三1111二级圆柱斜齿轮减速器课程设计

1、 机械设计课程说明书 院 部： 机械 学生姓名：张小峰 指导教师： 肖志信 职称 教授 专 业： 机械电子工程 班 级： 机电1301 完成时间： 2015年6月20日 目录 一 、设计任务 4 1、 设计题目4 2、 运动简图4 3、 工作条件4 4、 原始数据4二、电动机的选择 5 1、 选择电动机的类型5 2、 电动机功率的选择5 3、 确定电动机的转速5 4、 确定电动机的型号5三、 计算总传动比及分配各级的传动比6 1、 计算总传动比6 2、 计算分派各级传动比6四、运动参数及动力参数的计算 7 1、 各轴转数7 2、 各轴功率7 3、 各轴转矩7五、传动零件的设计计算 8 1、 高

2、速级齿轮的传动设计8 1.1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数8 1.2、按齿面接触强度设计8 1.3计算齿轮的圆周速度V9 1.4计算计算载荷系数K 9 1.5按照实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径 9 1.6计算的模数 9 1.7、校核齿根弯曲疲劳强度9 1.8、计算齿轮传动的中心矩a10 1.9按圆整后的中心距修整螺旋角10 2、 低速级齿轮的传动设计 10 2.1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数11 2.2、按齿面接触强度设计11 2.3计算齿轮的圆周速度V11 2.4计算计算载荷系数K 11 2.5按照实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径12 2.6计算的模数 12 2.

3、7、校核齿根弯曲疲劳强度12 2.8、计算齿轮传动的中心矩a12 2.9按圆整后的中心距修整螺旋角 126、 轴的设计计算 13 输入轴的设计计算 13 1、按扭矩初算轴径 13 2、轴的结构设计 14 中间轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 15 2、轴的结构设计 15 输出轴的设计计算 15 1、按扭矩初算轴径 16 2、轴的结构设计 16七 滚动轴承的校核及选择计算 19 1、计算输入轴轴承 19 2、计算中轴轴承 19 3、计算输出轴轴承 208、 键的连接选择及校核计算 22 24一、设计任务题目：卷扬机传动装置中的二级圆柱斜齿轮减速器工作条件：单向运转，轻微振动，连续工作，两班制，使

4、用期限为5年，卷筒转速度容许误差为±5%。原始数据：卷筒圆周力F=3400N；卷筒直径D=300mm；卷筒转速n=60r/min。二、电动机的选择1、电动机类型的选择电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不方便，因此选用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类。异步电动机有笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。我国新设计的Y系列三项笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。2、电动机功率选择（1）传动装置

5、的总效率： =0.984×0.972×0.992×0.96=0.8166（2）电机所需的功率： T =680V=3.14nD/60=0.942m/s P=F V/1000kw=34000.942/1000=3.203Kw3、确定电动机转速按机械设计课程设计指导书P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i减速器=860。故电动机转速的可选范围为：=（860）60=4803600r/min。符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500 3600r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考

6、虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n电动机=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-4。其主要性能如下：三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比=1440/60=242、分配各级传动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮（二级减速i减速器=860合理）（2） ，分配各级齿轮传动比对展开式二级圆柱齿轮减速器，主要考虑满足浸油润滑的要求，应使两个大齿轮直径大小相近。在两对齿轮配对材料相同（即两级齿面许用接触应力H2相近）、两级齿宽系数相等情况下，其传动比分配根据机械设计课程设

7、计指导书P17图12按展开式查得，则四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速1440r/min1440/6.25=230.4r/min=230.4/3.84=60r/min2、计算各轴的功率PI=P电机×联轴器=3.1710 KW PII=PI×轴承×齿轮=3.171×0.98×0.97=3.0143 KWPIII=PII×轴承×齿轮=3.0143×0.98×0.97=2.8654KW3、计算各轴扭矩TI=9550PI/nI=9550×3.1710/1440=21.03 N·mTII

8、=9550PII/nII=9550×3.0143/230.4=124.9417 N·mTIII=9550PIII/nIII=9550×2.8654/60=456.0762N·m五、传动零件的设计计算Ø 齿轮传动的设计计算第一组齿轮计算1.1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度220HBS；根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2m1.2、按齿面接触疲劳强度设计根据教材P218式10-21：进行计算确定有关参

9、数如下：传动比i1=6.25取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6.25×20=125实际传动比i0=125/20=6.25传动比误差：i1-i0/ i1 =6.25-6.25/6.25=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=6.25由教材P205表10-7取d=1 转矩T1T1=33000N·mm 载荷系数k取k=1.6 许用接触应力HH=HlimkHN/SH由教材P209图10-21查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由教材P206式10-13计算应力循环次数NN1=60njLh=60×960×1

