二级圆柱齿轮减速器说明书参考

1、二级圆柱齿轮减速器 院 系： 姓 名： 学 号： 专业班级： 2012-6-2 目录 设计任务书1 摘要2 一、 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 4 二、传动零件设计计算 7 三、 轴的设计计算及校核 16 四、 箱体的设计及说明21 五、 键的选择与校核 22 六、 滚动轴承的选择及寿命24 七、 连轴器的选择25 八、 润滑剂及润滑方式的选择和密封26 九、 设计小结26 十、参考文献27 机械设计课程设计任务书 题目：二级圆柱齿轮减速器 一、传动简图 图示：1、V带传动，2、电动机，3、二级减速器，4、联轴器，5、输送带， 6 、卷筒。 二、原始数据：输送带工作转矩T=900

2、 N m,滚简直径D=380 mm, 输送带工作速度 V=1.3 m/s 。 三、工作条件： 两班制工作，连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作。 四、使用年限： 大修期 5年。每年工作 300天，使用期限 15年。 五、输送带速度要求 ：允许误差 5%，设计计算时不考虑带的弹性滑动率。 六、设计工作量 1 、减速器装配图 1 张（ A3）。 2、零件图 1 张（ A4）。 3、设计说明书 1 份。 七、说明 ：各设计小组任选一组原始数据即可。 摘要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。 它的主要优点是： 瞬时 传动比恒定、 工作平稳、传动准确可靠， 可传递空间任意两轴之间的运动和动

3、力； 适用的功率和速度范围广；传动效率高，n =0.92-0.98 ;工作可靠、使 用 寿命长；外轮廊尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减数 器，用于原动机和工作机或执行机构之间匹配转速和传递矩的作用， 在现代机械 中应用极为广泛。 而齿轮传动方案拟定：选用了 V带传动方案和闭式齿轮传动方案。 V带传动 布置高于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点。V带传动 的特点：是主、从动轮的轴间距范围大。工作平稳，噪声小。能缓和冲击，吸收 报动。摩擦型带传动有过载保护作用。结构简单、成本低、安装方便但外形轮 廓较大。摩擦型带有滑动，不能用于分度系统。由于带的摩擦起电，不宜

4、用于易 燃易爆的场合。 轴压力大，带的寿命较短。 不同的带型和材料适用的功率、 带速、 传动比及寿命范围各不相同。 在国内的减速器多以齿轮动、 蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小， 或者传动比大而机械效率过低的问题。 另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱 点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、 丹麦和日本处于领先地位， 特别在材料和制造工艺方面占据优势， 减速器工作可 靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题， 也未解决好。 当今的减速器是向着大功率、 大传动比、 小体积、 高机械效率以及使用寿命 长的方向发展。 减速器与电动机

5、的连体结构， 也是大力开拓的形式， 并以生产多 种结构形式和多种功率型号的产品。 近十年来，由于近代计算机技术与数控技术 的发展，使得机械加工精度加工效率大大提高， 从推动了机械传动产品的多样化， 整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。 关键词： 二级减速器 齿轮 轴 轴承 键 联轴器 箱体 V 带传动 一、电动机的选择及传动装置的运动和动力 参数计算 1.1选择电动机的容量 1.1.1电动机的类型: 选择丫系列电动机为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380乂 1.1.2确定卷筒转速: nw 60 1000v D 60 1000 1.3 380 65.3

6、7 r/min 1.1.3选择电动机容量: 选择电动机所需功率 Pd= Pw 选择电动机时应保证电动机的额定功率Ped略大于工作机所需的电动机的 功率Pd即可，即PedPd 工作机所需功率为 Tnw900 65.37 Pw= w KW=6.16KW 95509550 传动装置总效率： 42 1?2 ?34?5 1 V带传动效率：0.96 每对滚动轴承的传动效率：0.99 闭式齿轮的传动效率：0.97 联轴器的传动效率：0.99 传动卷筒的传动效率：0.96 带入得 42 1?2 ? 3 4? = 0.96 0.994 0.972 0.99 0.96 0.825 Pd4 6.16 7.47KW

