绞车传动装置设计

1、jiu jiang university 机械设计基础课程设计 设计计算说明书题 目 设计绞车传动装置 院 系 机械材料与工程学院 专 业 机电一体化 姓 名 刘佳敏 年 级 b0921 指导教师 胡云堂 二零一一年五月减速箱原始数据及传动方案的选择 简介【摘要】减速器是一种有密封在刚性壳体内的齿轮运动、圆柱齿轮传动所组成的独立部件，常在动力机与工作机之间的传动装置，本次设计的是螺旋输送机用的单级圆柱减速器。运用autocad进行传动的二位平面设计，完成圆柱齿轮减速器的平面零件图和装配图的绘制。通过毕业设计，顺利正确的思想，培养综合应用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际来分析和解决机械

2、设计问题的能力及学习机械设计的一般方法和步骤。掌握机械设计的一般规律，进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计和绘图的训练。2.1原始数据卷筒圆周力f=10000n，卷筒转速n =45r/min，卷筒直径d=500mm 间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，传动比误差为±5%，每隔2min工作一次，停机5min，工作年限为10年。2.2传动方案选择传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。注意点是使用这个传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加

3、工方便、成本低廉、 传动效率高和使用维护便利。电动机的选择计算1电动机类型和结构的选择 ：按照已知条件的工作要求和条件，选用y型全封闭笼型三相异步电 动机。 2电动机容量的选择： 工作机所需功率：pw5kw 电动机的输出功率：pdpw/，0.84，pd5.9kw 电动机转速的选择：nw=63.7r/min，v带传动比i1=24，单级齿轮传动比i2=35 nd（i1×i2×i2）nw。电动机转速范围为495292r/min3电动机型号确定：由附录八查出符合条件的电动机型号,并根据轮廓尺寸、重量、成本、传动比等因素的考虑，最后确定选定y180l6型号的电动机，额度功率为11kw

4、，满载转速1470r/min2.2总传动比的确定及分配由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw，可得传动比 i=n/n所以i= n/n=1470/45 =32.67斜式齿轮传动比 i=5.1 2.3 各种运动和动力参数计算1，各轴转速n=n=1470r/minn= n/i=219.95r/minn= n/i=54.99r/min丝杆轴n=n=5499r/min2,各轴的输入功率轴 p=p··= 20.581kw轴 p= p··=19.68kw轴 p= p···=18.65kw3,各轴输入转矩轴t=9550 p/ n

5、= t=139.24n·m轴t=9550 p/ n=777.3 n·m轴t=9550 p/ n=3329.23 n·m传动比i 轴与轴为4.41 轴与轴为4效率 轴与轴为0.97 轴与轴为0.95斜齿圆柱齿轮传动设计心距等于标准齿轮传动中心距，只是齿顶高和齿根高有所变化。若x1=-x2；x1+x20，这种齿轮传动称为角度变位齿轮传动。此时，啮合角将不等于分度圆压力角，分度圆和节圆不再重合。4.2.4开式齿轮传动设计计算 一，开式齿轮材料及精度等级1，材料材料选择：小齿轮45钢（调质）硬度220-250hbs 大齿轮45钢正火硬度170-210hbs；精度选择：查表

6、常见机器中齿轮精度等级的开式齿轮应该选8级精度（gb10095-88） 2，按齿轮接触疲劳强度设计(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 确定公式内的各计算数值.试选载荷系 =1.1。.计算齿轮传递的转矩t=420.3n.m .齿宽系数小齿轮齿数z取25，则大齿轮齿数z=100因开式传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，同时还要注意开式齿轮的支承刚度小其宽度系数取小一些由机械设计表6.5选取齿宽系数d=1.计算应力循环次数由公式 得出n=5.49×10由公式 得出n=1.37×10.由机械设计图10-19取

7、接触疲劳寿命系数；。分别为1.05和1.1.计算接触疲劳许用应力安全系数sh=1 代入数据得出结论为588mpa代入数据得出结论为583mpa2>.计算. 试算齿轮模数 由计算可得m，但按标准取模数m=4.计算主要尺寸。1，分度圆=mz=4×25=100mm=mz=4×100=400mm2，齿宽 b=b=1×100=100 mm b=b+5=105 mm3，标准中心距aa=1/2×m(z+z)=250mm4, 齿顶圆直径d根据国标有关数据齿顶高h= h×m=4mmd=+2 h=100+2×4=108mmd=+2 h=400+2&

