资源描述
机械课程设计
目 录
一 课程设计书 2
二 设计规定 2
三 设计环节 2
1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机选取 4
3. 拟定传动装置总传动比和分派传动比 5
4. 计算传动装置运动和动力参数 5
5. 设计V带和带轮 6
6. 齿轮设计 8
7. 滚动轴承和传动轴设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体构造设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30
四 设计小结 31
五 参照资料 32
一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运送机上两级展开式圆柱齿轮减速器.运送机持续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(涉及其支承轴承效率损失),减速器小批量生产,有效期限8年(300天/年),两班制工作,运送容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
表一：
题号
参数
1
2
3
4
5
运送带工作拉力（kN）
2.5
2.3
2.1
1.9
1.8
运送带工作速度（m/s）
1.0
1.1
1.2
1.3
1.4
卷筒直径（mm）
250
250
250
300
300
二. 设计规定
1.减速器装配图一张(A1)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计阐明书一份。
三. 设计环节
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机选取
3. 拟定传动装置总传动比和分派传动比
4. 计算传动装置运动和动力参数
5. 设计V带和带轮
6. 齿轮设计
7. 滚动轴承和传动轴设计
8. 键联接设计
9. 箱体构造设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1. 构成：传动装置由电机、减速器、工作机构成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
规定轴有较大刚度。
3. 拟定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设立在高速级。
其传动方案如下：
图一:(传动装置总体设计图)
初步拟定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选取V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
传动装置总效率
＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
为V带效率,为第一对轴承效率，
为第二对轴承效率，为第三对轴承效率，
为每对齿轮啮合传动效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
2.电动机选取
电动机所需工作功率为： P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW，执行机构曲柄转速为n＝=82.76r/min，
经查表按推荐传动比合理范畴，V带传动传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，
则总传动比合理范畴为i＝16～160，电动机转速可选范畴为n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，
选定型号为Y112M—4三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
方案
电动机型号
额定功率
P
kw
电动机转速
电动机重量
N
参照价格
元
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
1
Y112M-4
4
1500
1440
470
230
16.15
2.3
7.02
中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
底脚安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×E
装键部位尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×178
12
36× 80
10 ×41
3.拟定传动装置总传动比和分派传动比
（1） 总传动比
由选定电动机满载转速n和工作机积极轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/82.76＝17.40
（2） 分派传动装置传动比
＝×
式中分别为带传动和减速器传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝17.40/2.3＝7.57
依照各原则，查图得高速级传动比为＝3.24，则＝＝2.33
4.计算传动装置运动和动力参数
（1） 各轴转速
＝＝1440/2.3＝626.09r/min
＝＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min
==82.93 r/min
（2） 各轴输入功率
＝×＝3.25×0.96＝3.12kW
＝×η2×＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
＝×η2×＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
＝×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
则各轴输出功率：
＝×0.98=3.06 kW
＝×0.98=2.84 kW
＝×0.98=2.65kW
＝×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
=×× N·m
电动机轴输出转矩=9550 =9550×3.25/1440=21.55 N·
因此：＝×× =21.55×2.3×0.96=47.58 N·m
＝×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m
＝×××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m
=××=311.35×0.95×0.97=286.91 N·m
输出转矩：＝×0.98=46.63 N·m
＝×0.98=140.66 N·m
＝×0.98=305.12N·m
＝×0.98=281.17 N·m
运动和动力参数成果如下表
轴名
功率P KW
转矩T Nm
转速r/min
输入
输出
输入
输出
电动机轴
3.25
21.55
1440
1轴
3.12
3.06
47.58
46.63
626.09
2轴
2.90
2.84
143.53
140.66
193.24
3轴
2.70
2.65
311.35
305.12
82.93
4轴
2.57
2.52
286.91
281.17
82.93
6.齿轮设计
（一）高速级齿轮传动设计计算
１． 齿轮材料，热解决及精度
考虑此减速器功率及现场安装限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1） 齿轮材料及热解决
① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=3.24×24=77.76 取Z=78.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选取7级，齿根喷丸强化。
２．初步设计齿轮传动重要尺寸
按齿面接触强度设计
拟定各参数值:
①试选=1.6
查课本图10-30 选用区域系数 Z=2.433
由课本图10-26
则
②由课本公式10-13计算应力值环数
N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10h
N= =4.45×10h #(3.25为齿数比,即3.25=)
③查课本 10-19图得：K=0.93 K=0.96
④齿轮疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:
[]==0.93×550=511.5
[]==0.96×450=432
许用接触应力
⑤查课本由表10-6得： =189.8MP
由表10-7得：=1
T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09
=4.86×10N.m
3.设计计算
①小齿轮分度圆直径d
=
②计算圆周速度
③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==49.53mm
计算摸数m
初选螺旋角=14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤计算纵向重叠度
=0.318=1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数=1
依照,7级精度，查课本由表10-8得
动载系数K=1.07,
查课本由表10-4得K计算公式:
K= +0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=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＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得分度圆直径
d=d=49.53×=51.73
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度设计公式
≥
⑴ 拟定公式内各计算数值
① 小齿轮传递转矩＝48.6kN·m
拟定齿数z
由于是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76
传动比误差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％5％，容许
② 计算当量齿数
z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43
③ 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得＝1
④ 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 载荷系数K
K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
查课本由表10-5得:
齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
⑦ 重叠度系数Y
端面重叠度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
＝14.07609
由于＝/cos，则重叠度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
⑧ 螺旋角系数Y
轴向重叠度 ＝＝1.825,
Y＝1－＝0.78
⑨ 计算大小齿轮
安全系数由表查得S＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10
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=0.86 K=0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]=
[]=
大齿轮数值大.选用.
