电动卷扬机传动装置设计说明书

1、编号2电动卷扬机传动装置目录1、设计题目22、系统总体方案的确定22.1、系统总体方案.22.2、系统方案总体评价33传 动 系 统 的 确定34、 传动装置的运动和动力参数44.1、确定传动比分配45、齿轮设计65.1、高速轴齿轮传动设计65. 2、低速级齿轮传动设计105.3、开式齿轮设计126轴 的 设 计 计算156.1、高速轴的设计计算156.2、中间轴的设计计算176.3、低速轴的设计计算20核227.1、高速轴轴承寿命校核227.2、中间轴上轴承寿命校核237.3、低速轴上轴承寿命校核248键 的 选 择 以 及 校核238. 1 高 速 轴 键 的 选 取 与 校核248.2中

2、间轴键的选取与校核258. 3低速轴键的选取与校核259、联轴器选择2610、 润滑方式及密封方式选择2611 箱体设计2712 参考文献28计算及说明主要结果1设计题目1.1设计题LI :设计电动卷扬机传动装置间歇工作，每班工作时间不超过15%,每次工作时间不超过lOmim满载起动工作中有中等振动，两班制工作，钢縄速度允许误差5%。设讣寿命10年。生产20台中等规模机械厂可加工7-8级齿轮。传动简 图及设计原始参数如表：数据编号钢绳拉力F (KN)钢绳速滚筒直 径 D (mm)度(m/min)V21212460表1-1原始数据2系统总体方案的确定2. 1系统总体方案电动机f传动系统f执行机构

3、，初选两种传动方案，如下:图2. 2蜗轮蜗杆减速器2. 2系统方案总体评价比较上述方案，在图2.2中，此方案为整体布局小，传动不平稳， 虽然可以实现较大的传动比，但是传动效率低。图2.1中的方案结构简 单，且传动平稳，适合要求。选用二 级圆柱齿轮 传动图2-3选择方案3传动系统的确定3.1选择电动机类型1 功率计算工作机转速:60xl000v12*1000 c./7-=H4460=83r/min1.工作机有效功率巴*12叱/60 = 2.4欣总传递效率为二X広X X 7 X 7 =0. 767弹性联轴器效率0. 997闭式齿轮8级传动血977滚动轴承的效率为）97% =8. 3 r/min出=

4、2. 4kw7 = 0.76最终方案确定：采用二级圆柱齿轮减速器，其传动系统为：电动机 f传动系统一执行机构（如下图）“4开式齿轮的传动效率）95亿卷筒传动效率）.96故传动机所需功率p/=- = = 3.16kw查资料1表2-1推荐的传动比合理范围二级展开式圆柱齿轮传动比在（840）之间开式齿轮传动比（35）,故总传动比的范围为（24200）电动机转速可选的范围为：电=i j n H =（24200） x8. 3r/min= （199. 2 1660 ） %曲 符合这一范围的转速有：1000r/min、1500r/min、 根据电动机所需功率和转速查资料1表16-1有2种适用的电方 案电动机

5、 型号额定功 率KW同步转 速 r/min满载转 速 r/min轴伸出 段 直径mn1Y112M-4415001440382Y132M164100096038动机型号，方案如下:综合考虑电动机和传动装置的尺寸、和开式齿轮、减速器的传动比, 可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6,外行尺寸 515X345X315,地脚螺栓直径M12,轴外伸尺寸38X80。由资料3 F13表2.5查得4传动装置的运动和动力参数pA16kw选电动机 Y132M1-641 确定传动比分配1、选用电机 Y132M1-6,转速 n=960r/min,功率 P二4KW。总传动比：,& = =vy=11

6、5. 66分配传动比：取i开二5, L广半二弋竺二23. 13对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材质相同，齿宽 系数相同时，为使高低级大齿轮浸油深度大致相近，应使两大齿轮分 度圆直径接近。传动比的分配：/；, = J(1 31 5) i减=71(1.3 1.5) x 23.13 =5.rs.s取 0=5.47则 j 二鱼二23.13二4. 23 気 5.47i 总二 115注：4为开式齿轮的传动比，4为减速器的传动比，g为高遊.66级传动比，j低为低速级传动比。& =23.2.各轴转速计算13叫=n = 960r/minLT 47n2 =/ z, = 175.5r / mini低二4.