8、#215;4=408mm齿根弯曲疲劳强度校核 满足上述公式则合格1>.确定公式内的各计算数值查标准外齿轮的齿形系数y得出y=2.65 y=2.18查表标准外齿轮的应力修正系数y得出y=1.59 y=1.80许用弯曲应力查表得为210mpa；为190mpa查表取安全系数s=1.3由图弯曲疲劳寿命系数与 都为1由公式 代入数据得出结论1为162 mpa；2为146 mpa比较得出齿根弯曲疲劳强度校核合格 (5).结构设计及绘制齿轮零件图其次考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于400mm，而又小于1000mm，故以选用轮辐式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图6.29荐用的结构尺寸设计。首先其次考虑

9、小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径小于等于160mm，所以选用实心齿轮。 （注直齿轮为1）4.2.5斜圆柱齿轮传动设计计算材料选择：小齿轮20crmnti渗碳淬火，硬度5662hrcs 大齿轮40cr表面淬火，硬度5055hrc；精度选择：查表常见机器中齿轮精度等级的开式齿轮应该选8级精度（gb10095-88） 2，按齿根弯曲疲劳强度设计1 按斜齿轮传动的设计公式 确定公式内的各计算数值.试选载荷系 =1.4。.计算齿轮传递的转矩t=99.24n.m小齿轮齿数z=20，则大齿轮齿数z=i z=4.41×20=88.2，取z为89。初选螺旋角=14°.当量齿数由下公式 经计算z2

10、2; z97查标准外齿轮的齿形系数y得出y=2.75 y=2.1905查表标准外齿轮的应力修正系数y得出y=1.58 y=1.7985由表齿宽系数取齿宽d=0.8许用接触应力查阅资料可得，小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳强度 为880pma为740mpa查表安全系数s和s安全系数s=1.4由公式 代入数据得出结论n=2.42×10由公式 i代入数据得出结论n=5.49×10.由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数=1代入数据得出结论为629mpa代入数据得出结论为529mpa由代入数据得出结论为0.0069 mpa 为0.0074 mpa由公式代入数据得出结论m=1.69对比计算

11、结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，mn2.5计算中心矩a 由公式代入数据得出结论a=140mm确定螺旋角由公式代入数据得出结论；=13.8°根据gb取=14°3，齿面接触疲劳强度校核计算相关参数与系数分度圆直径d代入数据得出结论d等于51mm代入数据得出结论d等于229mm齿宽b代入数据得出结论b等于40.8取b=40mm，b=45mm3， 齿数比 =i=4.414， 许用应力由图试验齿轮的接触疲劳极限查得hlim1=1500mpa hlim2=1220mpa查表安全系数s和s查得s=1.2,查表接触疲劳寿命系数查得=1 =1.0

12、3由公式代入数据得出结论=1250mpa; =1047mpa由公式代入数据得出结论为946mpa满足，齿面接触疲劳强度校核合格。四，几何尺寸计算分度圆直径由公式 经计算得出d为51mm d为229mm齿顶圆直径齿顶高ha=m=2.5mm由公式da=d+2ha分别得出da=56mm da=234mm3,齿根圆直径齿根高hf=1.25m=1.25×2.5=3.125mmd=d-2hf得出d=44.75mm d=222.75mm齿全高h=ha+hf=2.5+3.125=5.625mm4，标准中心距aa=140mm5,齿宽b b=45mm b=40mm五，齿轮的结构设计1，斜齿圆柱齿轮结构设

13、计当圆柱齿轮的齿轮直径d=200500mm时，采用腹板式结构，故斜齿轮的大齿轮应该采用腹板式齿轮。d=1.6d=1.6×50mm=80mmd= d-(1012)m=207.82212.82mm,取d=210mmd=1/2 (d+ d)=145mmd=0.25 （dd）=32.5mmc=0.3b=0.3×40mm=12mm n=0.5m=1.25mm斜齿轮汇总表格法向模数m齿顶高ha齿根高hf分度圆直径d中心距a2.52.53.125229140齿顶圆直径da齿根圆直径df齿距齿厚齿槽宽234222.757.853.9253.9252，开式齿轮的结构设计当圆柱齿轮的齿轮直径d

