計算傳動裝置的運動和傳動參數

『壹』 實際載荷系數寬高怎麼算

齒輪系數即載荷系數k，包括使用系數ka、動載系數kv、齒間載荷分配系數kα及齒向載荷分布系數kβ，即 k=kakvkαkβ 使用系數ka是考慮齒輪嚙合時外部因素引起的附加動載荷影響的系數。這種動載荷取決於原動機和從動機械的特性、質量比、聯軸器類型以及運行狀態等。

100v輪胎實際載重？

100指載荷系數，代表著標准速度下的最大負載是800kg。v是速度符號，代表著標准負載下的最大速度是240km/h。

負荷指數是把1條輪胎所能承受的最大負荷以代號的形式表示的。 例如：負荷指數為100的1條輪胎的最大負荷是800kg。輪胎的側面，每一條輪胎都有。有的車主認為車身的自重越大，就應該選擇斷面寬 的輪胎。其實這是一種誤區，以轎車原輪胎的一種規則標示指數為例：195/60R1486H，這里的195表示斷面 寬，60表示扁平率，R表示輪胎構造標記，14表示輪輞 直徑，86表示負荷指數，H表示速度記號。

載荷系數標准？

載荷系數是計算載荷與額定載荷的比值。在機械設計中，額定載荷是機械及其零件在給定工作條件下按設計規定所能承受的載荷。計算載荷為額定載荷乘以載荷系數，是設計計算的依據。通常，載荷系數主要是指動載荷下與速度和速度改變有關的系數，習慣上稱為動載系數。

載荷系數

動載系數的選用應考慮機械繫統的下列載荷性質：①所用動力機的載荷特性，如：電動機工作平穩，多缸內燃機有輕度沖擊，單缸內燃機有中等程度沖擊，等等。②傳動的載荷特性，如：內燃機帶動液力傳動時工作平穩；但內燃機帶動機械傳動時就有沖擊，反復啟動停車或正反轉操作時沖擊就更大。③工作機的載荷特性，如：發電機和帶式輸送機等工作平穩，球磨機和多缸往復壓縮機等有中等沖擊，沖床和挖掘機等有較大沖擊。將動力機、傳動和工作機的載荷特性綜合考慮，再在有關書籍上查閱出設計所用載荷系數經驗推薦用值。對於簡單的機械繫統，動載系數也可用解析法求出。

對於帶傳動和起重機等，每天工作時間的長短影響到計算載荷的確定，所以載荷系數除動載系數外，還包括工作時間系數。

對於齒輪傳動，如齒面載荷分布不均勻和幾對嚙合齒之間的載荷分配不均勻，都會影響輪齒間載荷的傳遞。所以，齒輪傳動的載荷系數，除動載系數外，還應考慮單位齒寬上載荷分布不均勻和相嚙合的輪齒的載荷分配不均勻等因素

『貳』 設計帶式輸送機傳動裝置

帶式輸送機傳動裝置設計
目 錄
一、選擇電動機
二、確定傳動裝置的總傳版動比權和分配傳動比
三、計算傳動裝置的運動和動力參數
四、減速器的結構
五、傳動零件的設計計算
六、軸的計算
七、鍵的選擇和校核
八、軸承的的選擇與壽命校核
九、聯軸器的選擇
十、潤滑方法、潤滑油牌號
以上資料屬於部分資料 來自「三人行設計網」 你可以去看看 希望能幫到你~

