中南大学机械课程设计——绞车传动装置

1、中南大学机械设计基础课程设计设计计算说明书题目:绞车传动装置院系：材料科学与工程学院专业：姓名：班级：学号：指导教师:郑志莲零一五年一月1-2-目录第一章总体方案的确定 3第二章传动部件设计与计算 6第三章齿轮的设计与校核 8第四章轴和联轴器材料选择和主要零件15第五章主动轴的设计 17第六章从动件的设计 20第七章轴承的校核 24第八章键及联轴器的选择 25第9章箱体及附件的设计 25第10章课程小结28第一章参考文献 29-10-1第1章总体方案的确定计算步骤与说明结果1.1任务分析、传动方案拟订任务书中给出的是绞车卷筒，具体参数如下表1工作参数表1注：总卷筒圆周力F/N25000传 动

2、比 误 差 为卷筒转速n(r/min)50卷筒直径D mm400工作间隙每隔2分钟工作一次，停机 5分钟工作年限10+5批量大批%,转动可逆转，间歇工作，载荷平稳；起动载荷为名义载荷的1.25倍。1 电动机；2 联轴器；3 圆柱斜齿轮减速器；4 开式齿轮;5卷筒1.2、电动机的选择选择电动机的内容包括：电动机类型、结构形式、容量和转速，要确定 电动机具体型号。1.2.1选择电动机类型和结构形式按工作要求和条件查表14.1和表14.2,选取一般用途的全封闭自扇冷 鼠笼型y系列三相异步电动机。具有高效节能、起动转矩大、性能好、噪 声低、振动小、可靠性能好、功率等级安装尺寸符合IEC标准及使用维护方

3、便等优点。适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及要求有 较好的启动性能的机械。1.2.2选择电动机的容量电动机容量选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性多有影响.容量小 于工作要求，会使电动机因超载而损坏，不能保证工作机正常工作；而容量选 得过大，则电动机的体积大、价格咼，性能又不能充分利用，并且由于效率和 功率因数低而造成浪费.1.2.3.1、电动机所需的工作功率：FvPw =1000 w所以：Pd =Fv1000 w其中F为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到.w为卷筒效率，为电动机至输出轴传动装置的总效率，包括轴承，圆柱齿轮传动及联轴器，电动机至工作机之间传动装置的总效率为

4、：2w =12345式中，1、2、3、4、5、6分别为联轴器、减速器齿轮、轴承、开式w =0.890齿轮、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表9.4可以查到1=0.97、 2=0.97、Pd =29.40Kw3=0.99、4=0.96 5 =0.98,6 =0.96贝“：w =1 23 4 5 6 =0.890nd =4501800r/m in电动机型号为：Y225M -6nm =980 r/min又已知卷筒卷速n为50r/min,卷筒直径D为400 mm,故电动机所需的工作功 率为：pd =Fv=(甘 nX X d) / (60X 1000X 1000X 卞 )1000 w=29.40kw1. 2

5、. 3.2.确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为nw =50 r/min按推荐的合理传动比范围，取单级齿轮传动比i=36,则总传动比的范围为 i =936故电动机转速的可选范围为nd = i x nw= (936)X 50r/mi nnd =4501800r/min符合这一范围的同步转速有 750r/mi n、1000r/min、1500r/mi n,再根据计 算出的容量，考虑到起动载荷为名义载荷的1.25倍，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因素，为使传动比装置结构比较好，决定选用同 步转速为1000r/min的电动机。由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表：电动机型号额

6、定功率同步转速满载转速Y200L1-230kw3000r/mi n2950r/mi nY200L-430kw1500r/mi n1470r/mi nY225M -630kw1000r/mi n980r/mi nY250M -830kw750r/mi n730r/mi n-7-1i =19.6h =4.9i2 =4n1 =980r/minn2 =2745r/minn3 = 50/minp1 =29.16kwF2 =28.06 kwp3 =26.42 kwTd=286.5N.mTi =284.16N.mTii =1093.77N.mTiii =5046.22N.m第2章传动部件设计与计算2.1计算