7、0.825 通常取V带传动比常用范围i1 24，二级圆柱齿轮减速器i2=840,则 总传动比的范围为i=16160。所以电动机转速的可选范围是： nd =i nw 1616065.371046 10459r/min 符合这一范围的同步转速有1500, 3000 根据电动机所需功率和转速手册有两种适用的电动机型号，因此有两种传 动比方案如下: 方 案 电动机型 号 额定功率 Ped/kw 电动机转速 （r/mi n ） 电动机 质量 m/kg 参考 价格/ 元 总传动 比 同步转 速 满载转 速 1 Y132S2-2 7.5 3000 2920 45 1046 94. 54 2 Y132M-4

8、7.5 1500 1440 49 918 47. 11 方案1电动机重量轻，价格不便宜，传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成 本高，结构不紧凑，所以不可取，考虑到电动机的重量和价格等因素，则应该选 择方案2,即选定电动机型号为 丫132M-4 1.2确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比:ia 仏 上4022.03 nw 65.37 分配传动比：取i带2.5则减速器的传动比i为：i=b 丝2 8.81 i。2.5 取二级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比i1.、1.4i.1.4 8.813.51 则低速极的传动比i2丄8812.51 i13.51 1.3计算传动装置的运动和动力参数： 将

9、传动装置各轴由高速轴到低速轴依次编号，定为0轴（电动机轴）、1轴（高 速轴）、2轴（中间轴）、3轴（低速轴）、4轴（滚筒轴）；相邻两轴间的传动比 表示为i 01、匚12、匚23、34 ；相邻两轴间的传动效率 01、 12、 23、 34 ；各轴的 转速为n1、n2、g n4;各轴输入转矩为T? T3 T4 则各轴的运动和动力参数为： 0 轴（电机轴）p0 pd 7.47KW 1 轴（高速轴）p1p0 01 p0 1 7.47 0.96 7.17 KW 2 轴（中间轴）p2 p112 p1237.17 0.99 0.97 6.81KW 3轴（低速轴）p3 p2 23p2236.81 0.99 0

10、.976.54KW 4 轴（滚筒轴）P4 P3 34 P3 2 4 6.54 0.99 0.99 6.41Kw 运动和动力参数如下表： 轴名 功率P/Kw 转矩t/（ Nm 转 速 n/(r/mi ) 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动 机轴 7.47 49.54 1440 2.5 0.96 1轴 7.17 7.10 118.88 117.69 576 3.51 0.96 2轴 6.81 6.74 396.32 392.36 164.1 2.51 0.96 3轴 6.54 6.47 955.29 945.74 65.38 1 0.98 4轴 6.41 6.35 8936.3 926

11、.94 65.38 二、传动零件的设计计算 2.1设计v带和带轮 2.1.1设计v带： （1）（P=7.5kW, n=1440r/mi n）查得工作情况系数KA =1.1 Pca=KAP 1.1 7.5kW8.25kW。 根据Pca=8.25 kw, nm =1440r/ min，由课本157页图8-11，选择A型普 通 V带，取 dd1 140mm dd2 id d1 2.5 140mm350mm。 dd1 n1140 1440 （2） 验算带速：v 310.55m/s 25m/s 60 1000 60 1000 带速在525m/s范围内合适 （3）取V带基准长度Ld和中心距a： 1 ）根据

12、 0.7（ dd1 dd2） a。2（ dd1 dd2）得 346.5 a。 990 初步选取中心距a0=500 2）计算带所需的基准长度 =1800.26mm 18001800.26 2 499.87mm 查课本146页表8-2取Ld 1600 ,由课本158页式8-23计算实际中心距: Ld Ld a=a500 2 （4）验算小带轮包角： 主动轮上的包角合适。 （5）计算V带根数Z 由课本158页式8-26得Z= （P。 Pea Pc)K Ll 由 n0=1440/ min， dd1 =140mm i =2.5，查表 8-4a 和表 8-4b 根据差值法计算Po 2.27kW ，P00.1