⑵ 设计计算
① 计算模数
对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数m不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，按GB/T1357-1987圆整为原则模数,取m=2mm但为了同步满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径d=51.73来计算应有齿数.于是由:
z==25.097 取z=25
那么z=3.24×25=81
② 几何尺寸计算
计算中心距 a===109.25
将中心距圆整为110
按圆整后中心距修正螺旋角
=arccos
因值变化不多,故参数,,等不必修正.
计算大.小齿轮分度圆直径
d==51.53
d==166.97
计算齿轮宽度
B=
圆整
（二） 低速级齿轮传动设计计算
⑴ 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=2.33×30=69.9 圆整取z=70.
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选取7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 拟定公式内各计算数值
①试选K=1.6
②查课本由图10-30选用区域系数Z=2.45
③试选,查课本由图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N=1.91×10
由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数
K=0.94 K= 0.97
查课本由图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限,
大齿轮接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[]==
[]==0.98×550/1=517
[540.5
查课本由表10-6查材料弹性影响系数Z=189.8MP
选用齿宽系数
T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24
=14.33×10N.m
=65.71
2. 计算圆周速度
0.665
3. 计算齿宽
b=d=1×65.71=65.71
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m=
齿高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 计算纵向重叠度
6. 计算载荷系数K
K=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231
使用系数K=1
同高速齿轮设计,查表选用各数值
=1.04 K=1.35 K=K=1.2
故载荷系数
K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按实际载荷系数校正所算分度圆直径
d=d=65.71×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
㈠拟定公式内各计算数值
（1） 计算小齿轮传递转矩＝143.3kN·m
（2） 拟定齿数z
由于是硬齿面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.33×30＝69.9
传动比误差 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％5％，容许
（3） 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得＝1
（4） 初选螺旋角
初定螺旋角＝12
（5） 载荷系数K
K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数
z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056
z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797
由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y
（7） 螺旋角系数Y
轴向重叠度 ＝＝2.03
Y＝1－＝0.797
（8） 计算大小齿轮
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=0.90 K=0.93 S=1.4
[]=
[]=
计算大小齿轮,并加以比较
大齿轮数值大,选用大齿轮尺寸设计计算.
① 计算模数
对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数m不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，按GB/T1357-1987圆整为原则模数,取m=3mm但为了同步满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径d=72.91来计算应有齿数.
z==27.77 取z=30
z=2.33×30=69.9 取z=70
② 初算重要尺寸
计算中心距 a===102.234
将中心距圆整为103
修正螺旋角
=arccos
因值变化不多,故参数,,等不必修正
分度圆直径
d==61.34
d==143.12
计算齿轮宽度
圆整后取
低速级大齿轮如上图：
V带齿轮各设计参数附表
1.各传动比
V带
高速级齿轮
低速级齿轮
2.3
3.24
2.33
2. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)
626.09
193.24
82.93
82.93
3. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.12
2.90
2.70
2.57
4. 各轴输入转矩 T
(kN·m)
(kN·m)
(kN·m)
(kN·m)
47.58
143.53
311.35
286.91
5. 带轮重要参数
小轮直径（mm）
大轮直径（mm）
中心距a（mm）
基准长度（mm）
带根数z
90
224
471
1400
5
7.传动轴承和传动轴设计
1. 传动轴承设计
⑴. 求输出轴上功率P，转速，转矩
P=2.70KW =82.93r/min
=311.35N．m
⑵. 求作用在齿轮上力
已知低速级大齿轮分度圆直径为
=143.21
而 F=
F= F
F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N
圆周力F，径向力F及轴向力F方向如图示:
⑶. 初步拟定轴最小直径
先按课本15-2初步估算轴最小直径,选用轴材料为45钢,调质解决,依照课本取
输出轴最小直径显然是安装联轴器处直径,为了使所选轴与联轴器吻合,故需同步选用联轴器型号
查课本,选用
由于计算转矩不大于联轴器公称转矩,因此
查《机械设计手册》
选用LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器孔径
⑷. 依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
① 为了满足半联轴器规定轴向定位规定,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ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Ⅰ-Ⅱ长度应比 略短某些,现取
② 初步选取滚动轴承.因轴承同步受有径向力和轴向力作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作规定并依照,由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组 原则精度级单列角接触球轴承7010C型.