7、总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装 置的总传动比。2.1.2总的传动比i = nm/ nw =980/50=19.62.1.3分配传动比i=h i2根据文献2表2.2推荐传动比的范围，选取开式齿轮传动的传动比i1=4.9, 则一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比为：i2=i总/i 1=19.6/4.9=4.92.2计算传动装置及各轴的运动和动力参数2.2.1各轴的转速I 轴n1 = nm =980r/minU轴n2= n1 =980/4=245r/mi ni1川轴（输出轴）n3 = n2 =245/4.9=50 r/mi ni22.2.2各轴的

8、输入功率I 轴p = pd 1 =29.40 0.992=29.16kwII 轴P2= P1 2 3=29.16X 0.991 X 0.97=28.06kwIII 轴（输出轴）p3= P2 3 4=28.06X 0.99X 0.95=26.42kw2.2.3各轴的输入转距电动机的输出转距Td为Td =9.55X 106 Pd =9.55X 106 X 29.40/980=286.5N.mnmI 轴 Ti =Td 1=10.24X 104 X 0.97=284.16N.mII 轴Tii =Ti 2i1=9.933X 104 X 0.97X3.5=1093.77N.mIII 轴（输出轴）Tiii

9、=Tii 3 4 i2=3.372X 105 X 0.99X 0.96X 4.5=5046.22N.m最后将所计算的结果填入下表:各轴参数表参数轴名电动机轴I轴n轴川轴转速r/min98098024550功率Kw29.4029.1628.0626.42转矩N mm1.024X 1059.933X 1043.372X 1051.442X 106-10-1第三章齿轮的设计与校核3.1减速齿轮传动的设计计算3.1.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由表11.8,选择小齿轮材料45号钢，调质处理，硬度为230HBS, 大齿轮材料45钢，调质处理，硬度为210HBS;参考表11.20,可选精度等级

10、为 8级.要求齿面粗糙度Ra 3.26.3 m.zi=3022=120因 i1=4取 z=30，z2= i1 z=30X4=120取z2=120实际传动比U= z/ z =120/30= 4在传动比范围内。3.1.2确定设计准则由于该减速器为闭式软齿面传动 HBS 210,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按 齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿 根的弯曲疲劳强度。3.1.3齿面接触疲劳强度设计：.Z、(32_计算公式按式11.36 d duhe(1) 转矩T1、载荷系数K、齿宽系数d、螺旋角K=1.5d=0.8取T1 = 1034N m，软齿面齿轮，对

11、称安装，取d=0.8。由表11.10取载荷系数K=1.5，初选螺旋角=10.(2) 弹性系数由表 11.11 查得 Ze =188.0(3) 许用接触应力HHlim1= 531.82Mpa，Hiim2=500Mpa。由表11.9查取安全系数sH =1.1由式11.15可得：际ZShHlim1 1.07 550Mp=531.82Mpah 2 =ZN2gH lim21.12 520Mp=500Mpah1=531.82M paH2=500MpaShu 1 3.17Ze 2()-H-11 -mn将有关数据代入以上公式得：di = 105.1mm=3.5mn d3.45d1 cosZ1由表11.3取标准

12、模数mn =3.5（6）确定中心距a列和螺旋角2.5(120 )cos 10266.5mma = 266.5mm7.9圆整中心距后确定的螺旋角 m（ z Z ）arccos 2 ao=7.9tF/b=1. 3.1.3d1=106.6mmd2=426.5mmb1=90mmb2=85mm3.2主要尺寸计算mn Z1d1 cos 106.6mmmn Z2d2 cos 426.5mmb= d d1 =0.8 105.1 mm=84.48mm取 b2 =90mm； b1 b? 5 85mm3.3按齿根弯曲疲劳强度校核(1)当量齿数Zv1cos330coS310o30.532 ocosw121.9-12-

