一级齿轮减速器

1、机械设计基础课程设计说明书设计题目: 一级圆柱齿轮减速器院 系: 机械与材料工程学院专 业: 汽车服务工程班 级: A1561 学 号: 15 设计者: 张忠 指导老师: 李海洲成 绩: 2017年12月目录绪论6一、初步设计71.1设计任务书71.2原始数据71.3传动系统方案的拟定7二、电动机的选择92.1电动机类型和结构的选择92.2电动机功率的选择92.3确定电动机转速102.4确定电动机结构尺寸11三、传动装置运动及动力参数计算123.1计算总传动比123.2合理分配各级传动装置传动比123.3计算传动装置各级传动功率、转速与转矩12计算各轴的转速13计算各轴的输入功率13计算各轴的

2、输入转矩13计算各轴的输出功率14计算各轴的输出转矩14四、传动零件设计计算164.1 V带传动设计164.1.1 计算功率164.1.2 带型选择16验算带速16确定中心距a和普通V带基准长度Ld17包角及其验算17带根数17预紧力计算18压轴力计算184.2齿轮传动设计18选择齿轮类型、材料、精度及参数18按齿面接触疲劳强度进行设计19确定几何尺寸20校核齿根弯曲疲劳强度20齿轮的圆周速度21齿轮传动的几何尺寸计算21五、轴的设计与计算235.1高速轴（轴）的设计23选择轴的材料23初步估算轴的最小直径23轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸235.2低速轴设计24选择轴的材料24初步估算轴的

3、最小直径24轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸245.3校核轴的强度25按弯扭合成校核高速轴的强度255.3.2 按弯扭合成校核低速轴的强度27六、滚动轴承的选择和计算306.1高速轴上的滚动轴承设计306.2低速轴上的滚动轴承设计31七、键连接的选择和计算337.1高速轴V带轮用键连接33选用键类型33键的强度校核337.2低速轴齿轮用键连接33选用键类型33键的强度校核347.3低速轴联轴器用键连接34选用键类型34键的强度校核34八、联轴器的选择358.1联轴器的转矩计算358.2许用转速358.3配合轴径358.4配合长度35九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择369.1润滑方式36

4、9.2润滑油牌号及用量369.3密封装置36十、铸造减速器箱体的主要结构尺寸37总结38参考文献：39绪论本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础 、 机械制图 、 工程力学 、 公差与互换性 等多门课程知识，并运用 AUTOCAD 软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养机械设计的能力，通过传动方案的拟定，设计计算，结构设计，查阅有关标准和规范及编写设计计算说明书等各个环节，要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步骤和方法，并在设

5、计构思、设计技能等方面得到相应的锻炼。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们Office软件中Word功能的认识和运用。计算及说明结果一、初步设计1.1设计任务书设计课题：带式输送机上的一级圆柱齿轮减速器。设计说明：1) 运输机连续单向运转，载荷平稳，空载起动。2) 起动载荷为名义载荷的1.25倍。 3) 传动工作年限5年，每日工作2

6、4小时。 4) 输送带速度允许误差为±5%。1.2原始数据参数编号1输送带工作拉力F（N）2300输送带工作速度V（m/s）1.5滚筒直径D/mm400每日工作时数T/h24传动工作年限/a51.3传动系统方案的拟定根据本课程设计要求，采用单级圆柱齿轮(斜齿)减速器传动方案，其传动简图如下： 计算及说明结果图1 一级直齿圆柱齿轮减速器带式输送机的传动示意图1.V带传动 2.电动机 3.圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.输送带 6.滚筒 计算及说明结果二、电动机的选择2.1电动机类型和结构的选择选择Y型全封闭笼型三相异步电机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作

7、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。2.2电动机功率的选择电动机所需的工作功率为工作机所需工作功率为因此 由电动机至运输带的传动总效率为式中：分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。取=0.96，0.99(滚子轴承)，(齿轮精度8级，不包括轴承效率)，(齿轮联轴器)，则 选择Y型全封闭笼型三相异步电机计算及说明结果总=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.87所以 电机所需的工作功率： =(2300×1.5)/(1000×0.87)=3.97(kw)2.3确定

