目录
一、 设计任务………………………………………………………1
二、 任务分析………………………………………………………1
三、 结构与原理……………………………………………………1
四、 起重吊钩的选择………………………………………………2
五、 起重链条、链轮的设计及计算………………………………4
六、 传动系统的设计………………………………………………6
（1） 传动比的分配…………………………………………………6
（2） 传动类型的选择及简图………………………………………7
（3） 配齿计算………………………………………………………8
（4） 齿轮主要参数的确定…………………………………………9
（5） 啮合参数的确定………………………………………………10
（6） 齿轮几何参数的确定…………………………………………12
（7） 装配条件的验算………………………………………………15
（8） 传动效率的计算………………………………………………15
（9） 齿轮结构的结构设计…………………………………………17
（10） 齿轮的强度校核……………………………………………18
七、 制动系统的设计………………………………………………21
（1） 棘轮与棘爪的设计计算与强度校核…………………………21
（2） 摩擦片的选择与计算……………………………24
八、 驱动轴的的设计计算与校核…………………………………26
九、 行星齿轮轴的计算与校核……………………………………29
十、 行星架的设计…………………………………………………32
十一、 起重链轮的校核……………………………………………33
十二、 机架的设计…………………………………………………33
十三、 轴承的选用与校核…………………………………………36
十四、 键的选择与校核……………………………………………36
十五、 参考文献……………………………………………………37
手拉葫芦设计说明书
规格：起重量0.5吨。
一、设计任务：
起重量0.5吨的手拉葫芦。
二、任务分析：
手拉葫芦也称倒链，在工程中广泛用于对构件的吊装或机具的安装，其具有短时间断工作的特性。手拉葫芦有蜗杆式和齿轮式，此次设计采用２Ｋ-Ｈ型行星传动机构，具有较大的传动比，采用了棘轮机构用于防止起重链轮逆转，导致不安全事故。
三、结构组成：
1． 手拉链条 2.手拉链轮3.棘轮4.链轮轴5.摩擦片6.齿
圈7.行星齿轮8.齿轮9.驱动机构10.起重链轮11.起重链
其工作原理如下：
提升重物时，拉动手拉链，手链轮由螺纹旋向摩擦片，使摩擦片、棘轮压为一体，如刚性连接一样转动。此时棘爪在棘轮齿上滑过，制动机构起着联轴器的作用。一旦停止操作，重物欲拽动长轴反转，但棘爪卡住棘轮，机构呈制动状态，使重物停止不动。下降重物时，反向拉动手拉链，由于手链轮反向微量转动，使摩擦片间的轴向压力降低，制动力矩下降，摩擦片打滑，此时棘爪仍卡住棘轮不动，重物徐徐下降。一旦停止拉动，重物欲动长轴继续下降，制动器座由螺纹旋向摩擦片，使摩擦片、棘轮、手链轮和制动器座再次压为一体，被棘爪卡住，机构再次进入制动状态，使重物停止不动。如此反复，即能完成重的的升降作业。
停止拉动手拉链条，则棘爪抵住棘轮，制止逆转，使重物准确地停在某一位置。
需要卸载时，按相反的方向拉动手拉链条而驱动手拉链轮反转，于是链轮和棘轮分开，重物便下降。
四、起重吊钩的选择：
根据吊钩的机械性能的强度等级和机构工作级
别下，选择起重吊钩，选择钩号010，起重量为0.5t。（GB/T1005.1——1988）
五、起重链的选择：
起重链条一般用焊接环链，链条按强度高低分成不同等级。起重链条的平均额定载荷为:
QP= (N)
式中 Q——手拉葫芦的额定起重量 （N）；
N——悬挂吊重的链条支数；
Q=mg=500Kg×10=5000(N)
N=1
QP===5000(N)
选择链条应根据最大工作载荷及安全系数计算链条的破坏载荷Qd，以Qd来选择链条。选择链条应使
Qd≥nQp (N)；
Qd——破坏载荷，N；