14、=200500mm时，采用腹板式结构，故斜齿轮的大齿轮应该采用腹板式齿轮，小齿轮用实心式齿轮。开式小齿轮的各部分尺寸见下表分度圆直径d齿顶高ha齿根高hf齿高h100459齿顶圆直径da齿根圆直径df中心距a模数m108902504大齿轮为腹板式假设卷筒轴直径d=50mm，则d=1.6d=1.6×50mm=80mmd= d-(1012)m=342350mm,取d=344mmd=1/2 (d+ d)=212mmd=0.25 （dd）=66mmc=0.3b=0.3×100mm=30mm n=0.5m=2mm开式大齿轮汇总表格分度圆直径d齿顶高ha齿根高hf齿高h400459齿顶

15、圆直径da齿根圆直径df中心距a模数m4083902504第五章 轴的设计5.2轴的材料主要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足够的强度、韧性和耐磨性。轴的材料从以下中选取：1. 碳素钢优质碳素钢具有较好的机械性能，对应力集中敏感性较低，价格便宜，应用广泛。例如：35、45、50等优质碳素钢。一般轴采用45钢，经过调质或正火处理；有耐磨性要求的轴段，应进行表面淬火及低温回火处理 。轻载或不重要的轴，使用普通碳素钢q235、q275等。2. 合金钢合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性较好，热处理变形小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐磨性的轴。例如：汽轮发电机轴要

16、求，在高速、高温重载下工作，采用27cr2mo1v、38crmoala等。滑动轴承的高速轴，采用20cr、20crmnti等。3. 球墨铸铁球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中敏感低，价格低廉，使用铸造制成外形复杂的轴。例如：内燃机中的曲轴。5.3 轴的结构设计如图所示为一齿轮减速器中的的高速轴。轴上与轴承配合的部份称为轴颈，与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身，起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。轴结构设计的基本要求有：（1）、便于轴上零件的装配轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零

17、件的装拆，将轴制成阶梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。（2）、保证轴上零件的准确定位和可靠固定轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端挡圈定位和轴承端盖定位。5.4 轴的设计计算4.4.1按扭转强度计算这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。如果还受不大的弯矩时，则采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。并且应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。在进行轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴，也可作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为：强度条件： 设计公式：轴上有键槽： 放大：35%一个键槽；

18、710%二个键槽。并且取标准植式中：许用扭转剪应力（n/mm2），c为由轴的材料和承载情况确定的常数。5.4.2 按弯扭合成强度计算通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。对于钢制的轴，按第三强度理论，强度条件为： 设计公式：式中、：e为当量应力，mpa。 d为轴的直径，mm; 为当量弯矩；m为危险截面的合成弯矩； mh为水平面上的弯矩；mv为垂直面上的弯矩；w为轴危险截面抗弯截面系数；为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产

19、生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用弯曲应力。对于重要的轴，还要考虑影响疲劳强度的一些因素而作精确验算。内容参看有关书籍。5.4.3 轴的刚度计算概念轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。轴的弯曲刚度是以挠度y或偏转角以及扭转角来度量，其校核公式为：yy; ; 。式中：y、 、 分别为轴的许用挠度、许用转角和许用扭转角。5.4.4 轴的设计步骤设计轴的一般步骤为：（1）选择轴的材料 根据轴的工作要求，加工工艺性、经济性，选择合适的材料和热处理工艺。（2）初步确定轴的直径

20、 按扭转强度计算公式，计算出轴的最细部分的直径。（3）轴的结构设计 要求：轴和轴上零件要有准确、牢固的工作位置；轴上零件装拆、调整方便；轴应具有良好的制造工艺性等。尽量避免应力集中；根据轴上零件的结构特点，首先要预定出主要零件的装配方向、顺序和相互关系，它是轴进行结构设计的基础，拟定装配方案，应先考虑几个方案，进行分析比较后再选优。原则：1）轴的结构越简单越合理；2）装配越简单越合理。5.5各轴的计算一，从动轴的设计 1、选择的材料，确定许用应力 由已知条件知减速器的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表轴的常及部分机械性能查得极限强度b=650mpa,再由p265