8、电动机转速滚筒轴工作转速为=(60×1000×1.5)/（400·） =71.62 r/min根据推荐的传动比合理范围：取圆柱齿轮一级减速器传动比为3。取带的传动比为 。则总传动比理论范围为。故电动机转速的可选范为：=(624)×71.62r/min =429.721718.87 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min取V带传动的传动比，一级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为 Pd=3.97kwn卷筒=71.62(r/min)计算及说明结果表1.电动机选择方案及参数方案电机型号额定功率

9、电动机转速(r/min)质量Kg传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.5150014406820.113.366.002Y132M2-65.510009608413.403.354.003Y160M2-85.575072011910.052.234.50表2.电动机主要参数型号额定功率同步转速满载转速堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160M2-85.57507202.22.32.4确定电动机结构尺寸图2 电动机形状及尺寸表3 电动机安装及有关尺寸主要参数中心高外形尺寸L´（AC/2+AD）´HD底脚安装尺寸A´B地脚螺栓直径

10、K轴伸尺寸D´E键公称尺寸F´h132520×345×315216×1781228×8010×41选用Y160M2-8型号的电机，额定功率5.5KW，满载转速720r/min计算及说明结果三、传动装置运动及动力参数计算3.1计算总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n可得传动装置总传动比为：=720/71.62=10.05总传动比等于各传动比的乘积（式中i0、i1分别为带传动和减速器的传动比） 3.2合理分配各级传动装置传动比 齿轮的传动比范围约为36，取i1=4.5因为： 所以： i1=10.05/4.5=2

11、.233.3计算传动装置各级传动功率、转速与转矩将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0 , i1， .为相邻两轴间的传动比01，12， .为相邻两轴的传动效率P，P， .为各轴的输入功率 （kw） ia=10.05i0=2.23计算及说明结果T，T， .为各轴的输入转矩 （N·m）n , n, .为各轴的输入转速 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数计算各轴的转速 轴：n=nm/ i0= 720/ 2.23= 322.29（r/min） 轴：n= n/ i1 =322.29/4.5=71.62 (r/min)卷筒轴：n= n计算各轴

12、的输入功率轴： P=Pd×01 =Pd×1=3.97×0.96=3.81（kw）轴： P= P×12= P×2×3 =3.81×0.99×0.97=3.66（kw）卷筒轴： P= P·23 = P·2·4 =3.66×0.99×0.97=3.58（kw）计算各轴的输入转矩n1=332.29r/minn=71.62r/min P=3.81(kw)P=3.66(kw)P=3.58(kw)计算及说明结果电动机：Td=9550·Pd/nm=9550×3.

13、97/720=52.60N·m轴：T= Td·i0·01= Td·i0·1=52.60×2.23×0.96=112.81N·m 轴：T= T·i1·12= T·i1·2·4 =112.81×4.5×0.99×0.97=497.52N·m 计算各轴的输出功率由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率,故： 轴：P=P×轴承=3.81×0.99 =3.77kw轴：P= P×轴承=3.66×0

14、.99=3.62kw计算各轴的输出转矩由于轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率，则：轴：T= T×轴承=112.81×0.99=111.68 N·m Td=52.6 NmT=112.81NmT=497.52NmP1=3.77kwP=3.62kwT=111.68 N·m计算及说明结果轴：T = T×轴承=497.52×0.99=492.55N·m表4 各级传动功率、转速与转矩参数输入功率（kW）转速n（r/min）输入转矩T（N×m）传动比i效率h电动机轴3.9772052.602.230.96轴I3.81322.

