斜齿圆柱齿轮减速器课程设计.doc

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1、目 录第1章 传动装置总体设计方案51.1方案的特点及应用51.2初步确定传动系统总体方案5第2章 电动机的选择62.1电动机类型62.2电动机容量6第3章 确定传动装置的总传动比和分配传动比73.1总传动比73.2分配传动装置传动比73.3计算传动装置的运动和动力参数7第4章 齿轮的设计94.1高速级齿轮传动的设计计算94.1.1齿轮材料，热处理及精度94.1.2初步设计齿轮传动的主要尺寸94.1.3设计计算10 4.1.4齿根弯曲疲劳强度设计114.2低速级齿轮传动的设计计算13第5章 滚动轴承和传动轴的设计175.1滚动轴承的设计175.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度185

2、.3求轴上的载荷215.4精确校核主动轴的疲劳强度.235.5圆锥滚子轴承的寿命校核25第6章 键的设计27第7章 箱体结构的设计287.1箱体特点287.2润滑密封设计30第8章 联轴器设计31结论32参考文献33致谢34课程名称： 机械设计 设计题目： 二级斜齿圆柱齿轮减速器 起止日期：自 2009 年 12 月 31 日至 2010年 1 月 17 日共 2 周内容及任务一、设计任务:设计双级斜齿轮减速器二、设计的主要技术参数运输带工作拉力（F/N） 运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）22002.4380工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10年，小批量生产，三班制工

3、作，运输带速度允许误差为5%。三、设计工作量设计计算说明书一份, 零件图3张A3图纸, 装配图1张A0图纸进度安排起止日期工作内容2009.12.312010.1.1设计方案分析，电动机选择，运动和动力参数设计 2010.1.12010.1.5齿轮及轴的设计 2010.1.52010.1.7轴承及键强度校核，箱体结构及减速器附设计 2010.1.7 2010.1.17零件图和装配图绘制主要参考资料1、机械设计（第八版）濮良贵，纪名刚主编， 高等教育出版社2、机械设计课程设计 金清肃主编，华中科技大学出版社3、机械设计课程设计 周元康，林昌华，张海兵编著 重庆大学出版社4、机械零件设计手册（第二

4、版）， 冶金工业出版社指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日第1章 传动装置总体设计方案 1.1方案的特点及应用结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此要求有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端。这样，轴在转矩作用下产生的弯曲变形可以部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。用于载荷比较平稳的场合。高速级一般做成斜齿。 1-电动机；2-联轴器；3-齿轮减数机；4-卷筒；5-运输带 图1:带式运输机的传动装置1.2初步确定传动系统总体方案二级斜齿圆柱齿轮减速器（展开式），传动装置的总效率0.876；为两对联轴器的效率，为三对滚动轴承的效率，为闭式齿轮的

5、传动效率，齿轮为7级精度，油脂润滑。根据带式运输机工作的类型，可取工作效率。第2章 电动机的选择2.1电动机类型选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V.2.2电动机容量电动机所需工作功率为： 。因载荷平稳，电动机功率由19章表19-1所示Y系列三相异步电动机技术参数。选用额定功率为7.5kw的电动机。 卷筒轴工作转速n=120.6r/min由表2-2可知，两级斜齿轮减速器一般传动比范围为840，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有1000r/min，1500r/min，3000r/min。方案电动机型号额定功率（kw)电动机转速n(r/mi

6、n)总传动比同步转速满载转速1Y132S2-27.53000292032.52Y132M-47.51500144014.043Y160M-67.510009708.04表2.2电动机数据及总传动比综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定功率为7.5满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 图2.2电动机的的安装及外形尺寸 第3章 确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比。单级传动比常用

7、值为，最大值为10。3.2分配传动装置传动比 式中分别为第一二级斜齿轮的传动比。两级展开式斜齿轮减数器。根据各原则，查图得高速级传动比为4.4。 则则3.19.3.3计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速 1440r/min 1440/4.4327.27r/min /327.27/3.19=101.65r/min =101.65 r/min2. 各轴输入功率6.270.996.21kW26.210.990.965.902kW25.9020.990.965.610kW21=5.6100.980.995.498kW3. 各轴输入转矩 = kNmm4. 电动机轴的输出转矩=9550 =95506

