1、甘蔗種植機機構設計說明書第1章 引言農業機械化是農業現代化的重要標志和技術撐點。但美中不足的是，全國各農業生產行業均有相應的生產機械，唯獨甘蔗生產機械的研制與推廣，幾乎還在“零”起點上徘徊。甘蔗生產的種植、收獲等主要環節，至令仍然延續幾千年的手工操作方式，使蔗糖生產成為一個技術含量不高的落后產業，拖了中國農業現代化的后腿。入世后，我國糖業市場已經成為世界糖業市場和重要組成部分，我國糖業正直接面對競爭激烈的國際糖市，面臨國際糖市低糖價的嚴峻挑戰。由于人工生產甘蔗勞動強度大、工效低、成本高，是甘蔗生產成本居高不下的主要原因，而甘蔗成本占了我國制糖總成本的比例高達70%，削弱了我國糖業在國際市場上的

2、競爭力。甘蔗是一年收獲一次的熱帶和亞熱帶農作物，并且收獲和種植為同一季節，即邊收邊種，所以需要大量的勞動力。近年來，由于城市化進程的加快，農業人中基數在逐步縮小，甘蔗墾區從事農業生產的勞動力嚴重缺乏，不得不花高價雇請大量外來民工從事甘蔗種植和收割的工作，大大地增加了生產成本，同時由于季節性地雇用大量民工，人員流動性大，難于管理，使當地社會治安不斷惡化等一系列問題出現。更為嚴重的是，隨著西部大開發戰略的實施，使得來自西部欠發達地區的民工越來越少，由于雇請不到勞動力，使得部分不得不丟荒。可以說解決甘蔗生產勞動力不足，勞動強度大，成本高等一系列問題，一個有效的辦法就是發展甘蔗機械化生產。從現實情況看

3、，甘蔗生產機械化水平低已經成為制約我國糖業實現跨越式發展、較好地實現與國際市場接軌的瓶頸，只有突破這個瓶頸，我國制糖業才能實現產業化規模經營，而只有實現機械化、產業化規模經營，才能大大提高勞動生產率，改善甘蔗生產條件，降低甘蔗生產成本，提高國際競爭力。因此，開發、研制和推廣技術先進、功能齊全的甘蔗機械及其配套技術，滿足甘蔗生產發展的需要，就成了當前我國制糖來時不我待具有劃時代意義的關鍵性任務。據糖業年報報導，2004年我國甘蔗種植面積1710萬畝，2003年食糖產量為1063萬噸（1994年為602萬噸），而食糧消費量為1200萬噸，人均不到9公斤（世界平均為21公斤，歐美發達國家人均50公斤

4、以上），隨著國民生活水平的提高，食糖消費水平量將有較大的增長。另外，由于近年來石油價格的不斷上漲，各國都在積極尋求新的替代能源，而酒精作為一種可再生的清潔能源，越來越受到人們的重視。我國是世界上主要石油進口國之一，油價的高漲給我國國民經濟的發展帶來了嚴重的影響嶄家有關部門已經制定了在汽油中摻入10%酒精的相關政策。甘蔗作為制糖工業的主要原料和可和產酒精的能源作物，將在國民經濟的發展中起到越來越重要的作用。由此可見，實現甘蔗生產機械化不僅有著巨大的用武之地，而且有著十分廣闊的發展前景。而且開發研制甘蔗生產機械，將會極大地減輕蔗農的勞動強度，提高甘蔗的畝產量，增加蔗農收入，提高蔗農種植甘蔗的積極性