『叄』 圓柱斜齒輪 二級減速器設計

一、 設計題目：二級斜齒輪減速器

1． 要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯軸器、工作機構成。

2． 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單向傳動，使用6年，運輸帶允許誤差5%。

3． 知條件：運輸帶捲筒轉速 ，

減速箱輸出軸功率 馬力，

二、 傳動裝置總體設計：

1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。

2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。

3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：

三、 選擇電機

1. 計算電機所需功率 ： 查手冊第3頁表1-7：

－帶傳動效率：0.96

－每對軸承傳動效率：0.99

－圓柱齒輪的傳動效率：0.96

－聯軸器的傳動效率：0.993

—捲筒的傳動效率：0.96

說明：

－電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：

2確定電機轉速：查指導書第7頁表1：取V帶傳動比i=2 .5

二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8 40所以電動機轉速的可選范圍是：

符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500、3000

根據電動機所需功率和轉速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：

方案 電動機型號 額定功率 同步轉速

r/min 額定轉速

r/min 重量 總傳動比

1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11

2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79

3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53

4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89

綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數如下：

額定功率kW 滿載轉速 同步轉速 質量 A D E F G H L AB

4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280

四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：

總傳動比：

分配傳動比：取 則

取 經計算

註： 為帶輪傳動比， 為高速級傳動比， 為低速級傳動比。

五 計算傳動裝置的運動和動力參數：

將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸

——依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。

1. 各軸轉速：

2各軸輸入功率：

3各軸輸入轉矩：

運動和動力參數結果如下表：

軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min

輸入 輸出 輸入 輸出

電動機軸 3.67 36.5 960

1軸 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86

2軸 3.21 3.18 470.3 465.6 68

3軸 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1

4軸 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1

六 設計V帶和帶輪：

1.設計V帶

①確定V帶型號

查課本 表13-6得： 則

根據 =4.4, =960r/min,由課本 圖13-5，選擇A型V帶，取 。

查課本第206頁表13-7取 。

為帶傳動的滑動率 。

②驗算帶速： 帶速在 范圍內，合適。

③取V帶基準長度 和中心距a：

初步選取中心距a： ，取 。

由課本第195頁式（13-2）得： 查課本第202頁表13-2取 。由課本第206頁式13-6計算實際中心距： 。

④驗算小帶輪包角 ：由課本第195頁式13-1得： 。

⑤求V帶根數Z：由課本第204頁式13-15得：

查課本第203頁表13-3由內插值法得 。

EF=0.1

=1.37+0.1=1.38

EF=0.08

查課本第202頁表13-2得 。

查課本第204頁表13-5由內插值法得 。 =163.0 EF=0.009

=0.95+0.009=0.959

則

取 根。

⑥求作用在帶輪軸上的壓力 ：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：

作用在軸上壓力：

。

七 齒輪的設計：

1高速級大小齒輪的設計：

①材料：高速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。

②查課本第166頁表11-7得： 。

查課本第165頁表11-4得： 。

故 。

查課本第168頁表11-10C圖得： 。

故 。

③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數 計算中心距：由課本第165頁式11-5得：

考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取

則 取

實際傳動比：

傳動比誤差： 。

齒寬： 取

高速級大齒輪： 高速級小齒輪：

④驗算輪齒彎曲強度：

查課本第167頁表11-9得：

按最小齒寬 計算：

所以安全。

⑤齒輪的圓周速度：

查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。

2低速級大小齒輪的設計：

①材料：低速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。

低速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。

②查課本第166頁表11-7得： 。

查課本第165頁表11-4得： 。

故 。

查課本第168頁表11-10C圖得： 。

故 。

③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數

計算中心距： 由課本第165頁式11-5得：

取 則 取

計算傳動比誤差： 合適

齒寬： 則取

低速級大齒輪：

低速級小齒輪：

④驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：

按最小齒寬 計算：

安全。

⑤齒輪的圓周速度：

查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。

八 減速器機體結構尺寸如下：

名稱 符號 計算公式 結果

箱座厚度

10

箱蓋厚度

9

箱蓋凸緣厚度

12

箱座凸緣厚度

15

箱座底凸緣厚度

25

地腳螺釘直徑

M24

地腳螺釘數目

查手冊 6

軸承旁聯結螺栓直徑

M12

蓋與座聯結螺栓直徑

=（0.5 0.6）

M10

軸承端蓋螺釘直徑

=（0.4 0.5）

10

視孔蓋螺釘直徑

=（0.3 0.4）

8

定位銷直徑

=（0.7 0.8）

8

， ， 至外箱壁的距離

查手冊表11—2 34

22

18

， 至凸緣邊緣距離

查手冊表11—2 28

16

外箱壁至軸承端面距離

= + +（5 10）

50

大齒輪頂圓與內箱壁距離

>1.2

15

齒輪端面與內箱壁距離

>

10

箱蓋，箱座肋厚

9

8.5

軸承端蓋外徑

+（5 5.5）

120（1軸）

125（2軸）

150（3軸）

軸承旁聯結螺栓距離

120（1軸）

125（2軸）

150（3軸）

九 軸的設計：

1高速軸設計：

①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。

②各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑 ，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且 所以查手冊第9頁表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。

