ， 液压泵排出的高压油流入到液压马达中驱动液压马达运转 , 形成一个封闭的功率流 。各齿轮副啮合损失 、搅油损失 、传动摩擦阻力损失等造成的功率损失由驱动电机通过驱动液压泵补偿 。液压系统封闭式试验台的结构示意图如图 1。 封闭式 后桥 试验台运转时的能量消耗要比开式的节约 50% 75% 。在汽车车桥疲劳检测试验台上应用液压系统封闭式功率回收的效益是相当大的 , 在使用中也表现出了很大的优势 , 该型式的试验台具有大的市场发展前景。但它不能准确的地反映 后桥 的工作状况。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 图 1压系统封闭式试 验台的结构示意图 山东出入境检验局的满忠雷、江守和和浙江大学的潘明清、纪华伟研究的 后桥 疲劳性能试验系统主要由 5个部分组成，动力系统、液压系统、气动系统、惯量模拟组件和计算机测控系统，动力系统由发动机、离合器、变速器、 车桥 组成，提供 后桥 的输入功率。液压系统在 后桥 桥壳装钢板弹簧处施加一定的垂向载荷量，气源由发动机气泵提供，气动系统控制气缸运动，完成飞轮挂接分离、变速器档位变换以及动力系统分离等功能。惯量模拟组件由大小飞轮、减速箱和电涡流测功机组成，达到了模拟 后桥 在整车环境中的真实工作状况。整个机构结构如图。它结 合 后桥 疲劳性能测试设计了实验台，为方便对疲劳性能的测试，结合工控机总线结构设计了计算机控制系统，并介绍了软硬件设计过程；最后设计了完整的 后桥 疲劳试验流程，为 后桥 疲劳性能测试提供了依据和方法 。不足就是其和实际道路试验还是有一定的出入，不是很精准。 其试验系统如图 1 图 1桥 疲劳性能试验系统 哈尔滨工业大学电液伺服系统仿真与试验设备研究所， 2003 年利用二次调节技术成买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 功研制出“特种车辆 后桥 壳加载试验台”，其最大加载功率可达 350模拟车辆行驶的各种复杂路况和工作状态，对多轴输入输出的 后桥 壳进行各种综合性性能试验，是一种理想的 后桥 壳模拟加载试验设备，它是国内成功应用二次调节技术的首例成型产品。这种基于二次调节技术的加载系统，同传统的液压加载系统相比，可回收、储存、重新利用能量，系统效率高；多个二次元件联合工作，且其驱动、加载功能可互换；数字控制灵活可靠，系统动态性能好。同电气加载系统相比，功率密度大、重量轻、安装空间和安装功率较小；闭环控制动态响应快，回收能量不改变形式而直接回馈给加载系统，对电网的冲击较小。 车 后桥 疲劳寿命试验的必要性 在汽车行驶过程中， 后桥 承受着繁重而复杂的载 荷，它的传动件 (齿轮及半轴等 )要传递传动系中的最大转矩 ;它的承载件 (桥壳 )支承着汽车满载荷重，承受着作用于路面与车架或车厢之间的垂向、纵向和横向静、动 (冲击 )载荷，以及反作用力矩和制动力矩等。在这些载荷的作用下， 后桥 必须保持有足够的强度、刚度和寿命，以及满意的其他性能 (例如无噪声 )等。为此， 后桥 总成及其主要零、部件必须经受严格的试验。一般在汽车生产厂商生产汽车时，都会对其零部件进行静强度设计，这样最终设计出来的零部件一般都会较好的满足静强度要求。然而，在汽车行驶过程中，各零部件要受到各种交变载荷，这种交变载 荷一般低于拉伸强度极限，在这种交变载荷反复作用下，会发生裂纹萌生和扩展并导致突然断裂，这种现象称为疲劳破坏。 后桥 作为汽车底盘的重要部件，无论是在产品开发阶段还是生产检验阶段，都必须对 后桥 的疲劳性能进行检验。在汽车生产制造过程中， 后桥 总成通常作为一个部件由桥总成制造厂提供给汽车主机厂，一般在总成制造厂并没有对桥总成疲劳寿命性能进行检测的环节和手段，无法衡量桥总成装配后的疲劳性能的好坏。现在，越来越多的桥制造厂意识到这些问题并逐步重视起来，对新开发产品进行疲劳寿命试验并对批量产品进行抽样检测，使其缺陷和薄弱环节 得到充分暴露，以期获得具有针对性的检测数据来研究和改进桥总成在设计、制造及装配工艺中存在的问题，进一步研究并提出修改意见，以提高桥总成的整车装配使用性能。 桥 寿命的主要检测方法 后桥 疲劳寿命一般的检测方法是把 后桥 装在整车上，通过各种道路试验测试桥的疲劳可靠性。汽车在实际使用的道路条件下进行试验，整车试验能比较真实地反映 后桥 的买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 工作状态，其试验结果比较符合实际使用情况，可全面考核其技术性能，应用非常普遍，但是试验过程所受影响因素很多，如环境条件不易控制，受车上空间条件限制，使得传感器的安装及测试参数 的记录、处理相对比较困难。汽车试验场是按照预先制定的试验项目、规范，在规定的行驶条件下进行。试验场可以设置比实际道路更恶劣的行驶条件和各种典型道路与环境，在这种条件下进行可靠性试验、寿命试验及环境试验，也可以进行强化试验，相对道路试验可以缩短试验周期，提高试验结果的可比性。