5、，也是貫徹落實黨中央關于“三農”問題的具體體現。澳大利亞和歐美等發達國家在上世紀末已基本實現甘蔗生產全程機械化，大大地提高了勞動生產率和降低了甘蔗的生產成本（我國的甘蔗生產成本是澳大利亞的兩倍）。我國在上世紀七、八十年代起就開始研制甘蔗種植機，工作過程是先用開溝犁開溝，人工將整條甘蔗種連續關入喂入筒，由兩對輸送膠輥夾持蔗苗關到溝內，由旋轉的切割刀切斷成斷落入溝內，同時噴藥消毒，然后施肥、回土，配套動力多為中型輪式拖拉機。但普遍存在如下問題：（1）對開彎曲的蔗種不易喂入，而我國主要蔗區因風害嚴重，甘蔗多數為彎曲；（2）若以蔗梢為蔗種，蔗種短且工效低，影響使用效果；（3）傷芽率高，由于切割是隨意的

6、，不可避免地會切傷蔗種。因面無法推廣應用。而在上世紀九十年代我國農墾系統開始引進國外成套甘蔗生產機械（主要是美國和澳大利亞的），由于國外的甘蔗種植機械對于我國目前相對粗放的環境條件和現狀存在著以下共同的問題：（1）機型大，要求種植行距1.4m1.6m(而我國目前為1m1.2m)；（2）國外的甘蔗種植機均屬牽引式，轉彎半徑大（6m以上），田間地頭需要人工配合種植的面積較多；（3）漏播率和傷芽率高（兩者加起來達12%-20%）。為了解決以上問題，我國已投入了大量人力物力，值的高興的是，（2）由于蔗種粗細不均且彎曲，在種植時要求不能損傷蔗芽，需解決如何將雜亂無章、不規則的蔗種均勻、有序地排列到蔗溝的

7、難題。（3）根據深耕淺種的農藝要求，甘蔗種植有深開溝、回土、下肥、覆薄土、排種、噴灌、培土、覆蓋地臘、壓膜、噴除草劑等道工序，需解決如何能準確、協調地一次性完成所有種植工序。（4）需解決國外種植機轉彎半徑大的難題。22以上甘蔗種植機的總體分析為進一步改進設計，現分析以上甘蔗種植機優缺點。（1）整機按照功能聯合、結構組合、性能綜合的技術思路進行設計，能一次性地完成兩行甘蔗種植，作業效率高，完全適合我國甘蔗種植環境和符合農藝要求；（2）排種、排肥裝置固定于車廂上，使蔗種、肥料裝載量大，且施肥位置較合理，有得蔗苗的根系及時吸收肥料中養分，保證蔗苗的生長速度；（3）采用自走式設計方案，行走并轉采用橡膠

8、履帶，使轉彎靈活、半徑小，對地面壓力小，不易使土壤板結，適合各種土壤條件作業，且可在公路上行駛，轉移較方便；（4）地膜拉力平衡、松緊一致，使蔗芽容易穿透地膜，蔗種比人工種植早發芽，特別適用于抗旱種植；（5）采用復合犁，一次必完成所有種植工序；（6）排種裝置采用人工喂種，自動化程度不高，影響效率提高，勞動強度大。通過以上分析，現有甘蔗種植機在農藝上已基本滿足生產需要，但在結構上還有所不足，在以下內容中，本文將就機構進行改進設計。2.3 對甘蔗種植機的改進方案現有種植機的所有傳動都采用機械傳動，體積大，結構復雜而且傳動的效率比較低。（1）全新設計后所有的技術指標都不低于現有機型的技術指標。具體參數

9、以現有機型為依據進行設計，所有驅動裝置都采用液壓系統，通過一臺四缸柴油發動機提供動力總體示意圖：圖2-1 總體示意圖（2）采用整體機架設計，實現機架的承載、傳力、連接各功用。在滿足強度和剛度要求的條件下重量盡量輕，且制造工藝簡單，快速，成本低。（3）系統采用履帶，液壓馬達驅動行走機構，對其進行機構設計。在滿足使用要求的前提下系統重量盡量輕，制造工藝簡單，整體布局合理，制造成本低。第章 甘蔗種植機的柴油機選擇 31計算功率根據實際情況，柴油機主要功率在3個犁上，犁耕作業所許的拖拉機牽引力為： Kgf式中：z-犁鏵數 -單體犁鏵寬度（cm） -耕深（cm） k-土壤比阻 ，由機械工程手冊查得k=0

