中南大學2016分流式二級直齒圓柱齒輪減速器.

1、機械設計課程設計計算說明題目分流式二級圓柱齒輪減速器指導教師院系班級學號姓名完成時間. . . . .計算及說明結果一 . 設計任務書1.1工作條件與技術要求：輸送帶速度允許誤差為5。輸送機效率為w=0.96 ；工作情況：單班制，連續(xù)單向運轉，有輕微沖擊，工作年限為10 年( 每年工作 300 天），工作環(huán)境：室內，清潔；動力來源：電力，三相交流，電壓 380V ；檢修間隔期間：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造條件極其生產批量：一般機械廠，小批量生產。1.2 設計內容（ 1）確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖；（ 2）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數計算；（ 3

2、）傳動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算；（ 4）繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖各1 張（ A1）;（ 5）繪制減速器箱體零件圖1 張（ A2 ）、齒輪及軸的零件圖各1 張（ A2）二傳動方案的擬定輸送機由電動機驅動，電動機 1 通過聯軸器 2 將動力傳入減速器3，在經聯軸器 4 傳至輸送機滾筒 5，帶動輸送帶 6 工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結構較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。分流式二級圓柱齒輪減速器計算及說明結果三電動機的選擇1 選擇電動機類型按已知工作條件和要求， 選用 Y 系列一般用途的三相異步電動機2

3、 選擇電動機的容量1 所需功率Pw ：Pw =0.367kwPw =mw =26.18x14.4=0.367 kw2）傳動裝置的總效率為 ：nw =26.18r/s223w123其中1 ，2 ， 3，分別為傳動系統(tǒng)中聯軸器，齒輪傳動及軸承的效率， ，1 =0.99 ，2 =0.96， 3 =0.98 w =0.96223223123w 0.990.960.98 0.96 0.8163）確定電動機的額定功率Ped電動機的輸出功率為PdPd = Pw /=0.367/0.816=0.434kW確定電動機的額定功率Ped選定電動機的額定功率Ped =0.75 kw3、 選擇電動機的轉速nw =157

4、0.8 r/min該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表18-1 推薦傳動比為ii1 i 2 =8 60則總傳動比可取8至60之間則電動機轉速的可選范圍為nd1 =8 nw =8 57.32=458.56r/minnd 2 =60 nw =60 57.32=3439.2r/min可見同步轉速為 1000r/min ， 1500r/min ， 3000r/min 的電動機都符合，這里初選同步轉速為 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min 的三種電動機進行比較，如下表： =0.816Pd =0.435kwPed =0.75 kw計算及說明結果由參考文獻 1 中表 16-

5、1 查得：電動機型額定功電動機轉速堵轉轉矩最大轉矩方號率n/(r/min)額定轉矩額定轉矩案（KW）同步滿載轉速轉速1Y90S-21.5300028402.22.32Y802-21.1300028252.22.33Y801-20.75300028252.22.3電動機型號為由表中數據， 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總Y801-2傳動比，即選定方案 3四總傳動比確定及各級傳動比分配4.1計算總傳動比由參考文獻 1 中表 16-1 查得：滿載轉速 nm=2825 r / min；總傳動比 i=nm / nw =2825/223.45=11.3i=11.34.2分配各級傳動比查閱參

6、考文獻1 機械設計課程設計中表2 3 各級傳動中分配各級傳動比取皮帶輪傳動比為2取高速級的圓柱齒輪傳動比 i1 = (1.3 1.4)i=2.8，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為i1 = 2.8i2 = i / i1 =5.65/2.8=2i2 =2計算及說明五計算傳動裝置的運動和動力參數1. 各軸轉速電動機軸為軸，減速器高速級軸為軸，中速軸為軸低速級軸為軸，滾筒軸為軸，則nInII = 1412.5r/minnIInIII1412.5/2.8r/min=502.67 r/mini1nIIInIVnV502.67/ 2 r/mini2= 251.354r/min解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為5