8、.27/1440=41.58 kNmm所以: =41.5810.99=41.18kNmm=41.184.40.990.96=172.2kNmm=172.23.190.990.96=311.35kNmm=311.350.990.99=516.5kNmm轴 号功率P/kw转矩T/（Nmm）转速n(r/min）传动比i传动效率电动机轴6.27014400.99轴16.21014404.40.95轴25.902327.273.190.96轴35.610101.650.98工作轴5.498101.65表3.3运动和动力参数第4章 齿轮的设计4.1高速级齿轮传动的设计计算4.1.1齿轮材料，热处理及精度考

9、虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45Cr(调质)，硬度280HBS,取小齿齿数=20。高速级大齿轮选用45钢(调质），齿面硬度为大齿轮240HBS 。 Z=i1Z=4.420=88 取Z=88。 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。4.1.2初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数查课本 10-19图得：K=0.90 K=0.93齿轮的疲劳强度极限取失效概率

10、为1%,安全系数S=1,应用图10-12d，查小齿轮的接触疲劳强度 =0.90600=540 =0.93550=511.5 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8 由表10-7得: =1T=95.510=95.5106.21/1440=4.1.3设计计算小齿轮的分度圆直径d= 计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.07=4.66计算纵向重合度=0.318=1.586计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本表10-8得:动载系数K=1.13查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.231

11、0b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:K=11.131.21.42=1.93按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=42.03=45.38计算模数=4.1.4齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩41.18kNm 计算当量齿数Zv1z1/cos20/ cos1421.89Zv2z2/cos88/ cos1496.33 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KK=11.131.21.35

12、1.83 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得: 重合度系数 螺旋角系数 计算大小齿轮的 查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.84 K=0.87 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.0mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=45.38来计算应有的齿数.于是由:z=22.02 取z=23那么z= 几何尺寸计算

13、计算中心距 a=128.83将中心距圆整为129按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=47.47d=210.53计算齿轮宽度B=圆整的 4.2低速级齿轮传动的设计计算u 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.3330=69.9 圆整取z=70. 齿轮材料及热处理低速级小齿轮选用45Cr(调质)，硬度280HBS,取小齿齿数=30。低速级大齿轮选用45钢(调质），齿面硬度为大齿轮240HBS 。 Z4=i2Z3=3.1930=95

14、.7 取Z4=96。 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=0.753 =0.82 =0.753+0.82=1.573应力循环次数由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.93 K= 0.96查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=Mpa=528543查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 2. 计算圆

15、周速度 1.193. 计算齿宽b=d=169.53=69.53 4. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.25=5.063 =5. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231使用系数K=1 由机械设计书上图10-8，10-13，表10-3，10-4选取各数值=1.05 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=11.051.21.4231=1.797. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=65.71 计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各

16、计算数值（1）初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（2）初选螺旋角 初定螺旋角14（3）载荷系数KKK K K K=11.051.21.351.701 （4）当量齿数 由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （5）螺旋角系数Y 轴向重合度 （6） 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.89 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标

17、准模数,取m=2.0mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=74.42来计算应有的齿数.z=35.13 取z3=36z=3.1936=114.84 取z=115 初算主要尺寸计算中心距 a=155.62将中心距圆整为156 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d3=d4=计算齿轮宽度圆整后取 图4.2低速级大齿轮第5章 滚动轴承和传动轴的设计5.1滚动轴承的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩. 求作用在齿轮上的力级别Z1Z2Mn/mmMt/mm螺旋角压力角 齿宽/mm高速级231022.02.064201B1=55 B2=5

18、0低数级361152.02.066220B1=80 B2=75已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 F= F= F F= Ftan=4348.160.26483=1174.74N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册LX型弹性柱销联轴器的许用转矩为1250Nm许用最大转速为4750r/min,轴径为3048mm。半联轴器的孔径5.2 根

19、据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度l 从动轴为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承33011型.其尺寸为 图5.2 圆锥滚子轴承 对于选取的单列圆锥滚子轴承其尺寸为 ,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得33011型轴承定位轴肩高度mm,

20、取安装齿轮处的轴段;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高5,取.轴环宽度,取b=12mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=27,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长

21、度.从动轴l 主动轴1.为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取2.初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承33206型.其尺寸为,故,左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得33206型轴承定位轴肩高度mm,3.齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿

22、轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高4,取.轴环宽度,取b=10mm. 4.轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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右端面间的距离 ,故取.5.取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=25,低速级齿轮轮毂长B=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.主动轴l 中间轴1.初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承

