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机械毕业设计1495小型微耕机设计,机械毕业设计论文

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本科毕业设计论文（设计） 题目 ： 小型微耕机设计 学 院： 工学院 姓 名： 学 号： 专 业： 农业机械化及其自动化 班 级： 指导教师： 二 0 一四 年 五 月 nts 目录 中文摘要 英文摘要 1 微耕机的总体设计 . 1 1.1 整体的主要结构与工作原理 . 1 1.2 参数的选择与计算 . 1 2 微耕机传动部分的设计与计算 . 7 2.1 选择传动方式 . 7 2.2 传动系统的运动和动力参数 . 8 3 皮带传动的设计与计算 . 8 3.1 皮带传动 . 8 3.2 V 带传动的设计计算 . 8 3.3 皮带轮的设计 . 10 4 蜗轮蜗杆的设计与计算 . 11 5 轴的设计和校核计算 . 14 5.1 蜗杆轴 . 14 5.2 蜗轮轴 . 17 6 轴承的设计和校核计算 . 21 6.1 蜗杆轴轴承的计算 . 21 6.2 蜗轮轴轴承的计算 . 22 7 键连接设计计算 . 24 7.1 发动机轴键 . 24 7.2 蜗杆轴键 . 24 7.3 蜗轮轴键 . 25 8 附件的设计 . 28 1 压紧轮的设计 . 25 2 挡泥板的设计 . 25 3 阻力杆的设计 . 25 4 润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择 . 25 参考文献 . 26 致谢 . 28 nts 摘要 小型微耕机的定义为：发动机功率小于 4.5kw 的微耕机定义为小型微耕机。小型微耕机主要由发动机、工作部件、机架和传动系统几个部分组成。它具有重量轻，体积小，结构简单，耕作灵活等特点，具有很好的市场潜力。此次设计的微耕机耕幅为 0.55m,配套采用的动力为 3.6kw 的垂直轴发动机。传动方式采用蜗轮蜗杆传动和皮带传动。设计的小型微耕机要保证安全性能和舒适性能，并且要具有很好的经济性。此次设计的微耕机采用压紧轮控制开关，当压紧轮压紧皮带时，皮带传动能够实现。当压紧轮放松时，皮带轮空转，不能实现传动。采用这种开关控制 方式，能使机子的传动更加简单，经济性更好。设计的重点在于选择合适的旋耕刀片，发动机，蜗轮蜗杆，皮带轮，还有这些零件的空间分布。 关键词： 小型微耕机、垂直轴发动机、旋耕刀片、蜗轮蜗杆、皮带轮。 nts Abstract Definition of small tillers for : engine power tillers less than 4.5kw defined for small tillers . Tiller is mainly composed of small engines, working parts , chassis and transmission of several parts. It is light weight , small size, simple structure , flexible features farming , with good market potential. The design of micro-farming tractor width of 0.55m, supporting the use of force is 3.6kw vertical shaft engine . Transmission using worm drive and belt drive . Designed to ensure the safety of small tillers confidential performance and comfort , and to have a good economy. The design of micro-farming machine pressed wheel control switch, when pressed pinch roller belt , belt drive can be realized. When the pinch roller relax, idle pulley , drive can not be achieved . With this switch control, make the machine easier to drive , better economy . Focus of the design lies in choosing the right rotary blades, engine , worm , pulleys , and the spatial distribution of these parts . Keywords : Small Tiller , vertical shaft engine , rotary blade , worm , pulleys . nts 1 微耕机的总体设计 1.1 整体的主要结构与工作原理 根据小型微耕机的定义为：发动机的功率小于 4.5kw 的微耕机定义为小型微耕机。