机械设计课程设计-步进送料机.doc

机械设计(课程设计专业班级:机电二班老师: x老师名字: xxxxxx 学号: xxxxxxxx 题目:步进送料机C目录一设计背景 (2二设计要求 (2三设计数据与要求 (3四设计任务 (3五工作原理 (3六选择运动机构 (4七设计思路 (5八四杆机构的设置 (6九运动图 (10十参数计算 (11十一体会与心得 (30十二附录 (31机械原理设计任务书设计题目:步进送料机机构设计C一设计背景进入21世纪以来,随着科学技术、工业生产水平的不断发展和人们生活条件的不断改善市场愈加需要各种各样性能优良、质量可靠、价格低廉、效率高、能耗低的机械产品,而决定产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的重要环节是产品设计。机械产品设计中,首要任务是进行机械运动方案的设计和构思、各种传动机构和执行机构的选用和创新设计。这要求设计者综合应用各类典型机构的结构组成、运动原理、工作特点、设计方法及其在系统中的作用等知识,根据使用要求和功能分析,选择合理的工艺动作过程,选用或创新机构型式并巧妙地组合成新的机械运动方案,从而设计出结构简单、制造方便、性能优良、工作可靠、实用性强的机械产品。企业为了赢得市场,必须不断开发符合市场需求的产品。新产品的设计与制造,其中设计是产品开发的第一步,是决定产品的性能、质量、水平、市场竞争力和经济效益的最主要因素.机械原理课程设计结合一种简单机器进行机器功能分析、工艺动作过程确定、执行机构选择、机械运动方案评定、机构尺度综合、机构运动方案设计等,使学生进一步巩固、掌握并初步运用机械原理的知识和理论,对分析、运算、绘图、文字表达及技术资料查询等诸方面的独立工作能力进行初步的训练,培养理论与实际结合的能力,更为重要的是培养开发和创新能力。因此,机械原理课程设计在机械类专业学生的知识体系训练中,具有不可替代的重要作用。这次我要做的机械原理课程设计是步进送料机,希望能够通过这次综合性的训练能让自己从中掌握机械设计的流程,以及会运用一些软件。二设计要求设计某自动生产线的一部分步进送料机。如图所示,加工过程要求若干个相同的被输送的工件间隔相等的距离a,在导轨上向左依次间歇移动,即每个零件耗时t1移动距离a后间歇时间t2。考虑到动停时间之比K=t1/t2之值较特殊,以及耐用性、成本、维修方便等因素,不宜采用槽轮、凸轮等高副机构,而应设计平面连杆机构。具体设计要求为:1、电机驱动,即必须有曲柄。2、输送架平动,其上任一点的运动轨迹近似为虚线所示闭合曲线(以下将该曲线简称为轨迹曲线。3、轨迹曲线的AB段为近似的水平直线段,其长度为a,允差c(这段对应于工件的移动;轨迹曲线的CDE段的最高点低于直线段AB的距离至少为b,以免零件停歇时受到输送架的不应有的回碰。三设计数据与要求方案号a(mmc(mmb(mmt1(st2(sC 300 20 60 2 3四设计任务1、至少提出两种运动方案,然后进行方案分析评比,选出一种运动方案进行设计;2、确定电动机的功率与转速;3、设计传动系统中各机构的运动尺寸,绘制推包机的机构运动简图;4、用软件(VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可对执行机构进行运动仿真,并画出输出机构的位移、速度、和加速度线图。5、图纸上绘出最终方案的机构运动简图(可以是计算机图并编写说明书。五工作原理功能要求:加工过程要求若干个相同的被输送的工件间隔相等的距离a,在导轨上向左依次间歇移动,即每个零件耗时t1=2s移动距离a=300mm后间歇时间t2=3s 功能原理:步进送料机的工作原理分解如图1所示,该系统由电动机驱动,通过带蜗杆减速将运动传给齿轮,再由各级齿轮进行减速使其转速符合要求。最后利用连杆将运动传给输送架。电动机传动机构执行机构蜗杆齿轮减速机构 六选择运动机构通过翻阅资料对连杆机构和凸轮等其他机构作比较。并选出确定满足该送料机构作用的机构,作为最后设计的方案,对其参数的设计和电机的选择。5.1、连杆的特点:1其运动副元素为面接触,压力较小,承载能力较大,润滑好,磨损小,加工制造容易,且连杆机构中的低副一般是几何封闭,对保证机构的可靠性有利。2在连杆机构中,在原动件的运动规律不变的条件下,可用改变各机构的相对长度来使从动件得到不同的运动规律。在连杆机构中,在连杆上各点的轨迹是各种不同的形状的曲线,其形状随着各构件的相对长度的改变而改变,故连杆曲线的形式多样,可用来满足一些特定的工作需要。