Qp——链条最大的工作载荷，N；
n ——安全系数，取安全系数n=4.5。
nQp =4.5×5000=22500N=22.5KN＜31.6KN
名义直径=5mm
直径公差- ＋0.10
0.30
Q=5000(N)
N=1
QP =5000N
优选节距P（内长） 15mm
优选外宽W（3.25） 17 mm
最小破断力 =31.6 KN
极限工作载荷=80 KN
起重链轮的设计：
链轮上窝眼 Z 最少窝眼数不少于4 取Z=4;
中心夹角的半角
链轮节圆直径
=39.6mm
链轮节距
齿顶圆直径mm
窝眼槽底宽度
窝眼槽顶宽度
沟底圆直径
链轮外径
齿顶圆直径mm
导向侧缘直径
窝眼槽底宽度
P=15mm
W=17 mm
=31.6
=80 KN
=45
Do=39.6mm
t
=42.6mm
B1=18.7mm
B2=20.4mm
Dg=19.2mm
Dw=19.2mm
Dc=42.6mm
D=55mm
B1=18.7mm
窝眼槽顶宽度
齿根宽
齿顶宽
齿根半径
沟底半径
窝眼槽半径
圆心位置
窝眼槽底平面到中心距离
六、传动系统的设计
（1）传动比的分配
预设手的拉力为300N，计算行星装置的传动比i，
式中 ——起重链轮的节圆直径 mm
Ds ——手拉链轮的节圆直径 mm
——传动系统的总效率（不包括机外游动链轮组）取=0.84
——传动比
——绕上起重链轮处的最后一个链节上的拉
B2=18.7mm
b1 =4mm
b2 =4mm
r1=2.5mm
r2=3mm
r3=9.35mm
e=3.6mm
H=14.57mm
力，其值为
其中Q——额定起重量
Go——吊钩组重量
Ｇlt——起重链条自重
——链轮组中每个链轮的效率，＝０.９６
——起重链条的倍率，单根链条的倍率为１
预设起重链轮直径与起重链轮直径的比值为Ｄz/Ds=1/3，
人的手拉力为300N
==5000N
则行星传动机构的传动比——传动比
＝
（2）传动类型的选择及简图
已知手拉链轮的输入转速为３０r/min,传动比6.613，并且手拉葫芦具有短时间间断工作的特点，其结构紧凑，手拉链轮运行较平稳。
选择行星齿轮传动中的２Ｋ-Ｈ（Ａ）型行星齿轮传动结构，由于载荷较小，选取两个行星轮。其结构简图如下：
Plt=5000N
i=6.613
太阳轮２.行星轮３.内齿圈
（3）进行行星齿轮传动的配齿计算
据２ＫＨ（Ａ）型行星齿轮传动的传动比按其配齿计算公式可求的中心轮1，行星齿轮2，内齿圈3的齿数Z1,Z2,和Z3。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸较小，选择中心轮1的齿数为Z1=10和行星齿轮数目np=2, 现将Ｚ１，np 带入公式求得行星轮和内齿圈的齿数。
内齿圈齿数
取＝５６
行星轮齿数
显然，由上式所求得的适用于非变位的或高变位的行星齿轮传动，如果采用角变位的传动时，行星轮３的齿数应按照如下公式计算，即
当为偶数，可取齿数修正量为
Z1=10
＝５６
＝-１，此时，通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可改善１-２啮合齿轮副的传动特性。所以，求得行星齿轮２的齿数
验算其实际传动比
其传动比误差为
故满足传动比误差的要求，即得该行星齿轮传动的实际传动比为＝６.６。最后确定该行星传动的各轮的齿数为Ｚ１＝１０，Ｚ２＝２２和Ｚ３＝５６。
（4）初步确定齿轮的主要参数
（1）选择齿轮材料和热处理方法，确定齿轮的的疲劳极限应力。中心轮１和内齿圈3，均采用４０Ｃr调质，行星轮２采用４５号钢正火。由表6-2查得齿面硬度达到HBS1=260HBS，ＨＢＳ2＝２１０ＨＢＳ，
中心轮和行星轮的加工精度为8级，由图查得４０()，45号钢正火（）内齿轮的加工精度也为8级。
Z2=22
HBS1=260HBS
ＨＢＳ2＝２１０ＨＢＳ
按齿面接触疲劳强度估算齿轮尺寸，即按式（14-1）计算中心距
式中 u=2.2,Ja=480(表14-36)。
考虑到速度较慢，运行比较平稳，取载荷系数K=1.2, 取齿宽系数＝０.５（表14-3）。取，则＝７００Ｍpa 。
