二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计

PAGEPAGE1机械设计课程设计――――――――――〇―――――――――装订线―――――――――〇―――――――――计算说明设计题目：带式输送机的传动装置设计（第1组）工程学院机制1133班设计者＿＿＿＿指导教师＿＿广东海洋大学目录TOC\o"1-3"\h\z\uHYPERLINK\l"_Toc440489828"一．传动装置总体设计方案PAGEREF_Toc440489828\h3HYPERLINK\l"_Toc440489829"二．电动机的选择PAGEREF_Toc440489829\h4HYPERLINK\l"_Toc440489830"三.确定传动装置的总传动比和分配传动比PAGEREF_Toc440489830\h5HYPERLINK\l"_Toc440489831"四．计算传动装置的运动和动力参数PAGEREF_Toc440489831\h6HYPERLINK\l"_Toc440489832"五.带传动设计与校核PAGEREF_Toc440489832\h7HYPERLINK\l"_Toc440489833"六．.齿轮设计PAGEREF_Toc440489833\h9HYPERLINK\l"_Toc440489834"V带、齿轮各设计参数附表PAGEREF_Toc440489834\h16HYPERLINK\l"_Toc440489835"七.传动轴和传动轴承的设计PAGEREF_Toc440489835\h17HYPERLINK\l"_Toc440489836"（一）、高速轴及轴承设计与校验PAGEREF_Toc440489836\h17HYPERLINK\l"_Toc440489837"（二）、中速轴及轴承设计与校验PAGEREF_Toc440489837\h20HYPERLINK\l"_Toc440489838"(三)、低速轴及轴承的设计与校验PAGEREF_Toc440489838\h24HYPERLINK\l"_Toc440489839"八．键的设计和计算PAGEREF_Toc440489839\h27HYPERLINK\l"_Toc440489840"九．箱体结构的设计PAGEREF_Toc440489840\h28HYPERLINK\l"_Toc440489841"十．减速器的润滑与密封PAGEREF_Toc440489841\h31HYPERLINK\l"_Toc440489842"十一、.联轴器设计PAGEREF_Toc440489842\h33HYPERLINK\l"_Toc440489843"十二、设计小结PAGEREF_Toc440489843\h33HYPERLINK\l"_Toc440489844"十三、参考资料:PAGEREF_Toc440489844\h34一、设计题目：带式输送机的传动装置设计二、原始数据分组输带工作拉力（kN）运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）13.52.0350三、已知条件：1．输送带工作拉力F=kN；2．输送带工作速度v=m／s(允许输送带速度误差为±5％)；3．滚筒直径D=mm；4．滚筒效率0．96(包括滚筒与轴承的效率损失)；5．工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6．使用折旧期8年；四年一次大修。280天/年。7．工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35°C；8．动力来源电力，三相交流，电压380／220V9．制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产。一．传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率＝0.96×××0.99×0.96＝0.808；为V带的效率,为轴承的效率，为齿轮的效率，为联轴器的效率，为滚筒的效率二．电动机的选择计算项目及说明结果电动机所需工作功率为：考虑安全系数k=1.2，算得＝10.39，执行机构的转速为n＝=109.13r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×109.13＝1746.16～17461.57r/min。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Y160M1—2的三相异步电动机电机参数表：工作功率Pd=8.66kw转速=109.13r/min三.确定传动装置的总传动比和分配传动比计算项目及说明结果（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝3000/109.13＝26.85（2） 分配传动装置传动比＝×式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.8，则减速器传动比为＝＝26.85/2.8＝9.59根据各原则，查图得高速级传动比为＝3.53，则＝＝2.73减速器传动比i=9.95高速级传动比i1=3.53四．计算传动装置的运动和动力参数计算项目及说明结果（1）　各轴转速n(r/min) ＝＝3000/2.8＝1046.43r/min  ＝＝1046.43/3.53＝296.39r/min  ＝ / ＝296.39/2.73=109.13r/min==109.13r/min（2）　各轴输入功率P(kw)＝×＝11×0.96＝10.56kW  ＝×η2×＝10.56×0.98×0.97＝10.03kW  ＝×η2×＝10.03×0.98×0.97＝9.54kW＝×η2×η4=2.77×0.98×0.99＝9.26kW各轴输入转矩T(N*m)＝9550P1/n1=9550*10.56/1046.43=96.37N·m＝9550P2/n2=9005*10.04/296.39=323.44N·m＝9550P3/n3=9550*9.54/109.13=835.02N·m=9550P4/n4=9550*9.26/109.13=810.14N·m运动和动力参数结果如下表五.带传动设计与校核计算项目及说明结果1、确定v带型号根查Pca和nm图8-11选用A型。2、带轮基准直径dd1、dd2由表8-7和8-9，得小带轮基准直径dd1=100mm,且V带带型为A；得dd2=i0dd1=280mm;3、验算带速验算得v在5-25m/s内。4、中心距a和带的基准长度Ld由式8-15a得,得；取由式8-22计算所需的基准长度由表8-2选带的基准长度Ld=2050mm。按式8-23计算实际中心距a。5、小带轮包角α16、带的根数Z;单根V带的额定功率Pr：由表8-4得P0=2.05kw由表8-5查的△P0=0.34kw;查表8-6得Kα=0.93;查表8-2得KL=1.04;于是：V带的根数Z为：,取6根7、单根v带初拉力由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以单根v带的初拉力的最小值（F0）min为：应使带的实际初拉力F0>(F0)min。