10、5;(2×365×8)=3.36×108N2=N1/i=3.36×108/6.25=5.38×107通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1 KHN1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2 KHN2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343MpaH=( H1+H2)/2=433.7 Mpa初选螺旋角=14纵向重合度由教材P217 10-30查得ZH=2.433 由教材P01 10-6查得ZE=189.8故得：d1=38mm模数：m=d1cos/Z

11、1=1.8mm取标准模数：m=2mm1.3计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000=2m/s1.4计算计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据V=2m/s，7级精度 由P194图10-8查得KV=1.08由P197表10-4查得KH=1.417由P195表10-3查得KH=KF=1.1所以K=1.681.5按照实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径1.6计算的模数mn=1.991.7、校核齿根弯曲疲劳强度由式（10-7）（1） 确定计算参数计算载荷系数K=1.68（2） 根据纵向重合度=1.4272，从图10

12、-28查得螺旋角影响系数（3） 计算当量齿数，（4）齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20，Z2=125由表10-5得：YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.06 YSa2=1.97（4） 计算大小齿轮, （5） 计算mn=1.3979，取mn=1.5，计算当量齿数则z2=161.6669，圆整数值得z1=26，z2=1621.8、计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=1.5/2(26+162)=145.32mm将中心距调整为146mm1.9按圆整后的中心距修整螺旋角计算大小齿轮的分度圆直径d1=40.2，d2=251.58计算齿轮宽度b=40.377取B

13、1=50mm B2=45mm第二组齿轮计算2.1、按齿面接触疲劳强度设计进行计算确定有关参数如下：（1）传动比i1=3.84取小齿轮齿数Z3=20。则大齿轮齿数：Z4=iZ3=3.84×20=76.8=77实际传动比i0=77/20=3.85传动比误差：i1-i0/ i1 =3.85-3.84/3.85=0.26%<2.5% 可用齿数比：u=i0=3.85由教材P205表10-7取d=1 转矩T2T2=196000N·mm 载荷系数k取k=1.6 许用接触应力HH=HlimkHN/SH由教材P209图10-21查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mp

14、a由教材P206式10-13计算应力循环次数NN1=60njLh=60×153.6×1×(2×365×8)=5.38×108N2=N1/i=5.38×108/3.85=1.4×108由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=0.92 KHN2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1 KHN1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2 KHN2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343MpaH=

15、( H1+H2)/2=433.7 Mpa初选螺旋角=14由教材图10-26查得1=0.78, 2=0.87,则=1+2=1.65由教材P217 10-30查得ZH=2.433 由教材P01 10-6查得ZE=189.8故得： =68.82mm模数：m=cos /Z1=68.82×0.97/20=3.441mm取标准模数：m=3.5mm2.3、校核齿根弯曲疲劳强度根据教材P216公式10-16：确定有关参数和系数分度圆直径：d3=mZ3cos=3.5×0.97×20mm=67.9mmd4=mZ2=3.5×125mm=437.5mm 齿形系数YFa和应力修正

16、系数YSa根据齿数Z1=20，Z2=125由表10-5得：YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83许用弯曲应力F根据公式：F= Flim/SFFlim1=290Mpa Flim2 =210Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 /SF=290/1.25=232MpaF2=Flim2 /SF=210/1.25=168Mpa 将求得的各参数代入式F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55

17、=77.2Mpa<F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83=11.6Mpa<F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够2.4、计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=（3.5/2）×(20+77)=145mm2.5计算齿轮的圆周速度VV=d3n1/60×1000=3.14×40×153.6/60×1000=0.32m/s2.6计算计算载荷系数K已知使用系数KA=1，根据V=0.32m/s，7级精度

18、 由P194图10-8查得KV=1.05由P197表10-4查得KH=1.426由P195表10-3查得KH=KF=1.1所以Kt=1.652.7按照实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径2.8计算的模数mn=3.52.9、校核齿根弯曲疲劳强度由式（10-7）（6） 确定计算参数计算载荷系数K=1.68（7） 根据纵向重合度=1.4272，从图10-28查得螺旋角影响系数（8） 计算当量齿数，（4）齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z3=20，Z4=80由表10-5得：YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.06 YSa2=1.97（9） 计算大小齿轮, （10） 计算mn=