13、7 k 查表8-2结合差值法得：k 0.93 kL 1.01 则 Z=8.25 3.6 （2.270.17）0.93 1.01 取Z=4根。 （6）求作用在带轮轴上的预紧力F。 由课本149页表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m 由式8-27得V带的预紧力： （7）计算作用在轴上的压轴力： 2.2齿轮的结构设计及计算 2.2.1高速级齿轮设计 2.2.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数： 1）按题目传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2） 运输机为一般工作机器，速度不变，所以选用7级精度 3）材料选择由表10-1选择大、小齿轮的材料为40Cr并经过调质和表面淬火, 齿面硬度为4855

14、HRC 4）选小齿轮齿数为 z1=24，则 z2 =iz 1 =3.51 24=84.24 取 z2 =85 2.2.1.2按齿面接触强度设计: d1t 2.32 3 (u dU 1)(Ze)2 2 H （1）确定公式内的各计算数值 1）计算小齿轮的传递的转距 2）试选载荷系数kt=1.3 3）因为大、小齿面均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，现取d=1 1 4）由（课本201页表10-6）查得材料的弹性影响系数 Ze=189.8MPA 5）由计算齿数比u=h=3.51 6）计算应力循环次数 由课本 210页 10-21e 查得 Hiim1 600 Him2 550MPa N=60 njLh=

15、6057618 1130010=8.294108 N, = N1/3.15=2.363108 由表10-19查得接触疲劳寿命系数 Khn1=1.02 K hn2=1.07 10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%安全系数S=1则 h K NH1 H lim1 1 = S =1.02 600 Mpa =612 Mpa h K NH2 H lim 2 =1.07 550=588.5Mpa 则接触应力 h 612 588.5 600.25 Mpa 计算： 计算小齿轮的分度圆直径d1t由公式带入得 d1t 2.32 3 KT u 1 Ze 2 ,d Uh =2.32 1.3 118.88 103

16、3.511 189.8 1 3.51 600.25 mm=63.65 mm 计算圆周速度 n d1t n-i 60 1000 63.65 576 60 1000 =1.92m/s 计算齿轮宽b b= dd1t=63.65mm mt=63 mm =2.652mm z124 h=2.25mt=2.25 x 2.652mm=5.967mm b/h=63.65/5.967=10.67 计算载荷系数K 已知有轻微冲击，查（课本表 10-2 ）取KA=1.25 根据v=1.92m/s,7级精度，由（课本图108）查得动载系数K/=1.06 ; 由（课本表10 4）查得Kh的计算公式和直齿轮的相同，故 Kh

17、 =1.421 由(课本表1013)查得Kf =1.32 由（课本表103）查得K hK f =1故载荷系数 K KaKvKh Kh =1.25 X 1.06 X 1 X 1.421=1.883 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 *=5 . K/Kt =63.65 3 1.883/1.3mm=72.0 计算模数m mn d 7202mm=3mm 24 2.2.1.3按齿根弯曲强度设计: 由式 1）确定计算参数 (1) KKaK/Kf Kf =1.25 X 1.06 X 1X 1.32=1.749 (2) 查取齿型系数 由表 10 5 查得 YFa1=2.65 ; YFa2=2.21 (

18、3) 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 Ysa1=1.58 ; Ysa2 =1.775 (4) 计算f FE1 =500Mpafe2 =380MPa Kfni =0.85Kfn2=0.88 303.57Mpa K FN1 FE1 0.85 500 1.4 F1=IS F】2 = K fn 2 FE 2 0.88 380 S1.4 238.86MPa (5) 计算大、小齿轮的 上*竺并加以比较 % YFa1YSa1 2.65 1.58 =0.01379 升 1303.57 YFa2YSa2 = 2.21 1.775 =0.01642 cF 2238.86 齿轮的数值大。 1)设计计算 0.