15、29112.814.500.96轴II3.6671.62497.52 T =492.55N·m计算及说明结果四、传动零件设计计算4.1 V带传动设计4.1.1 计算功率 平稳载荷，查表8.4,可得工况系数 计算功率4.1.2 带型选择根据,由图8.6初选A型，由表8.1取小带轮基准直径则大带轮基准直径 由表8.1取(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)4.1.3验算带速带速: 介于525m/s范围内，故合适 KA=1.1PC=6.05Kwd1=150mmd2=400mmV=5.65m/s计算及说明结果4.1.4确定中心距a和普通V带基准长度Ld确定带长和中心距a 0.7

16、83;（d1+d2） a02·（d1+d2） 0.7×（150+400）a02×（150+400） 385a01100初定中心距，则带长为 由表8.5选取A型V带的基准长度Ld=1900mm实际中心距 4.1.5 包角及其验算验算小带轮上的包角1： ,合适4.1.6带根数由n1=720r/min,d1=150mm,查表8.3得P0=3.08Kw;查表8.5得KL=1.00，查 表8.3得P0=0.5Kw;查表8.7得K=0.95Ld=1900mma=502.63mm1=159o计算及说明结果确定带的根数： =6.05/（3.08+0.30）×1.00&#

17、215;0.95） = 2.68 故取3根A型V带4.1.7预紧力计算 A型V带线密度q=0.11kg/m预紧力： =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×5.65）+0.11×5.652 =294.59 N4.1.8压轴力计算 压轴力： =2×3×294.59×sin(159/2) =1740.67NV带轮采用HT200制造，允许最大圆周速度为25m/s。4.2齿轮传动设计选择齿轮类型、材料、精度及参数 Z=3F0=294.9NFQ=1740.67N计算及说明结果由于传递功率较小，转速较低，有轻微载荷，小齿轮选

18、硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS，齿轮精度初选8级。4.2.2按齿面接触疲劳强度进行设计（1）许用接触应力极限应力取安全系数许用接触应力取两者中的较小者作为带入计算（2）计算小齿轮分度圆直径小齿轮转矩3.81/3单级齿轮传动轴承相对齿轮对称分布，取齿宽系数d=1取微小冲击取载荷系数K=1.1标准直齿圆柱齿轮传动，取节点区域系数ZH=2.4由表9.5，取弹性系数ZE=189.8 =572.73MPaT1=112.805Nm计算及说明结果小齿轮计算直径 59.27mm4.2.3确定几何尺寸取小齿轮齿数z1=2

19、0大齿轮齿数4.5×20=90模数59.27/20=2.96查表9.1，取标准模数m=3小齿轮分度圆直径3×20=60mm大齿轮分度圆直径3×90=270mm中心距(60+270)/2=165mm齿宽1×60=60mm取大齿轮齿宽60mm则小齿轮齿宽60+5=65mm4.2.4校核齿根弯曲疲劳强度（1）许用齿根应力极限应力 m=3d1=60mmd2=270mma=165mmb=60mmb2=bb1=65mm计算及说明结果取安全系数许用齿根应力(2)验算齿根应力由表9.8，经线性插值取复合齿形系数齿根应力85.91MPa20.37MPa 结论：，满足设计要

20、求4.2.5齿轮的圆周速度=1.01m/s对照表11-2可知选用8级精度是合宜的齿轮传动的几何尺寸计算 F1=414.29MPaF2=385.71MPaF1=85.91MPaF2=20.37MPaV=1.01m/s计算及说明结果名称代号计算公式与结果模数m3压力角20齿顶高系数h*1顶隙系数c*0.25小齿轮齿数z120大齿轮齿数z290小齿轮分度圆直径d1d1=m.z1=60mm大齿轮分度圆直径d2d2=m.z2=270mm中心距aa=(d1+d2)/2=165mm齿顶圆直径da1、da2da=m(z+2ha*);da1=66mm;da2=276mm齿根圆直径df1、df2df=m(z-2h

21、a*-2c*);df1=52.5mm;df2=262.5mm齿顶高haha=ha*m=3mm齿根高hfhf=(ha*+c*)m=3.75mm齿高hh=(2ha*+c*)m=6.75mm齿距pp=m=9.42mm齿厚ss=m/2=4.71mm齿槽宽ee=m/2=4.71mm基圆齿距pdpb=mcos=8.85mm螺旋方向右旋表6 齿轮几何尺寸 m=3=200h=1c=0.25Z1=20Z2=90d1=60d2=270a=165da1=66da2=276df1=52.5df2=262.5hf=3.75h=6.75p=9.42s=4.71e=4.71pd=8.85计算及说明结果五、轴的设计与计算5.