小型微耕机主要由发动机、工作部件、机架和传动系统部分组成。现在设计的微耕机采用 3.6kw 的 LCIP70FA 垂直轴汽油发动机作为配套动力，传动方式为皮带传动与蜗轮蜗杆传动。工作部件为 II 型旋耕刀片，主要用于水田施肥、稻茬、麦茬较多的田地作业，并且按一定规律固定在刀轴上。小型微耕机工作时，发动机的动力输出轴 经过传动装置带动刀轴旋转，刀轴上的刀片自地面由上而下的切削土壤。随着机组前进，旋耕刀片不断切入未耕土壤，并且使切下的土壤抛向后方，与挡泥板相撞，土壤进一步破碎落到地面，达到松土碎土的目的 1。小型微耕机适用于丘陵地带，具有体积小、重量轻、耕作灵活等特点，具有很好的市场潜力。结构见图如图 1 1.机架 2.发动机 3.手把 4.阻力杆 5.挡泥板 6.旋耕刀组 7.传动机构 8.独行轮 图 1 整体结构简图 1.2 参数的选择与计算 1.2.1 动力部分 配套动力选择 3.6kw 的 LC1P70FA 垂直轴汽油发动机，发动机的各项参数如下表所示 表 1 发动机参数 发动机类型 单缸、四冲程、强制风冷、顶置式气门 排量 196cc 缸径 行程 70mmx51mm 净功率 3.6kw/3600rpm 净扭矩 10.5N.M（ 7.7lbf.ft)/2500rpm) nts 怠速转速 1800150r/min 压缩比 8.4:1 输出旋转方式 逆时针（从输出轴端看） 点火系统 晶体管无触点点火 启动方式 手拉反冲启动 润滑方式 飞溅润滑 空滤器 半干，双滤芯 机油容量 0.6L(0.16gal) 燃油箱容积 1.0L 净重 12.8kg(28lb) 外形尺寸（长 宽 高） 385 358 278 1.2.2 工作部件 （ 1)机组前进速度 mV 根据驾驶者在田间的行走速度及农艺的要求，大小一般控制在 0.550.88 之间。 (2)耕幅 B 耕幅的大小与发动机输出轴的额定功率之间的关系式为B=0.260.29 N (m) 式中 N 旋耕机发动机的额定功率（ kw) 已知 N=3.6kw.则 B=0.490.55m。 (3)耕深 根据以往经验及农艺技术要求，一般在 10cm 以上。 (4）刀辊转速 常用刀辊转速为 190280r/min。 1 （ 5）刀片的选择及刀片的设计 根据南方丘陵田地的特点选择刀座式 II 型旋耕刀，主要用于水田施肥，稻茬麦茬较多的田地作业。根据微耕机外形尺寸及耕深 的需要，选择刀轴回转半径 R 为 195mm 的旋耕刀片。型号为 IIT195。 2 刀座式旋耕刀刀柄尺寸如图 图 2 刀座式旋耕刀刀柄尺寸 刀座式旋耕刀刀柄尺寸选择如表 2 表 2 刀座式旋耕刀刀柄尺寸 刀柄类型 尺寸 A B D E F nts S 25 100.5 10.5 552 25 T 30 100.5 12.5 702 30 刀座的尺寸见图 3 RGPKM(N)R5R1.5H CDZY图 3 精密铸造刀座 刀座尺寸的选择见表 3 表 3 刀座的尺寸 刀柄类型 尺寸 K P G D Y Z C H M N 精密铸造 焊合 S 75 57 20 11 21 11 42 46 26 16.5 19 T 95 67 25 13 47 51 31 18.5 21.4 刀身尺寸 刀座式旋耕刀刀身尺寸见图 4 和表 4 nts bc1r?RR1RnaR0c 2k图 4 刀座式旋耕刀刀身尺寸 刀身尺寸的选择见表 4 表 4 刀座式旋耕刀刀身尺寸 刀型号 刀身尺寸 R R0 max R1 b h a r C1 C2 l IIS195 195 125 37 1852 3545 4050 20 30 42 52 120 3.55.0 1.02.0 12 IIT195 4555 注 :侧切刃曲线推荐采 用公式： Rn=R0+Kn 刀和刀座的符号及名称见表 5 表 5 符号及名称 序号 符号 名称 1 A 刀柄宽度 2 B 刀柄厚度 3 D 孔径 4 E 回转中心到刀柄孔中心的距离 5 F 孔中心到刀柄顶部的距离 6 R 刀辊回转半径 7 R0 侧切刃起始半径 8 Rn 侧切刃上任意点的半径 9 max 侧切刃的包角 10 R1 侧切刃终点半径 11 b 工作幅宽 12 h 正切面端面刀高 13 a 正切面顶部宽度 nts 14 r 正切面弯折半径 15 侧切刃终点半径与弯折线之夹角 16 正切面弯折角 17 c1 正切面侧面宽度 