8、轴压力Fp;轴压力的最小值为dd1=100mmdd2=280mm带速v=15.34m/s中心距a0=700mmV=15.34m/s实际中心距a约721mm小带轮包角α1约165.69V带根数6根单根v带的初拉力的最小值F0=145.76N压轴力最小值=1735.46N六．.齿轮设计计算项目及说明结果高速级齿轮传动的设计计算1、齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 ①材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS,取小齿齿数高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=×Z1=353×24=84.73,取Z2=4②齿轮精度参考表10-6，选用7级精度。２、初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触疲劳强度设计确定各参数的值:选=1.3查图10-20选取区域系数Z=2.46查表10-20，选取材料弹性影响系数ZE=189.8Mpa由表10-9，计算接触疲劳强度用重合度系数Zε=0.681由表10-7得:=1由图10-25d取得接触疲劳极限σHLim1=580MpaσHLim2=560Mpa②由公式10-13计算应力值环数N=60nj=60×1046×1×（2×8×300×8）=2.25×10hN==6.37×10h③查10-23图得：K=0.86K=0.9④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-14得:[]==0.93×550=498.8[]==0.96×450=504许用接触应力取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力3、设计计算①小齿轮的分度圆直径d=②计算圆周速度算齿宽b和模数计算齿宽bb==50.27mm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=2.25×1.29=2.91==10.99⑤计算纵向重合度=0.318=1.903⑥计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度,查表10-8得动载系数K=1.12,查表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.2查表10-4得K的:K=+0.23×10×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×10×49.53=1.42查表10-3得:K=1.2故载荷系数:K＝KKKK=1×1.12×1.2×1.42=1.91⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=50.27×=57.13⑧计算模数=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＝96.37kN·m  确定齿数z因为是软齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.53×24＝84  试选载荷系数K=1.3③初选齿宽系数  按对称布置，由表查得＝1④初选螺旋角 初定螺旋角＝14⑤载荷系数KK＝KKKK=1×1.05×1.2×1.34＝1.69⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查表10-5得:齿形系数Y＝2.26Y＝2.21 应力校正系数Y＝1.6Y＝1.8⑦  弯曲疲劳强度重合度系数Y=0.68⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度＝＝1.68,Y＝1－＝0.778⑨计算大小齿轮的=500Mpa=380Mpa查表10-22得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86K=0.93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eq\o\ac(○,1)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圆整为模数,取m=2mm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=57.13来计算应有的齿数.于是由:z==27.71取z=28那么z=3.53×28=99几何尺寸计算计算中心距a===129.86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==56.88d==201.12计算齿轮宽度B=圆整的低速级齿轮传动的设计计算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=28速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz=3×28=75⑵齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级。计算过程略低速齿轮详细参数：小齿轮Z1=24Z2=84圆周速度V=2.75m/s齿轮b=50.27mm=2.30齿根h=2.91mm分度圆直径d1=57.13mm模数=2.31小齿轮分度圆d1=56.88mm大齿轮分度圆d2=201.12mmm=2mm中心距a=129.86mmα=20β=10.10Z=28Z=99分度圆d=56.88mmd=201.12mmmmmmV带、齿轮各设计参数附表计算项目及说明结果1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.83.532.71 2.各轴转速nn(r/min)n(r/min)n(r/min)n(r/min)1046.43296.39109.13109.133.各轴输入功率PP（kw）P（kw）P（kw）P(kw)10.5610.039.549.264.各轴输入转矩TT(kN·m)T(kN·m)T(kN·m)T(kN·m)96.37323.44835.03810.14 5.带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z10028072020506 七.