機械設計課程設計二級齒輪減速器超級完美版

HarbinInstituteofTechnology課程名稱：設計題目：院系：班級：設計者：學號：指導教師：設計時間：哈爾濱工業(yè)大學目錄TOC\o"1-2"\h\z\u一.傳動裝置的總體設計 1分析或確定傳動方案 1選擇電動機 2計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 3計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 4二.傳動零件的設計計算 52.1選擇材料、熱處理方式及精度等級 52.2高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸 52.3低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸 9三.軸的設計計算 123.1高速軸設計計算 123.2中間軸的設計計算 133.3輸出軸的設計計算 14四.軸I的校核 154.1軸I的受力分析 15軸I的強度校核 16軸I上鍵連接強度校核 17軸I上軸承壽命校核 17五.軸II的校核 185.1軸II的受力分析 185.2軸II的強度校核 205.3軸II上鍵連接強度校核 215.4軸II上軸承壽命校核 21六.軸III的校核 226.1軸III的受力分析 226.2軸III的強度校核 246.3軸III上鍵連接強度校核 256.4軸III上軸承壽命校核 25七.聯(lián)軸器的選擇 267.1輸入軸聯(lián)軸器 267.2輸出軸聯(lián)軸器 26八.潤滑密封設計 27九.減速器附件及其說明 27一.傳動裝置的總體設計 分析或確定傳動方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機傳送帶組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大其傳動方案如下根據(jù)要求，選用二級斜齒圓柱齒輪減速器，將動力傳送到傳送帶上，實現(xiàn)傳送帶預先設計的參數(shù)及其相應的功能。設計的原始數(shù)據(jù)要求：傳送帶的初拉力：F=2200N傳送帶卷筒直徑：d=250mm傳送帶帶速：v=m/s關于減速器的生產(chǎn)和工作的要求：機器產(chǎn)量為小批量；機器工作環(huán)境為有塵；機器載荷特性為平穩(wěn)載荷；機器最短工作年限為六年二班。 選擇電動機 選擇電動機的結構形式電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此，無特殊要求時應選用三相交流電動機，其中以三相交流異步電動機應用廣泛。所以選擇使用三相交流異步電動機。 選擇電動機的容量（功率）首先計算工作機有效功率：P式中F——傳送帶的初拉力；v——傳送帶的帶速從原動機到工作機的總效率：＝×××6＝17式中，QUOTE——聯(lián)軸器傳動效率，由參考文獻1表，； QUOTE——軸承傳動效率，QUOTE QUOTE——齒輪嚙合效率，QUOTE； QUOTE——卷筒傳動效率，QUOTE。則所需電動機功率：P確定電動機的轉(zhuǎn)速工作機（套筒）的轉(zhuǎn)速：n式中，d——傳送帶卷筒軸直徑。由參考文獻1表，兩級齒輪傳動QUOTE，所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍為：=(8~40)×6=（~）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻[1]P172頁表，選定電動機型號為Y132S-6，其主要性能如下表所示。電動機型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/（r·min）滿載轉(zhuǎn)速(r·min)Y132S-631000960計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比總傳動比QUOTE由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝/n＝960/6＝分配傳動比＝×——式中分別為一級、二級齒輪傳動比?？紤]潤滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速級傳動比為＝1.4×13.96=4.42，則＝＝3.16。計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)各軸的轉(zhuǎn)速：

＝＝960r/min

＝＝960/＝r/min

＝

/

＝/=6r/min==6r/min各軸的輸入功率：＝×＝×0.99＝kW

＝×η2×＝×8×7＝kW

＝×η2×＝×8×7＝kW＝×η2×η1=×8×9＝kW各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550=9550×/960=×N·mm：＝×=××0.99=×N·mm＝×××=××××0.97=×N·mm＝×××=××3.16×=×N·mm=××=××8×0.99=×N·mm。 整理以上數(shù)據(jù)，制成表格以備用戶隨時方便查閱。減速器運動學和動力學參數(shù)一覽表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率電機軸×9601Ⅰ軸×9605Ⅱ軸×3.165Ⅲ軸×7卷筒軸×二.傳動零件的設計計算2.1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到卷筒機為一般機械，且該齒輪傳動為閉式傳動。