整车道路试验或试验场试验可以得到比较可靠的试验数据，但由于整车试验周期长，所需的人力、物力成本都比较高，所以提出采用室内台架试验，广泛利用计算机控制技术、负荷加载以及自动分析记录的数据采集系统，使用各种模拟手段重现 后桥 的工作情况，建立起室内台架试验系统，提高了试验精度，而且大大缩短了试验周期 。 第二章 设计 方案 目 来源 疲劳试验可检验后桥的综合性能。该试验系统的机械部分主要是直径为 4米的大滚筒，大滚筒模拟行驶的路面。滚筒上加高成块，能更好地模拟路面实际状况，液压系统提供模拟载荷，该系统能很好地检测后桥的综合性能。 计目标与要求 设计两轴头、小齿轮的结构，计算两轴头的转动惯量为 5齿轮的转动惯量为 轮总成的转动惯量单侧为 算成车辆系统的惯量为 5404 据要求 ,车桥最大的制动惯量为 35T,轮总转动惯量（大、小飞轮总成惯量之和）为 主要内容 ： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 动必须灵活，无阻卡现象。 基本要求 ： 括 轴承底座 、 小齿轮 、 气缸 等零件 。 计方案 根据上述对制动器在线试验台架结构的分析 ,下面就对桥总成制动器性能试验台架的的设计如图 。买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 第 3 章 飞轮的设计 采用飞轮的目的是降低轧制时电机的尖峰负荷、增加空载时的电动机的负荷，从而在整个的工作过程中，使电机的负荷均匀，以便按允许过载能力选择较小的电动机。异步电动机的转速随负荷的变化而变化，飞轮储存或放出能 量 ，达到均衡 负荷的目的。 轮力矩的确定 电动机尖峰负荷降低的多少与主传动系统总飞轮力矩有关，而飞轮力矩占总飞轮力矩相当大的比重，故飞轮力矩是飞轮的一个重要参数。 飞轮本身的飞轮力矩为 20以在计算 2须先计算 20 主传动系统的总的飞轮力矩 2020729(2 )En s s （吨 2m ） 在尖峰负荷的时刻，主传动的系统需要释放的能量 E 可按下式计算： E = 在尖峰负荷下电动机的最大的功率，其值可按作用在电动机轴上的最大的转矩 尖峰负荷的时间； s 电动机的转差率， s 一般取 s = s 为 080转 /分。 则 t 由工厂现实 测得为 1秒； 所以 E =1=W s 则 207 2 9 2 2 5 7 . 69 8 0 ( 2 0 . 1 5 ) 0 . 1 5 = 2m ） 则 飞轮的转矩 220 2m ） 式中 2 电动机转子的飞轮力矩（吨 2m ）； 2 轧机传动装置的转动部分折算到电机轴上的飞轮力矩（吨 2m ）； 2以近似的认为与 20当。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 因飞轮的圆周速度越高，则飞轮由于离心力所产生的内应力就越大。确定飞轮直径D，考虑圆周的速度小于允许的最大圆周的速度 D 中 飞轮 n 飞轮每分钟的转数； 飞轮最大的圆周速度，整体铸造的圆盘式飞轮（铸钢），0 90 / 60 70980 =则取 D =160毫 米 飞轮采用一个，飞轮的直径可取的大一些，通过这两个取这个方案。 飞轮的结构和主要的参数 根据飞轮的直径和圆周的速度的不同，选择飞轮的结构为整体铸造圆盘式飞轮，飞轮的材料为 主要的参数由书中表格有如下的关系： 代号 飞轮结构各部关系 表 3 1 D D=100 C （ D D+1d） d 根据轴计算 0d（ 1d） 1d（ d 飞轮整体铸造后时效处理，进行机械加工。飞轮装置外围加安全罩。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 轮的强度的校核 飞轮的强度应满足要求，才能保证飞轮安全工作。 飞轮的直径满足下公式即可满足要求。 D 轮的直径就是按此关系式求的，为了验证一下，下面校核一下强度。 飞轮转动时，其轮缘的内表面所产生的应力可按下式计算： 2 2 1 0 . 2 1 2 ( ) 1 . 5 1（ N/ 式中 V 飞轮的圆周速度（ m/s） ； r 飞轮轮缘的内半径（ m） ； R 飞轮的外半径（ m） ； V=70(m/s) 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 2 27 0 8 3 0 1 0 . 2 1 2 ( ) 1 . 5 1 1 0 0 0 =N/ =2 2 5 0 0 /kg 所以强度足够 第 4 章 主要零部件的设计与校核计算 轮设计参数计算 小齿轮的转动惯量为 轮总成的转动惯量单侧为 算成车辆系统的惯量为 5404据要求 ,车桥最大的制动惯量为 35T,轮总转动惯量（大、小飞轮总成惯量之和）为 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 设计参数计算 选择轴的材料为 45 钢 P=10 n=60r/表得 110c 3 有键槽时直径增大 3%5%即 d 最小直径为 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 的刚度计算 a) 按当量弯矩法校核 1) 设计轴系结构，确定轴的受力简图、弯矩图、合成弯矩图、转矩图和当量弯矩图。