19、01642 =2.98 3 2 1.883 118.88 103 1 242 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算法 面模数，取mn=3mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强 d 度计算得的分度圆直径 d172.02 mm来计算应有的齿数，于是由z =24则z2=u x mn z1 =3.51 x 24=84.26 取 85 2.2.1.4 几何尺寸计算： 1) 计算中心距 cZ1Z2 mn a= 23 772 =103.06mm 2cos0 2cos14 a圆整后取a=103mm 2)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 = z1

20、mn =24x 3=72mm d2 =z2mn =85x 3=255mm 3) 计算齿轮宽度 b=dd| =1 x 72=72mm 圆整后取 B2 =72mm B =77mm 2.2.2低速级齿轮设计 2.2.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数： 1) 选用斜齿圆柱齿轮传动 2) 材料及热处理；选择大，小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS 精度等级选用7级精度； 3) 试选小齿轮齿数 乙=24, u=2.574，大齿轮齿数Z2 = 60.24 ; 2.2.2.2按齿面接触强度计设: 按下式试算，即 d1t 2.32 3 KT2 u 1 ；d u 2 Ze 1)确定公式内的各

21、计算数值 (1) 试选 Kt = 1.3 (2) 选取尺宽系数 d= 1 (3) 由课本图10 30查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8Mpa2 (4) 由课本图10 21e按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim1 600 Mpa H lim 2 550Mpa 计算应力循环次数 N1 =60 nLh=60 164.1110 8 300=2.363108 N2 =2.363108/2.51=0.941108 (6) 查表得接触疲劳寿命系数 KHn1=1.09 K hn2=1.13 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1滋全系数S=1则 h 1 = K NH1 Hlim 1 =1.

22、09600 Mpa =654 Mpa S H 2=K_NH2 hlm2 =1.13550=621.5Mpa S 则接触应力h( H】1 H】2)/2=637.75Mpa 2)计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t dit 2.23 3 KJ u 1 Ze 2 Y d UH 1.3 396.32 103 3,51189.8 V12.51 637.75 2 mm=94.32mm (2) 计算圆周速度 v= n dr t 厲 60 1000 7t 94.32 164.16 60 1000 =0.81m/s (3) 计算齿宽 b= ddn=94.32mm (4) 计算模数mnt mnt = =607

23、3=3.93mm z124 h=2.25 mnt =2.25 X 3.93mm=8.8425mm 94 32 b/h=10.667 8.8425 (5) 计算载荷系数K 根据v=0.81m/s,7级精度，由课本图10 8查得动载系数Kv=1.03 ; 使用系数Ka=1.25 ; 由课本表104用插值法差得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时, 备=1.426 由课本表10-3查得Kh Kf 1 8级精度 故载荷系数 K= KaKvKh Kf =1.25 X 1.03 X 1X 1.426=1.836 另由课本198页图10-13得Kf =1.33 ; (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直

24、径，由式(10-10a )得 3 3 d1 = d1t、K/Kt =94.32,1.836/1.3 mm=105.82mm (7) 计算模数g mn虫=遁虽=4m z124 2.2.2.3按齿根弯曲强度设计: 由式(10-5) mn 3 2：Y ?皿 V *dZ1% 1)确定计算参数 (1)计算载荷系数K K=KaKvKf Kf =1.25 X 1.03 X 1X 1.33=1.712 由课本表 10-5 查得 Yf91 =2.65 ; Yf92=2.272 (2)查取应力校正系数 由表 10-5 查得 YSa1 =2.65 ; YSa2 =0.88 f1 = KN1 空=303.57Mpa