19、2.98，取mn=3，计算当量齿数则z2=84.6，圆整数值得z3=22，z4=852.10、计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z3+Z4)=3.5/2(22+85)=187.5mm将中心距调整为188mm2.11按圆整后的中心距修整螺旋角计算大小齿轮的分度圆直径d3=79.38，d4=306.7计算齿轮宽度b=86取B1=90mm B2=85mm六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=112dminA0(P1/n1)1/3=112(3.203/1440)1/3=16.3843mm取dmin=17mm2、轴的结构

20、设计（1）轴上的零件定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称布置，两轴承分别以轴肩和端盖固定，联轴器轴向用轴肩和螺母固定，周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度 初选30306型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=30mm×55mm×17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm，各段长度及直径如下：d1=24mm d2=30mm d3=35mm d4=58mm d5=36mm

21、d6=30mmL1=41mm L2=66mm L3=158mm L4=65mm L5=26mm L6=19mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知mt=1.99 d1=mtz1=248.75mm求转矩：已知T1=33N·m求圆周力：Ft根据教材P213（10-14）式得Ft=2T1/d1=2653N求径向力Fr根据教材P213（10-14）式得Fr=Ft·tann/cos=992.2N求轴向力Fa根据教材P213（10-14）式得Fa=Ft·tan=636.72N由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L1=203mm L2=71mm Y A B C D X

22、Z M1 M2 T1由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FBZ=564N FDZ=1734NFBY=262N FDY=545NM1=105372N.mm M2=53683N.mmT1=76000N.mmMC=(M12+M22)1/2=(1053722+536832)1/2=105356.78N·mm转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=105356.782+(0.6×76000)21/2 校核危险截面C的强度由式（15-5）e=Mec/0.1d33=7.81MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。

23、中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A0=112dminA0(P2/n2)1/3=112(3.0143/230.4)1/3=29.37mm取dmin=32mm2、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器两齿轮一端用轴肩固定另一端则用套筒固定，两个滚动轴承两端分别用端盖和套筒固定两齿轮周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度 初选30307型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=40mm×62mm×15mm。考虑齿轮端

24、面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm，各段长度及直径如下：d1=42mm d2=47mm d3=50mm d4=57mm d5=52mmd6=42mm d7=40mmL1=15mm L2=25mm L3=90mm L4=55mm L5=55mm L6=35mm L7=15mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径： 已知mt2=2.52 d2=mt2z2=305mm mt3=3.96 d3=mt3z3=89.4mm求转矩：已知T2=350N·m求圆周力：Ft根据教材P213（10-14）式得Ft2=2T2/

25、d2=2130N Ft3=2T3/d3=7551N 求径向力Fr根据教材P213（10-14）式得Fr2=Ft2·tann/cos=794N Fr3=Ft3·tann/cos=1956N求轴向力Fa根据教材P213（10-14）式得Fa2=Ft2·tan=545N Fa3=Ft3·tan=1856N由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L1=71.6mm L2=113.5mm L3= 55mmY A B C DX Z 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FAZ=4744N FDZ=602NFAY=1081N FDY=2631NM1=528741

26、N.mm M2=765330N.mmT2=350000N.mmMC=(M12+M22)1/2=(5288912+7651202)1/2=765397N·mm 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢调质根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=112dmin112 (2.997/40)1/3mm=47.232mm因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查教材表14-1，取KA=1.3则：Tca=KAT3=1.3×1099.17=1428.92N·m 差标准GB/T5014-85选HL5型弹性柱銷联轴器，其

27、公称转矩为2000N·m，半联轴器孔径d=55mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级斜齿轮减速器联轴器一端用轴肩固定另一端用螺母固定，齿轮相对于轴承做不对称不知，齿轮一端由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。（2）确定轴各段直径和长度1段：d1=55mm 长度取L1=82mm第II为定位轴肩h=3.5mm2段：d2=d1+2h=55+2×3.5=62mmd2=62mm 取长度L2=50mm3段为非定位轴肩 初选用30313型单列圆锥滚子轴承，其尺寸

28、为d×D×T=65mm×140mm×36mm d3=d7=65mm L7=36mm因为第6段位定位轴肩取h=6mm d6=d7+2h=77mm L6=90mm4段为定位轴肩 取d4=70mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取L4=86mm 5段位定位轴肩取h=6mm 则轴环直径d5=d4+2×h=82mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为24mm，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm(3) 轴上零件的周向定位由表6-1按齿轮和半连轴器的直径查得如下：1段的