利用连杆机构还可以很方便地改变运动的传递方向,扩大行程,实现增力和远距离传动等目的5.2、齿轮的特点:齿轮机构是在各种机构中应用最为广泛的一种传动机构。它依靠轮齿齿廓直接接触来传递空间任意两轴间的运动和动力,并具有传递功率范围大,传动功率高,传动比准确,使用寿命长,工作可靠等优点。5.3、凸轮的特点:凸轮机构在应用中的基本特点在于能使从动件获得较复杂的运动规律。因为从动件的运动规律取决于凸轮轮廓曲线。然而根据题中明确说明及耐用性、成本、维修方便等因素,不宜采用槽轮、凸轮等高副机构。因而只能采用连杆机或者齿轮。根据上面各个机构的特点我提出两种运动方案。方案一的运动简图如图2所示: 图 2该方案主要采用的是平面连杆机构中的曲柄摇杆机构。能够满足送料机的运动规律和时间要求。方案二的运动简图如图3所示: 图 3该方案是曲柄连杆机构对两种方案的分析:两种方案的实质几乎差不多,但是方案二有一个缺点就是以滑块为输送架,在运动中会受到很大的冲击力,这样容易使导轨等损坏,而且不能满足工作要求。因此,我采用方案二最为最后的设计方案。七设计思路由于电动机的运转速度比较快,所以需要一个减速装置来传动。同时在采用曲柄摇杆机构时会出现传动角为零的情况,需要采用机构错位的方法来消除死点的。具体的设计见图4。 图 4根据设计图4,可以得到机械运转的整体流程见图5。八 四杆机构的设置【1】、曲柄摇杆的设计首先从图4中提取出曲柄摇杆见图6所示:涡轮2转动电动机 转动带动蜗杆1转动齿轮3 转动齿轮4、4转动齿轮5、5 转动 齿轮6、6 转动执行构件输送爪运动 图 5 机械运转的整体流程 abcd图 6由题中的条件:轨迹曲线的AB 段为近似的水平直线段,其长度为a ,允差c (这段对应于工件的移动;轨迹曲线的CDE 段的最高点低于直线段AB 的距离至少为b 。计算图6中AF 、AB 、BD 、CF 的长度。由如下公式:(在这里的运动比较特殊,所以是180180-+1218023180t K t -=+ 计算出:=36由此可以计算出图6中的杆件a 的角速度w=72rad/s 。D 点的运动轨迹图,见图7:30060图 7 D 点的运动轨迹和相关参数通过用solidedge对平面连杆在草图环境按照曲柄连杆的设计过程,画出草图,并非给它以约束,量取各个杆件的长度见表格1所示表格 1 杆件的长度杆件 a b c d线段AB BC CD CF AF 长度(mm148.36 204.19 150 220.32 185.61整数值148 204 150 220 186【2】、对四杆机构的优化设计根据曲柄连杆的特性做出如下的所示的运动分析图:【3】、减速转置的参数设置由于我们选用的步进电机的转速为720r/min,而a杆的转速为12r/min。所以总的传动比为60。因此我们设想蜗杆1和蜗轮2的传动比=1220i;而蜗轮2与齿轮3为同轴传动,即传动比为=231i;齿轮3与齿轮44、转动比=341.5i。齿轮44、与齿轮55、转动比= 562i其齿轮的参数详细计算详见第八节步进送料机实体模型图如图8(除去涡轮蜗杆的三维图【减速箱和四杆机构的图】 图8 步进送料机的实体模型 蜗轮蜗杆的装配图如上图9所示。 上图为实体模型的一个角度图。其他角度的实体图详见文件夹:模型图例九运动图【1】加速度图见图9 图11 加速度图【2】速度图见图10 图12速度图【3】位移图见图11 图13 位移图十参数计算1、步进电机的选择1、电动机特点的比较,选出电动机类型经过查资料比较出常用原动机的类型及主要特点,具体见表格2所示表格2常用电动机的类型及主要特点原动机类型主要特点三相异步电动机结构简单、价格便宜、体积小、运行可靠、维护方便、坚固耐用;能保持恒速运行及经受较频繁的启动、反转及制动;但启动转矩小,调速困难。一般机械系统中应用最多。同步电动机能在功率因子cos=1的状态下运行,不从电网吸收无功功率,运行可靠,保持恒速运行;但结构较异步电动机复杂,造价较高,转速不能调节。适用于大功率离心式水泵和通风机等。直流电动机能在恒功率下进行调速,调速性能好,调速范围宽,启动转矩大;但结构较复杂、维护工作量较大、价格较高;机械特性较软、需直流电源。控制电动机能精密控制系统位置和角度、体积小、重量轻;具有宽广而平滑的调速范围和快速响应能力,其理想的机械特性和调速特性均为直线。广泛用于工业控制、军事、航空航天等领域。