7、范圍內2 按電動機額定功率Ped 計算各軸輸入功率PIPed =0.75 kwPIIPI1 =0.75 0.96 kw=0.72kwPIIIPII23 =0.720.96 0.98 kw=0.684kwPIVPIII23 =0.684 0.96 0.98 kw=0.65kw2. 各軸轉矩TI9550PI=9550 0.75/2825 NmnI=2.53 N mTII9550PII=9550 0.72/1412.5N mnII=4.85 N m結果nI nII=1412.5nIIr/min nIII502.i167 r/minnIIInIVnV=i2251.35r/minPI =0.75kwPI

8、I =0.72kwPIII =0.684kwPIV =0.65 kwTI9550 PI =2.53 nIN m TII 9550 PIInII4.85 NmPIIITIII9550nIII計算及說明TIII9550PIII=9550 0.684/502.67 N mnIII=12.96 N mTIV9550PIV=9550 0.648/ 24.64 N mnIV=24.64 N mTV9550PV =9550 0.641 NmnV=24.39 N m表 3軸的運動及動力參數項目電動機軸 I高速級軸中間軸 III低速級軸輸出軸 VIIIV轉速28251412.5502.67251.34251.3

9、4（ r/min ）功率（ kw ）0.720.6840.650.6480.641轉矩2.354.8512.9524.6424.39( N m )傳動比22.821效率0.950.950.950.99結果=12.96 NmPIVTIV9550nIV=24.64 Nm六減速器外傳動零件(V 帶傳動 ) 的設計（1）確定計算功率 Pca由工作情況，查表的工況系數 K A1.1，故Pca K A P 1.1 0.75 0.825kW（2）選擇 V 帶的帶型Pca 0.825kW由 Pca 與小帶輪轉速（電動機轉速）n1 查表選的 z 型（3）確定帶輪基本直徑dd 并驗算帶速 v初選小 帶輪 的基 準

10、直 徑 dd1 由表的 ，取 小帶輪的 基準 直徑dd 150mm計算及說明結果dd 1n13.14502825v7.392m / s按公式驗算帶速： v7.392m / sd1=50601000601000d2=100因為 5m/sv30m/s，故帶速度合適。a=230.7計算大帶輪的基準直徑：dd 2i0dd1250100mm1 =142.70（4）確定 V 帶的中心距 a 和基準長度 LLd700mmd根 據105mm=0.7(d d1d d 2 ) a02( dd 1d d 2 )=300，初選a0200mm初選基準長度：Ld 02a0( dd 1dd 2 )(dd 1dd 2 ) 2

11、638.625mm4a02由表，取 Ld700 mm實際中心距：aa0LdLd 0700638.625230.7mm22002（5）驗算小帶輪包角111800(dd1dd 2 ) 57.30142.701200合理a（6）計算帶的根數 z計算單根 V 帶的額定功率 Pr由 dd150mm和 nm 2825r/ min ，查表得 P00.261kW由nm2825/ min， i 02和 z 型帶，查表得P00.4kWr查表 K0.9 ， KL0.89，于是Pr(P0P0 ) KK L(0.2610.40)0.90.890.529kW計算及說明結果計算 V 帶的根數 : zPca0.8251.56

12、 ,z=2 根Pr0.529（7）計算單根 V 帶的初拉力的最小值( F0 )min由表得 Z 型帶的單位長度質量 q0.060kg / m ，所以( F0 ) min 500(2.5 K)Pcaqv210.29NK zv7 級精度應使帶的實際初拉力 F0( F0 ) min（ GB10095-88 ）小齒輪：（8）計算壓軸力 Fp40Cr（調質）280 HBS大齒輪：壓軸力的最小值： ( Fp )min2 z( F0 ) min sin119.50 N45 鋼（調質）2240HBS Z1 =20（9）帶輪結構選擇dd (2.5 3)d ( d為軸的直徑 ) 時，采用實心式。故大帶輪d2=10

13、0， Z2 = 56采用實心式，小帶輪 d1=50mm，亦采用實心式。m 2d =1七、齒輪傳動設計1.高速級齒輪傳動設計u1（ 1）選擇材料、精度及參數a . 按圖 1 所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b . 帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度（ GB10095-88 ）c . 材料選擇。 查圖表（ P191 表 10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調質）， kt1 =1.6硬度為 280 HBS ，大齒輪材料為45 鋼（調質），硬度為 240 HBS ，二者的硬度差為 40 HBS。d . 初選小齒輪齒數 Z1 =20，則大齒輪齒數T1 =2.35 N mZ2 =2.

