原版课程设计

1、目 录1. 任务书2. 电动机的选择3. 传动装置总传动比计算并分配传动比4. 传动装置的运动参数和动力参数计算5. 齿轮传动设计及计算6. 输入轴的设计结构计算7. 输出轴的设计结构计算8. 滚动轴承的选择计算9. 键的选择10. 联轴器的选择11. 箱体的结构设计计算12. 润滑方式的选择13. 润滑油的选择14. 密封选择15. 参考资料16. 学习小结17. 零件图1. 任务书一、 课程设计的性质和目的机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：1 培养

2、综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调协应用。2 通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。3 在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关的技术资料等。熟悉个掌握机械设计的基本技能。二、 课程设计的内容1设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器2运动简图3工作条件传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为5%，输送带效率一般为0.940.9

3、6。4原始数据已知条件 题号 02 输送带拉力F(N) 3.0滚筒直径D(mm) 450输送带速度v(m/s) 1.7三、 完成工作量（1） 设计说明书1份（2） 减速器装配图1张（3） 减速器零件图3张四、 机械设计的一般过程设计过程:设计任务总体设计结构设计零件设计加工生产安装调试五、 课程设计的步骤 在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要设计环节，如下：1 设计准备 认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。通过查阅有关资料和图纸，参观模型和实物，观看电视教学片.挂图，上网查阅有关资料，有条件的可以进行减速器拆装实验等，加深对设计任务的了解。2 传动装

4、置的总体设计首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总体布置方案；选择电动机的类型和型号；确定总传动比和各级分传动比；计算传动装置的运动和动力参数3 传动零件的设计计算设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸，包括减速器外部的传动零件（带传动.开齿轮传动等）和减速器内部的传动零件（齿轮传动.蜗杆传动等），以及选择联轴器的类型和型号等4 结构设计（装配图设计）首先进行装配早图设计；设计轴；在轴的结构设计完成之后选择轴承并进行轴承寿命计算；同时进行轴承的组合设计；再进行箱体及其附件的设计；最后完成装配图的其他要求。在完成配置草图的基础之上，最终完成白图即正式的装配图结构设计。

5、5完成两张典型零件工作图设计6 编写和整理设计说明书7 设计总结和答辩六、 课程设计中应注意的问题 课程设计是学生第一次较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：（一）全新设计与继承的问题机械设计是一项复杂.细致的创造性劳动。在设计中即不能盲目抄袭，又不能闭门“创新”。在科学技术飞速发胀的今天，设计过程中必须要继承前人成功的经验，改进其缺点。应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料，进行更科学.更先进的设计。（二）正确使用有关标准和规范为提高所设计机械的质量和降低成本，一个好的设计必须较多采用各种标准和规范，设计中采用标准的程度也往往是评价设计质量的一项重要指标，它能提高设计质量

6、，因为标准是经过专门部门研究而制定的，并且经过了大量的生产实践的考验，是比较切实即的。采用标准还可以保证零件的互换性，减轻设计工作量，缩短设计周期，降低生产成本。因此在设计中应尽量采用标准件.外购件，尽量减少自制件。（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系 在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸都应该由强度.刚度.结构.加工工艺.装配是否方便.成本高低等各方面的要求来综合确定，还必须考虑零件结构的合理性.工艺上的可能性和经济上的可行性。可见零件的强度.刚度.结构和工艺上的关系是互为依存.互为制约的关系，而不是相互独立关系。（四）计算与图画的要求进行装配图设计时

7、，并不仅仅时单纯的图画，常常时图画与设计计算交叉进行的。有些零件可以先由计算确定零件的基本尺寸，然后再经过草图的设计，决定其具体结构尺寸，而有些零件需要先画图，取得计算所需的条件之后，再进行必要的计算。如计算中发现有问题，必须修改相应的结构。因此，结构设计的过程是边计算，边画图，边修改，边完善的过程。2. 电动机的选择 电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.一 . 电动机类型和结构的形式的选择 电动机类型和结构形式可以根据电源（直流或交流）.工作条件（温

8、度.环境.空间尺寸等）及载荷特点（性质.大小.启动性能和过载现象）来选择。 一般情况下应选用交流电动机。Y系列电动机为80年代的更新换代产品，具有高效.节能.振动小.噪声小和运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合IEC国际标准，适合于无特殊要求的各种机械设备。对于工作要求频繁启动.转动惯量小的YZ和YZR系列起重用三相异步交流电动机。同一系列的电动机有不同的防护及安装形式，可根据具体要求选用。二 . 确定电动机的容量 电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw1 工作机所需功率Pw根据公式计算:已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为