中心轮传递的扭矩（表１４-３１）
将以上数据带入a的计算公式中
计算模数m
取模数m=3mm
（5）啮合参数计算
在两个啮合齿轮副1-2 2-3 中，其标准中心距a为
K=1.2
＝０.５
＝７００Ｍpa
T=14.97N.m
A=49.43mm
m=3mm
由此可见，二个齿轮副的中心距不相等，且a23>a12 因此，该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件，为使该行星传动满足给定的传动比i=6.613的要求，又能满足啮合条件传动的同心条件，即应使各齿轮副的相等，则必须对该2K-H 型行星传动进行角变位。
根据各标准中心距的关系a23>a12 现选取其啮合中心距==51mm作为各齿轮幅的公用中心距值。
已知z1+z2=32 ,z3-z2=56-22=34 , m=3mm ,=51mm及压力角
.按公式(行星齿轮传动设计课本公式4-19) 公式（4-22）计算该2K-H型行星传动角度变位的啮合参数，对各齿轮幅的啮合参数计算如下：
2K-H型行星传动啮合参数计算
1-2齿轮副采用正变位，其啮合参数如下：
中心距变动系数
啮合角
变位系数和
齿顶高变动系数
=51mm
重合度
2-3齿轮副采用高变位，其啮合参数如下
中心距变动系数
啮合角
变位系数和
齿顶高变动系数
重合度
确定各齿轮的变位系数：
（1）1-2齿轮副 在1-2齿轮副中，由于中心轮的齿数是Z1=10<Zmin=17,Z1+Z2=10+22=32<34=2Zmin和中心距a12=48<a’=51mm, 由此可知，该齿轮副变位的目的是避免小齿轮１产生根切，凑合中心距和改善配合性能，其变位方式应采用角变位的正传动，即
当齿顶高系数，压力角时，避免根切的最小变位系数为
但由于该行星减速器所传递的功率小，故允许产生轻微根切，仿上允许轻微的最小变位系数为
中心轮的变位系数x1为
按公式可得行星轮２的变位系数
（２）２-３齿轮副 在２-３齿轮副中， Z２=22＞Zmin=17,Z３+Z2=５６+22=78>34=2Zmin和中心距a12=51=a’=51mm, 由此可知，该齿轮副变位的目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副，故其变位方式应采用高度变位，即，则可得内齿轮３的变位系数为
（6）齿轮几何尺寸计算
对于该２Ｋ-Ｈ（Ａ）型行星齿轮传动可按照以下公式进行其集合尺寸的计算：
（１）１-２齿轮副
变位系数 x1=0.4125 x2=0.7875
分度圆直径
基圆直径
x1=0.4125 x2=0.7875
节圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
（2）2-3齿轮副
变位系数 x2=0.7875 x3=0.7875
分度圆直径
基圆直径
节圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
x2=0.7875 x3=0.7875
用插齿刀加工
关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆的计算：
已知模数m=3mm,插齿刀齿数Ｚ０ ＝２５，齿顶高系数，变位系数x0= 0,(中等磨损程度)，试求被插制内齿轮的齿根圆直径。
齿根圆直径按下式子计算，即
式中——插齿刀的齿顶圆直径；
——插齿刀与被加工内齿轮的中心距；
现对内啮合齿轮副２-３计算如下：（ｘ３＝０．７８７５，ｚ３＝５６）
查表４－６（行星传动设计）得。
m=3mm
Ｚ０ ＝２５
x0= 0
加工中心距为
（7）装配条件的验算
对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下装配条件。
（１）邻接条件公式
将已知的，，np值代入上式则得
即满足邻接条件
（2）同心条件
按公式3-8 a验算2K-H(A)型行星传动同心条件
满足同心条件
（3）安装条件