14、8 25=56ZH =2.433m=2ZE =189.8 2Mpa a1f .選取齒寬系數 d ： d =1.=0.7682）按齒面接觸強度設計a 2 =0.87a1.638按下式試算計算及說明3 2kt T1 u11 ZHZE2d1tu1d aH1）確定公式內的各計算數值a . 試選 kt1 =1.6b. 分流式小齒輪傳遞的轉矩T1 = TII /2=2.35 Nmc. 查圖表（ P217 圖 10-30）選取區(qū)域系數ZH =2.4331（表 10-6 ）選取彈性影響系數 ZE =189.8 MPa 2 d. 查圖表（ P215 圖 10-26）得a1 =0.768，a 2 =0.87a a

15、1a 2 =0.768+0.87=1.638e. 許用接觸應力H1 =600MPa ， H 2 =530MPa則H =（H 1 +H 2）/2=（600+530 ）/2=565 MPaf. 由式N=60nj Lh計算應力循環(huán)次數N160n1 jLh8=60 730 1 12000=5.256 10N2N1/ 4.8088=5.256 10/4.15=1.267 102） 計算a. 按式計算小齒輪分度圓直徑d1321.62.35 103(2.81)(2.433 189.82d111.638 2.8)mm565結果H1=600MPaH 2 =530MPaH =565 MPa8N15.256 108

16、N21.267 10V12.362m / s=b=40 mmb/h=8.89=31.96 mm計算及說明結果b. 計算圓周速度K A =1.25V1d1 n1 / 601000K v =1.09=3.14 31.961412.5/（601000）m/sK HK F =1.4=2.362m/sc. 計算齒寬 bb= d d1t =1x40mm=40mmh =2.25m =2.25 2mm=4.5mmK H 11.390b/h=40/4.5=8.89e. 計算載荷系數KK F 1 =1.309使用系數 K A =1 。25，根據 V1 =2.362m/s ，8 級精度查圖表 （P194 圖 10-

17、8）得動載系數 K v =1.09K1 =2.50查圖表（ P195 表 10-3）得齒間載荷分布系數 K HK F =1.4由公式K H1.120.18 d20.2310 3b得KH 11.120.18120.2310 340d1 40mm=1.309查圖表（ P198 圖 10-13）得 K F1 =1.309由式KKAKVKHK H得載荷系數K1 =1.25 1.091.4 1.309=2.503）按齒根彎曲疲勞強度設計確定計算系數a. 計算載荷系數由式計算及說明結果KKAKV KF KF得 K1 =1.25 1.09 1.4 1.309=2.50 b. 查取齒形系數查圖表（ P 表 1

18、0-5 ） YF 1 =2.563 ， YF 2 =2.187c. 查取應力校正系數查圖表（ P 表 10-5 ） YS 1 =1.604 ， YS 2 =1.786d. 計算彎曲疲勞許用應力取彎 曲疲勞安全 系 數 S=1.4 ，彎曲疲勞壽命系數K FN 1 =0.85 ，K FN 2 =0.88 。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限FE 1 =500 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限FE 1 =500 MPa ，由式K NlimS得1=0.85 500/1.4 MPa=303.57 MPa 2 =0.88 380/1.4 MPa=238.86 MPae. 計算大小齒輪的 YF YS 并加以比較FY

19、F 1YS 1 =2.563 1.604/303.57=0.01354F1Y =0.87Z V 1 27.37ZV 2131.36 YF 1 =2.563YF 2 =2.187YS 1 =1.604YS 2 =1.786S=1.4K FN 1 =0.85K FN 2 =0.88FE1 =500MpaFE 1 =500 MPa1 =303.57 Mpa2 =238.86 MPaYF1YS 1=0.01354YF 2YS 2 =2.187 1.786/238.86=0.01635F2大齒輪的數值設計計算Z2 =i Z2 =2 28 =56 ，則 Z2 mZ2 =256=112mm。1）計算中心距F