21、表14.1轴的许用弯曲应力查得许用弯曲应力-1b=60mpa。表14.1 常用材料的t值和c值轴的材料q235a,20354540cr,35simnt/mpa1220203030404052c13516011813510711898107查得c=107118根据公式查表的d=(37.8041.69)mm考虑要开槽，故将直径加大百分之三到百分比五，由设计手册取直径d=40mm2、设计输出轴的结构由于设计的是单级减速器，课将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装开式齿轮。将齿轮布置在单级减速器箱体中央，轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。左轴承从轴的左端装入，

22、其余零件从轴的右端装入。齿轮左端用轴肩定位，右端用套筒固定，周向用普通平键固定。轴承采用过渡配合固定，左轴承右侧用轴肩轴向固定，右轴承左侧借用套筒周向固定，两轴承外侧均用左轴承端盖固定。半联轴器左侧由轴肩定位，周向用普通平键联接固定，右端用轴端挡圈固定。 确定个轴段的直径 如下图所示，轴段1（外伸段）直径最小，d1=40mm，考虑到要对安装在轴段1上的开式齿轮进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段2的直径为45mm,用相同的方法确定轴段3，4，6的直径为d3=50mm；d4=60mm;d6=45mm为了便于拆卸左轴承，可查出6209型滚

23、动轴承的安装高度为3.5mm，取d5=52mm.确定个轴段的长度齿轮的轮毂宽度为40mm，,为保证齿轮固定可靠，轴3的长度小于齿轮的轮毂宽度，取l=38mm；为保证端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁之间应留有一定的间距，根据从动轴的齿轮与箱体间的距离，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为19mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l=10mm l=10mm l=20mm,轴承支点距离98mm，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，去l=97mm,查阅有关联轴器手册取l=100mm。3、确定键槽的主要尺寸在轴段1,3上加工出

24、键槽，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查手册得到。经查表键的主要尺寸得到：键槽1的键宽b为14mm,键高h为9mm，键长l为28mm; 键槽2的键宽b为12mm,键高h为8mm，键长l为90mm。4,选定轴的结构细节，如倒角，圆角，退刀槽的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图5 、按弯曲-扭转组合强度校核 （1）、画出受力图 （2），齿轮的圆周力ft=2t2/d2=2×420300/184.5=4556n齿轮的径向力fr=fr×tan=4556 tan20°=1658n（3）、计算作用于轴上的支反力垂直平面内fva=(fr- ft ）d/2

25、=1658/2=-354n水平方向内fvb= fr- fva=2012n-截面处的弯矩为：m=2278×98/2=111622n.m截面左弯矩代入数据得出结论为-17346n.m截面右弯矩代入数据得出结论为98588n.m截面弯矩mv=fvb*1/2=2012×29=58348n.mm4，合作弯矩图截面：m1左=112960n.mmm1右=148920 n.mm截面：m2=88139 n.mm5,作转矩图t=420295n.mm6,求当量转矩因为减速器双向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6截面：代入数据得出结论292865 n.mm截面：代入数据得出结论2

26、67125 n.mm7，轴的校核 经过公式代入计算的出轴的强度足够二，主动轴的设计1、选择的材料，确定许用应力 由已知条件知减速器的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表轴的常及部分机械性能查得极限强度b=650mpa,再由p265表14.1轴的许用弯曲应力查得许用弯曲应力-1b=60mpa。表14.1 常用材料的t值和c值轴的材料q235a,20354540cr,35simnt/mpa1220203030404052c13516011813510711898107查的c=107118，根据公式查表的d=(23.9726.43)mm考虑要开槽，故将直径加大百分之三到

27、百分比五，由设计手册取直径d=25mm2、设计输出轴的结构由于设计的是单级减速器，课将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。确定轴的固定方式确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图如下，轴的左右端用轴肩定位。这样小齿轮轴向位置完全确定。确定个轴段的直径 如下图所示，轴段1（外伸段）直径最小，d1=25mm，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的直径为30mm,由于小齿轮的4的齿顶圆的直径为59.82mm，故d4=59.82mm;用相同的方法确定

28、轴段6的直径为d6=30mm为了便于拆卸左轴承，可查出6206型滚动轴承的安装高度为3mm，取d3=d5=36mm.确定个轴段的长度齿轮的轮毂宽度为45mm，则轴4的长度取45mm，为保证端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁之间应留有一定的间距，根据从动轴的齿轮与箱体间的距离，取该间距为13.5mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为16mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l=l=18.5mm l=16mm,轴承支点距离98mm，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，去l=75mm,查阅有关联轴器手册取l=60mm。 图由右向左看各段3、