23、.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承33007型.其尺寸为,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得33007型轴承定位轴肩高度mm,2.取安装齿轮处的轴段;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为50mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. G低速级小齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高5,取.轴环宽度,取b=25mm. 3.轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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右端面间的距离 ,故取.4.取齿

24、轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=27,由于高速级大小齿和低速成级大小齿轮间配合完好.至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.中间轴5.3求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于33011型圆锥滚子轴承,a=19mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 水平面上的支反力垂直面内的支反力弯矩总弯矩 图5.3.1从动轴的载荷分析图6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只能校核轴上承受最大弯矩

25、和扭矩的截面的强度。=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全5.4精确校核主动轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第三章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面

26、左侧。抗弯系数 =0.1=0.1mm=2700mm抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =311.35轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得1.876 =1.55又由附图3-1可得轴材料的敏性系数为 =0.85K=1+=K=1+（-1）=由附图3-1的尺寸系数 ；由附图3-3的扭转尺寸系数。按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即按式3-12，3-12a得碳钢的特性系数 ，取0.1 取0.05安全系数S=SS=1.5 所以它是安全的截面VII右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=5487.2mm抗扭系数 =0.

27、2=0.2=1097.4mm截面VII左侧的弯矩M为 M=79243截面VII上的扭矩为 =截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =过硬配合处的由附表3-8，用插值法求出，并取于是取=2.53，=2.024轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 综合系数为：所以轴在截面VII右侧的安全系数S=SS=1.5 所以它是安全的5.5圆锥滚子轴承的寿命校核与第III根轴相连的滚子轴承型号为3301型。两轴承受到的径向力 求两轴承的轴向力。对于33011型轴承，按表13-7.轴承派生轴向力按式13-11得.求轴承当量动载荷，因为 查机械设计手册的Y=1.9由表13-5分别进行查表，计算得径向载荷系数和

28、轴向载荷系数为对轴承1对轴承2 因轴承运转中有中等冲击。按表13-6.。则 根据式13-6基本额定动载荷值为4验算轴承的寿命因为,所以按轴承2的受力大小来验算由上式可以得出结论，所选轴承满足寿命要求。第6章 键的设计l 选择键联接的类型和尺寸u 从动轴一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.按，由表6-1（课本p106页）。查得平键截面.键槽用键槽铣刀加工。长为70mm.半联轴器于轴的配合为。同样可得长为60mm.u 中间轴齿轮周向定位。查得两平键的尺寸分别为 u 主动轴按，由表6-1（课本p106页）。查得平键截面.键槽用键槽铣刀加工。长为38mm.半联轴器于轴的配合为。同样可

29、得,长为31mm.第7章 箱体结构的设计7.1箱体特点 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能

30、看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉

31、：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.图7.1减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M14机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）7，至外机壁距离

32、查机械课程设计指导书表426，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表424外机壁至轴承座端面距离=+（812）56大齿轮顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁距离8机盖，机座肋厚7 7轴承端盖外径+（55.5）102（1轴）102（2轴）130（3轴）轴承旁联结螺栓距离102（1轴）102（2轴）130（3轴）7.2润滑密封设计对于二级斜齿圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+。H=40 =34，所以H+=30+34=74其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲

33、为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，约150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。第8章 联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2. 载荷计算.从动轴：公称转矩：查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250Nmm.最大转速为4750r/min.轴径为主动轴公称转矩：查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LX1型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为25

34、0Nmm.最大转速为850r/min。结论机械课程设计师一个重要的限价实践性教学环节，也是为了提高工科院校机械类和平近机械类专业的学生工程设计能力而进行的一产较为全面的训练过程。因为这段时间要忙复习迎考，时间比较紧迫。机械课程设计的数据也必须要查阅大量的资料，计算量也是比较大。而且每个数据之间是紧密联系着的。有好几次出了一个错，导致后面的数据相差很大。真是失之毫厘，谬以千里。好多次为了做得接近真实值，不得不熬夜。设计中的画图部分也得要认真仔细。有时画图画久了竟忘了要保存，或者是不小心点错了按键，一切要得从头来。过。经过两周紧张而又辛苦的课程设计，我将学过的基础理论知识进行综合应用，培养了结构设计和计算能力，熟悉了一般的机械装置设计过程。在这两个星期的课程设计的过程中我学到了很多，也为以后的毕业设计打下了一定的基础。