20、1YF2YS2F2=0.01635a=(d1+d2)/2=76mm計算及說明結果圓整后取 B1=40mm ， B2 =50mm2. 低速級齒輪傳動設計Z136（ 1）選擇材料、精度及參數a. 按圖 1 所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動72Z 2b. 選用 7 級精度（ GB10095-85 ）c. 材料選擇小齒輪： 40Cr（調質），硬度為 280HBS大齒輪： 45 鋼（調質），硬度為 240HBSd. 初選小齒輪齒數Z3 =36 ， Z4 Z3i 2 =36 2=72e. 選取齒寬系數d 2 =0.8（ 2）按齒面接觸強度設計按下式試算Kt 2T2u2 1ZE2d3t 2.323u2d 2H

21、1）確定公式內各計算數值a. 試選 K t 2 =1.3b. 確定小齒輪傳遞的轉矩 T3 TIII =24.64 N m=0.246 105N mmd1172 mmc. 查圖表（ P 表 10-6）選取彈性影響系數ZE =189.8 MPa 2d. 查圖表（ P 圖 10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim3 =550MPa， d 2144mmH lim4 =530MPae. 由式確定應力循環(huán)次數B1 =65mm60n3 jLh =60 175.901 12000=1.27 108N3N3 / 3.07 =1.27 108 /3.07=4.14 10 7B2 =60mmN 4f. 查

22、圖表（ P 圖 10-19 ）取接觸疲勞壽命系數K HN 3 =0.98 ， K HN 4 =1.02g.計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1，由式得H 3 =0.98 550MPa=539MPa計算及說明結果H4 =1.02 530MPa=541MPa2）計算7 級精度a. 由 式 試 算 小 齒 輪 分 度 圓 直 徑 d3t ， 代 入（ GB10095-85 ）H中的較小值小齒輪： 40Cr（調質）H4 =541MPa 得280HBS大齒輪： 45 鋼（調質）K t 2T2u2 12240HBS ；d3t 2.323Z Eu2d 2Hd 2 =0.8=67.54mmb

23、. 計算圓周速度V3V3d3t nIII /60 1000=3.14 72 1412.5/60000m/s=5.32m/sc. 計算齒寬 b3b3d 2d3t =1x20 mm=20 mmd. 計算模數、齒寬高比模數 mt 2 = d3t / Z3 =72/36=2齒高 h3 =2.25 mt 2 =2.25 2 mm=4.5 mm則 b3 / h3 =65/72=0.9 e. 計算載荷系數根據 V3 =0.94 m/s ，7 級精度， 查圖表 （P 圖 10-8）得動載荷系數KV 2 =1.06 ，直齒輪 K H 2K F 2 =1 ，由d 2 =0.8 和 b3 =65 mm ，根據式得

24、K H 2 =1.313由 b3 / h3 =0.9 和 K H 2 =1.313 查圖表 （P 圖 10-13）得 K F 2 =1.352故根據式得K2 =1.392f. 按實際載荷系數系數校正所得分度圓直徑。由式得按齒根彎曲強度設計計算公式為K t 2 =1.3T3=0.246105 N mm1ZE =189.8 MPa 2H lim3 =550MpaH lim4 =530MPaN31.27 108N44.14 107K HN 3 =0.98K HN 4 =1.02H3=539MpaH4=541MPa計算及說明結果1） 確定公式內各計算數值a. 查圖表（ P 圖 10-20c ）得小齒輪