18 c2 刃口厚度 19 l 刃口宽度 20 S 刀身长度尺寸 21 e 孔中心到刀背距离 22 g 孔中心到边缘距离 23 L 刀柄固定孔中心距 24 K 回转中心至刀座底部的距离 25 P 刀座长度 26 G 刀座孔至刀座顶部距离 27 Y 刀座厚度 28 Z 刀座内腔宽度 29 C 刀座宽度 30 H 刀座内腔长度 31 M 六角对边宽度 32 N 六角对角宽度 刀片技术要求与质量指标应符合表 6 的规定 表 6 技术要求与质量指标 单位（ mm) 序号 项目 指标 刀座式旋耕刀 1 刀柄硬度 38HRC45HRC 2 刀身厚度 48HRC54HRC 3 金相组织 刀柄 回火屈氏体 刀身 回火马氏体 4 单边脱碳层厚度 0.2 5 弯刀回转半径偏差 R195 上极限为 0，下极限为 -4 R195 上极限为 0，下极限为 -3 6 刀身长度尺 寸偏差 7 工作幅度偏差 4 8 刀柄厚度 100.5 9 刀柄厚度偏差 10 刀柄宽度 S 25 T 30 11 刀柄固定孔对称度 0.5 12 刀柄固定孔孔径 S 10.5 T 12.5 13 刀柄固定孔中心距偏差 nts 14 正切面弯折角偏差 2 15 刃口宽度 122 16 刃口宽度偏差 17 刃口厚度 1.02.0 18 刃口线质量 刃口线应光滑 19 防锈措施 进行防锈处理 20 单刀功率消耗 样刀功率消耗 21 表面质量 刀 面不应有裂纹 (6） 刀片的排列组合 采用螺旋线排列，刀辊每转过 360/Z 就有一把弯刀入土，能使扭矩较为均衡。减少扭矩波动幅度。使刀轴左右弯刀交替入土，减少了旋耕刀对微耕机重心的转矩，保持机架工作的直线型。同时左右弯刀交替入土，可减少刀辊轴承的侧压力，切割区几把弯刀的切土量要求相近，尽可能增大轴向相邻两把弯刀间夹角，以避免堵塞。 3 旋耕刀片的排列组合如图 5 03060901201501802102402703003303604321图 5 弯刀排列 2 微耕机传动部分的设计与计算 2.1 选择传动方式 根据发动机的转速为 3600r/min.刀辊转速为 190280r/min.减速方式选择以皮带减速和蜗轮蜗杆两级减速。传动组合方式如图 6 nts 1.垂直轴发动机 2.皮带 3.皮带轮 4.蜗轮蜗杆 图 6 传动结构简图 2.2 传动系统的运动和动力参数 (1) 总传动比 6.142 4 6/3 6 0 0/0 nni (2) 分配传动装置各级传动比 皮带轮 5.1/ 211 nni 蜗轮蜗杆传动比取 75.92 i (3) 各轴功率参数的计算 0轴（电机轴） mNnPTnnkWPP d55.99550m in/36006.3000001轴（蜗杆轴） mNnPTninnkWPP1 79.139 55 0min/2 40 03 12.3111101101 2轴（蜗轮轴） mNnPTinnkWPP522.1149550m in/24695.22222122112 nts 轴名 功率 P / Kw 转矩 T /N m 转速 r/min 传动比 i 效率 0轴 3.6 9.55 3600 1 1 1轴 3.312 13.179 2400 1.5 0.92 2轴 2.95 114.522 246 9.75 0.89 3 皮带传动的设计与计算 3.1 皮带传动 选择带型 根据机器需要，查机械设计手册选择齿形 V 带，承载层为绳芯结构，内周制成齿形的 V 带。特点是散热性好，与轮槽粘附性好，是曲挠性最好的 V 带。 带传动的效率 普通 V 带：帘布结构 8792:；绳芯结构 9296。 3.2 V 带传动的设计计算 1.设计功率 Pd Pd=KAP=1.23.6kw=4.32kw 2.选择带型 根据机械设计手册中图 14.1-2，图 14.1-3，选用 A 型 V 带。 3.传动比 i 5.1a)-(1nni 221 pd 4.小带轮的基准直径 1dd 按表 14.1-8，表 14-19，选定 mmdd 1001 。 5.大带轮直径 2dd 由式 ，按表 18-1.14,5.148)1(d 1d2 mmaid d 按表 14.1-19 选取标准值 150mm。 7.带速 v smndv P /85.18100060 3600100100060 11 。 8.初定轴间距 0a mmaaaddadd dddd250,500175)150100(2)150100(7.0)(2)(7.000021021这里取即9.所需 V带基准长度 Ld nts mma ddddaLd dddd 2.8954 )()(22 0 122100 查机械设计手册，就近取 Ld=900mm。 10.实际轴间距 mmLLaa dd 2522 8959002502 00 11.小带轮包角 1 5.1683.57250 1001501803.57180 211 a dd dd 12.V带根数 87.0,97.0 La KK 13. 