10、.7。 Kgf 選擇為2500 Kgf犁耕作業所需拖拉機發電機的功率計算：=70.488.6馬力式中：-基本工作擋發揮出額定牽引力時的實際速度 查機械工程手冊得=6 -牽引效率，查機械工程手冊得= 因此，選擇發動機功率在100馬路左右邊能保證次機器在各種復雜環境下的工作要求。32 發動機的選擇根據以上的數據，本種植機選用中型柴油機。參照人民郵電出版社任致程編農用柴油機原理使用及維護選用東風135系列電啟動中型柴油機即可滿足要求。主要參數見下表3-1：表3-1 發動機的主要參數型號汽缸數44汽缸排列單行方式單行方式汽缸直徑（mm）135135活塞行程140150沖程數44燃燒室形式“W”形直接噴

11、射式“W”形直接噴射式壓縮比16.517活塞總排量（L）88.612小時功功率（KW58.873.5轉速（R/Min）15001500平均有效壓力（千帕）588686.5活塞平均速度m/s77.5率燃油耗率g/Kw*h=232.5=232.5機油耗率=2.72=2.72持續功率功率KW5376.2轉速（r/min）15001500可配電機功率（KW）40.5050調速率=5%=5%主軸轉向（面向輸出端）逆時針逆時針啟動方式電啟動電啟動冷卻方式閉式循環水冷卻閉式循環水冷卻凈重Kg870870外形尺寸（長*寬*高）1250*777*1235 321 柴油與機油的選用甘蔗種植機適用在熱帶亞熱帶的甘蔗

12、生產區，在此地區，夏季氣候炎熱，應選用輕柴油，一般說來夏季應用0號柴油，冬季可用-10號柴油。機油可選用CA-40（老牌號為HC-14）號機油。 322 增壓器下面介紹東風135系列柴油機特有的J11型廢氣渦輪增壓器。此增壓器能有效的利用柴油機排出的廢氣脈沖能量驅動徑流式渦輪，帶動與渦輪同軸的離心式壓氣機葉輪高速旋轉，使空氣壓力升高，并由柴油機的進氣管進入汽缸，提高柴油機的充氣量，可供更多的柴油燃燒，從而提高柴油機的輸出功率與經濟性。135增壓柴油機與普通柴油機相比，功率一般可提高50%-60%，降低燃燒耗率5%-6%，并可用于廢氣凈化忽然高原功率補償。表3-2 J11廢氣渦輪增壓器的主要技術

13、參數型號J11允許連續運行的最高速度60000r/min最高轉速72000r/min最高壓比2.7（帶無葉擴充器）無論前最高使用溫度650C （不超過1小時）空氣流量壓比在1.5時流量為0.170.40Kg/s空氣流量壓比在2.0時流量為0.250.55Kg/s表內所列空氣流量與壓比的數據均為增壓器配套的數據，增壓柴油機的空氣流量和壓比應視不同型號的增壓柴油機而定。323 電啟動中蓄電池選擇充電發電機 ： 3JF500A（4缸用）蓄電池：選用20GNG20型此蓄電池為燒結式鎘鎳堿性蓄電池性能參數見表3-3：表3-3 蓄電池性能參數型號20GNG20額定電壓24V額定容量60Ah最大外型尺寸長（

14、mm）270寬（mm）256高（mm）224最大重量（Kg）24.5瞬間輸出功率11.0KW恒定浮充電壓28.5V33馬達的選用 本設計中野鴨馬達通過花鍵直接驅動行走系，祛除了傳統上農業機械靠機械傳動的方法。使得傳動結構簡單，傳動效率高。根據機械設計手冊馬達性能表如3-4馬達性能參數表3-4 選擇XQM3-250型馬達第章 甘蔗種植機機構設計41 驅動輪行走機構的驅動主要是靠驅動輪與履帶嚙合而驅動的。驅動輪節圓直徑通常為Dq=（7585）。在本設計中取 Dq=430.25500.95在本設計中取Dq為450。圖4-1為縮短履帶驅動段的長度以減少行走系功率損耗與履帶等零件的磨損，同時便于將駕駛室