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 图 2 轴的受力转矩弯矩图 2) 求作用在轴上的力如表 1，作图如图 2 1 作用在轴上的力 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 垂直面（ 水平面（ 轴承 1 2N 91N 齿轮 2 367 N 498 轴承 3 76N 570N 带轮 4 0056N 3） 求作用在轴上的弯矩如表 2，作出弯矩图如图 22 2 作用在轴上的弯矩 垂直面（ 水平面（ 截面 1 3 0 8 N .m 9-F 1 1 91 0 91 成 弯矩 971 28N . m m 2 M 截面 1 0 5 3 4 8 N . m 3122 0 44 9 8 N . m 13891H 105 363 N . m m 2 M 4）作出转弯矩图如图 2）作出当量弯矩图如图 2确定可能的危险截面、如图 2算出危险截面的弯矩如表 3。 6）确定许用应力 表 3截面的弯矩 截面 1 0 5 4 3 1 N . m 截面 1 0 6 1 6 0 N . m 6）确定许用应力 已知轴材料为 45钢调质，查表得b=650插入法查表得 = =60 7）校核轴径如表 4 表 4 验算轴径 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 截面 m 3 1 d截面 m 3 1 当量弯矩法校核，轴的强度足够。 b) 轴的刚度计算 7 17 1410 65 5120032I 41 d 52088832I 42 d 83436232I 43 d 127170032I 44 d 186189632I 45 d 83436232I 46 d 25120032I 47 d 16481232I 48 d 4 8 1 2952 5 1 2 0 0598 3 4 3 6 2271 8 6 1 8 9 61 5 71 2 7 1 7 0 0408 3 4 3 6 2535 2 0 8 8 8272 5 1 2 0 所以轴的刚度足够 的校核 键的强度校核 a) 键的选择 键的类型应根据键联接的结构使用要求和工作状况来选择。选择时应考虑传递转拒的大小，联接的对中性要求，是否要求轴向固定，联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 及滑动距离长短，以及键在轴上的位置等。键的主要尺寸为其横截面尺寸 (键宽 b 键高h)与长度 L。键的横截面尺寸 b h 依轴的直径 d 由标准中选取。键的长度 L 一般可按轮毂的长度选定，即键长略短于轮毂长度，并应符合标准规定的长度系列。 故根据以上所提出的以及该机工作时的要求，故选用 A 型普通平键。 由设计手册查得： 键宽 b=16 键高 h=10键长 L=30mm b) 验算挤压强度 . 平键联接的失效形式有：对普通平键联接而言，其失效形式为键，轴，轮毂三者中较弱的工作表面被压溃。 工程设计中，假定压力沿键长和键高均匀分布，可按平均挤压应力进行挤压强度或耐磨性的条件计算，即： 静联接 pp 2 式中 T 传递的转矩 ) d 轴的直径 ) k 键与轮毂的接触高度 (一般取 2 l 键的接触长度 (圆头平键 p 许用挤压应力 ) 键的工作长度 425( 挤压面高度 转矩 6 许用挤压应力，查表， p则 挤压应力 M P 所以 此键是安全的。 键的强度校核 键的材料：因为压溃和磨损是键联接的主要失效形式，所以键的材料要求有足够的硬度。国家标 准规定，键用抗拉强度不低于 钢制造，如 45 钢 。 花键选用 30平齿根渐开线花键，依据变速器径向尺寸初定摩擦片外 径 1252 D ，内径 1101 D 内花键大径亦为 110据 995 取模数买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 5.2m ，则由 )得齿数 ，取 43Z 。 分 度 圆 直 花键小径 03厚 擦片厚 5.1h 花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（ 3行校核。 pZ 3102（ 3中， T 传递转矩， 222T Nm； 齿间载荷不均匀系数，取 = Z 花键齿数， 43Z ； 5.1l h 齿的工作高度，取 3h 经计算得 p ，依据表 3知，摩擦片内花键 在 使用和制造情况处于良好 时可以满足强度要求 。 钢片厚取 3.内径也为 1101 D 径 1252 D ，钢片外花键同样选 30平齿根渐开线花键。外花键小径 125据 995 取模数 5m ，由 ) ， 26Z ， 分 度 圆 直 径 130265 齿厚m= 花键连接的强度校核计算：由于是动连接，故用公式（ 3行校核。 pZ 3102（ 3中， T 传递转矩， 222T Nm； 齿间载荷不均匀系数，取 = Z 花键齿数， 26Z ； 5.3l h 齿的工作