95.1)( 1 La KKPP PdZ取整 Z=2 14.单根皮带的预紧力 F0 V带的密度 smvmkg /85.18,1.0 1 NmvzvPKF da 88.121)15.2(500 20 15.作用在轴上的力 Fr NZFF r 53.2422s in2 10 16.载荷 G的值可由下式算出 NGFFFFG36.12161588.1215.115,165.10000 为预紧力的修正值，17.压紧轮所需要的总的压紧力 NGZG 72.24236.120 3.3 皮带轮的设计 3.3.1 小皮带轮的轮缘尺寸如图 7，表 7 b df eBhfaLdddadd1图 7 小皮带轮轮缘 表 7 小皮带轮轮缘尺寸 nts 项目 符号 A 基准宽度 bd 11 基准线上槽宽 hamin 2.75 基准线下槽宽 hfmin 8.7 槽间距 e 150.3 第一槽对称面至 端面 9 最小距离 fmin 9 槽间距累积极限偏差 0.6 带轮宽 B=(Z-1)e+2f 外径 da=dd+2ha 轮槽角 34 3.3.2 大皮带轮的轮缘尺寸见图 8 表 8 b df ehfadaddLdd1图 8 大皮带轮轮缘 表 8 大皮带轮轮缘尺寸 项目 符号 A 基准宽度 bd 11 基准线上槽宽 hamin 2.75 基准线下槽宽 hfmin 8.7 槽间距 e 150.3 第一槽对称面至端面 9 最小距离 fmin 9 槽间距累积极限偏差 0.6 带轮宽 B=(Z-1)e+2f 外径 da=dd+2ha 轮槽角 36 4 蜗轮蜗杆的设计与计算 nts 1.选择蜗杆传动类型 根据 GB/10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI). 2.选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，精度等级为 8 级，故蜗杆用 45 钢。因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC，蜗轮轮缘材料用 ZCuSn10P1 砂模铸造。 3.确定蜗杆涡轮齿数 .39ziz,4z,75.9 12211 取传动比 i 蜗轮转速为： min/r246n 2 4.按齿面疲劳强度进行设计 （ 1）根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计， 再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距 23 2 )( HPEZZKTa (2) 蜗杆转矩 T2 按 Z1=4,估取效率 8.0 ，则 mmNnnPT 102860312.31055.91055.9 262262 (3) 载荷系数 21.105.115.11 VA KKKK (4）弹性影响系数 21160MpaZE (5) 接触系数 先假设蜗杆分圆直径 1d 和传动中心距 a 的比值 35.01 ad ，可查得7.2pZ 。 (6) 确定需用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷锡铜，金属模制造，查得蜗轮基本需用接触应力Mpap 268 。 应力循环次数 72 109.5400075.9240016060 hLjnN 寿命系数 801.0109.510877 HNK则 Mp aK HHNh 6.214268801.0 (7) 计算中心距 mmmma 5.79)6.214 7.2160(1 0 2 8 6 021.13 2 nts 取中心距 75.9,80 imma 。取模数 15.3m ，蜗杆分度圆直径043.0,5.35 11 admmd 这时 。可查得接触系数 ,6.2PZ 因为 PP ZZ ,因此以上计算结果可用。 5 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1) 蜗杆 齿根圆直径齿顶圆直径直径系数轴向齿距 ,6010;.133.25 1 mmdqp aa .638111;38 01 分度圆导程角fd .5664.12 mms a 蜗杆轴向齿厚 (2) 蜗轮 mmdbmmmZbmmmZdxZa 2867.066.51)1.05.12(85.1223915.3;2619.03912212222蜗轮宽度蜗杆宽度蜗轮分度圆直径，变位系数蜗轮齿数6.校核齿根弯曲疲劳强度 0 . 8 6140122.26.46)293219c o s(39c o s53.10233222212YYZZYYmddKTFaVFFaF螺旋角系数齿形系数当量齿数46.2686.022.215.385.1225.3510286021.153.13 5 . 