29、键的尺寸：b×h×l=16mm×12mm×80mm其配合为H7/m64段的键的尺寸：b×h×l=20mm×10mm×90mm其配合为H7/n6（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 轴端倒角为2×45。 圆角半径R=1.6mm（3）按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知mt=3.96 d4=mtz4=299.24mm求转矩：已知T4=350.485N·m求圆周力：Ft根据教材P213（10-14）式得Ft=2T4/d4=75044N求径向力Fr根据教材P213（10-14）式得Fr=Ft·tan

30、n/cos=2830.49N求轴向力Fa根据教材P213（10-14）式得Fa=Ft·tan=1866.79N由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L1=78mm L2=159mm y T3A B x L1 C L2 z M1 A C M2 B A C B T3=1099N.m由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FBZ=5044N FDZ=2484NFBY=696N FDY=2174NM1=381638N.mm M2=326593N.mmT3=1099000N.mmMC=(M12+M22)1/2=(3817482+3266632)1/2=502358N·mm转矩产

31、生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=5023582+(0.6×1099000)21/2 校核危险截面C的强度由式（15-5）e=Mec/0.1d33=29.5MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：16×365×5=29200小时1、计算输入轴轴承（1）已知n1=1440r/min两轴承径向反力：FR1 =992.2N FR2=0N初选30306型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=30mm×55mm×17

32、mm。根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力Fd=Fr /2Y则Fd1 =1096N（2）Fd1+Fa=Fd2 Fa=537N故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=Fd1=1096N Fd2=FS2=1633N（3）求系数x、yFA1/FR1=0.51FA2/FR2=0根据教材P321表13-5得e=0.4FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0（4）计算当量载荷P1、P2根据教材P321表13-6取fP=1.5根据教材P320式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×992.2+0)=1

33、488.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×992.2+0)=1488.3N（5）轴承寿命计算P1=P2 故取P=606N圆锥滚子轴承=3根据手册得30306型的Cr=23000N由教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1049764h>29200h预期寿命足够2、计算中轴轴承（1）已知n2=230.4r/min Fa=0 FR=FAZ=1034.2N初选30306型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=30mm×55m

34、m×17mm。根据教材P322表13-7得FS=0.68FR，则FS1=FS2=0.68FR=0.68×1034.2=703.256N（2）计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=703.256N（3）求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.71FA2/FR2=569.1/930.35=0.71根据教材P321表11-8得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0（4）计算当量动载荷P1、P2根据表P

35、321表13-6取fP=1.5根据式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1034.2)=1551.3NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×1034.2)=1551.3N (5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1355 =3根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N根据教材P320 表13-4得：ft=1根据教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2639424.6h>29200h此轴承合格3、计

36、算输出轴轴承（1）已知n3=60r/min Fa=0 FR=FAZ=1034.2N初选30306型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=30mm×55mm×17mm。根据教材P322表13-7得FS=0.68FR，则FS1=FS2=0.68FR=0.68×1034.2=703.26N（2）计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=703.26N（3）求系数x、yFA1/FR1=703.26/1034.2=0.68FA2/FR2=569.1/930.35=

37、0.68根据教材P321表11-8得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0（4）计算当量动载荷P1、P2根据表P321表13-6取fP=1.5根据式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1034.2)=1551.3NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×1034.2)=1551.3N (5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1355 =3根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N根据教材P320 表13-4得：ft=1根据教材P320式13-

38、5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>29200h此轴承合格八、键连接的选择及校核计算1、中轴与齿轮2连接采用平键连接轴径d2=35mm L3=48mm T=271N·m查手册P51 选A型平键，得：b=10 h=8 L=48即：键10×48 GB/T1096-2003l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4×271000/35×8×38=101.87Mpa<p(110Mpa)3、输出轴与齿轮4连接用平键

39、连接轴径d3=51mm L2=50mm T=61.5N.m查手册P51 选用A型平键，得：b=16 h=10 L=50即：键16×50GB/T1096-2003l=L2-b=50-16=34mm h=10mm根据教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<p (110Mpa)九、联轴器的选择及校核计算联轴器选择的步骤：一、高速轴用联轴器的设计计算由于装置原动机为电动机，考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB/T3852-1997），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB3852-1997）其主要参数如下：材料HT200公称转矩 250N/m轴孔直径 ， 25mm轴孔长 ， 115mm装配尺寸 45mm半联轴器厚 20二、第二个联轴器的设计计算其主要参数如下：材料HT200公称转矩 250N/m轴孔直径 ， 25mm轴孔长 ， 115mm装配尺寸 45mm半联轴器厚 20mm=3.203Kwn=60r/min=4803600r/min电动机型号：Y112M-4=1440r/min=230.4r/min60r/minPI=3.1710KWPII=3.0143K