15、布置在后方，使駕駛員能照管農具，此車選擇驅動輪后置。42履帶此車選用剛度和強度較好的組合式履帶，目前履帶節距t1大體在（100320mm）范圍內，通常情況下，t1=（17.523）,本設計中選擇t1=123.725162.61mm本設計中取t1，式中t1以mm計；Gs-拖拉機使用重量（不帶機具），Gs以Kgf計。選擇t1=15除考慮機重外,尚需考慮接地壓力分布和行使不均勻性.加大節距有利于接地壓力分布均勻,減小節距可改善行使平順性。43 支重輪支重輪一般為鑄剛件或鍛剛件，材料為50Mn，50MnSi，輪緣表面淬火，硬度HRC5360，淬硬深度不小于4mm。通常Lz-q=(2.32.6) t1,

16、 盡量減小Lz-q可縮短履帶驅動段長度并改善縱向穩定性。支重輪的作用的支承并分散機體重量，防止履帶橫向滑脫,支重輪輪櫞上帶有凸櫞，卡住履帶鏈節。凸櫞根部歲拖拉機功率增大而加厚.在本設計中.選根部厚可減小凸緣與鏈節之間的摩擦力，選 =其中lz-q最履帶與驅動輪的嚙合部分。2通常為2040 ，即保證在松軟的地面的接地壓力，又減少了滾動阻力和在硬路面轉向阻力。 為保證接地壓力均勻，支重輪等距分布，一般Lz=(1.41.7) t1，支重輪直徑D Z=(.) t1，在本設計中,Lz=15在本設計中,取Lz，DZ均為150，每側支重輪為i=8個44 履帶張緊輪履帶張緊輪(引導輪,前進輪,導向輪)和履帶前傾

17、向叫1。為便于上方區段履帶順勢下滑,履帶銷在張緊輪上端位置比驅動輪節圓上端低1060mm端的ho一般為1060mm.相應的1應不小于10.在此范圍內選擇盡可能大的張緊力.張緊輪承受的力很大，材料的選擇應于驅動輪相同。45 托輪驅動與張緊輪軸距在2.4m左右,每側托輪數it=1.托輪大約距中位置,托輪高度使履帶上方區段大致一條直線上,選托輪直徑Dt與DZ相同.拖輪選擇于支重論相同的結構，在負載等各方面，支重輪的要求都比托掄要高，所以選擇拖輪于支重輪相同一定回滿足拖輪的要求，并且在更換等各個方面也方便。46 橡膠減振塊廣泛采用中等硬度橡膠塊,參照上海科學技術文獻出版社拖拉機設計和計算. 選用許可壓

18、應力為2550kgf/cm2。 許用煎應力為1020 kgf/cm2 的橡膠.橡膠減振塊為圓柱狀，每側個有8個減振塊。因此可推導出每個減振塊負靜載荷156kgf，按160kgf計算。 =27.5 kgf/cm2 kgf/cm2 其中：=78.5c =4396 f為撓度及變形cm，在這里去f不大于5cm h為橡膠塊高，高為8cm 為橡膠塊偏移角，一般不大于K=3+4.935=3.4823.5=0.3125 由上述計算可知該橡膠塊符合要求。51 支重輪連接軸的材料選用和結構計算511軸的材料選用軸的材料種類很多，設計時應主要根據對軸的強度、剛度、耐磨性等要求，以及為實現這些要求而采用的熱處理方式，