60 . 6 3 6560 . 6 3 6105 . 91056976pFFNFF N W OFFM p aM p aKM p aKF 寿命系数蜗轮的许用弯曲应力许用弯曲应力所以弯曲强度是满足的。 7.验算效率 )t an (t an)96.095.0(vs/4 . 7 3 m293219c o s)100060/(ndc o s/vv 111s 齿面相对滑动速度nts 4.1,025.0 vvf 查得当量摩擦角 89.0)3.1293219t a n ( 3 2 2 9 19t a n)96.095.0()t a n ( t a n)96.095.0( v 代入式 大于原估计值，因此不用重算。 5 轴的设计和校核计算 5.1 蜗杆轴 1.选择轴的材料为 45钢 ,正火 ,硬度为 HB=170-217 2 按扭转强度估算 轴径 mmnPCd 46.12/3 ，按与大带轮的标准原则，取直径 mmd 200 3.初选轴的结构 将支撑布置成两端固定式结构，轴承初选 33205（一对 ),d=25mm,D=52mm,B=22mm. 4,轴的空间受力 mmNnPT 131792400 312.31055.91055.9 61161mmNnPT 114522246 95.21055.91055.9 62262NdTF t 5.7425.351317922111 Nd TF r 7.67720t a n85.122 1 1 4 5 2 22t a n2221 NdTF a 186285.122 1 1 4 5 2 222221 轴的空间受力如图 9 nts F BZF ByF BxF AF t1F r1F a1F DzF DxF DyA B CD图 9 5.剪切力及其弯矩的计算 (1)垂直面受力如图 10 MayF BZF A Fr1F DzA C图 10 02602005.61,0)(0,011DZrDZrBZZFMaFFFMBFFFFF 求得 NFNF DZBZ 1.763,4.570 剪力图及弯矩图如图 11 M VF V4 8 58 5 . 47 6 3 . 12 9 8 2 7 . 51 2 7 4 7 . 54 5 7 8 6nts 图 11 （ 2） 水平面受力图如图 12 F Bx Ft1F DxCxyA B D图 12 0260200,0)(0,011DxtDxtBXXFFFMBFFFF 求得 NFNF DZBx 2.571,3.171 剪力图及弯矩图如图 13 F HM H1 7 1 . 33 4 2 7 2图 13 （ 3） 合成弯矩的计算 22 HV MMM 合成弯矩图如图 14 2 9 8 2 7 . 53 6 5 6 5 . 95 7 1 9 2M图 14 nts （ 4)扭矩图如图 15 T1 3 1 7 9图 15 （ 5） 校核轴的强度 已知轴的弯矩和扭矩后，仅对 B,C 截面做弯矩合成强度校核计算。转矩按脉动循环考虑，取 6.0 对于 B 截面， mmdmNTmNM 20,13179,5.29827 mmNTMM Ce 8.30857)( 22 M p aM P adMWMbbceeb5557.30201.08.308571.0133对于 C 截面， mmdmNTmNM 5.35,13179,57192 mmNTMM Ce 5.57736)( 22 M p aM P adMWMbbceeb559.125.351.05.577361.0133因此蜗杆轴满足校核的要求。 5.2 蜗轮轴 1.选择轴的材料为 45钢 ,正火 ,硬度为 HB=170-217 2 按扭转强度估算 轴径 mmnPCd 34.20/3 ，按与大带轮的标准原则，nts 取直径 mmd 220 3.初选轴的结构 将支撑布置成两端固定式结构，轴承初选 32005（一对 ),d=25mm,D=47mm,B=15mm. 4,轴的空间受力 mmNT 1 3 1 7 91mmNT 1 1 4 5 2 22NFF at 1 8 6 212 NFF rr 2.67712 NFF ta 5.74212 轴的空间受力如图 16 F BZF ByF BxF AF a1F DzF DxF DyB CD F EAEF t2F a2F r2MeMe图 16 6.剪切力及其弯矩的计算 (1)垂直面受力如图 17 yF BZ F DzDF A F EF t2Me MeB C EA01005.17100,0)(0,0 2eeEBzAEBztBzAZMMFFFFMCFFFFFF nts 求得 NFF DZBZ 1081 剪力图及弯矩图如图 18 1 5 01 5 01 5 01 5 0F vM v2 8 1 2 51 1 8 3 2 . 