7、 23叫=n2 /L =41.49r/mini开=5n4 =n3 =41.49r /minn =960/7 minns = n4 / . = &298厂 / min心=175.5r/min厶n. =41.49/7 minnJ =8.298r/min转筒的实际转速为，n4 =41.49r/minfH Hw w xlOO%n5 =8.298r/minw一 8.3-8.298 % go% - 0 02% 5%nJ = 8.298r8.3传动分配合适。3.各轴输入转矩计算 先算各轴的输入功率P、= #彳 x 7 x = 3.16x0.99x0.98 = 3.06 kw严.9 山Pi = 3.06 曲2

8、24P广P/QX叶产rj广269kwp , = 2.91 畑 min29=2.5kwT =9550x10=9550x10x306/960= 3044xl0M7； = 9550x 103 x P； /n, = 9550x IO3 x 2.91 /175.5 =15&35xlO3 N.mmT3 = 9550 xlO3x/n3= 9550 xlO3x 2.77/41.49 =637.587 x 10M 効T4 = 9550 xlO3x/n4= 9550 x 10x 2.69 / 41.49 =619.173 xl OM 劲T5 = 9550 x103x/w5 = 9550 xl03 x 2.5 /

9、8.298 =2877.199x1 O编号功率(KW)转速(r/min)转矩(N. mm)13. 069603044022.915175.15835032. 77941.463758742. 69941.461917352.588. 292877199终上，各轴的参数如下表:表4-1轴的参数5齿轮设计5.1高速轴齿轮传动设计减速器闭式齿轮材料：小齿轮40Cr调质250HBS 材料：大齿轮45调质220HBS因为其速度不高按8级精度(GB10095-88)。p i = 277kw p= 2.69hrp、= 2.5brT i = 30440Ar mm 7 = 158350N“ 7 = 637587

10、N, 八= 619173N“7S = 28771997V Pi = 3.06hrP2 = 2.9kwp =2.77hvPA = 2.69hrP5 = 2.5kw小齿 40Cr 调 250HBS大齿轮 调质220HBSZ,=22轮 质45unyunmm制造小齿轮的齿数z*=22 ,则大齿轮的% =120a = 20查资料2图7-23,得:巾叽二 680M/M巾晌二 555M/M应力循环次数N=60njLhN、=60x960x1(10x260x16x15%) = 3.59x10sN2 = % =斗；- = 6.57 xio7h资料2P119 表 7-5, ra 7-24,得:1 71 2 n n

11、二=0 _=勺严=111：縫 = 754.8M/MF b、 = /S 叭=1卫7八2 = 704.85咖S”1査资料2P112 表 7-6, P123 表 7-7,表 7-8,得:K = l5 Zz =189.8 =0.8W+I)g = 754.8b, = 704.85M3.5x189.8?W 704.85 )1.5 x 30.44 xl03x 6.47x0.8x5.47= 39.14?由LZ，确定“齐警= 1.7沏取 m = 2mm则 dx =2x22 = 44mmm = 2mm = 44b =35.2mmb2 = 30.2/?/?/齿数为 Z2=&x5.47 = 120.34,取 Z2=1

12、20,取压力角 a = 20按齿面接触强度设计山于减速器齿轮传动是闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强 度设计，按弯曲强度校核。1入=(ffddx = 0.8x44 = 35.2mm ,则 bx = 35.2mm,则S = 30.2mm& = 184.620J = 138.5MP(b 片=128M/M按轮齿齿根弯曲疲劳强度进行校核 巧查资料21P119 表 7-5 P120 图 7-25 图 7-26,得：S. = 1.3 眄=240 Mpa 刃叽=180MP YN = 10订=绻严=袴=184.62a=人 2刃伽2 =型=138.5MP。L尺 1.3查资料21P122 表 7-6,得：K = 1

13、.5 % =2.75=1.58 牟=2.182KI刁=128.59M/Mx 2.75x1.582xl.5x30.44xl0335.2x22x22=128MP ay2KT2 v hm2Z2 x 2.18x1.82xl.5xl58.35xl0330.2 x 22x120= 128.59MP“vb/.07 07J oy dd35.2b2 =肉 一 (5 10)30.2齿轮结构设计：由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故釆用齿轮轴设 计，大齿轮结构设计表格如下名称结构尺寸设计数值（单位： mm）轮毂处直径UD = d f - 2J0215轮毂轴长度L厶=（i2i.5）nB288360倒角尺寸nft = 0.