（8）传动效率的计算
对于2K-H(A)型行星齿轮传动
邻接条件满足
满足同心条件
满足安装条件
P=
其传动效率为
转化机构损失系数
对于2 Z-X(A)型
，，
啮合效率计算公式
查表17.1-6（机械设计师手册）
取轮齿啮合摩擦系数
=2.3=0.033454
P=5.6
=0.0334
=2.3
=0.6347
即
=1-
考虑到轴承摩擦损失，取则
（9）齿轮结构设计
根据2K-H（Ａ）型行星传动的工作特点，传递功率的大小和转速高低等情况，对其进行具体的结构设计，首先确定中心轮的结构因为其直径小，所以做成齿轮轴的结构形式；即将中心轮１与输入轴连成一个整体。且按照该行星传动的输入转速n和功率p初步估算输入轴的直径da,同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件便于装拆，通常将轴做成阶梯形状。总之，在满足使用条件的前提下，轴的结构形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。
内齿轮固定，与机架连在一体。
行星轮的齿宽应较宽，以保证与太阳轮和内齿圈的啮合。在每个行星齿轮的内孔内装哟滚动轴承来支
=0.6347
=0.96
撑，而行星轮轴在安装到转臂x 的侧板上之后，还采用矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。转臂x 采用双侧板式的结构型式。
转臂上各个行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差fa可按下列公式计算。现已知啮合中心距a’=51mm,则得
取
各行星轮轴孔的孔距相对偏差可按下式计算，即
取＝０.０２７mm=27um。
转臂x的偏心误差ex约为孔距相对偏差的１／２，即
（10）齿轮的强度校核（行星传动设计）
由于本机构采用的２ＫＨ－Ａ具有短时间间断工作的特点，且具有结构紧凑，外廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即
a’=51mm
=27um
首先按下列公式计算齿轮齿根应力，即
其中，齿根应力的基本值可按下列式子计算，即
许用齿根应力可按下列公式计算，即
现将该２ＫＨ－Ａ型行星传动按照两个齿轮副１－２，２－３分别验算如下。
（１）１——２齿轮副
①名义切向力Ｆt。
中心轮１的切向力可按下列公式计算；已知Ｔa＝１４.９７Ｎ.m, 和。则
②有关系数
a. 使用系数 （查表6-7行星传动设计）
b. 动载荷系数
先按公式（6-57行星传动设计）计算太阳轮1相对于转臂X的速度，即
Ft=470N
其中，
已知中心轮的精度是8级，即精度系数C=8， 由下式计算动载系数
式中
c.齿向载荷分布系数可按下列公式计算，即
由图6-7（ b）得（行星齿轮传动设计）
由图６-８得
d.齿间载荷分配系数。
齿间载荷分配系数又表6-9可查得
=0.0423m/s
B=0.52
A=76.88
=1
=1
e.行星轮间载荷分配系数。
行星轮间载荷分配系数可按公式７-１２计算，
即
已知，则得
f.齿形系数。
齿形系数可由图６-２２查得
g.应力修正系数。
应力修正系数由图6-24查得
h.重合度系数。
重合度系数可按公式6-75计算，即
i.螺旋角系数.
螺旋角系数由图6-25得
=1
因行星轮2不仅与中心轮啮合，且同时与内齿轮3相啮合，故取齿宽b=12mm 。
③计算齿根弯曲应力。
=1.3
=1
b=12mm
按公式６-６９计算齿根弯曲应力，即
④弯疲劳极限（机械设计课本88页）查图6-7试验齿轮的弯曲强度极限又双向传动0.7。=378，
，故其弯曲强度满足。
（2）2-3齿轮副
在内啮合齿轮副2-3中只需要校核内齿轮3的齿根弯曲强度，即仍按公式计算其齿根弯曲应力。已知,=378Mpa。
仿上，通过查表，可取值与外啮合不同的系数为，代入公式得
已知＝３７８Mpa,显然，内齿轮３也满足其
=72Mpa
=64Mpa
=68Mpa
弯曲强度的要求。