D
B
轴承代号
45
85
19
58.8
73.2
7209AC
45
85
19
60.5
70.2
7209B
45
100
25
66.0
80.0
7309B
50
80
16
59.2
70.9
7010C
50
80
16
59.2
70.9
7010AC
50
90
20
62.4
77.7
7210C
2. 从动轴设计
对于选用单向角接触球轴承其尺寸为,故;而 .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
③ 取安装齿轮处轴段;齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮宽度为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. 齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm.
④ 轴承端盖总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖构造设计而定) .依照轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂规定,取端盖外端面与半联轴器右端面间距离 ,故取.
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间距离c=20.考虑到箱体锻造误差,在拟定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
高速齿轮轮毂长L=50,则
至此,已初步拟定了轴各端直径和长度.
5. 求轴上载荷
一方面依照构造图作出轴计算简图，拟定顶轴承支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C型角接触球轴承,a=16.7mm,因而,做为简支梁轴支承跨距.
传动轴总体设计构造图:
(从动轴)
(中间轴)
(积极轴)
从动轴载荷分析图:
6. 按弯曲扭转合成应力校核轴强度
依照
==
前已选轴材料为45钢，调质解决。
查表15-1得[]=60MP
〈 [] 此轴合理安全
7. 精准校核轴疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。因此A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴疲劳强度影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起应力集中最严重,从受载来看,截面C上应力最大.截面Ⅵ应力集中影响和截面Ⅶ相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同步轴径也较大,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,并且这里直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章附录可知,键槽应力集中较系数比过盈配合小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
抗扭系数 =0.2=0.2=25000
截面Ⅶ右侧弯矩M为
截面Ⅳ上扭矩为 =311.35
截面上弯曲应力
截面上扭转应力
==
轴材料为45钢。调质解决。
由课本表15-1查得：
因
经插入后得
2.0 =1.31
轴性系数为
=0.85
K=1+=1.82
K=1+（-1）=1.26
因此
综合系数为： K=2.8
K=1.62
碳钢特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S=25.13
S13.71
≥S=1.5 因此它是安全
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
抗扭系数 =0.2=0.2=25000
截面Ⅳ左侧弯矩M为 M=133560
截面Ⅳ上扭矩为 =295
截面上弯曲应力
截面上扭转应力
==K=
K=
因此
综合系数为：
K=2.8 K=1.62
碳钢特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S=25.13
S13.71
≥S=1.5 因此它是安全
8.键设计和计算
①选取键联接类型和尺寸
普通8级以上精度尺寸齿轮有定心精度规定，应用平键.
依照 d=55 d=65
查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
b=20 h=12 =50
②校和键联接强度
查表6-2得 []=110MP
工作长度 36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽接触高度
K=0.5 h=5
K=0.5 h=6
由式（6-1）得：
＜[]
＜[]
两者都适当
取键标记为：
键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体构造设计
减速器箱体采用锻造（HT200）制成，采用剖分式构造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. 考虑到机体内零件润滑，密封散热。
因其传动件速度不大于12m/s，故采用侵油润油，同步为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体构造有良好工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简朴，拔模以便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区位置，并有足够空间，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她部件接近一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因而油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观测减速器油面及油面稳定之处。
油尺安顿部位不能太低，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：
启盖螺钉上螺纹长度要不不大于机盖联结凸缘厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联结凸缘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物体.
减速器机体构造尺寸如下：
名称
符号
计算公式
成果
箱座壁厚
10
箱盖壁厚
9
箱盖凸缘厚度
12
箱座凸缘厚度
15
箱座底凸缘厚度
25
地脚螺钉直径
M24
地脚螺钉数目
查手册
6
轴承旁联接螺栓直径
M12
机盖与机座联接螺栓直径
=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3~0.4）
8
定位销直径
=（0.7~0.8）
8
，，至外机壁距离
查机械课程设计指引书表4
34
22
18
，至凸缘边沿距离
查机械课程设计指引书表4
28
16
外机壁至轴承座端面距离
=++（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离
>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离
>
10
机盖，机座肋厚
9 8.5
轴承端盖外径
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，由于传动装置属于轻型，且传速较低，因此其速度远远不大于，因此采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中50号润滑，装至规定高度.
油深度为H+
H=30 =34
因此H+=30+34=64
其中油粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封表面要通过刮研。并且，凸缘联接螺柱之间距离不适当太
大，国150mm。并匀均布置，保证某些面处密封性。
11.联轴器设计
1.类型选取.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
2.载荷计算.
公称转矩：T=.5
查课本,选用
因此转矩
由于计算转矩不大于联轴器公称转矩,因此
查《机械设计手册》
选用LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
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