22、1高速轴（轴）的设计选择轴的材料选用45#调质，硬度217255HBS初步估算轴的最小直径 轴的输入功率为P=3.81KW 转速为n=322.29r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=30mm，又带轮的宽度 B=（m-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 则第一段长度L1=60mm。右起第二段直径取D2=38mm,根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面

23、间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm。右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=20mm。 d=26.19mmL1=60mmL2=70MmL3=20mm计算及说明结果右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm，长度取L4= 10mm。右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为66mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=66mm，

24、长度为L5=65mm。右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm,长度取L6= 10mm。右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=18mm。5.2低速轴设计选择轴的材料选用45#调质，硬度217255HBS初步估算轴的最小直径轴的输入功率为P=3.66KW 转速为n=71.62 r/min轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取45mm，根据计算转矩TC=KA×T=1.1×497.52=547.27N.mm，查标准GB/T 50142003，选

25、用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm, L4=10mmL5=65mmL6=10mmL7=18mmd=42.66mm计算及说明结果轴段长L1=82mm。右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm。右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为55mm，长度为L3=36mm。右起第四段，该段装有齿轮

26、，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm。右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=10mm。右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=21mm。5.3校核轴的强度按弯扭合成校核高速轴的强度(1)求齿轮上作用力的大小、方向小齿轮分度圆直径：d1=60mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =112805.24 N·mm 求圆周力：FtFt=2T1/d1=2×112805.24/60=3

27、760.17N 求径向力FrFr=Ft·tan=3760.17×tan200=1368.70NL1=82mmL2=74mmL3=36mmL4=58mmL5=10mmL6=21mmFt=3760.17NFr=1368.7N计算及说明结果（2）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1880.09N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124=684.35N（3）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA 垂直面的弯矩：MC1= M

28、C2=RA 合成弯矩：（4）画转矩图： T= Ft×d1/2/1000=112.805Nm（5）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （6）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知Me=141.31N.m ,-1=60Mpa 则：e= Me/W= Me/(0.1·D43)=141.31×1000/(0.1×483)=12.78N.m<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： RA=RB=684.35NMC1=

29、MC2=124.05NmT=112.805NmMe=141.31Nme=12.78Nm计算及说明结果 e= MD/W= MD/(0.1·D13) =67.68×1000/(0.1×303)=25.07Nm<-1，安全。 (7)绘制弯矩、扭矩图图4 高速轴的受力、弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图5.3.2 按弯扭合成校核低速轴的强度(1) 求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=270mm作用在齿轮上的转矩为：T2=497521.88N·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×497521.88/270=3685.35N e

30、=25.07NmFt=3685.35N计算及说明结果求径向力FrFr=Ft·tan=3685.35×tan200=1341.47N (2）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1842.67N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124= 670.73N(3) 画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA×62/1000= 114.25Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×62/1000=41.59N

31、m 合成弯矩： (4) 画转矩图： T= Ft×d2/2=497.522 Nm(5) 画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：(6) 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知Me=322.32Nm ,-1=60Mpa 则：e= Me/W= Me/(0.1·D43)=322.32×1000/(0.1×603)=14.92Nm<-1 Fr=1341.47NRA=670.3NMC1=121.58NmT=497.522NmMe=322.32N

32、me=14.92Nm计算及说明结果右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=298.51×1000/(0.1×453)=32.76Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。(7)绘制弯矩、扭矩图图5 低速轴的受力、弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图 e=32.76Nm计算及说明结果六、滚动轴承的选择和计算6.1高速轴上的滚动轴承设计根据条件，24小时制，五年，轴承预计寿命5×365×24=43800小时（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，必须求出当