因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取 ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。

段裝配軸承且 ，所以查手冊62頁表6-1取 。選用6009軸承。

L3=B+ +2=16+10+2=28。

段主要是定位軸承，取 。L4根據箱體內壁線確定後在確定。

裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸：

查手冊51頁表4-1得：

得：e=5.9＜6.25。

段裝配軸承所以 L6= L3=28。

2 校核該軸和軸承：L1=73 L2=211 L3=96

作用在齒輪上的圓周力為：

徑向力為

作用在軸1帶輪上的外力：

求垂直面的支反力：

求垂直彎矩，並繪制垂直彎矩圖：

求水平面的支承力：

由 得

N

N

求並繪制水平面彎矩圖：

求F在支點產生的反力：

求並繪制F力產生的彎矩圖：

F在a處產生的彎矩：

求合成彎矩圖：

考慮最不利的情況，把 與 直接相加。

求危險截面當量彎矩：

從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑：

因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：

因為 ，所以該軸是安全的。

3軸承壽命校核：

軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取

按最不利考慮，則有：

則 因此所該軸承符合要求。

4彎矩及軸的受力分析圖如下：

5鍵的設計與校核:

根據 ，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由於 在 范圍內，故 軸段上採用鍵 ： ,

採用A型普通鍵:

鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取 =50得 查課本155頁表10-10 所選鍵為：

中間軸的設計：

①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。

②根據課本第230頁式14-2得：

段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + + =18+10+10+2=40。

裝配低速級小齒輪，且 取 ，L2=128，因為要比齒輪孔長度少 。

段主要是定位高速級大齒輪，所以取 ，L3= =10。

裝配高速級大齒輪，取 L4=84-2=82。

段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。

③校核該軸和軸承：L1=74 L2=117 L3=94

作用在2、3齒輪上的圓周力：

N

徑向力：

求垂直面的支反力

計算垂直彎矩：

求水平面的支承力：

計算、繪制水平面彎矩圖：

求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：

求危險截面當量彎矩：

從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑：

n-n截面:

m-m截面:

由於 ，所以該軸是安全的。

軸承壽命校核：

軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取

則 ，軸承使用壽命在 年范圍內，因此所該軸承符合要求。

④彎矩及軸的受力分析圖如下：

⑤鍵的設計與校核：

已知 參考教材表10-11，由於 所以取

因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得

L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70

根據擠壓強度條件，鍵的校核為：

所以所選鍵為:

從動軸的設計：

⑴確定各軸段直徑

①計算最小軸段直徑。

因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式14-2得：

考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取

查手冊9頁表1-16圓整成標准值，取

②為使聯軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑 。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標准值，因此取 。

③設計軸段 ，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取 ，採用擋油環給軸承定位。選軸承6215: 。

④設計軸段 ，考慮到擋油環軸向定位，故取

⑤設計另一端軸頸 ，取 ，軸承由擋油環定位，擋油環另一端靠齒輪齒根處定位。

⑥ 輪裝拆方便，設計軸頭 ，取 ，查手冊9頁表1-16取 。

⑦設計軸環 及寬度b

使齒輪軸向定位，故取 取

,

⑵確定各軸段長度。

有聯軸器的尺寸決定 (後面將會講到).