14、5/721齿根圆处厚度5）必 2 8 0nun10腹板最大直径DoDo =O5(p +129. 5i)板孔直径do。=025(9-八1(顾 42.75腹板厚度cC = 0.3B9. 06图齿轮的结构设讣%7%小齿 40Cr 调 250HBS大齿轮 调质220HBS45高速级齿轮设计草图如下:5. 2低速级齿轮的设计：Z4=101材料：小齿轮40Cr调质处理250HBS大齿轮45钢调质处理220HBSa = 208级精度制造，初选小齿轮齿数为乙=24，大齿轮齿数Z =4.23x24 = 101.52按齿面接触强度设计=101查资料2 P119 图 7-23,得：crHhm3=6SQMpa叽=55

15、5MPa应力循环次数N=60nj Lh=60x175.lx 1x(10x260x15%) = 6.57xl07/z厶=856.8A7/? i%= 71595MP“7_ | 26査资料2 PU97-5 和 7-24,得：S心 ：二29ZiV(7/n. .1.26x680丄/如=S56.8MpaS”1Zv(7/zi. 71.29x555= 7 i 5.95 MPaS1查资料2 P122 表 7-7,表 7-8,得：K = L5 Z= 189.8% =8W + 1)WJ3.5x 189.8 715.95 )1.5x158.35x103x5.230.8x4.23H1 = 4/77/774 = 96mm

16、d4 = 404/7/7?= 76.8加?Z?4 = 71 .Smm=68. 12mm由 d3 = mZ3专=警=2.沏.d；= mZ. =4x24 = 96mm因此m = 4mm 贝ij 33d4 = mZ4 =4x101 = 404/77/7?b3 = 0屛3 = 0.8 x96 = 76.Snun 取仇=76.8mm 2=71.8?b 仁=67.87Mpa按轮齿齿根弯曲疲劳强度进行校核：查资料2 P119 表 7-5, P120 图 7-25,图 7-26,得： = 1.3 crFlim3 = 240M“d crFlim4 = 180MP Kv = 1%卜筈詈七4.6咖= 64Mpa0小

17、警=詈詡&5咖查资料2 P122表7-6, P124页表7-9,得：&=1.5 YFi = 2.65=1.59 准=2.18=1.802xl.5xl58.35xl0J =；x 2.65 x 1.5976.8x42x24= 6787MPgv%2x1.5x637.587x10=；x 2.18x1.871.8x4x101=64 MPa 6.- m = 4nvn强度符合儿何参数计算表低速级齿轮传动的儿何尺寸名称计算公式数值（单位：mm）模数m4压 力 角a20分度圆直径心96心404齿 顶圆直径3 = 3 + 2h；m104d 旗=+ 2h；m412齿 根圆直径03=心-2如86df4=dA-hf39

18、4中心距a=m(z3 + z4)/2250齿S =札 “376.8/?/ = 1C=0258级精小齿轮选 用40Cr钢调质 250HBS大齿 轮选用45钢正 火 220HBS編号:宽勺=仇-(510)71.85. 3开式齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数。1)按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2)卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用8级精度(GB/T1009558)材料：小齿轮选用40Cr钢调质250HBS 大齿轮选用45钢正火220HBS为使齿轮不至于过小取小齿轮的齿数为乙=20则q.= 184.62M/mb* = 13&46M/Z6 = /ffZ5 = 5x20=1002

19、.由于是开式齿轮传动，所以选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。 应力循环次数N=60nj LhN5 =60x41.49xlx(260xl0xl6xl5%)A = 1.55xl07/?291.55xlO7 , h5= 3.1xl06/?查资料2 P119 表 7-5,得：SF =1.3 查资料2 P120 图 7-25,得:图7-26,得:240二TT叫I(7吃= 13&46同加查资料P122表7-6,得：载荷系数K二1.75查资料P123表7-8,得：齿宽系数二1查资料2 P124表7-9,得：m 二 6160mm姑600mmN =2.81“2.18 h4 =156 ns=i-8III2K7Y*编号

20、26压力20293pxl.75x619.173xlO-x2.81xl.56=5?3-5xl89-8f x罰 2mm j5=120rara8841x535Zf0皿2皿+ 1） 砂开3.5x189.8865.8X 皿287799xx&訥2. 65mm 15.7mm 17.35mm由于安装联轴器处有键槽故轴需要加大（35）%则/取值范围头16.17-18.24取最小直径为20mm查手册可知轴的最小直径为=20mm，厶安装轴承故取25mm,d5 段为 86mm,-29心段为齿轮轴35mm,心段安装轴承为41mm（如图a）mmmmF =3836NF = 503.67V n弘=782NF“. = 601.