13、1(2) 齿形系数查表 11.12 得 YFa1 2.85, YFa22.17(3) 应力修正系数Ys查表 11.13 得 Ys1 1.63，Ys2 1.76(3) 许用弯曲应力 F由图 11.26 查得 Fiim1 210MPa, Fiim2 190MPa由表 11.9Sf1.3由图 11.27 Yn1 Yn2=1由式11.16Y1f 1314.82MPaF1F2YN 2F lim 2Sf1.6 cosbKT12nz1303.7MPaYfYs126.78MPaYF1 Y2YS2F1YS104.23MPaF1 =126.78MpaF2=104.23Mpa齿根弯曲强度校核合格3.4验算齿轮的圆周

14、速度d i1nV 6001059805.3m/s 10r/s由表11.2可知 选8级精度是合适的3.5齿轮几何尺寸计算齿顶圆直径dai di 2ha (106.6 2 1 3.5) 113.6mmda2 d2 2ha2 (426.5 2 1 3.5) 433.5mm齿全高h=(2ha*+c*)m=(2+0.25)x3.5 = 7.9 mm齿厚S= p/2 = 5.50 mm齿根高Hf= ( ha*+c*) m=4.38 mm齿顶高Ha=ha*m=3.5齿根圆直径df1 d1 2hf(106.6 2 4.38) 97.84mmdf2 d2 2hf (426.5 2 4.38) 417.74mm3

15、.6开式齿轮传动的设计计算3.6.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：刁=2022=98由表11.8,选择小齿轮材料40Cr,表面淬火，硬度为4855HBS,选择大齿轮材料40 Cr，表面淬火，硬度为4855HBS;参考表11.20,可选精度 等级为9级.要求齿面粗糙度Ra 3.26.3 m.因 i1=4.9 取 z=20, z2= i1 刁=20X 4.9=98取 22=98实际传动比U= Z z =98/20= 4.9在传动比范围内。3.6.2确定设计准则由于该减速器为闭式软齿面传动 HBS 210,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按 齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸

16、，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲疲劳强度。363齿面接触疲劳强度设计：JkFUI计算公式按式11.36 d dU（2）转矩Ti、载荷系数K、齿宽系数d、螺旋角K=1.3d=0.8取Ti = 1093.77N.m,软齿面齿轮，对称安装，取d=0.8。由表11.10取载荷系数K=1.3，初选螺旋角=15.（3）弹性系数由表 11.11 查得 Ze =188.0（4）许用接触应力HHlim1= 1200Mpa,Hlim2 =1180Mpa-14-由表11.9查取安全系数sH=1.1由式11.15可得:Zn g Hlim1H1=1=1090.9MpaShZ N 2 g H lim2h2=-=107

17、2.7MpaShd1KT1 u 1 3.17Ze 2 上一（3u将有关数据代入以上公式得：di = 103.5mmcb=507.3mmd1 cos,mnZ14.14mm由表11.3取标准模数“1 =5（6）确定中心距a和螺旋角mn=52.5 ( zi Z2)2.5 (120 )a = 305.4mma 2 cos30 eeslO o 35.4mm圆整后取a=306mm 圆整中心距后确定的螺旋角arccoS(2za z) 1弓24n 123.7主要尺寸计算F/b=1. 3.1.3did2mn zicosmn Z2cos103.5mm507.3mmb= d d1 =0.8 104mm=83.2mm

18、取 b2 =90mm; b1 b2 5 85mm3.8按齿根弯曲疲劳强度校核d仁 103.5mm d2=507.3mmb1=90mmb2=85mm1(4)当量齿数Z/1cos320.7Z2cos3Z10。101.5(5) 齿形系数查表 11.12 得 YFa1 2.92 , YFa2 2.23(3)应力修正系数Ys查表 11.13 得 YS1 1.57，YS2 1.81(6) 许用弯曲应力 F由图 11.26 查得 Flim1 1200MPa，Flim2 1180MPa-15-由表 11.9Sf=1.25由式11.16F1F21.6Y1F lim1oFYN 2F lim 2Sf576MPa56