传动轴和传动轴承的设计（一）、高速轴及轴承设计与校验计算项目及说明结果⑴、求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1n1=1046m/sP1=10.56KwT1=96Nm⑵、求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为=56.67由公式Ft=，Fr=Ft，Fa=Ft得Ft1=3401NFr1=1252NFa1=524N⑶、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取考虑到有一个键槽，直径增大6%，故=26mm⑷、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足带轮的要求的轴向定位要求,A-B轴段右端需要制出一轴肩,故取B-C的直径;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径带轮与为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴端上,故A-B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,故选用单列圆锥滚子轴承。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32007。.dDT轴承代号356218415432007(5）、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,（高速轴）由，FNH1+FNH2+Ft1=0，FNH1L1+Ft1(L1+L2)+FNH2(L1+L2+L3)=0得，最大弯矩，MH=477840Nmm由，-Fp+FNV1+FNV2+Fr1=0，FNV1L1+Fr1(L1+L2)-Ma1+FNV2(L1+L2+L3)=0得，MV=379940Nmm（5）、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据==——轴的计算应力，Mpa；M——轴所受的弯矩，Nmm；T——轴所受的扭矩，Nmm；W——轴的抗弯截面系数，mm2，计算公式见表15-4；[σ-1]——对称循环变应力时轴的许用弯矩应力，Mpa，其值按表15-1选用，[]=60MPa，а=1由于〈[]，此轴合理安全。（6）、轴承的校核轴上的单列圆锥滚子轴承32007寿命计算预期寿命：Lh=282808=35840h载荷：FN1=FNV12+FNH12=2153NFN2=FNV22+FNH22=3052N已知：n=1046r/min，C=43200N,ε=10/3，P=3052N公式：Lh=10660n（CP）ε=109306h〉Lh故高速轴上的轴承32007在有效期限内安全。d1=56.67mm（二）、中速轴及轴承设计与校验⑴、求输出轴上的功率P2，转速n2，转矩T2n2=296m/sP2=10.03KwT2=323.45Nm⑵、求作用在齿轮上的力已知中速级小齿轮的分度圆直径为=86由公式Ft=，Fr=Ft，Fa=Ft得Ft2=7544NFr2=2778NFa2=1163N⑶、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取故，取=37mm⑷、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足轴承的要求的轴向定位要求,A-B轴段右端需要套上一个轴套定位,B-段为了安装齿轮，取B-C的直径;右端制轴肩定位,故。D-E段为了装齿轮，故长度取59,。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,故选用单列圆锥滚子轴承.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32009型.dDT轴承代号457520516932009（5）、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,（中速轴）由，FNH2+FNH2-Ft2-Ft3=0，Ft3L1+Ft2(L1+L2)+FNH2(L1+L2+L3)=0得，最大弯矩，MH=-920065Nmm由，-Fr2+FNV1+FNV2+Fr3=0，Fr3L1-Ma3+Fr2(L1+L2)+Ma2+FNV2(L1+L2+L3)=0得，MV=-16721Nmm（5）、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据==——轴的计算应力，Mpa；M——轴所受的弯矩，Nmm；T——轴所受的扭矩，Nmm；W——轴的抗弯截面系数，mm2，计算公式见表15-4；[σ-1]——对称循环变应力时轴的许用弯矩应力，Mpa，其值按表15-1选用，[]=60MPa，а=1由于〈[]，此轴合理安全。（6）、轴承的校核轴上的单列圆锥滚子轴承32009寿命计算预期寿命：Lh=282808=35840h载荷：FN1=FNV12+FNH12=6206NFN2=FNV22+FNH22=5040N已知：n=296r/min，C=58500N,ε=10/3，P=8387N公式：Lh=10660n（CP）ε=36507h〉Lh故中速轴上的轴承32009在有效期限内安全。（三）、低速轴及轴承的设计与校验计算项目及说明结果⑴、求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3n3=109m/sP3=9.54KwT3=835.03Nm⑵、求作用在齿轮上的力已知中速级小齿轮的分度圆直径为=232由公式Ft=，Fr=Ft，Fa=Ft得Ft3=7544NFr3=2778NFa3=1163N⑶、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取考虑到有一个键槽，直径增大6%故，取=53mm同时考虑到联轴器的连接直径，先选定联轴器，根据机器运行情况，故选择弹性套柱销联轴器LT9（GB/T4323-2002）.联轴器内径55mm，长度112mm。⑷、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,F-G轴段右端需要用轴端挡圈定位,取F-G的直径;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F-G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,故选用单列圆锥滚子轴承.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32912X2型.DT轴承代号608517667932912X2（5）、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,（低速轴）由，FNH1+FNH2+Ft4=0，Ft4L1+FNH2(L1+L2)=0得，最大弯矩，MH=420522Nmm由，Fr4+FNV1+FNV2=0，-Fr4L1+Ma4+Fr2(L1+L2)=0得，MV=-24943Nmm（5）、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据==——轴的计算应力，Mpa；M——轴所受的弯矩，Nmm；T——轴所受的扭矩，Nmm；W——轴的抗弯截面系数，mm2，计算公式见表15-4；[σ-1]——对称循环变应力时轴的许用弯矩应力，Mpa，其值按表15-1选用，[]=60MPa，а=1由于〈[]，此轴合理安全。