19、同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經濟合理。本設計中，支重輪連接軸是很重要的軸，支撐著機體和蔗種的全部重量，其結構如圖。圖支重輪的連接設拖拉機重量和蔗種重量之和G，則軸的受力分析如圖。圖軸的受力分析根據40Cr作為軸材料的特點：用于載荷較大，而無很大沖擊的重要軸以及履帶式拖拉機的應用范圍和工作條件。該軸選用40Cr作為材料，其主要力學性能如下表5-1。表5-1 40Cr的主要力學性能材料型號熱處理毛坯直徑硬度（HB）抗拉強度（b）Mpa屈服點（b）許用凈壓力40Cr調質10024128675550300該軸結構較簡單，可采用圓鋼棒或鍛坯制造。12軸的結構設計由單個軸的受力及長度，作出其彎矩圖，

20、如圖5-3。G=（3500+1000）9.8=44100（N）所以F1=F2=圖-3 彎矩圖設軸的最小直徑為d，安全系數n=4，則（MPa）推出，解得即d16.5mm，取d=20mm第6章 軸承及鍵的選擇與校核1支重輪軸承的選擇11軸承類型的選擇支重輪支承所選用的是滾動軸承，但滾動軸承有不同結構類型。由于不同的結構特性，可以適應不同的使用條件。滾動軸承是現代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉動零件的。與滑動軸承相比，滾動軸承具有磨擦阻力小，功率消耗少，起動容易等優點。常用的滾動軸承絕大多數已經標準化，并由專業工廠大量制造及供應各種常用規格的軸承，設計中只需根據具體工

21、作條件正確選擇即可。滾動軸承的正常失效形式是滾動體或內外圈滾道上的點蝕破壞。這是在安裝、潤滑、維護良好的條件下，由于大量重復地承受變化的接觸應力所致。單個軸承，其中一個套圈或滾動體材料首次出現疲勞擴展之前，一套圈相對于另一套圈的轉數稱為軸承的壽命。軸承點蝕破壞后，在運轉時通常會出現較強烈的振動、噪聲和發熱現象。除了點蝕以外，軸承還可能發生其它多種形式的失效。例如，潤滑油不足使軸承燒傷；潤滑油不清潔而使滾動體和滾道過度磨損；裝配不當而使軸承卡死、脹破內圈、擠碎內外圈和保持架等。這些失效形式雖然是多種多樣的，但一般是可以而且應當避免的。所以不能根據這些失效形式來建立軸承的計算理論和公式。對于重要用

22、途的軸承，可在使用中采用在線監測及故障診斷的措施，及時發現故障并更換失效的軸承。通常選擇軸承類型時應綜合考慮下列各主要因素：612載荷情況載荷是選擇軸承最主要的依據，通常應根據載荷的大小、方向和性質選擇軸承。（）載荷大小 一般情況下，滾子軸承為線接觸，承載能力大，適用于承受較大的載荷，這也是本設計選用滾動軸承的原因之一。（）載荷方向因為支重輪只承受徑向力作用，所以宜選用深溝球軸承。（）載荷性質支重輪所受沖擊載荷不大，所以深溝球軸承就可以滿足條件。（）高速性能 由于球軸承比輪子軸承有較高的極限轉速，故在高速時應優先考慮選用球軸承。徑向載荷不大時，選用深溝球軸承。（）軸向游動性能一般機械工作時，因

23、機械產生摩擦或工作介質關系而使軸發熱，從而有熱脹冷縮產生。而支重輪軸承軸向游動性不大，所以可以不考慮其軸向游動性。613調心性能 支重輪軸承的選用中，軸的剛度較大，變形小，也無多支點軸，所以不用考慮其調心性。614安裝與拆卸方便在選用軸承結構類型時應力求裝拆方便。所選用的深溝球軸承安裝與拆卸具有裝拆方便性能，其特性如表6-1。表-1 深溝球軸承的特性深溝球軸承一 般 特 性1 額定動載荷比為12 能承受一定的雙向軸向載荷3 軸向位移限制在軸向游隙范圍內4 極限轉速高由于d=20mm，選用CA-6405型軸承，GBPT276。安裝尺寸da=27.0mm，Da=65.0mm，基本尺寸：d=20，D