因為 ,所以

軸頭長度 因為此段要比此輪孔的長度短

其它各軸段長度由結構決定。

（4）．校核該軸和軸承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116

求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。

作用在齒輪上的圓周力：

徑向力：

求垂直面的支反力：

計算垂直彎矩：

.m

求水平面的支承力。

計算、繪制水平面彎矩圖。

求F在支點產生的反力

求F力產生的彎矩圖。

F在a處產生的彎矩：

求合成彎矩圖。

考慮最不利的情況，把 與 直接相加。

求危險截面當量彎矩。

從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）

計算危險截面處軸的直徑。

因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：

考慮到鍵槽的影響，取

因為 ，所以該軸是安全的。

（5）．軸承壽命校核。

軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取

按最不利考慮，則有：

則 ,

該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。

（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：

（7）鍵的設計與校核：

因為d1=63裝聯軸器查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得

因為L1=107初選鍵長為100,校核 所以所選鍵為:

裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得

因為L6=122初選鍵長為100,校核

所以所選鍵為: .

十 高速軸大齒輪的設計

因 採用腹板式結構

代號 結構尺寸和計算公式 結果

輪轂處直徑

72

輪轂軸向長度

84

倒角尺寸

1

齒根圓處的厚度

10

腹板最大直徑

321.25

板孔直徑

62.5

腹板厚度

25.2

電動機帶輪的設計

代號 結構尺寸和計算公式 結果

手冊157頁 38mm

68.4mm

取60mm

81mm

74.7mm

10mm

15mm

5mm

十一.聯軸器的選擇：

計算聯軸器所需的轉矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯軸器。

十二潤滑方式的確定：

因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度。

十三.其他有關數據見裝配圖的明細表和手冊中的有關數據

『肆』 帶式輸送機傳動裝置（機械設計課程設計）

一）選擇電抄動機襲1。選擇電動機容量 P=FV/η P=4000*2/η η是帶式輸送機的效率，你沒寫出來。2。選取電動機額定功率 查表3。確定電動機轉速 n=60V/πD n=60*2*1000/π*450 毫米轉化米/1000 然後查表。二）計算傳動裝置的總傳動比並分配各級傳動比。總傳動比等於電動機轉速除以n。 分配有：動機道減速箱，動力軸道中間軸，間軸道輸出軸 。 開始的就這么多了。我打字好慢的，累的不行了 呵呵

『伍』 已知運輸帶工作拉力，速度和捲筒直徑，如何計算轉速，輸入功率，輸入轉矩，傳動比，效率

參考網路得出：構件a和構件b的傳動比為i=ωa/ ωb=na/nb，式中ωa和 ωb分別為構件a和b的角速度（弧度/秒）；na和nb分別為構件a和b的轉速（轉/分）。

當式中的角速度為瞬時值時，則求得的傳動比為瞬時傳動比。當式中的角速度為平均值時，則求得的傳動比為平均傳動比。

理論上對於大多數漸開線齒廓正確的齒輪傳動，瞬時傳動比是不變的；對於鏈傳動和摩擦輪傳動，瞬時傳動比是變化的。對於嚙合傳動，傳動比可用a和b輪的齒數Za和Zb表示，i=Zb/Za；對於摩擦傳動，傳動比可用a和b輪的直徑Da和Db表示，i=Db/Da。

(5)計算傳動裝置的運動和傳動參數擴展閱讀：

在使用過程中，如果出現跑偏，則要作以下檢查以確定原因，進行進行調整。輸送帶跑偏時常檢查的部位和處理方法有：

（1）檢查托輥橫向中心線與帶式輸送機縱向中心線的不重合度。如果不重合度值超過3mm，則應利用托輥組兩側的長形安裝孔對其進行調整。具體方法是輸送帶偏向哪一側，托輥組的哪一側向輸送帶前進的方向前移，或另外一側後移。

（2）檢查頭、尾機架安裝軸承座的兩個平面的偏差值。若兩平面的偏差大於1mm，則應對兩平面調整在同一平面內。

頭部滾筒的調整方法是：若輸送帶向滾筒的右側跑偏，則滾筒右側的軸承座應當向前移動或左側軸承座後移；若輸送帶向滾筒的左側跑偏，則滾筒左側的軸承座應當向前移動或右側軸承座後移。尾部滾筒的調整方法與頭部滾筒剛好相反。