上述计算结果表明，该2K-H（Ａ）型行星减速器中各齿轮副满足轮齿的弯曲强度条件。
八、制动机构设计
（一）棘轮机构设计
在低速转动的手拉葫芦中，棘轮逆止器作为手拉葫芦防止逆转的制逆装置，用于防止在起重过程中起重链轮倒转，导致重物下降，发生不安全事故。棘轮的齿形已经标准化。周节p根据齿顶圆来考虑。棘轮逆止器
Ｐ——为棘轮轴圆周力
Ｄ——为棘轮直径
（１）棘轮齿数的选择；
用于作为棘轮停止器的棘轮机构通常选取１２～２０个齿，本机构选择齿数Ｚ＝１２。
（２）棘轮齿的强度计算
棘轮模数按齿受弯曲计算来确定
式中 棘轮模数， 应取6、8、10等
周节，mm
齿轮的强度满足要求
P=312N
D=96mm
棘轮轴所受的扭矩。 ；
齿宽系数 为宽度
棘轮齿数 取
棘轮齿轮材料的许用弯曲应力
许用弯曲应力、许用单位线压力即齿宽系数
棘轮材料
HT150
45
齿宽系数
1.5-1.6
1.0~2.0
许用单位线压力
15
40
许用弯曲应力
30
120
棘轮模数按齿受挤压进行验算
许用单位线压力 由上表可知45号钢的许用单位线压力为40Mpa。
经棘轮齿的弯曲强度和挤压强度计算得，该棘轮的模数m＝８mm。
（３）棘爪的强度计算：
棘爪的回转中心一般选在圆周力的作用线方向，棘爪长度通常取
。
棘爪可制成直头形的或钩头形的，对直头形棘爪
m=3.82
m=7.89
m=8mm
2p=50.24mm
应按受偏心压缩来进行强度计算，对钩头形棘爪则应按受偏心拉伸来计算，基本计算公式如下：
式中——弯矩
——棘爪危险断面的截在模数，；
——棘爪宽度，mm,一般比棘轮齿宽2~3mm 棘轮宽６mm，取棘爪宽度为８mm；
——棘爪危险断面面积；
——棘爪危险断面的厚度；mm ；
——棘爪材料的许用弯曲应力；
计算如下：
棘轮圆周力： Ｎ
棘轮直径：
偏心距离： (棘爪轴的直径)
棘爪危险断面的厚度：
故棘爪强度满足要求。
p=312N
D=96mm
E=7mm
=20Mpa
强度满足
(4)棘轮轴的强度计算
棘爪轴为悬臂梁受弯曲作用。由下式两公式之一计算可得，
由以上两式子计算，经比较，圆整取。
制动力矩
式中 ——摩擦片的摩擦系数；
——摩擦片的摩擦面数；
——摩擦片的外径；
——摩擦片的内径
——制动时压紧摩擦片轴向压力，Ｎ；
Ｎ
其中 ——载荷传到制动器轴上的扭矩Ｎ.m；
——齿轮轴尾部螺纹中径 ；
——螺纹螺旋角，常用为左右的四头三角螺
纹；
——当量摩擦角；
；其中
——起重链轮节圆直径制动安全系数按下式验算，设计选定制动力矩时应使
计算如下：
载荷传到制动器轴的扭矩
普通螺纹的牙型角；
；
当量摩擦角；
取摩擦片的摩擦系数；
设摩擦片的内外径分别为24mm,84mm；
制动时压紧摩擦片的轴向压力
制动力矩
=59
=469N
M=22.34
验算制动安全系数，设计选定制动力矩。
故所设计的制动系统符合安全制动的要求。
九、驱动轴的设计及校核：
（１） 计算作用于轴上的力矩Ｍ＝１４.９７Ｎm；
（２） 初步估算轴的直径
由于驱动轴要做成齿轮轴，故其材料与太阳轮的材料一样，采用４０Ｃr,调质处理，由式子计算中的最小直径并加大３％以考虑键槽对轴的影响，查表８.６（机械设计）取Ａ＝１００
则
（３） 轴的结构设计方案
① ② ③ ④
轴的结构如上图所示，齿轮轴通过行星架从右端装入，起重链轮和制动器座有轴的左端装入，起重链轮由右端的齿轮进行轴向定位，制动器座由轴间轴向
Ｍ＝１４.９７Ｎm
Ａ＝１００
d=11.96mm
定位，用平键与轴进行周向定位，轴的最左端车有螺纹，用于手拉链轮的轴向定位。轴的右端为太阳轮，轴依托起重链轮内的两个轴套支撑。
（４） 确定各轴段直径和长度
① 段上车有螺纹，起到对手拉链轮进行轴向定位，受的力矩较小，有②段的最小直径递推得直径，Ｍ１０螺母的宽度为８.４mm ，螺纹退刀槽的长度为2mm，深度为1mm ，加个垫圈辅助螺母进行手拉链轮的轴向定位，Ｍ１０的螺纹选用的垫圈厚度为２mm，轴端伸出2mm，故①段的长度为８.４+２+２+２＝１４.４mm。
② 手拉链轮的宽度为20mm ，两个摩擦片的宽度为４mm ，棘轮的