9、: 式中:Fw-工作机阻力,N Vw-工作机线速度,m/s将数据 Fw=3.0(F/KN)带入公式 2输出功率Pd计算总效率n时应该注意的问题： （1）轴承的效率均一对轴承而言。 （2）一般情况下推荐的效率值是在一个范围之内，可根据传动副.轴承和联轴器等的工作条件.精度等选取具体值。 （3）蜗杆转动效率与蜗杆的材料.参数等因素有关，设计时可以先初估计蜗杆头数，初选其效率值，待蜗杆传动参数确定后再精确地计算效率，并校核传动功率。已知Pw=5.1KW由机械设计课程设计P10表23查得：n链0.96 n轴承0.99 n齿0.97 n联轴器0.99 n卷筒0.96由任务要求知: 链*5 轴承*齿*3联

10、轴器*卷筒查表代入 得:0.97*0.99 5*0.993*0.97*0.96=0.82由公式 电动机容量的选择须根据工作机容量的需要来确定。如所选电动机的容量过大，必然会增加成本，造成浪费；相反容量过小，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载，发热量大而过早损坏。因此所选电动机的额定功率Ped应等于或稍大于电动机所需要的实际功率Pd,即PedPd在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:1)取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率2)轴承的效率通常指-对轴承而言3)同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率4)当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工

11、作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.3确定工作机转速 额定功率相同的同类电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动机就有四种常用的同步转速，即：3000rmin.1500rmin.1000rmin.750rmin。电动机的转速高，极对数少，尺寸和质量小，价格便宜，但会使转动装置的转动比加大，结构尺寸偏大，成本也变高；若选用低速的电动机则相反。因此，应对电动机及传动装置做全面的考虑。综合分析比较。以确定合理的电动机转速。一般来说，如无特殊要求，通常多选用同步转速为1500rmin或1000rmin的电动机。公式: 代入数据:V=1.7m/s,d=450mm(注:

12、式中为输送带速度为滚筒转矩) 为了便于选择电动机转速，需要先考虑电动机转速得可选范围。由机械设计课程设计P6表21查得链传动常用的传动比i链=25，圆柱齿轮传动常用的传动比i齿=35，由工作机的转速及各级传动副的合理传动比范围。可推算出电动机转速的可选范围。即 n=（）式中电动机可选转速范围。各级传动机构的合理传动比范围电动机转速可选范围为：链齿（25）(35)72.19=(625) 72.19=433.141804.754型号选择 综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:Y132-4转速是 1440rmin以下附电动机选择计算表:电动机类型Y

13、系列一般用三相异步电动机选择电动机功率 Pw=5.1(kw)0.82输出功率: 确定电动机转速型号选择Y132M-4（注：参考选择表均在简明机械设计手册P462 主编孔凌嘉 ）3. 传动装置总传动比计算并分配传动比电动机选定以后，根据电动机满载转速nm及工作机转速nw就可以计算出传动装置的总传动比为： i总= 当各级传动机构串联是，传动装置的总传动比等于各级传动比的连乘积，即： I总=i1i2i3in式中，各级传动机构的传动比 。i总=由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级合理地分配各级传动比，在传动装置总体设计中很重要地，它将直接影响到传动装置外廓尺寸.质量.润滑条件.成本地高低.传动零

14、件地圆周速度大小及精度等级地高低。要同时满足各方面地要求是不现实的，也是非常困难的，应根据具体设计要求，进行分析比较，首先满足主要要求，尽量兼顾其他要求。在合理分配传动比时应该注意以下几点。1 .各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。2 .应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。3 .应使各传动件尺寸协调，结构均匀称合理，避免相互干扰碰撞。传动装置的总传动比i总= =19.948i =19.948分配各级传动比初选齿轮传动比i1=4i2=4.99（注：各级传动比见机械设计课程设计P12表24）4. 传动装置的运动参数和动力参数

15、计算机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的是各轴的功率、转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定为0轴（电机轴）、1轴、2轴，相邻两轴之间的传动比表示为i01、i12、i23，相邻两轴的传动比效率为01、12、23、，各轴的输入功率为P1、P2、P3，各轴的输入转距为T1、T2、T3、，各轴的输入转速为n1、n2、n3。电动机轴的输出功率、转速、和转距为1. 转动比分配工作机的转速 nw=r/min i总= i齿=4，i链=将电动机至工作机的轴依次编号为0，1，2，3（1） 转速n （2） 功率P P1=