根据经济、性能、精度等要求,所以我们优选三相异步电动机。2、电动机容量的选择电动机容量额定功率来表示,其大小主要由运行的发热条件、工作机容量来确定。工作机所需电动机功率fvWr wPP=其中:P r工作机所需电动机功率,W;P W工作机所需有效功率,W;f工作机的阻力,N;v工作机的速速,m/s;传动系统的总效率。传动装置的总效率组成传动装置的各部分运动副效率之积,即n 321=其中工件的平均速度为0.6/5=0.12m/s其中总的效率=0.80.980.950.990.74,其中分别为蜗轮蜗杆传动效率为0.8,一二级齿轮传动为0.98、0.95,其中还有其他消耗功率为0.99。根据上述可以看出和前面的实体建模可以看出工件在运动一周主要是克服摩擦力做功和在输送爪的重力势能的上升的提高的所以:W=W1+W2设输送抓的重力为500N ,所以W1=500*0.07=35J设以每个工件的质量M 为100Kg ,总共5个同时工件,而且阻尼比为0.9,我们认为阻尼比和与压力成正比关系,并且压力F=N*M*g 。所以W2=5*100*10*0.9*0.3=1500J即W=1535W所以Pr=1535/5/0.7(1确定蜗轮上的转矩其中转矩0T 已经算出来,即1185.69T m = (2确定载荷系数K因工作载荷比较稳定,故去载荷分布不均匀系数1K =;通过查表选取使用系数1.15A K =;由于转速不高,冲击不高,可以取动载系数 1.05v K =;则载荷系数K :1.151 1.05 1.21A v K K K K =(3确定弹性影响系数E Z根据选材铸锡磷青铜的蜗轮和45号刚的蜗轮相配,故12160E Z MPa =(4确定接触系数p Z先假定蜗杆的分度圆直径1d 和传动中心距a 的比值10.35d a=,可以从1p d Z a-图可以查的 2.9p Z =。(5确定许用接触应力H根据蜗杆蜗轮的材料和蜗杆的螺旋齿面硬度45HRC ,可以查表铸锡青铜蜗杆的基本许用接触应力表可以查的268H MPa =应力循环次数N :827206060124000 1.441020h N jn L =接触应力的寿命系数HN K :7788710100.745868794(10.4410HN K N=则0.76268203.68H HN H K MPa =(6计算中心距a :23 2.91601.21185690(105.25203.68a = 取中心距a=125mm ,因i=20,可以从普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数机制与蜗轮的匹配表【详见机械设计 濮良贵编写 245页】(其中Z=2中选取模数m=5mm ,蜗杆的分度圆直径150d mm =。这时的10.4d a =,可以从从1p d Z a-图可以查的2.74p Z =,p p Z Z ,因此上述计算结果可以用。5、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1蜗杆 轴向齿距:15.71a p m mm =直径系数:q=150510d q m=齿顶圆直径:*1125021560a a d d h m mm =+=+=分度圆导程角:111836=。蜗杆的轴向齿厚:1=7.852a S m mm (2蜗轮蜗轮的齿数Z=41,;变位系数2=-0.5x ; 验证传动比:i=20.5,这时传动比误差为20.5-20=2.5%20在允许的范围中。蜗轮的分度圆直径:22=205d mz mm蜗轮喉圆直径:222=+2=215a a d d h mm蜗轮齿根圆直径:222=-2=205-22 1.25=199f f d d h mm 蜗轮咽喉母圆直径:221=-=17.52g a r a d mm6、校核齿根弯曲疲劳强度12121.53=F Fa F KT Y Y d d m 当量齿轮:223341=43.48cos cos 11.31v z z 根据22x =-.=43.48v z 05、可以从蜗轮的齿形系数*20Y (20 =1,=0.3Fa a n p m =a ,h 的图形可以查的齿形系数2Y 2.87Fa =螺旋角系数:10.9192140Y =-=许用弯曲应力:F F FN K =从表蜗轮的基本许用弯曲应力,根据涡轮的材料、铸造方法、工作方式查的F = 56MPa弯曲寿命系数:6997106100.597(10.4410HNK N=560.59733.4F F FN K MPa =11.53 1.21185690=2.870.919216.87502155F MPa =弯曲强度满足要求F F 。 