21、6NM|=67252NFvli = 284.6/V比=219NMy =24475.62 =71567.4NT = 30440 nnn对此轴进行校核 如图（b） 作用在齿轮上的圆周力：27；2x30.44x10石 44= 13836N作用在齿轮上的径向力:Fri =Fh tan 20 = 1383.6x tan 20 = 503.67V 求水平面的支座反力：如图(c)为他（F）= 0工耳=0-F. x58.5 + FHv x(86 + 35/2) = 0F脳-化+F肋=0求得： % = 7827VFha = 601.6N水平面弯矩：1-1截面：= Fhb x86 = 782 x86 = 6725

22、27V mm求垂直面的支座反力：如图(d)工 M,F) = 0 Fv=0一存(41 + 35/2) + 林,汀(86 + 35/2) = 0Mxd =7386 IN 力inby】=17.2M/Ma_b = 6OMpa求得：Fvb = 284.6片久=219川垂直面弯矩：MV = Fvb x86 = 284.6x86 = 24475.67V-/n/n作合成弯矩图如图(e)叭2作转妊M 會=Jm2+m“2 = V672522+24475.62 = 71567.4N mm 图： 如图(f)T = 9550x- = 9550x= 304407Vmmn960求相当弯矩：因减速器单向运转，故可认为转矩为脉

23、动循环变化，故修正值&为06Mxd = 71567.42+(0.6x30440)2 = 7386IN 确 定 1一1截面为危险截面axdl=L =738610.1x35= 1.2Mpa査资料P265的表13-2,得:j = 60炯,满足的条件,耳=13196NFt = 3299 NFr =4803N故设计的轴有足够的强度。编号2巴3 = 1201N强度极限6 = 650MP在由表13-2查得许用弯曲应力F“b=309Njb = 60MPa,查资料2P264 表 13-1 取 C 在 107118 之间 各轴段直径的确定如图Fha = 2288.4NM 严 173918.4八Ww2=-18231

24、/V-mm=1 19.37Vmm比=601.4NAfy|=45706.4N 伽】My2=7O387N 加M|=1798236N 加加A/7 = 19542.6N mmT = 15835ON 皿 = 35 mm4 = 40mmcL = 60 mmd4 =55 mmcL = 35?？因此取d = 35/77/7/,心为安装齿轮因此取40mm, d轴环心=60，心为安装齿轮因此取55mm,心为安装轴承的使丿T6. 2中间轴的设计材料：45钢调质处理250HBS,查资料2 F266表13-3查得29編号:29深沟球轴承6307故取d5 =35mm对此轴进行校核作用在齿轮上的圆周力：l 27；2x158

25、.35x10240F = = 13196N如96=27= 2x158.35x10 =3299/v作用在齿轮上的径向力：F =F tan20 = 1319.6xtan20 = 480.3 r2 r2Fr3 = Ff tmi 20 =3299xtan20 = 12012V求水平面的支点反力:2X（f）=o 工耳=0巧個 X 199.5 +1319.6x(15 +11+77+ 37.5) = 3299x37.5F/-309NFhA 一 丘3 + 疗2 + F“b = 0FHli = -309/V FllA = 2288.4/V水平弯矩：1-1 截面：=2288.4x76 = 173918.47V m

26、m2-2 截面：M2 =309x59 = 18231Nm求正面的支座反力：工Ma(F) = 0工传=0疗3 x76+ 疗2 x 140.5+ x 199.5 = 0忌+乙+巴2-厲=0Fva =601.4R，b=119.3N11 截而：A/V1 = Fva x 76 = 601.4x 76 = 45706.4- mm2-2 截面:MV2 = Fvh x 59 = 119.3 x 59 = 7038.7 -作合成弯矩图：1-1截面：M严 Jm2+Mv： = J161935.22+45706.42 = 179823.6N mm2-2截面：M2 = Jl 823 F+7038.72 = j 9542