52 8 1 2 51 5 7 5 01 5 7 5 0图 18 （ 3） 水平面受力图如图 19 F Bx F DxDF r2B C EAxyMa图 19 05.1735,0)(0,022MaFFFMBFFFFrBxDxrBXX 求得 NFNF DxBx 2.964,9.1641 剪力图及弯矩图如图 20 F HM Hy1 6 4 1 . 99 6 4 . 22 8 7 3 3 . 2 51 6 8 7 3 . 5ynts 图 20 （ 4） 合成弯矩的计算 22 HV MMM 合成弯矩图如图 21 DB C EAy2 8 1 2 53 1 0 7 42 8 1 2 51 5 7 5 01 5 7 5 0M图 21 （ 5)扭矩图如图 22 T57186.657186.6y图 22 （ 6） 校核轴的强度 已知轴的弯矩和扭矩后，仅对 B,C 截面做弯矩合成强度校核计算。转矩按脉动循环考虑，取 6.0 对于 B 截面， mmdmNTmmNM 25,6.57186,28125 mmNTMM Ce 8.44365)( 22 M p aM P adMWMbbceeb5539.28251.08.443651.0133对于 C 截面， mmdmNTmNM 30,6.57186,31074 nts mmNTMM Ce 5.46291)( 22 M p aM P adMWMbbceeb5514.17301.05.462911.0133因此蜗轮轴满足校核的要求。 6 轴承的设计和校核计算 6.1 蜗杆轴轴承的计算 （ 1）选取轴承 33205（一对），查手册主要性能参数如下： NC r 82500 NC r 1 2 0 0 0 00 e=0.35 （ 2） 轴承受力分析如图 23 图 23 （ 3） NFr 1.7631 NFr 4.5702 NFNFrr3.1712.57121 NFFF rrr 2.953)( 21211 NFFF rrr 5.595)( 22222 nts 6.1,2/ YYFF rS NFA 1862 ，方向向右；方向向左；NFNFSS1.186,88.29721NFFNFFFSaASa1.1861.2048112237.0e6.1,4.0,2 .1 4 8 YXeFF ra轴承一 0,1,312.0 YXeFF ra轴承二 冲击载荷系数 3.1df 当量动载荷 ard YFXFfP NPNP 15.774,4755 21 NP 4755轴承寿命 m i n/2400,47,310,1 6 6 7 010 rnkwCPCnL rrh 寿命合格。,1 0 0 0 06.1 2 1 8 410 hhL h 6.2 蜗轮轴轴承的计算 （ 1）选取轴承 32005（一对），查手册主要性能参数如下： NC r 28000 : NC r 340000 : e=0.43 （ 2）轴承受力分析如图 24 nts F r2F S2F AF s1F r1图 24 （ 3） NFr 10811 NFr 10812 NFNFrr2.9649.164121 NFFF rrr 8.1 9 6 5)( 21211 NFFF rrr 5.1448)( 22222 4.1,2/ YYFF rS NFA 5.742 ，方向向左；方向向右；3.517,70221SSFNFNFFNFFFSaASa7028.12591221e=0.43 4.1,4.0,0 .6 4 YXeFF ra轴承一 4.1,4.0,0 .4 8 4 YXeFF ra轴承二 冲击载荷系数 3.1df nts 当量动载荷 ard YFXFfP NPNP 86.2030,3315 21 NP 3315轴承寿命 m i n/246,28,310,1667010 rnkwCPCnL rrh 寿命合格。,1 0 0 0 08 3 1 3 010 hhL h 7 键连接设计计算 7.1 发动机轴键 材料选钢，则 1 2 0 1 5 0P M P a 键的选择和 参数 选用普通平键 B 型。根据轴径 d=25mm,选平键剖面尺寸 b=8mm,h=7mm,根据轮毂长 45mm,选择标准键长L=28mm 转矩 mNT 55.9 接触长度 mmbLl 20 L =28mm 校核强度 MP ah ldTP 72.2282025 9 5 5 044 PP 故满足要求 7.2 蜗杆轴键 材料选钢，则 1 2 0 1 5 0P M P a 键的选择和参数 选用普通平键，圆头。 由手册查得 d=22mm 时，应选用 78hb nts 转 矩 mNT 179.13 mNT 179.13键 长 选择标准键长 L=28mm mmL 28 接触长度 mmbLl 20 mml 20 校核强度 M Padhl TP 11.1722207 1 3 1 7 944 pP 故满足要求 7.3 蜗轮轴键 材料选钢，则 1 2 0 1 5 0P M P a 键的选择和 参数 选用普通平键圆头 A型。根