24、=72，B=19。615 對滾動軸承壽命的計算根據GB/T6391-1995，滾動軸承的基本額定壽命L10可由下式計算：式中： L10基本額定壽命（106轉）； C基本額定動載荷（N）； P當量動載荷（N）；壽命指數（球軸承=3）對于球軸承，基本額定動載荷Cr=26.210（N），所以根據機械設計師手冊GB/T2761994選擇深溝球軸承6000。特點及應用：結構簡單，使用方便，是生產批量最大，使用最廣泛的一類軸承。主要用于承受徑向載荷，也可承受一定的軸向載荷。當周哦成的徑向間隙加大時，具有角接觸球軸承的功能，可承受較大的軸向載荷。此類軸承摩擦系數小，極限轉速高。在轉速較高不宜采用推力球軸承的

25、情況下也可用此類球軸承承受純軸向載荷。驅動輪為中載荷輪，支承所選用的一定要是滾動軸承，但滾動軸承有不同結構類型。由于不同的結構特性，可以適應不同的使用條件。滾動軸承是現代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉動零件的。與滑動軸承相比，滾動軸承具有磨擦阻力小，功率消耗少，起動容易等優點。常用的滾動軸承絕大多數已經標準化，并由專業工廠大量制造及供應各種常用規格的軸承，設計中只需根據具體工作條件正確選擇即可。滾動軸承的正常失效形式是滾動體或內外圈滾道上的點蝕破壞。這是在安裝、潤滑、維護良好的條件下，由于大量重復地承受變化的接觸應力所致。單個軸承，其中一個套圈或滾動體材料首次出

26、現疲勞擴展之前，一套圈相對于另一套圈的轉數稱為軸承的壽命。軸承點蝕破壞后，在運轉時通常會出現較強烈的振動、噪聲和發熱現象。除了點蝕以外，軸承還可能發生其它多種形式的失效。例如，潤滑油不足使軸承燒傷；潤滑油不清潔而使滾動體和滾道過度磨損；裝配不當而使軸承卡死、脹破內圈、擠碎內外圈和保持架等。這些失效形式雖然是多種多樣的，但一般是可以而且應當避免的。所以不能根據這些失效形式來建立軸承的計算理論和公式。對于重要用途的軸承，可在使用中采用在線監測及故障診斷的措施，及時發現故障并更換失效的軸承。621 通常選擇軸承類型時應綜合考慮下列各主要因素（1）載荷情況載荷是選擇軸承最主要的依據，通常應根據載荷的大

27、小、方向和性質選擇軸承。（2）載荷大小 （3） 一般情況下，滾子軸承為線接觸，承載能力大，適用于承受較大的載荷，這也是本設計選用滾動軸承的原因之一。（4）載荷方向因為支重輪只承受徑向力作用，所以宜選用深溝球軸承。（5）載荷性質支重輪所受沖擊載荷不大，所以深溝球軸承就可以滿足條件。（6）高速性能 由于球軸承比輪子軸承有較高的極限轉速，故在高速時應優先考慮選用球軸承。徑向載荷不大時，選用深溝球軸承。（7）軸向游動性能一般機械工作時，因機械產生摩擦或工作介質關系而使軸發熱，從而有熱脹冷縮產生。而支重輪軸承軸向游動性不大，所以可以不考慮其軸向游動性。（8）調心性能 支重輪軸承的選用中，軸的剛度較大，變

28、形小，也無多支點軸，所以不用考慮其調心性。（9）安裝與拆卸方便在選用軸承結構類型時應力求裝拆方便。所選用的深溝球軸承安裝與拆卸具有裝拆方便性能，其特性如表6-2。表6-2 軸承特性深溝球軸承一 般 特 性i. 額定動載荷比為1ii. 能承受一定的雙向軸向載荷iii. 軸向位移限制在軸向游隙范圍內iv. 極限轉速高由于d=20mm，選用CA-6405型軸承，GBPT276。安裝尺寸da=44.0mm，Da=91.0mm，基本尺寸：d=35，D=100，B=25。622對滾動軸承壽命的計算根據GB/T6391-1995，滾動軸承的基本額定壽命L10可由下式計算式中： L10基本額定壽命（106轉）