25、的彎曲疲勞強度極限FE 3 =500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 4 =380MPa 。b. 查圖表（ P 圖 10-18 ）取彎曲疲勞壽命系數KFN 3 =0.83 ， K FN 4 =0.86c. 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數 S2 =1.4 ，由式FK FNFE得F 3KFN3 FE3=0.83 500/1.4MPa=296.4MPaSS2F 4KFN 4FE 4 =0.86 380/1.4MPa=233.4MPaS2d. 計算載荷系數 K 2 。由式得 K2 =1.25 1.06 1 1.352=1.791e. 查取齒形系數。查圖表（P 表 10-5）得 YF3

26、=2.62 YF 4 =2.24f. 查取應力校正系數。 查圖表（ P 表 10-5）得Ys 3 =1.59 ，Ys 4 =1.76g.計算大、小齒輪的YF YS，并加以比較FYF 3YS 3 =2.62 1.59/296.4 =0.01405K V 2 =1.06K H 2 =1.313K F 2 =1.352K 2 =1.392F3YF 4YS 4F4=2.24 1.76/233.4=0.01682大齒輪的數值設計計算齒數得 Z4i Z 2 =2X36=72 取 d4 mZ42 72 =144 ，（ 3） 幾何尺寸計算1）計算中心距a2m2 (Z3Z4 )=2（ 72+36） /2 mm=

27、108mm22） 計算分度圓直徑FE 3 =500Mpad3m2 Z 3418mm=72mmFE 4 =380Mpad4m2 Z4 4 77 mm=144mm計算及說明結果3）結構設計小齒輪（齒輪3）采用實心結構大齒輪（齒輪4）采用實心式結構七、高速軸的設計已知 PII =0.72 kw ， nII =1412.5r/min ， TII =12.95 N m T1TII / 2 =6.475N m1 初步確定軸的最小直徑。先按式d A03Pn初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 號鋼 r，調質處理。 查圖表（表15-3） ，取A0 II=110，得dminP1103 0.72mm=7.84

28、mmA 31412. 5n該軸直徑 d 100mm，有一個鍵槽，軸頸增大5%7%,安全起見，K FN 3 =0.83K FN 4 =0.86S2 =1.4F 3296.4MPaF 4233.4MpaK2 =1.791YF3=2.62YF4=2.24Ys 3=1.59 ， Ys 4 =1.76YF3YS3=0.01405取軸頸增大則 d2min1. 05 d2 min1. 05 7. 84 8. 23mm5%，圓整后取 d2=12mm。輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處的直徑。選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩公式為TcaK AT（11）查圖表（P351表），取K A =1.3，則TcaII =1.

29、314N m14-1=18.21N m根據 TcaII =18.21 N m 及電動機軸徑D=19mm ，查標準 GB4323-84 ，選用 TL7 型彈性套柱銷聯軸器。確定軸最小直徑dII min =12 mmF3YF4YS4F4=0.016822 軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案。經分析比較，選用如圖所示的裝配方案計算及說明結果）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 聯軸器采用軸肩定位，I-II 段 dI II =14mm ，由式 h=（0.07-0.1 ）d ，取 dII III =15mm ，軸端用軸端擋圈固定，查圖表（指導書表13-19），取擋圈直徑D1 =34mm ， L

30、I II =15mm2） 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據dII III =44mm ，查 GB276-89 初步取0 組游隙， 0 級公差的深溝球軸承6203，其尺寸為 d D B=15mm 35mm 11mm ，故 dIIIIVdVIIVIII =20mm3） 取 dVVI =46mm ， LIVVLVIVII=60mm4）由指導書表 4-1知箱體內壁到軸承座孔端面的距離L1C1C2 (510) mm ，取 L1 =60mm ，采用凸緣式軸承蓋，取 軸 承 蓋 的 總寬 度 為 17mm ， 到 聯軸 器 的 距 離 為15.8mm

31、， 則LII III=26mm） 取小齒輪距箱體內壁的距離為a1=12mm，大齒輪2和2與齒輪3之5間 的 距 離 c=10mm ， 滾 動 軸 承 端 面 距 箱 體 內 壁 S1=12mm則LIII IVBS a (LIV VB1)=15+12+12-5=34mmL VIIVIIIL IIIIV=34 mmLV VIB32c5 =110mm計算及說明結果（3）軸上零件的周向定位半聯軸器與軸的周向定位采用普通C 型平鍵連接，按 dI II =35=mm ，LI II =15mm查圖表（P表）選用鍵 bh l=4mm4mm12mm。滾動軸6-1承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公