33、量动载荷P深沟球轴承查表16-13取静载荷系数X0=0.6当量动载荷P=X0.Fr=0.6×1368.70=821.22N即轴承在Fr=1368.70N和Fa=0N作用下的使用寿命，相当于在纯径向载荷为821.22N作用下的使用寿命。（2）求轴承所需的径向基本额定载荷值 轻微载荷查表16-9取载荷系数fp=1.2, 因工作温度不高查表16-8取温度系数ft=1=9323.92KN（3）选择轴承型号查设计手册，选择6208轴承，其Cr=29.5KN>9.32KN（4）轴承寿命校核6208轴承的寿命： P=821.22NC=9323.92Kn选择6208轴承计算及说明结果=1387

34、215>>43800预期寿命足够此轴承合格6.2低速轴上的滚动轴承设计（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，必须求出当量动载荷P深沟球轴承查表16-13取静载荷系数X0=0.6当量动载荷P=X0.Fr=0.6×1341.47=804.88N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 轻微载荷查表16-9取载荷系数fp=1.2, 因工作温度不高查表16-8取温度系数ft=1 =5535.18KN（3）轴承选型查课程设计手册，选择6211轴承 Cr=43.2KN（4）轴承寿命校核6211轴承寿命:=6630484>>46720 P=804

35、.88NC=5535.18kN选择6211轴承计算及说明结果预期寿命足够此轴承合格表8 滚动轴承参数参数轴承型号基本额定动载荷（N）高速轴轴承62089323.92低速轴轴承62115535.18 计算及说明结果七、键的选择和计算7.1高速轴V带轮用键连接选用键类型此段轴径d1=30mm,L1=60mm根据轴径查机械设计课程设计手册或GB/T 1096-2003，选用A型平键，键规格为： GB/T 1096 键 8X7X45 ，即键宽b=8mm;键深h=7mm;键长L=45mm,轴上转矩T=112.81N·m 键的强度校核p=4 ·T/(d·h·L)=4

36、×112.81×1000/（30×7×45） =23.87Mpa < P (110Mpa)7.2低速轴齿轮用键连接选用键类型输出轴与齿轮连接用平键连接轴径d3=60mm L3=58mm T=497.52Nm根据轴径查机械设计课程设计手册或GB/T 1096-2003，选用A型平键，键规格为： GB/T 1096 键 18X11X50 ，即键宽b=18mm;键深h=11mm;键长L=50mm p=23.87MPa计算及说明结果7.2.2键的强度校核p=4·T/（d·h·l）=4×497.52×1000

37、/（60×11×50）=30.15Mpa < p (110Mpa)7.3低速轴联轴器用键连接选用键类型轴径d2=45mm L2=63mm T2=497.52N·m根据轴径查机械设计课程设计手册或GB/T 1096-2003，选用A型平键，键规格为： GB/T 1096 键 14X9X60 ，即键宽b=14mm;键深h=9mm;键长L=60mm键的强度校核p=4 ·T/（d·h·l）=4×497.52×1000/（45×9×60） = 40.95Mpa < p (110Mpa)表10

38、各键参数参数型号键长键高高速轴带轮键A键8x7457低速轴齿轮键A键18x115011低速轴联轴器键B键14x9609 p=30.15MPap=40.95MPa计算及说明结果八、联轴器的选择8.1联轴器的转矩计算由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。计算转矩TC=KA×T=1.1×497.52=547.27N.m，其中KA为工况系数，轻微载荷取KA=1.18.2 许用转速根据TC,轴径d,轴的转速n,查标准GB/T 50142003,选用LX3型弹性柱销联，其额定转矩T=1250N.m, 许用转速n=4700r/min,故符合要求。8.3配合轴径根据四章轴的设计及机械设计课程设计手册表8-7弹性柱销联轴器（GB/T 5014-2003）中LX3型联轴器轴孔直径，选定配合轴径d=45mm。8.4配合长度由选定联轴器的类型及型号查机械设计课程设计手册表8-7轴孔长度，选择Y型轴孔，则轴孔长度L=82mm。联轴器相关参数如表8所示表8 联轴器参数联轴器型号许用转矩许用转速配合轴径配合长度LX3547.27Nm4700r/min45mm82mm TC=547.27Nm计算及说明结果九、润滑方式、润滑油牌号及密