29、确定键槽的主要尺寸在轴段1,3上加工出键槽，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查手册得到。经查表键的主要尺寸得到：键槽3的键宽b为8mm,键高h为7mm，键长l为50mm。4,选定轴的结构细节，如倒角，圆角，退刀槽的尺寸。按设计结果画出轴的结构第六章 轴承的选择6.1轴承种类的选择查机械设计课程设计手册第二版 吴宗泽 罗圣国 主编 高等教育出版社出版p62 滚动轴承由于采用两端固定，采用深沟球轴承。型号为6206和6209。6.2深沟球轴承结构深沟球轴承一般由一对套圈，一组保持架，一组钢球组成。其结构简单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。该类轴承主要用来

30、承受径向负荷，但也可承受一定量的任一方向的轴向负荷。当在一定范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接触轴承的性质，还可以承受较大的轴向负荷。深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或外壳的轴向位移限制在轴承的径向游隙范围内。同时，当外壳孔和轴（或外圈对内圈）相对有倾斜时，（不超过816根据游隙确定）仍然可以正常地工作，然而，既有倾斜存在，就必然要降低轴承的使用寿命。深沟球轴承与其它类型相同尺寸的轴承相比，摩擦损失最小，极限转速较高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下，可用此类轴承承受纯轴向负荷。如若提高其制造精度，并采用胶木、青铜、硬铝等材质的实体保持架，其转速还可提高。深沟球轴承结构简单，使用方

31、便，是生产批量最大、应用范围最广的一类轴承，主要用以承受径向负荷。当轴承的径向游隙加大时，具有角接触球轴承的性能，不承受加大的轴向负荷。此类轴承摩擦系数小，震动、噪声低,极限转速高。不耐冲击，不适宜承受较重负荷。深沟球轴承一般采用钢板冲压浪形保持架，也可采用工程塑料、铜制实体保持架。密封轴承内部根据不同的使用环境可添加相应的轴承专用润滑脂。可大批量的生产外径小于260mm的普通级深沟球轴承。应用于各类汽车的变速箱、发动机、水泵等部位，并适合其它各种机械上采用。6.3本设计轴承选择根据安装轴承的直径和安装尺寸b的大小来选择轴承代号，而b的大小由轴承与减速器的结构来确定。并查表的：主动轴承两端选择

32、6206的轴承从动轴承两端选择6209的轴承第七章 联轴器的选择7.1 联轴器的功用联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。7.2 联轴器的类型特点刚性联轴器：刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格便宜。只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。挠性联轴器：具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量随型号不同而异。无弹性元件的挠性联轴器：承载能力

33、大，但也不具有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、重载、转速平稳的场合。非金属弹性元件的挠性联轴器：在转速不平稳时有很好的缓冲减震性能；但由于非金属（橡胶、尼龙等）弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合金属弹性元件的挠性联轴器： 除了具有较好的缓冲减震性能外，承载能力较大，适用于速度和载荷变化较大及高温或低温场合。安全联轴器：在结构上的特点是，存在一个保险环节（如销钉可动联接等），其只能承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载荷时，保险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部分不致损坏，即起安全

34、保护作用。 起动安全联轴器：除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。7.3 联轴器的选用联轴器选择原则：转矩t： t，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器； t有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；转速n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器；对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；7.4 联轴器材料半联轴器的材料常用45、20cr钢，也可用zg270500铸钢。链齿硬度最好为40hrc一4

35、5hrc。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，销轴与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，以便加大承载面积。链轮齿数一般为1222。为避免过渡链节，宜取偶数。因为轴直径为25mm查表弹性柱销联轴器可知选用hl2型号。如图，第八章 键的选择键应该选择平键a型，查表得：从动轴段1键槽宽b为12mm，键高h为8mm，键长l为90mm；从动轴段3键槽宽b为14mm，键高h为9mm，键长l为28mm；主动轴段1键槽宽b为8mm，键高h为7mm，键长l为50mm；第九章 箱体的设计箱体是减速器中所有零件基基座，必须保证足够的强度和刚度，及良好的加工性能，便于装拆和维修，箱体由箱座和箱盖两部分组成，均采用ht200铸造而成，具体形状及尺寸见装配图。第十章 减速器附件的设计（1）检查孔：为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，在箱体顶部能直接观察到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。（2）通气器： 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增