19、CMPacoskt1YfYs 720MPanziYF1 Y2Ys2F1Ys700MPaF1 =720MpaF2 =700Mpa齿根弯曲强度校核合格3.9验算齿轮的圆周速度d 讪V 60 0 由表11.2可知1选9级精度是合m的s 2r/s3.10齿轮几何尺寸计算齿顶圆直径da1 d1 2ha 113.5mmda2 d2 2ha2 517.3mm齿全高h=(2ha*+c*)m=11.25 mm齿厚S= p/2 = 7.85 mm齿根圆直径df1 d1 2hf 91mmdf2 d2 2hf 494.8mm-16-第4章轴和联轴器材料选择和主要零件4.1选择轴的材料，确定许用应力选45钢，正火处理。

20、根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径， 由齿轮的初步设计可以看出，对小齿轮采用齿轮轴，对大齿轮采用腹 板式。根据条件轴1806 tan2需要有如下基本的零件：联轴器一个轴承端盖两cos15个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。根据条件轴 需要有如下基本的零件：轴承端盖两个，调整环一个，轴承 一对，齿轮一个。对输出轴轴川需要如下基本的零件：轴承端盖两个，调整环一个，轴承 一对，齿轮一个.对与四个轴相关的零件可列表如下：表4-1与轴相联接的零件件轴承轴承端盖调整环或套筒齿轮联轴器轴I一对两个一个一个一个轴U一对两个套筒两个两个无轴一对两个套筒两个一个无4.2联轴器的选择与校核4.2.1联轴器的选择

21、按工作情况，转速咼低,转矩大小及两轴对中情况选疋联轴的类型.连接电动-17-机和减速器的联轴器，为了减小起动转矩，应有较小的转动惯量和良好的减 震性能422联轴器的校核1. 联轴器的计算转矩Tc KT选择工作情况系数K查表可得取K=1.5,Tc=284.16N.m2. 选择联轴器的型号查手册可得，选择用TL8型联轴器，其许用转矩 T =300Nm,轴孔直径为112m m符合要求。4.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由机械设计书表6-3、表6-6,选择小齿轮材料45钢调质，硬度为220250HBS,大齿轮选用45钢正火，硬度170210HBS。参考机械设计课本中表6-5可 选精度等级为9

22、级，要求表面粗糙度Ra 6.3. m。4.2确定设计准则由于该减速器为闭式软齿面传动 HBS 350,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲疲劳强度。Tc=284.16N.m联轴器符合要求-18-第5章主动轴的设计5.1选择轴的材料，确定许用应力由已知条件可知，此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求。故选45钢并经调质处理，由表 16.1查得强度极限 B 637MPa5.2按扭转强度估算轴径据表16.2得C=118107，取C=115又由式16.2得d c需 11瑯嚮mm 35.64mm考虑到轴的最小直径

23、处要安装联轴器，会有键槽的存在，故直径加大3% 5%，由设计手册取标准值 38mm5.3轴承的初选由于斜齿轮传动，轴承初选深沟球轴承6311，d=55mm,D=120mm,B=29mm。5.4设计轴的结构并绘制草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴 承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。（1） 确疋轴上零件位置和固疋方式 要确定轴的结构形式，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形式。齿轮从轴的左端装入，齿轮的左端用套筒定位，右端用轴肩固定。这样齿轮在轴上 的轴向位置被完全确定。齿轮周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮两侧， 其轴向用轴肩和轴承端盖固定，周向采用过

24、盈配合固定。-19-(1) 确定各轴段直径轴的结构示意141如下:轴段1直径最小，d仁45mm ;考虑到要对安装在轴段 1上的联轴 器进行定位，轴段 2上应有轴肩，同时为了能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段 2的直径： d2=54mm ;用相同的方法确定轴段 3、4的直径d3、d4分别为： 55mm、60mm；为了便于拆卸左轴承，可查安装高度为3.5mm，取d5=70mm， d6= 55mm。确定各轴段的长度：齿轮轮毂宽度为44mm,为保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略微短于齿轮轮毂的宽度，却为42m m；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应有