16、P0联轴=6.220.990.99=6.10Kw 齿轴=6.100.970.99=5.85Kw 链轴=5.850.960.99=5.56Kw（3） 转矩 链轴=41.250.990.99=40.43 链齿i齿=40.430.970.964=150.59链i链=150.590.964.99=721.4 具体计算数据如下:0轴P0=6.22 (Kw)n0=nm=1440(r/min)T0=9550 =9550=41.25 (N.m)P0=6.22(Kw)n0=1440(r/min)T0=41.25( N.m)1轴(高速轴)P1=P0联轴=6.220.990.99=6.10(Kw)n1=n0=144

17、0(r/min)T1=T0联轴=41.250.990.99=40.43 (N.m)P1=6.10 (Kw)n1=1440(r/min)T1=40.43 (N.m)2轴（底速轴）P2=P1齿轴=6.100.970.99=5.85(Kw)n2= =360(r/min)T2=T1链齿i齿=40.430.970.964=150.59 (N.m)P2=5.85 (Kw)n2=360(r/min)T2=150.59 (N.m)3轴（滚动轴）P3=P2链轴=5.850.990.96=5.56(Kw)n3= = =72.14(r/min)T3=T2链i链=150.590.96 4.99=721.4 (N.m)

18、P3=5.56 (Kw)n3=72.14(r/min)T3=7721.4(N.m)具体计算数据如下：轴名功率PKW转速n（rmin）转矩T(NM)传动比i效率输入输出输入输出06.22144041.2510.9916.10144040.4310.9925.85360150.5940.9735.5672.14721.440.965.齿轮传动设计计算 设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。按下表步骤计算：计算项目计算内容计算结果1.选择材料与热处理方式因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿面。小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为220250

19、HBS.大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为170210HBS2.选择齿轮精度因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度Ra(3.2-6.3)m初选8级精度计算齿轮比z小齿轮的转矩T1由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查书P192表10-11= K=1.1=5确定齿数在Z1Z2对于周期性的变化的荷载，为避免最大荷载总是作用在某一对或几对齿轮上而使磨损过于集中， Z1Z2应互为质数。 Z1=27 ，Z2=100选择齿宽系数因单级齿轮传动为对称分，而齿轮齿面又为软齿面， 查书机械零件课本P118表7-8d=1.1应力循环次数N1=60njLh=60144

20、0 (1030082)=4.15109 N1=4.15109N2=1.04109许用接触应力由机械零件课本书P126图7-18得ZNT1=0.9，ZNT2=0.95由机械零件课本书P120表7-9，对于一般可靠接触安全系数SHmin=1.05 SFmin=1.25 H1=480(Mpa)H2=479.52(Mpa)齿轮分度圆直径由于啮合接触应力是一样的，故用小齿轮应力计算d=50(mm)确定齿轮模数 查机械原理书P141表7-2标准齿数表，取标准模数m=2 取m=2实际齿数比和相对误差不符合任务书中5%的误差修订齿数Z1 Z2Z1=d/m=50/2=25Z2=Z1=425=100Z1=25Z2

21、=100实际齿数比=Z2/Z1=100/25=4=4计算齿轮主要尺寸d1=mz1=225=50d2=mz2=2100=200中心距 a=0.5(d1+d2)=125齿轮宽 b2=dd1=1.150=55(mm)b1=b2+(510)=60(mm)d1= 50(mm)d2=200(mm) a=125(mm)b2=55(mm)b1=60(mm)校核齿轮强度确定两齿轮的弯曲应力由机械零件书P123查得齿轮弯曲疲劳极限Flim1=210(Mpa)Flim2=190(Mpa)由最小安全系数SF=1.25由书P190图10.26查得弯曲疲劳系数YNT1=0.85YNT2=0.9Flim1=210(Mpa)

22、Flim2=190(Mpa)F1=142.8(Mpa)F2=136.8(Mpa) 齿形系数YF应力修正系数YS计算两齿轮齿根的弯曲应力由机械零件P116表7-7得YF1=2.62YS1=1.59YF2=2.18YS2=1.79 计算齿轮齿根弯曲应力由F1=42.37(Mpa)F1=132.222(Mpa)弯曲强度足够验算圆周速度V并选取齿轮精度 查表 10.25得8级精度合适齿轮几何尺寸计算齿顶圆直径da （ha*=1）da1=d1+2ha=(Z1+2ha*)m=(25+21) 2=54(mm)da2=d2+2ha=(Z2+2ha*)m=(100+2) 2=204 (mm)齿全高h(c*=0.