（6）、轴承的校核轴上的单列圆锥滚子轴承32912X2寿命计算预期寿命：Lh=2x8x280x8=35840h载荷：FN1=FNV12+FNH12=6206NFN2=FNV22+FNH22=5040N已知：n=109r/min，C=34500N,ε=10/3，P=5721N公式：Lh=10660n（CP）ε=61035h〉Lh故低速轴上的轴承32912X2在有效期限内安全。八．键的设计和计算计算项目及说明结果选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据高速轴带轮段d1=26mm；中速轴低速齿轮段d2=48mm；中速轴高速齿轮段d3=56mm；低速轴低速齿轮段d4=63mm；低速轴联轴器段d5=55mm查《机械工程师设计电子版》，取键宽b=8h=7=45b=14h=9=50b=16h=10=50b=18h=11=50b=16h=10=50和键联接的强度查《机械工程师设计手册电子版》，得[]=110MP工作长度45-8=3763-14=4950-16=3480-18=6290-16=74与轮毂键槽的接触高度由K=0.4h，得K=2.8K=3.6K=4.0K=4.4K=4.0由式，得91.29Mpa＜[]76.40Mpa＜[]84.94Mpa＜[]97.17Mpa＜[]99.53Mpa＜[]都合适取键标记为：键1：8×7CGB/T1095-2003键2：14×9AGB/T1095-2003键3：16×10AGB/T1095-2003键4：18×11AGB/T1095-2003键5：16×10AGB/T1095-2003九．箱体结构的设计计算项目及说明结果箱体的结构尺寸见装配图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配合质量。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。因低速级大齿轮线速度大于2m/s，故采用飞溅润滑润油。3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=10。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：采用M12圆形压配式油标安装位置见装配图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定位销：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.F吊耳：起吊箱盖。减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8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M16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）M12轴承端盖螺钉直径=（0.4~0.5）8视孔盖螺钉直径=（0.3~0.4）6定位销直径=（0.7~0.8）8外箱壁至轴承座端面距离=++（5~8）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215齿轮端面与内机壁距离>10机盖，机座肋厚98.5轴承端盖外径+（5~5.5）100轴承旁联结螺栓距离99十．减速器的润滑与密封计算项目及说明结果为了减轻机械传动零件、轴承等的磨损，降低摩擦阻力和能源消耗，提高传动效率，延长零件使用寿命，保证设备正常运转，减速器必须要有良好的润滑，同时润滑还可起到冷却、散热、吸振、防锈、降低噪声等作用1齿轮润滑润滑方式：浸油润滑减速器低速级齿轮圆周速度≤12m/s，因此采用油池浸油润滑。润滑剂的选择：齿轮传动所用润滑油的粘度根据传动的工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等按来选择。为了保证齿轮啮合处的充分润滑，并避免搅油损耗过大，减速器内的传动件浸入箱体油池中的深度不宜过深。2滚动轴承的润滑滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑。减速器采用润滑油润滑，可直接用减速器油池内的润滑油进行润滑，润滑和冷却效果较好。故，润滑方式：飞溅润滑减速器中当浸油齿轮的圆周速度V>1.5～2m/s时，即可采用飞溅润滑。靠机体内油的飞溅直接润滑轴承或经济体剖分面上的油沟，沿油沟经轴承盖上的缺口进入轴承进行润滑。减速器的密封要密封的部位很多，为了防止减速器内润滑剂泄出，防止灰尘、其他杂物和水分渗入，减速器中的轴承等其他传动部件、减速器箱体等都必须进行必要的密封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使减速器达到预期的工作寿命。密封类型的选择：1伸出轴端的密封输出轴的外伸处，为防止灰尘、水汽及其他杂质渗入，引起轴承急剧磨损或腐蚀，以及润滑油外漏，都要求在端盖轴孔内装密封件。不超过90度，对于轴承盖中的透盖选择毡圈油封的方式进行密封，具体根据轴承盖处轴径查[3]P144表15-8选择。高速轴的透盖毡圈为：毡圈30JB/ZQ4406-86材料：半粗羊毛毡低速轴的透盖毡圈为：毡圈55JB/ZQ4406-86材料：半粗羊毛毡十一、.联轴器设计计算项目及说明结果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.公称转矩：T=95509550810.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LT10性套柱销联轴器其公称转矩为2000Nm十二、设计小结这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。本次设计得到了温老师的细心指导和帮助。衷心的感谢温老师的指导和帮助.设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力十三、参考资料:1.《机械设计》第九版濮良贵主编西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社2.《机械原理》第八版孙恒主编西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社3.《机械课程设计指导书》李育锡西北工业大学高等教育出版社其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。