25、一段间距，取间距为20mm ;为保证轴承安装在箱体轴承座孔内(轴承宽度29mm)，并考虑轴承的润滑,取轴端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段4长度为88mm，轴承支点距离|135mm,根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一段距离的要求，取I =75mm ;查阅联轴器相关资料取 1 =70mm ;在轴段 1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的 长度比相应的轮毂宽度小约 510mm，键槽宽度按轴段直径可查手册 得到。5.5按弯扭合成强度校核轴径d1=45mmd2=54mmd3=55mmd4=60mmd5=70mmd6=55mmL1=110mmL2=60mmL3=42mmL4=

26、88mmL5=8mmL6=34mm-20-小齿轮受力:Ft = 5331.3NFa=940.1NFr= 1970.3N d=106.6N L=L3+L4+Fiv 634.7NF2V 1335.6圆周力 Ft = 5331.3N轴向力Fa=940.1N径向力 Fr = 1970.3N齿轮分度圆直径d=106.6NL = L3+L4+L5+L6 -29 = 143 mm(1 )画出轴的受力图(2) 作垂直面内的弯矩图。支承反力为Fiv 634.7NF2V 1335.6N(3) 作垂直面里的弯矩图(4) 水平面的支撑反力Fih 2665.7F2H 2665MF1H日2沁Ma 213182.5N mM

27、a 195925.7N m-21 -L5+L6 -29=143mmTd =284158.3N.mmMe1 171830.4N mmFaiFfta n658JMvi右 Fvb 丨/2 45381.0N mmM vi左 Fva l/295495.4N mm2截面处弯矩为MaH F1H (20 17/2) 190597.55N(4)作合成弯矩图m . JMH _M7Ma J_M 2H1 213182.5N mmMa，.M 2h1 195925.7N mm(5) 作转矩图Td =9.55X 106 Pd =9.55X 106 x 10.4/970=284158.3N.mm nm(6) 求当量弯矩因减速

28、器传动可逆，故修正系数=1M e1( T)2171830.4 N mmMez M 22 ( T)2d=30.6 mm因此此轴强度符合第6章从动轴设计6.1选择轴的材料，确定许用应力由已知条件可知，此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求。故选45钢并经调质处理，由表 16.1查得强度极限b 637MPa6.2按扭转强度估算轴径据表16.2得C=118 107，C取115又由式16.2得d c瞬 1154? 55.8mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽的存在，故直径加大3% 5%，由设计手册取标准值 60mm6.3轴承的初选由于斜齿轮传动，轴承初选深沟球轴承6315，d=75mm

29、,D=160mm,B=37mm。6.4设计轴的结构并绘制草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央， 将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。(1) 确疋轴上零件位置和固疋方式要确定轴的结构形式，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形 式。齿轮从轴的右端装入，齿轮的右端用套筒定位，左端用轴肩固定。 这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮周向固定采用平键连接。 轴承对称安装于齿轮两侧，其轴向用轴肩和轴承端盖固定，周向米用 过盈配合固定。(2) 确定各轴段直径d=55.8mm- 29 -1枇曲结构示意图剋卜;轴段1直径最小，d仁60mm ;考虑到要对安装在轴段 1上的联轴 器

30、进行定位，轴段 2上应有轴肩，同时为了能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段2的直径：d2=70mm ;用相同的方法确定轴段 3、4的直径d3、d4分别为： 75mm、80mm；为了便于拆卸左轴承，可查轴承的安装高度为10mm，取 d5=90mm， d6= d3=75mm。确定各轴段的长度：L1 = 90-2 = 88 mmL2 = 60 mmL3 = 52.5mmL4 = 83 mmL5 = 10.5mmL6 = 42 mm6.5按弯扭合成强度校核轴径（1）画出轴的受力图（2）作水平面内的弯矩图。支点反力为Ft12T1d142 9.933 10472.472741