7、验算效率tan (0.950.96tan(v =+已知11.31;arctan ;v v f =v f 与相对滑动速度s V 有关。11507201.92/601000cos 601000cos11.31s d n V m s =可以查表得v f =0,036,arctan 2.06v v f =因此可以得tan11.310.950.8tan(11.31 2.06=+大于原来的估计值0.7,因此不需要重算。8、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力,属于通用的机械减速器,从GB/T100891988的圆柱蜗杆蜗轮中选择8级精度,侧隙种类为f ,标注8f GB/T100891988。然后确定根据相关手册查的表面粗糙度为:蜗杆部位为齿面精度等级为8级时,Ra 为0.8m 。 蜗轮部位为齿面精度等级为8级时,Ra 为1.6m 。综上所述,可以得出如下表格:蜗杆蜗轮设计的相关参数蜗轮 蜗杆 传动效率 0.8 中心距 125 传动比 20 分度圆导程角 11.31 变位系数 -0.5 设计的使用寿命 10年 每年工作300天 每天工作8个小时 总计2.4万小时 分度圆直径 205mm 50mm 齿数 41 2 轴向齿距 无 15.7mm 直径系数 10齿顶圆直径 60mm轴向齿厚 7.85mm 蜗轮喉圆直径 215mm 无 蜗轮齿根圆直径 199mm 蜗轮咽喉母圆直径 17.5mm精度等级 8 8 侧隙种类 f f 表面粗糙度 1.6m 0.8m 材料 铸锡磷青铜 45号钢 【3】、齿轮传动设计齿轮的材料,精度和齿数选择考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性。因传递功率不大,转速不高,两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45号合金钢,锻毛坯。热处理大齿轮正火处理,小齿轮调质处理,均用软齿面且大、小齿轮的齿面硬度分别为280HBS 、240HBS ;齿轮精度用7级,轮齿表面精糙度为Ra1.6。软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些。初步规划该减速器的使用寿命为10年,每年按300天计算,每天的工作时间为8小时,即总共工作24000小时。第、公差组精度分别为7、7、7;鉴于该减速器有轻微震动,空载启动,两级圆柱齿轮的使用系数均取1.0。 由机械设计齿轮相对于两轴承非对称布置且大齿轮为软齿面,因此选齿宽系数0.8。一.第一级齿轮传动设计小齿轮的轴上的参数111011222210.80.872036/min 209550212.2P P kW kW n n r i P T N m n =其中效率是根据上述蜗杆蜗轮的计算得到的理论值0.8。 大齿轮的轴上的参数2123011222210.80.80.643624/min 1.59550254.7P P kW kW n n r i P T N m n =其中估计齿轮的传动效率为0.8。由上述计算结果知第一级级齿轮传动的最大传递功率为0.8kW ,小齿轮最高转速为36r/min 、最大扭矩为2212.2N m 。闭式齿轮的小齿齿数12040Z ,1、定齿轮类型、精度等级、材料极其齿数(1按设计给定的方案,选用直齿圆柱齿轮。(2运输机为一般工作机器,速度不高,固选7级精度。 (3小齿轮材料为40Cr (调质,硬度为280HBS ; 大齿轮材料为45钢(调质,硬度为240HBS 。 (4选124Z =,则2231 1.52436Z i Z =2、 按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 按齿面接触强度设计3211(132.2H E d t u u d Z KT (1选 1.2t K = 小齿轮传递的转距为212200N mm 查表选取齿宽系数0.8d =,由表查得材料的弹性影响系数218.189MPa E =Z 。由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 600lim =,大齿轮的触疲劳强度为MPa H 550lim =。