29、； C基本額定動載荷（N）； P當量動載荷（N）；壽命指數（球軸承=3）。對于球軸承，基本額定動載荷Cr=116.810（N），故 所以其中為2500 Kgf，為種植機前進中的阻力。根據機械設計師手冊GB/T2761994選擇深溝球軸承6000。特點及應用：結構簡單，使用方便，是生產批量最大，使用最廣泛的一類軸承。主要用于承受徑向載荷，也可承受一定的軸向載荷。當周哦成的徑向間隙加大時，具有角接觸球軸承的功能，可承受較大的軸向載荷。此類軸承摩擦系數小，極限轉速高。在轉速較高不宜采用推力球軸承的情況下也可用此類球軸承承受純軸向載荷。63 平鍵的選擇平鍵是一種標準零件，通常用來實現軸與輪轂之間的周向

30、固定以傳遞轉矩，有的還能實現軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導向。鍵聯接的主要類型有：平鍵聯接、半圓鍵聯接、楔鍵聯接和切向鍵聯接。普通平鍵的的兩側面是工作面，工作時，靠鍵同鍵槽側面的擠壓來傳遞轉矩。鍵的上表面和輪轂的鍵槽底面間則留有間隙。平鍵聯接具有結構簡單、裝拆方便、對中性較好等優點，因而得到廣泛應用。這種鍵聯接不能承受軸向力，因而對軸上的零件不能起到軸向固定的作用。普通平鍵按構造分，有圓頭（A型）、平頭（B型）及單圓頭（C型）三種。圓頭平鍵宜放在軸上用鍵槽銑刀銑出的鍵槽中，鍵在鍵槽中軸向固定良好。缺點是鍵的頭部側面與輪轂上的鍵槽并不接觸，因而鍵的圓頭部分不能充分利用，而且軸上鍵槽端部的應力集

31、中較大。平頭平鍵是放在用盤銑刀銑出的鍵槽中，因而避免了上述缺點，但對尺寸大的鍵，宜用緊定螺釘固定在軸上的鍵槽中，以防松動。單圓頭平鍵則常用于軸端與轂類零件的聯接。平鍵聯接傳遞轉矩時，聯接中的各零件主要受力有擠壓和剪切。對于采用常見的材料組合和按標準尺寸的普通平鍵聯接，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現鍵的剪斷，因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。631選擇鍵聯接的類型和尺寸根據本設計的要求，之中輪沒有很的扭矩要承受，不必要選擇花鍵。選用平鍵聯接，由于槽輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。參見（濮良貴,紀名剛. 機械設計.北京：高等教育出版社，2001）

32、P105，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：b=10mm，高度h=8mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=40mm（比輪轂寬度小些）。軸徑：d=25；鍵的公稱尺寸如下： b=10(h9 0 -0.036) ， h=8(h11 0 -0.09) ， L=40mm(h14)；鍵槽尺寸： t=3 ， 公差(+0.1 0) ， t1=2.3 公差(+0.1 0)， b=8；軸： d=25 (0 -0.036) ，槽長L=42(H14 +0.36 0) 。632校核鍵聯接的強度鍵的材料是鋼，由P104表6-2查得許用擠壓應力，取平均值，。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸。由式（6-1）可得故鍵的選擇合適。鍵的標記為：鍵 GB/T 1096-1979。64 花鍵軸的選用校核驅動輪承載的載荷很大，在轉動過程中，受到很大的扭矩，用一般平鍵是根本滿足不了需求的，因此選擇花鍵軸用在驅動輪上。根據要求本設計選擇矩形花鍵，矩形花鍵的特點是多齒工作，承載能力高，對中性好，導向性好，齒根較淺，應力集中較小，軸與輪轂強度削弱小。并且矩形花鍵加工方便，能用磨削方法獲得較高精度。此類花鍵應用廣泛，如：飛機，汽車，拖拉機，機床