（3）檢查物料在輸送帶上的位置。物料在輸送帶橫斷面上不居中，將導致輸送帶跑偏。

如果物料偏到右側，則皮帶向左側跑偏，反之亦然。在使用時應盡可能的讓物料居中。為減少或避免此類輸送帶跑偏可增加擋料板，改變物料的方向和位置。

『陸』 一級減速器軸的設計過程中，各軸段長度尺寸如何確定

根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：

軸段1：L1= （根據大帶輪寬確定的）

軸段2：L2= m+e+螺釘頭部厚度+5~10

軸段3：L3=軸承寬度B+結構確定

軸段4：L4=結構確定

軸段5：L5=小齒輪齒寬

軸段6：L6=結構確定

軸段7：L7＝軸承寬度B+結構確定

(6)計算傳動裝置的運動和傳動參數擴展閱讀：

一、減速器軸按承受載荷的情況可分為：

1、轉軸

既支承傳動件又傳遞動力，承受彎矩和扭矩兩種作用。我們實測的減速器中 的軸就屬於這種軸。

2、 心軸

只起支承旋轉機件的作用而不傳遞動力，即只承受彎矩作用。

3、傳動軸

主要傳遞動力，即主要承受扭矩作用。

二、減速器使用方法：

1、在運轉200~300小時後，應進行第一次換油，在以後的使用中應定期檢查油的質量，對於混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對於長期連續工作的減速機，按運行5000小時或每年一次更換新油，長期停用的減速機，在重新運轉之前亦應更換新油。

減速機應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用，牌號相同而粘度不同的油允許混合使用；

2、換油時要等待減速機冷卻下來無燃燒危險為止，但仍應保持溫熱，因為完全冷卻後，油的粘度增大，放油困難。注意：要切斷傳動裝置電源，防止無意間通電；

3、工作中，當發現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的雜訊等現象時應停止使用，檢查原因，必須排除故障，更換潤滑油後，方可繼續運轉；

4、用戶應有合理的使用維護規章制度，對減速機的運轉情況和檢驗中發現的問題應作認真記錄，上述規定應嚴格執行。

『柒』 機械設計課程設計---設計盤磨機傳動裝置！！！

我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄

一 課程設計書 2

二 設計要求 2

三 設計步驟 2

1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30

四 設計小結 31
五 參考資料 32

一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400

二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：

圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。

方案 電動機型號 額定功 率
P
kw 電動機轉速

電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動 比 V帶傳 動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29

4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計

確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力

⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d

=
②計算圓周速度

③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN•m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =

大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的

（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度

6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN•m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y

（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的

查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限

查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較

大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度

圓整後取

低速級大齒輪如上圖：

齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)

626.09 193.24 84.38 84.38

2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.26 3.04 2.83 2.75

3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)

49.79 151.77 326.98 307.52

6.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取

因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.

D B

軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

(中間軸)

(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:

6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力

截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：

因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以

綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：

名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚

10
箱蓋壁厚

9
箱蓋凸緣厚度

12
箱座凸緣厚度

15
箱座底凸緣厚度

25
地腳螺釘直徑

M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑

M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚

9 8.5

軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離

120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm

『捌』 減速器設計過程

1、仔細閱讀和研究設計任務書，明確設計要求，分析原始數據和工作條件，擬定傳動；

2、裝置的總體方案；

3、選擇電動機，確定其形式、轉速和功率；

4、計算傳動裝置的總傳功比和分配各級傳動比；

5、計算各軸的轉速、功率和扭矩；

6、通過汁算確定開式傳動（三角帶傳動、鏈傳動或齒輪傳動)的主要參數和尺寸;

7、通過計算確定閉式傳功(齒搶傳幼或蝸桿傳功〕的主要參數和尺寸；

8、初算各軸的直徑，據此進行各軸的結鉤設計;

9、初定軸承的型號和跨距，分析物上的載荷，計算支點反力，通過軸承的壽命計算 ；

10、最後確定其型號；

11、選擇聯軸器和鏈聯接；

12、驗算軸的復合強度和安全系數；

13、繪制減速機裝配圖和零件工作圖；

14、整理和編寫設計計算說明書。