32、差為m64）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（ P 表 15-12 ），取軸端倒角為1.6 45 ，各軸肩處圓角半徑為R1（二）中速軸（III 軸）的設計軸上力的方向如下圖所示初步確定軸的最小直徑根據式（ 10）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45 鋼，調質處理。查圖表（ P 表 15-3），取 A0III =110，于是得dIII min 110 3 3.73mm=26.31mm。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，272.73取為 dIII min =30mm3軸的結構設計（ 1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖計算及說明結果11 1234567dddddddL1L2L3L4L5L6L7ABCD

33、（ 2）確定軸的各段直徑和長度）根據dIII min =21mm取dIII =21mm，軸承與齒輪， 2之間采用套筒12定位， 取 dIIIIIdVVI =42mm ，齒輪 2 與齒輪 3 之間用套筒定位， 取dIIIIV=34mm ，齒輪 3 采用軸肩定位， 取 h=3mm ，則 d IV V =40mm，由于軸環(huán)寬度b 1.4h 軸 II 的設計，取 LIV VbIV V=c=10mm因為 B3=30mm， B2B =20mm取 LIIIIV =35 mm， 則2LVVIB22 =28mm2）初步選擇滾動軸承由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸II相對于機座固定，則III 軸應兩端游動支承，選

34、取外圈無擋邊圓柱滾子軸承，初步選取0 組游隙，0 級公差的 N 系列軸承 N206，其尺寸為 d D B=30mm 62mm16mm 。由于軸承內圈受軸向力，軸端不受力，軸承內圈軸端采用圓螺母與墊片緊固，根據GB812-88 （指導書表13-17 ）選用M27 1.5規(guī)格的圓螺母及相應的墊片，圓螺母厚度m=10mm ，墊片厚度 s=1mm，則取 LI ILVII VII =16mm ，由 a1 =12mm ，S1 =12mm 取 a2 =14.5mm ，S2 =11mm ，則LIIILVI VII a2 S2 B 3 2=14.5+11+16+3-2mm=42.5mm選用嵌入式軸承蓋，取軸承端

35、蓋的總寬度為17mm3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接計算及說明結果按 dIII IV =24mm ， LIII IV =42mmdII III =22mm ， B2 =30mmdV VI =22mm ， LV VI =28mm查圖表（ P 表 6-1）取各鍵的尺寸為III-IV段： b h L=10mm 8mm 36mmII-III段及 V-VI 段： b h L=12mm 10mm 15mm滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為 m6 1） 確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（ P 表 15-2），取軸端倒角為1.0 45 ，各軸肩處的圓角半徑為R1三）低速軸（軸IV

36、）的設計（三）低速軸（軸IV ）的設計已知 PIV =0.65kw ， TIV =24.64 Nm ， nIV =251.34r/min1求作用在軸上的力Ft 4Ft 3 =175.4NFr 4Fr 3 =37.1N2初步確定軸的最小直徑按式（ 10）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼調質處理。查圖表（ P 表 15-3）取 A=115，于是得0IVdIV min 14.5mm 。該軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑， 選取聯軸器的型號。根據式（ 11），查圖表（ P 表 14-1），取 K A =1.5，則TcaIV =1.5 16.6 N m =24.9 N m根據 TcaIV =24.9 N m ，查標準 GB5014-85 （指導書表17-4）考慮到帶式運輸機運轉平穩(wěn)，帶具有緩沖的性能，選用HL6 型彈性柱銷聯軸器。選取軸孔直徑 d=20mm ，其軸孔長度L=31mm ，則軸的最小直徑dIV min =20mm3軸的結構設計（ 1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如下圖所示的方案計算及說明結果L21 112345678ddddddddeL1L2L3L4L5L6L7L8A1B1（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）取 dVIIIIX =20mm ，為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由 h=（ 0.07-0.1） d，取 dVII VII