31、NF haFhbFn21371Nd1=60mmd2=70mmd3=75mmd4=80mmd5=90mmd6=75mmL1 = 88 mmL2 = 60 mmL3 = 52.5mmL4 = 83 mmL5 = 10.5mmL6 = 42 mmFt12741NFha 1371N1截面处弯矩:M H11371 13089115N mmMh1 89115Jmm1截面处弯矩：M H2 1371 (20 20/2)41130N mmM H 241130(3)作垂直面里的弯矩图Fn已片103図tFaiF| ta n658NFxaF21 号78.5JF VBF rl F va 1110.51截面右侧面弯矩为M

32、 V1 右 Fvb 1/272182.5 N mm1截面左侧面弯矩为Mv1 左 Fva l /25102.5 N mm2截面处弯矩为Mv2 Fva (20 20/2)2355 N mm(4)作合成弯矩图M Jm石 mV21截面M1 左 Jm2v1 左 M2H1 89261.0 N mmM1 右 Jm V1 右 M H1 114681.3 N mm2截面M2 Jm2v2 M 2H2 =41197.4 N mm(5)作转矩图Td =9.55X 106 -21 =9.55X 106 x 9.688/277=3.3X 105 N.mm nm(6)求当量弯矩因减速器传动可逆，故修正系数=1Fva 78.

33、5NFvb 2102.6NMv1 右 72182.N mmM V1 左 5102.5 N mMv2 2355N mmM1左 89261.0 N mmM1 右 114681.13 mmM241197.4 mm1截面Mei Jm 21 右(T)2349359 N mmM e2 JM ( T)2332561 N mm7)确定危险截面及校核强度由图可看出，1,2截面所受转矩相冋，但弯Me1 Me2,且轴上还有键槽，故 1截面可能为危险截面，但轴径d2 d3故也应对2截面校核。MelN勺21MPa3MM3e2W2o 削2MPa32查表得16.3得1b 60MPa，所以满足条件，故设计的轴有足够强度，并有

34、一定裕度。Me1 349359N mmM e2 332561N mm e1 21MPae2 20MPa第7章轴承的校核7.1、轴承类型的选择根据载荷条件、承载转速、调心性能、安装及拆卸要求、经济性等条件。初步选定深沟球轴承6311和6315计算结果计算步骤与说明(1)6311型校核查手册得D=55mm D 72mm B17mm Cr 29KNCor 19.2轴承的预期寿命L 10 525 18-9359.7h9359.7h查表17.8动载荷系数FaCor0.710.68FaFr所以X 0.41Y 0.87当量动载荷Lhfp(XFr YFa)1840 0.410.871309 1893.2N18

35、93.2N610 (fCt、r 60n fp p)r 取 fT 1p 1.4n 720r / minLh 30320.5 LLh30320.5所以所选轴承满足条件(2)6315型校核因为从动轴上当量动载荷与主动轴上一样，而且转速低于主动轴,Cr2 Cr1，所以6315型定满足要求。第8章键及联轴器的选择8.1键的选择键应该选择平键 A型，查表得：主动轴段1键槽宽b为12mm,键高h为8mm，键长为90mm ;主动轴段3键槽宽b为16mm，键高h为10mm，键长为70mm;从动轴段1键槽宽b为16mm，键高h为10mm，键长为63mm;从动轴段3键槽宽b为22mm，键高h为14mm，键长为63mm；8.2联轴器的选择半联轴器的材料常用 45、20Cr钢，也可选用ZG270 500铸铁。链齿硬度最好为 40HRC45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。用单排链时，滚子和套筒受力，销轴 只起联接作用，结构可靠性好；用双排链时：销轴受剪力，承受冲击能力较差，销轴和外 链板之间的过盈配合容易松动。在高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条，重量轻，离 心力小；在低速重载场合，宜选用较大链节距的链条，以便加大