由式h L j n =N 60计算应力循环次数711606036124000 5.18410N N n jL =712123.14610N N i = 其中小齿轮有两面接触,所以应力循环次数为2N 1。 查图选取接触疲劳寿命系数10.97HN K =,2 1.04HN K =取效率为%1,安全系数S=1,则:1lim112lim220.9760058211.045505721HN H HN H MPa S MPa S K =K =(2计算:带入H 中较小的值,求得小齿轮分度圆直径的1t d 最小值为231 1.2221200 1.51189.82.32(91.270.8 1.5572t d mm +=圆周速度: 10.172/601000t d nv m s =计算齿宽: 10.891.2773.02d t b d mm = 计算齿宽与齿高比:模数 1191.273.824t t d m mm =Z齿高 2.25 2.25 3.88.55t h m mm =73.028.548.55b h = 计算载荷系数: 根据0.172/v m s = 7级精度,查得动载系数 1.12V K =对于直齿轮 1=K =K F H 查得使用系数 1.25A K =用线性插值法查得7级精度小齿轮非对称布置时, 1.297H K =由8.54bh=, 1.297H K = 可查得 1.26F K = 故载荷系数:1.25 1.121 1.297 1.82A V H H K =K K K K =校正分度圆直径:311101.35t td d mm K=K 其中t K 选取为1.3计算模数: 114.22d m mm =Z 1. 按齿根弯曲强度计算: 弯曲强度的设计公式:13212(Fa Sad F m Y Y KT Z 查表可以分别选取大小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 和弯曲疲劳寿命系数FN K 如下所示:11225000.863800.89FE FN FE FN MPa MPa=K =K =取弯曲疲劳安全系数 4.1=S111222307.14241.57FN FE F FN FE F MPa SMPaSK =K =载荷系数:1.25 1.121 1.26 1.75A V F F K =K K K K =查取齿形系数 1 2.65Fa Y = 2 2.44Fa Y = 查取应力校正系数 11.58Sa Y= 2 1.65Sa Y =1112222.65 1.580.01363307.142.44 1.650.0167241.57Fa Sa F Fa Sa F Y Y =Y Y =322 1.752212000.0167 3.040.824m mm = 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮的模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮的直径有关,可去取有弯曲强度算出的模数3.03mm 并且就近圆整为3.5mm ,按接触强度计算出的分度圆直径91.27mm ,算出小齿轮的齿数:1191.27263.5d Z m= 大齿轮的齿数:2139Z iZ =2. 几何尺寸计: 大小齿轮的分度圆直径:112226 3.59139 3.5136.5d m mm d m mm=Z =Z =中心距:12113.752d d a mm += 齿轮宽度:1910.872.8d b d mm =取 270B mm = 175B mm =二、计算齿轮传动的二级减速【减速器的三级减速】 采用同样的步骤和公式就算出由上述计算结果知第二级齿轮传动的最大传递功率为0.64kW ,小齿轮最高转速为24r/min 、最大扭矩为254.7N m 。闭式齿轮的小齿齿数12040Z ,1、定齿轮类型、精度等级、材料极其齿数(1按设计给定的方案,选用直齿圆柱齿轮。(2运输机为一般工作机器,速度不高,固选7级精度。 (3小齿轮材料为40Cr (调质,硬度为280HBS ; 大齿轮材料为45钢(调质,硬度为240HBS 。 (4选124Z =,则256122448Z i Z =具体计算过程如上所示,计算的出的模数m 值如下所示:1 3.5100.73m mm d mm=大小齿轮数:1121100.73283.556d z m z i z = 分度圆直径:112228 3.59856 3.5196d Z m mm d Z m mm=中心距: 341472d d a mm += 齿轮宽度: 10.89878.4d b d mm =取 275B mm =180B mm =综上齿轮的计算结果可以得出齿轮的设计参数表格如下【表 圆柱齿轮减速器齿轮设计参数】圆柱齿轮减速器齿轮设计参数一级齿轮 二级齿轮Z1Z2 Z1 Z2 齿数 26 3928 56 分度圆直径( mm 91 136.5 98 196 计算接触应力(MPa 582 572 582 572 极限传递功率(kW0.8 0.64 0.64 0.512 模数(mm3.5 3.5 3.5 3.5 小齿轮最高转速(r/min36 24 24 12 齿宽( mm75708075计算弯曲应力(MPa 307 241 303 249 齿面硬度(HBS 280240280240中心距 (mm 114147小齿轮最大扭矩(N.m221.2 254.5 材 料40Cr45钢40Cr45钢3、轴的参数计算根据实体模型图进行对对所有轴的受力分析的总结,找出最危险轴的(每根轴的完全一样,包括最小半径,在通过最危险轴确定最小半径。 根据每根轴在受力方向如下图所示和一个力矩。由于整个装配是对称装配的,所以没有轴和轴承没有轴向的受力,只有径向受力 1、按扭矩初算轴径。选用45调质钢,硬度217255HBS并查表,取A 0=120,P 为传递功率为P=1KW ,n 为一级输入轴转速n =1n =720r/min 。30nPA d (实心轴 则: 31120720d =15.55mm考虑有键槽,将直径增大5%,则d=15.55(1+5% =16mm选d=20mm2、确定轴各段直径和长度。 (3按弯矩复合强度计算。求分度圆直径:已知d 1=115mm 求转矩:已知T 1=4210N mm 求圆周力:FtFt=2T 1/d 1=24210/60=1KN求径向力FrFr=Fttan=1000tan200=503.71N因为该轴两轴承对称,所以:L A =L B =20mm 1绘制轴受力简图 2绘制垂直面弯矩图 轴承支反力:F AY =F BY =Fr/2=250.3N F AZ =F BZ =Ft/2=350.4N由两边对称,知截面C 的弯矩也对称。截面C 在垂直面弯矩为:M C1=F Ay L/2=320.80.060=19.25m N (3绘制水平面弯矩图如图: 截面C 在水平面上弯矩为:M C2=F AZ L/2=881.50.06/2=30m N (4绘制合弯矩图M C =(M C12+M C221/2=(192+5221/2=40m N (5绘制扭矩图转矩: 240/2.3105.95105.9555=I I n P T =135m N (6绘制当量弯矩图(如图f 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取=1,截面C 处的当量弯矩:Mec=M C 2+(T 21/2=552+(1164.16.21/2=140m N (7校核危险截面C 的强度由式(15-5e=Mec/0.1d 3=196.7/0.1363=45.5MPahL =24000h 故所选轴承可满足寿命要求。轴承的设计如下表格所示:参数名称 轴 承型号 7207AC GB/T 292-1994材料 镍铬钼钢 设计寿命 24000h 尺寸:B D d 357217额定载荷 Cr=30.5kN ,Cor=20kN材料处理渗碳淬火 图 18 轴承5、键的参数计算键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点,使用要求和工作条件来选择;键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。 轴与齿轮连接键的选择及计算 1 键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件,选用圆头普通平键(A 型,由轴径d=35mm ,则两处键的型号可取一样,又查表得,两处的选用键分别为:安装小齿轮段,选择GB/T 1095-2003 键108452 键的强度校核选用材料都是钢,由查表得查许用挤压应力p =100120a MP ,取 p =150a MP 。 键与轮毂键槽的接触高度。h k 5.0=0.58mm=4mm键的工作长度b L l -=45-10mm=35