25、S F2 = KfN2 F= 238.864MPa S 计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得计算 大、小齿轮的上迤并加以比较 % = 2.65 1.58 303.57 =0.01378 YFa2YSa2 2 21 1 77 =22丨 1./ =0.01638 F 2 238.86 YFa1YSa1 1 小齿轮的数值大。 2)设计计算 0.01638 =3.38 3 2 1.712 396.32 1000 V1 242 取 mn =4 d2=380 2.2.2.4 几何尺寸计算： (1)计算中心距 a=(108+308)/2=208mm 将中心距圆整为208mm

26、(2)计算齿轮宽度 b=dd1 1 108=108mm 圆整后取 B2=108mm, B =113mm 三、轴的设计计算及校核 3.1低速轴 3.1.1初步确定轴的最小直径： 选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A=112,于是得 3(P36.01 d A0.= 112 mm=50.17mm nV 66.857 3.1.2求作用在齿轮上的受力： 3 Ft = 2T32 955.29 107492.47N d3255 3.1.3轴的结构设计 3.1.3.1拟定轴上零件的装配方案： 1. 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1 (如上图)，为了 使所选的轴直径d1与联轴器的孔

27、径相适应，故需同时选取联轴器的 型号。联轴器的计算转矩Tea KaT3，查表14-1，考虑到转矩变化很 小，故取 KA 1.5，贝UTea 1.5 955.29N m 1432.94N m 2. 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准GB/T5014-1985 或手册，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2000N m。半 联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =107mm轴孔直径为55，故1段L1 为 107mm,D为 55mm 3. 密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采 取粘圈油封）故D2取为62mm由箱体结构和轴承段、端盖装配关系 等确定，L2为64mm.

28、4. 滚动轴承处段，D3取为 65mm轴承型号为 6013，d X DX B=65mrH 100mr 18mm由滚动轴承，档油环及装配关系等确定，L3为15mm 5. 过渡轴段，考虑档油环的轴向定位，故取D4为72mm由装配关系， 箱体结构等确定该段的L4为74mm 6. 轴环，根据齿轮的轴向定位要求取D5为108mm L5按照要求取为 12mm 7. 低速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定D6为72mmL6为105mm. 8. 滚动轴承段同3相同，D7为65mm L7为46mm 3.1.4求轴上的载荷: 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F Fnh=1128.273N,Fnh=2411.407

29、N FNV1=805.22N,FNV2=519.34N 弯矩M 总弯矩 扭矩T 弯矩图如上图所示 3.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度 3.1.5.1判断危险截面： 由于截面6处受的载荷较大，直径较小，所以判断齿轮处为危险截面 根据式课本15-5及上表中的数值，并取=1，轴的计算应力 查得钢材料45调质的 p =60，轴上键选用bX hX 1=20 X 12X 90 3.2中间轴 3.2.1初步确定轴的最小直径： 选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取Ao=11O，于是得 3 ：P36 26 d A0. = 120 mm=39.761mm Yn 172.09 选择最小直径为45mm

30、 采用深沟球轴承，型号 6008 d D T 45mm 85mm 20.75mm 采用两个平键，b h L 16mm 10mm 56mm 3.3高速轴 3.3.1初步确定轴的最小直径： 选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A0=112，于是得 3 B3 7.17 d A0.= 112 25.96mm mm nV 576 选择最小直径为30mm 采用深沟球轴承，型号 30206 d D T 30mm 62mm 17.25mm 采用一个圆头普通平键 b h L 10mm 8mm 40mm 四、箱体的设计及说明 名称 符号 计算公式 结果 箱座厚度 8 箱盖厚度 8 箱盖凸缘 厚度 1

31、2 箱座凸缘 厚度 12 箱座底凸 缘厚度 20 地脚螺钉 M20 直径 地脚螺钉 数目 查手册 4 轴承旁联 结螺栓直径 M16 盖与座联 结螺栓直径 d2= （0.5 0.6 ） d f M12 视孔盖螺 钉直径 d4= （0.3 0.4 ） d f M8 定位销直 径 d = （0.7 0.8 ） d2 M10 d f , d 1 , d2至外箱壁的 距离 查手册表112 26 20 16 d f , d 2 至 凸缘边缘距离 查手册表112 24 16 外箱壁至 轴承端面距离 l1 =C1 +C2+ （5 10） 55 大齿轮顶 圆与内箱壁距 离 11.2 10 齿轮端面 与内箱壁距离