23、25)h= ha+ hf =(2ha+C)m=(2 1+0.25) 2=4.5 (mm)齿顶高：ha= ha*m=2mm齿根高：hf=( ha *+C)m=2.5 (mm)齿根圆直径：df1=d1-2hf =49 (mm)df2=d2-2hf =195 (mm)齿厚：s=mm s=3.14mmda1=54 (mm)da2=204 (mm)h=4.5 (mm)ha=2 (mm)hf=2.5mmdf1=45 (mm)df2=195(mm)s=3.14mm齿轮结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构大齿轮的相关尺寸计算如下：轴孔直径 ds=48 (mm)轴毂直径 D1=1.6ds=

24、76.8 (mm)轴毂长度 L=b2=55 (mm)轴缘厚度 0=(3-4)m=68(mm)轮缘内径 D2=da-2h-20=188 (mm)腹板厚度 C=0.3b2=0.355=16.5 (mm)腹板中心孔直径 D=0.5(D2+D1)=0.5(188+76.8)=132.4 (mm)腹板的孔径d0=0.25(D2-D1)=0.25(188-76.8)=27.8 (mm)齿轮倒角n=0.5(m)=1 (mm)ds=48 (mm)D1=76.8 (mm)L= 55 (mm)0=7(mm)D2= 188 (mm)C=16.5(mm)D=132.4 (mm)d0=28 (mm)n=1 (mm)6.

25、输入轴的设计结构计算1轴的选材及许用应力2.按扭矩估算最小直径由已知条件知减速器传递的功率属中小功率对材料无特殊要求，故选用45钢并调质初期由书P273表14.4查得强度极限6B=650（MPa）再由书P272表14.2查得许用弯曲应力G-1b=60(Mpa)（正火还是调制） 主动轴 d1 根据表P173表9-3轴常用的材料的A=（107118） （mm） 若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%5% 17.311.03=17.83（mm） 19.091.05=20.04（mm） 由设计手册P254表17-4查取直径 取d1=22(mm)主动轴结构设计 根据设计一级减

26、速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器 根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴 a)初步确定安装联轴器处直径d1=22(mm)因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度38(mm) 故取L1=52(mm) b)为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=24(mm)轴承盖在端面与联轴器距离L=10(mm)轴承盖厚=10(mm) 参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴承距离为62(mm)故取轴段2的长度L2=52(mm) c)由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=30(mm) L3=40(mm) d)由轴承

27、初选6007的安装尺寸得知： 轴段 d4=36(mm) 由齿轮端到箱体内壁 10(mm) 得L4=10(mm) e)由齿轮端到箱体内壁的距离为10mm，齿轮轮毂宽度为55mm,为保证齿轮固定可靠，轴段5的长度应短于齿轮轮毂宽度2mm，得L5=53mm f)d6=38(mm) L6=10(mm) g)d7=30(mm) L7=20(mm)由此初步确定轴的各段长度和直径（修改）主动轴的强度校核 (1)计算作用力（注） 圆周率 径向力 由于直齿轮轴向力 Fa=0N (2)作主动轴受力简图 mm 水平弯矩： 铅垂面弯矩： 合成弯距： T=4.04 ()因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化,修正

28、系数 =0.6 当量弯矩：) 校核危害截面的强度，并危险截面 由书P176表9-5 -1b=60(Mpa) -1b=60(Mpa) 故轴的强度足够。修改轴的结构 因所设计轴有足够的强度，并有一定的余量，所以此轴不必再做修改绘制轴的零件图输入轴运动参数7.从动轴的设计结构计算 (1)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由表14.4查得强度极限B=650(MPa)再由表14.2得 许用弯曲应力-1b=60(MPa) (2)按扭转强度估算直径由书P173表9-3得 A=107118 )(mm) 由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将

29、直径加大3%5%得(27.9131.38)(mm)由机械设计手册P191表14-7 取标准直径 d1=35(mm) a)绘制轴系结构草图根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长 b)初步确定轴径d1=35(mm)轴段1的长度L1=50(mm) c)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，同时为能很顺利的在轴2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2=40(mm)手册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10(mm)，轴承端盖厚度为10(mm)，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62故L2=54.5(mm) 所以L2=54.5(m