齒輪材料及熱處理方式和精度等級

①材料：大，小齒輪均采用45號鋼，軟齒面，由參考文獻1表8.2查得，小齒輪調(diào)制處理，齒面硬度為217-255HBW,平均硬度為236HBW；大齒輪正火處理，齒面硬度為162-217HBW，平均硬度為190HBW。大，小齒輪齒面平均硬度差為46HBW，在30-50HBW范圍內(nèi)。按GB/T10095－1998，均選擇8級精度初選齒數(shù)選高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動：式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，T設計時，因v值未知，K不能確定，初取=1.4。由參考文獻1表取齒寬系數(shù)初選螺旋角=12°。QUOTE由參考文獻1表查得彈性系數(shù)QUOTE。由圖選取區(qū)域系數(shù)Z齒數(shù)由參考文獻1式，端面重合度：由參考文獻1式，軸面重合度：由參考文獻1圖查得：QUOTE。由參考文獻1式，許用接觸應力QUOTE,由參考文獻1圖（e）得接觸疲勞極限應力QUOTE=570MPa=390MPa小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為N=60na=60×960×（2×6×250×6）×10hN2=由參考文獻1圖查得壽命系數(shù)：,。由參考文獻，取安全系數(shù)QUOTE[]=[]=取QUOTE初算小齒輪1的分度圓直徑QUOTE，得QUOTE=32×1.4×2383確定傳動尺寸：計算載荷系數(shù)KK＝=×6××1.2=1.55。式中，QUOTE——使用系數(shù)。由參考文獻1表，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取QUOTEQUOTE——動載系數(shù)。分度圓上的速度v=πd1tn1故由參考文獻1圖查得。QUOTE——齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻1圖，因為小齒輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)K。QUOTE——齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻1表，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取QUOTEK=1.2。對QUOTE進行修正。d=d=×=確定模數(shù)QUOTEQUOTE=取=2mm計算傳動尺寸中心距：QUOTEa===圓整為120mm。螺旋角=β的大小改變對于d1的影響很小，故不再修正參數(shù)。其它傳動尺寸：QUOTEQUOTE取49mm。=+（5~10）mm，取=55mm。4.齒根彎曲疲勞強度校核K、T、mn、d1同上K=1.55、T=N/mm、mn=2

計算當量齒數(shù)由參考文獻[1],圖查得=2.63，3由參考文獻[1]，

由參考文獻[1]

由圖查得重合度系數(shù)

由參考文獻[1]

由圖查得螺旋角系數(shù)

由參考文獻[1]

由圖

查得彎曲疲勞極限應力，小齒輪大齒輪由參考文獻[1]圖查得得彎曲疲勞壽命系數(shù):.Y=1.0Y由參考文獻[1]表8.7查得彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25(1%失效概率)[]=MPa[]=結論：滿足齒根彎曲疲勞強度。高速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a(mm)小齒輪255211°120大齒輪4993低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動：按齒面接觸疲勞強度設計：式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，QUOTE=設計時，因v值未知，K不能確定，初取。由參考文獻1表取齒寬系數(shù)=1QUOTE由參考文獻1表查得彈性系數(shù)QUOTE。由參考文獻1圖8.14選取區(qū)域系數(shù)Z=2.5齒數(shù)u=i2由參考文獻1式，端面重合度：由參考文獻1圖查得：由參考文獻1式，許用接觸應力QUOTE,由參考文獻1圖得接觸疲勞極限應力QUOTE=570MPa=390MPa小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為h由參考文獻1圖查得壽命系數(shù)：,（允許局部點蝕）。由參考文獻1表，取安全系數(shù)QUOTE[]==1.13×[]=×390=故取QUOTE初算小齒輪3的分度圓直徑QUOTE，得QUOTE=確定傳動尺寸：計算載荷系數(shù)KK＝=×××=。式中，QUOTE——使用系數(shù)。由參考文獻1表，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取QUOTEQUOTE——動載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻1圖查得QUOTEK。QUOTE——齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻1圖，查得齒向載荷分布系數(shù)K。QUOTE——齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻1表，取QUOTEK=1.1。對QUOTE進行修正。=×=確定模數(shù)QUOTEQUOTE=取=3mm計算傳動尺寸中心距：QUOTEa===150取整為150mm。其它傳動尺寸：QUOTEQUOTE=+（5~10）mm，取=80mm。低速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)中心距a(mm)小齒輪3728024150大齒輪2287276三.軸的設計計算高速軸的設計計算