宽度为８mm，制动器座的宽度为４mm，故②段的长度为２０+
４+８+４＝３６mm。考虑到键槽的影响，，圆整取直径为１２mm。
③ 起重链轮宽２４mm，机架宽度为７mm，行星架的宽度为５mm ，本轴段左边伸出2mm，故③段的长度为24+2*7+5+2=45。轴肩高度为２mm 。轴的直径为１６mm。
④ 第四段为齿轮，齿轮宽度为１５mm 。
（５） 确定轴的受力位置、绘制轴的弯矩图和扭矩图
① 求轴套对驱动轴的支撑力
F为人的拉力
由
② 求得
F=170N
按弯曲和扭转合成强度校核轴的强度。
当量弯矩, 取折合系数，则轴套受Ｆ１
处当量弯矩
当量弯矩见上图。
轴的材料为４０Ｃr，调质处理，查表８.２（机械设计课本１１５页），抗拉强度极限，弯曲疲劳极限。
由第三强度理论公式，该轴满足强度要求。
十、行星齿轮轴的设计及校核：
求行星轮的相对转速
负号表示行星轮相对转速的转向与转臂转速的转向相反。
行星传动的行星轮具有功率分流的特点，输入功
=
轴满足强度
率为
；每个行星轮轴传递的功率为Ｐ/2=0.02315KW。
初步估算行星轮轴的直径
，由滚动轴承的内圈圆整取d=15mm。
行星轮轴的校核
1) 求行星架对行星轮轴的支撑力
中心轮作用于行星轮上的切向力
内齿轮作用于行星轮的切向力
中心轮作用于行星轮上的径向力
内齿轮作用于行星轮的径向力
① 水平方向
Ｐ＝４７Ｗ
Ｐ/２=23.5W
d=15mm
=469N
=483N
=469N
=176N
由
② 垂直方向
2) 求行星齿轮轴中点处的弯矩
水平面弯矩
垂直面弯矩
合成弯矩
每根行星齿轮轴上所传递的扭矩为
3）按弯曲和扭转合成强度校核轴的强度。
当量弯矩, 取折合系数，则轴套受Ｆ１处当量弯矩
T=
合成弯矩每根行星
弯矩
弯曲和扭转合成为
该轴满足强度要求。
极限
。
由第三强度理论公式。
轴的材料为Q235，抗拉强度极限，弯曲疲劳。
由第三强度理论公式。
该轴满足强度要求。
十一、行星架的设计：
轴强度满足
行星架采用双侧板式结构，材料采用２０号钢。
行星架上所受的力矩为
行星架上所受的作用力为
预设行星架双侧板的厚度为５mm,按挤压强度校核行星架的强度。
故行星架的侧板壁厚为5mm，采用45号钢，许用应力60Mpa,强度足够。
十二、行星轮轴上的轴承选用与校核：
由于轴的直径为15mm，故选轴承的内径为15 mm。选轴承型号为61802型，其尺寸见总图。
校核如下：计算当量
1) 动载荷
暂选轴承为61802，其额定动载荷为C=2.1KN,额定静载荷为Co=1.3KN.(GB/T276-94)
当量动载荷为
计算轴承寿命,由于手拉葫芦轴承工作温度不
高，取温度系数为1.
T=
F=-939N
行星架强度足够
61802型
C=2.1KN
Co=1.3KN
P=523N
故符合要求。
十三、起重链轮的和机架校核：
起重链轮的内径为１６mm ，外径为２５mm。预设机架侧板的厚度为7mm。起重链轮的受力分析。
链轮的受力分析及弯矩图：
起重链轮对机架的作用力
扭矩
链轮材料采用稀土镁球磨铸铁铸造，经等高温淬
火，其机械性能可达到１３８０Ｍpa 。故其强
度满足。
十四、键的选择与校核
根据周径选择键的宽度，根据剪切与挤压条件强度选择键的长度。
轴径12mm,选择的键宽为4mm,长度为２０mm. 。根据挤压强度条件验算键的强度。
故键的强度足够。
起重链轮强度足够
d=12mm
b=4mm
l=20mm
=63Mpa
键强度足够
参考文献
1. 王洪欣，机械原理。南京：东南大学出版社，2005
2. 程志红，唐大放，机械设计课程上机与设计。南京：东南大学出版社，2006
3. 程志红，机械设计。南京：东南大学出版社，2006
4. 陈秀宁，机械基础。杭州： 浙江大学出版社，２001
5. 饶振刚，行星传动设计，北京：机械工业出版社，2000
6. 吴宗泽，机械设计手册，北京：机械工业出版社，２000
来源：随手拆解
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