30、m) d)由轴段3与轴承相适合初选一对6209深沟球轴承,dDB=458519故d3=45(mm) 由 得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5(mm) 故轴段3的长度L3=50(mm) e)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L4=40(mm) d4=48(mm) 所以 L4=40(mm) d4=48(mm) f)轴套取 d5=54(mm) L5=10(mm) g)轴段6与轴承相适应 d6=52(mm) L6=5(mm)所以 d7=45(mm) L7=20(mm)由此初步确定轴的各段长度和直径从动轴强度校核(1)计算作用力 圆周力 径向力 由于直齿圆柱齿轮轴向力 Fa=0N

31、 (2)从动轴受力 支撑点间距离L= 水平弯矩： 铅垂面弯矩： 合成弯距： T= 4.043 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化,修正系数 =0.6 校核危害截面的强度 由书P2176表9-5 -1b=60(Mpa) 故轴承寿命合格2）从动轴的轴承选择6209深沟球轴承一对GB/T276-1993 X=1 Y=0由书P296表15.14 fT=1 由球轴承=3 基本额定动载荷C表示 可得 由L10hh预 故轴承寿命合格9.键的选择（1）主动轴外伸端d=22(mm) ，考虑键在轴中部安装轮毂长L=52(mm) 故由手册P183表14-21（a）选择键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料4

32、5钢键宽b=8(mm)，键高h=7(mm)键长由书P279 长度系列L=45(mm)（b）校核键联接强度由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得bs=125150(MPa)A型键工作长度 L=l-b=45-8=37(mm)由jy,则强度足够，键845 GB1096-79（2）从动轴中部d=35(mm), 考虑键在轴中部安装轴段长50 故由手册P183 表14-21（a）选键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢键宽b=10(mm) 键高h=8(mm)由书P49长度系列选键长L=45(mm)（b）校核键联结强度由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得bs=125150(MPa)A型键工

33、作长度L=L-b=45-10=35(mm) 由 ,则强度足够，键1045 GB1096-79（3）从动轴外伸端d=48(mm)考虑键在轴中部安装 轴段长60(mm) 由手册P183 表14-21（a）选键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢键宽b=14(mm) 键高h=9(mm)由书P279长度系列选键长L=40(mm)（b）校核键联结强度由键，轮毂，轴的材料都为45号钢由表14.6得A键的工作长度l=L-b=30mm 由，则强度足够，键 GB1096-79（4） 输出轴 d4=45mm 考虑键在轴中部安装轴段长48 故由手册P183 表14-21（a） 选键的型号和确定尺寸 选A型普通键

34、，材料为45号钢 键宽b=14mm 键高h=8mm 由书P279长度系列选键长L=40mm（b） 校核键联接强度 由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得 A型键的工作长度l=L-b=40-14=26mm由 ，则强度足够，键1440 GB1096-7910.联轴器的选择在选择联轴器，首先应根据工作条件和使用要求确定联轴器的类型，然后再根据联轴器所传递的转矩、转速和被连接轴的直径确定其尺寸。对于已经标准化或虽未标准化但有资料和手册可查的联轴器，可按标准或手册中所列数据选定联轴器的型号和尺寸。若使用场合较为特殊，无适当的标准联轴器可供选用时，可按照实际需要自行设计。另外，选择联轴器时有些场合还

35、需要对其中个别的有关零件作必要的验算。（1）由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选凸缘联轴器 由书P231表16.1得K=1.25由手册P645表17-2选GYH2联轴器 GB5843-2003轴孔的直径 22mm 轴孔长度L= 52mm Y型(2)输出轴 转矩为T=721.4Nm由手册P251表17-2 选GYH5联轴器 GB5843-2003 轴孔的直径d=35(mm) 轴孔长度l=82(mm) Y型 型号公称转距(N.m)许用转速 (r/min)轴孔直径(mm)外径(mm)键型GYH263 10000 2290A型GYH5400800035120A型11.箱

36、体主要结构设计计算(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625(mm) 取z=8(mm)(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45(mm) 取z1=8(mm)(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12(mm)(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12(mm)(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.58=20(mm)(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036122.5+12=16.41(mm) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.7518= 13.5(mm) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55 18=9.9(mm) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200(mm)(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(mm) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4(mm) (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.810=8(mm)(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1(15)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(16)外箱壁至轴承座端面的距离C1C251