32、 2 10 箱盖，箱 座肋厚 6.8 6.8 轴承端盖 外径 D2 D + （55.5 ） d3 80 （ 1 轴） 85 （2 轴） 125 （3 轴） 轴承旁联 结螺栓距离 101. （ 1 轴） 107 （2 轴） 148 （3 轴） 五、键的选择与校核 5.1低速轴键校核： 键采用圆头普通平键 5.1.1与齿轮联接处的键为: 键工作长度I L b 56 22 70mm，键与轮毂键槽的接触高 度 K 0.5h 0.5 12mm 6mm 33 得 p 2T 102 858.48 10 Mpa 96.18Mpa p 110Mpa kid7 34 75 故合格 5.1.2与联轴器联接处键为键：

33、 Cb h L 12mm 8mm 100mm 查表得6-2查得许用应力p =100120Mpa取其中间值p =110Mpa 键工作长度I L b 100 12 88mm ,键与轮毂键槽的接触高度 K 0.5h0.5 8mm 4mm 33 得 p 2T 102 858.48 10 Mpa 72.26Mpa p 110Mpa p kid4.5 96 55p 故合格 5.2中间轴键校核： 两键均采用圆头普通平键 5.2.1与宽齿轮联接处键为： 查表得6-2查得许用应力p =100120Mpa取其中间值p =110Mpa 键工作长度i L b 5616 40mm，键与轮毂键槽的接触高度 K 0.5h0

34、.5 10mm 5mm 故合格 5.2.2与细齿轮联接处键为： 查表得6-2查得许用应力p =100120Mpa取其中间值 p =110Mpa 键工作长度i L b 36 16 20mm ,键与轮毂键槽的接触高度 K 0.5h 0.5 10mm 5mm 2T 103 kid 2 347.39 103 5 20 60 Mpa 62.31Mpa p 110Mpa 故合格 5.3高速轴键校核： 采用圆头普通平键 5.3.1选取的键为: 查表得6-2查得许用应力p =100120Mpa取其中间值 p =110Mpa 键工作长度I L b 40 10 30mm ,键与轮毂键槽的接触高 K 0.5h0.5

35、 8mm 4mm 3 得2T 10 得p kid 3 2 108.10 10 4 30 30 Mpa 60.06Mpa p 110Mpa 故合格 六、滚动轴承的选择及寿命 6.1低速轴轴承 6.1.1 求比值： 根据表13-5和(GB/T297-94)查得30214型圆锥滚子轴承e值为 0.42，故此时Fa e Fr 6.1.2初步计算当量载荷P: 根课本据式(13-8) P= fp(XFr YFa) 按照表 13-6， fp 1.01.2，取 fp 1.2 按照表 13-5 和(GB/T297-94)X=0.4 Y=1.4 贝U P=1.2 (0.4 1324.56 1.4 845.23)N

36、 =2741.06N 6.1.3 由设计手册查得轴承基本额定动载荷： Cr=132KN 6.1.4 轴承寿命的校核： 寿命合格 七、连轴器的选择 由于弹性柱销联轴器结构简单，制造容易，装拆方便等优点首先考虑此联轴器 联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为Ka 1.3， 计算转矩为 Tca 1.3 858.48N m 1116.0N m 查手册选用HL4型弹性柱销联轴器 其主要参数如下： 材料 HT200 公称转矩 Tn 2000N m 轴孔直径 d1 55mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=107mm. 八、润滑剂及润滑方式的选择和密封 8.1 齿轮的润滑 采用浸油润滑， 由于低速级周向速度为， 所以浸油高度约为六分之一大齿轮 半径，取为 30mm。 8.2 滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为 1.2v/m ，所以