27、.6N mm作转矩图：T = 9550 x - = 1583502V - mm求相当弯矩：因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，取侈 正系数&取0. 611截面：Mxdx = W,2+(ar)2 = /179823.62+(0.6x158350)2 = 203380-mm 2-2 截Wi：Mxd2 = yjM22+(aT)2 = Jl9542.62+(0.6x158350)，= 96999/Vmm因 ill可确定2-2截面为危险截面对2-2截面进行校核M 小96999“b 胡=r = 5.8Mpaxd W 0.1x55查课本第265页表13-2得:如 =60炯,满足axda_ib的条件

28、，苗 设计的轴有足够的强度。6. 3低速轴即输出轴的设计材料：45钢正火180HBS查资料2 P264表13-1 取( 在107118之间各轴段直径的确定如图nF7)岳 A 41.9 46.3也a =0. 6Mmi = 2033807V=969992 ad =58MpajJ = 6O 枷/d =50mm=55m=65m=68m=55mmmuri取d =50mm查手册可知轴的最小直径为= 50mm , d2安装轴承故取55mm, d.段为65mm, d4段为齿轮轴68mm,(15段安装轴承为55mm r YO1II6411: .175110kF1C对此轴进行校核 作用在齿轮上的圆周力：l 27；

29、 2x637.587xlO3八,斥4 = = 31564Nd2404作用在齿轮上的径向力：Fr4=Fl4 tan 20 = 1025.6水平面的支座反力：工M) = 0 工$=0巧4 =3156.47V巴4 =1025.6N弘=1146N坊小=20103N=253297.8“MH2220QN mmFvt) = 372NFva = 653.6NM们=800856N 加加Mz=68820N“岡=265656/V 讪M2=222900NmmT = 637587?/ /mz厅4 x 126 + Fhh x 347 = 0Fhh = 1146N%=20103N水平弯矩：1-1截面：Mjn = Fha x

30、 126 = 2010.3 x 126 = 253297.87V mm编号22-2截面：M 2 =坊仏 x 185 = 1146 x 185 = 21201 ON mm 求垂直面的支座反力：1X（F） = O XFv=一巴4/2120102+688202 = 222900N mm作弯矩图：T = 9550 x 空=6375877V mmfJ3求相当弯矩：=465746Nm”“心=442753Nm”% =17M/ma_lh = 6OMpa因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，取侈 正系数&取0.611截而：M “ = jM：+(aT)2 =(2656562+(0.6x637587)2 =

31、 465746N mm 2-：截面：M 心=jMj+(aT)2 =(22290()2+(0.6x637587)2 = 442753/V mm 因出可确定1-1截面为危险截面 对1-1截面进行校核4657460.1x653= 7Mpa査课本第265页表13-2得:叫= 6OA如 满足乙笫叫的条4 = 6000/?6205 深 沟球轴承P = 1248N 血=11251Lh = 6000/?深沟球 轴承6207Cf = 198OO7V畀= 175.5/ /nunP = 3549/V4 = 69756/?件，故设计的轴有足够的强度。7、各轴轴承的校核7.1高速轴轴承的寿命校核：轴承寿命可山式Lh=

32、)e进行校核，山于轴承主要承受径向载60“ P荷的作用，所以P = Fr ,此机器的预期计算寿命为4 = 10x250x8x2x15% = 6000/7轴上装轴承段的直径为25mm,初选轴承为6205,基本额定动载荷 C = 10800/V , / = 960 y r/min查资料21P288 表 14-11 取 ft=l,查资料2 P287表14-9山于存在中等冲击故选厶=1.5所选轴承为 深沟球轴承取 = 3按最不利考虑，则有：Fr = 7/ + fva = /601.62+2192 = 640F” = 7/7+= 5/78?+284.61 = 832N巴选两者较大者，故P = /p/；=

33、 1.5x832 = 12487VJ校核轴承寿命Lh= e60” P106 10800.=(y60x960 1248 = 11251/i 4故该轴承满足工作要求72中间轴轴承的寿命校核：轴承寿命可由式4=进行校核，60 P山于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P = Fr，此机器的预期计算寿命为 4 = 10x250x8x2x15% = 6000/轴上装轴承段的直径为35mm,初选轴承为6207,基本额定动载荷 C =19800, = 175.5 / r/min查资料21P288 表 14-11 取 ft=l,查资料2 P287表14-9由于存在中等冲击故选厶=1.5所选轴承为深沟球轴承取 =

34、3 按最不利考虑，则有：+ fva = /2288.42 + 601.42 = 23667VF, = J 你/ + 质=3092+119.32 = 331N巴选两者较大者，故P = /=1.5x2366 = 3549NJ校核轴承寿命4 = (/60“ P10619800.=()60x41.49 3549=69756 Lh故该轴承满足工作要求7.3低速轴轴承寿命校核:轴承的寿命校核；轴承寿命可由式一=也(乞)进行校核,60/2 Pfp山于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P = Fr ,此机器的预期计算寿命为= 10x250x8x2x15% = 6000/?轴上装轴承段的直径为5omm,初选轴承为

35、6211,基本额定动载荷C, =335OON, =41.49%曲查资料21P288 表 14-11 取 ft=l,查资料2 P287表14-9曲于存在中等冲击故选厶=1.5所选轴承为 角接触球轴承取 = 3 , 按最不考虑，则有 Fr = J F点 +=(2010.32+653.6, =2114NF = J 片+ 尽 2 = V11462+3722 = 1205N巴选两者较大者，故P =1.5x2114 = 3171校核轴承寿命4=(/60/2 P106,33500、3=(60x41.49 3171=473642 LhLh = 6000h深沟球轴承6211C, = 335OON,7 = 41.

36、49 y /minP = 3171N血=473642力故该轴承满足工作要求8、各轴键的校核键6x32GB/T109&1高速轴键的选取与校核轴上选用一个普通平键，根据轴上的尺寸查资料1表10-1初选定为bxh6-1979bxh 6x66x6L = 32mm键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力 q, = 100120MPd,取平均值bJ = 110MP“，轴上用于连接联轴器的键的工作长度为7号32今2呗键与轮毂键槽的接触高度k = 0.5/? = 0.5x6 = 3mm ,= 20mm由公式吹粘鹊守皿囲故此键满足工作要求键标记为：键 A 6x32 GB/T 1096-197

37、98. 2中间轴键的选取与校核轴上用于齿轮轴向定位的釆用普通平键，根据轴上的尺寸与高速大齿轻 查资料1表10-1初选定为bx力12x8 L = 56mm键 A12x56GB/T1096-1979键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力b= 100120MPd ,取平均值b= 110MPa。键的工作长度为b 2I = L = 56= 502 2键与轮毂键槽的接触高度上=0.5/? = 0.5x8 = 4mm,心=40mm。山公式27； _ 2x158.35x10, 販 4x50x40=39.6MPa 巧故此键满足工作要求键标记为：键 A 12x56 GB/T 1096-197

38、9键 A16x54 GB/T1096-1979轴上与低速轴齿轮查资料1表10-1初选定为bx 16x10 采用普 通平键。厶= 54?加键、轴、轮毂的材料都是45钢山资料3表6-2查得许用挤压应力b=100 120MPa ,取平均值b=11 OMPa 键的匸作长度为/ = L- = 54- = 48/Z/?2 2键与轮毂键槽的接触高度=0.5/? = 0.5x8 = 4/77/77, d. = 55nun山公式=29.9MPa 27； _ 2x158.35x10 販一 4x48x55键 A16x90GB/T1096-1979键 A18x50GB/T1096-1979HL3 的 弹性柱销联 轴器

39、连高速 轴。HL4 的 弹性柱销联故此键满足工作要求键标记为：键 A 16x54 GB/T 1096-1979& 3低速轴键的选取与校核轴上用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴上的尺寸查资料1表10-1 初选定为 bxh 16x10 L = 90/wh键、轴、轮毂的材料都是45钢山资料3表6-2查得许用挤压应力b= 100120MP ,取平均值b订= 110MP“。键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度=0.5/2 = 0.5x10 = 5/7?/?, d = 50mm山公式=272x637.587x1(/=622r kld 5x82x50L p故此键满足工作要求键标记为：键 A 16x90 GB/T 1096-1979轴上与联轴器查资料1表10-1初选定为bx/7 18x11釆用普通平键L = 50mm键、轴