參數(shù)：＝kW＝N=940r/min2.作用在齒輪上的力：選擇軸的材料選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的綜合機械性能。初算軸上的最小直徑按彎扭強度計算：考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，。式中， C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻2表，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P——軸傳遞的功率。QUOTE n——軸的轉(zhuǎn)速。QUOTE軸承部件的結構設計對某些必須限制的尺寸取值如下：取內(nèi)機壁至軸承座端面距離l因采用脂潤滑，軸承外圈端面至機體內(nèi)壁的距離要留出安放擋油板的空間，取?3=10mm；取擋油板寬度取中間軸上齒輪2端面至機體內(nèi)壁的距離?確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。聯(lián)軸器及軸段①前面計算的dmin即為軸段①的直徑，又考慮軸段①上安裝聯(lián)軸器，因此軸由前面設計可知，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查文獻[1]表取KA，計算轉(zhuǎn)矩T由參考文獻[2]表查詢可得GB/T5014-2003中的LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器符合要求，其參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩250N·m，許用轉(zhuǎn)速為8500r/min，軸孔直徑范圍是12~24mm。滿足電動機軸徑要求。取與軸相連端軸徑20mm，軸孔長度60mm，J型軸孔，選用A型鍵。相應的，軸段①的直徑d1=20mm，軸段長度應該比聯(lián)軸器略短，故取其長度為l密封圈與軸段②聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，取軸肩高度h=~3.0mm，相應的軸段②的直徑范圍為2~26mm，查文獻[2]表，選用唇型密封圈中的軸徑為25mm的，則軸段②的直徑d2軸承與軸段③及軸段⑦由前面設計知，軸承類型為角接觸軸承，暫取軸承型號為7206C，由文獻[2]表查得內(nèi)徑d=300mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm擋油板長度11mm，其他長度套筒補齊。定位軸肩直徑d4=35mm。由于齒輪齒根圓直徑較小,df1=41.71齒輪軸段⑤取l5軸段⑥在軸段⑦和齒輪軸段間采用軸肩定位d6=36機體與軸段②③④⑥⑦的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=8mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取K=15mm。在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。取軸段③⑦的長度l3軸段②的長度l2軸段⑥的長度考慮三根軸的協(xié)調(diào)關系，并結合草圖取l軸段④的長度l軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距L1=92mm；L鍵連接設計聯(lián)軸器與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號為：鍵A6×36GB/T1096中間軸的設計計算中間軸上的功率=kW,轉(zhuǎn)速r/min,轉(zhuǎn)矩T2=。初定軸上的最小直徑作用在高速級大齒輪上的力與作用在高速級小齒輪上的力等大反向，不再贅述。作用在低速級小齒輪上的力：選擇軸的材料因考慮到要用到齒輪軸，故選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的機械性能。初算軸徑對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑式中,C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻[2]，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P——軸傳遞的功率。QUOTE n——軸的轉(zhuǎn)速。QUOTE結構設計確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。軸承與軸段①及軸段⑤軸承類型初選為角接觸軸承，暫取軸承型號為7208C，由文獻[2]表查得內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm，故軸段①的直徑d1軸段⑤的直徑應與軸段①相同，即d5齒輪3與軸段②由計算知低速級小齒輪應做成齒輪軸，取l2齒輪2與軸段④齒輪2左端用軸肩固定，取軸徑d4=44mm。齒輪2右端用套筒固定，則軸段④的長度應略小于齒輪2的寬度b軸段③齒輪2左端用軸肩固定，由文獻[1]圖中公式得到軸肩高度h=~mm，取d3=52mm軸段①、⑤的長度ll軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距L1=51mm；L鍵連接設計高速級大齒輪與低速小齒輪與軸之間均采用A型普通平鍵連接，d2=45鍵A14×9×74GB/T1096—輸出軸設計計算材料同為45號鋼輸出軸上的功率kW,轉(zhuǎn)速r/min,轉(zhuǎn)矩T3=2。初定軸上的最小直徑式中， C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻[2]P193頁表，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P——軸傳遞的功率。QUOTE n——軸的轉(zhuǎn)速。QUOTE考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，。結構設計確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。聯(lián)軸器及軸段①前面計算的dmin即為軸段①的直徑，又考慮軸段①上安裝聯(lián)軸器，考慮到輸出軸應保證同心度，故選用剛性聯(lián)軸器：GYS型有對中榫凸緣聯(lián)軸器。因此軸查文獻[1]表取KA=1.5，計算轉(zhuǎn)矩T由參考文獻[2]表13.4查得GB/T5843-2003中GYS6滿足要求，公稱轉(zhuǎn)矩900N·m，許用轉(zhuǎn)速為6800r/min，軸孔直徑范圍是38～50mm。取與軸相連端軸徑38mm，軸孔長度為L=60mm，J1型軸孔。相應的，軸段①的直徑d1=38mm，取其長度為l密封圈與軸段②聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，同時考慮唇型密封圈標準，查文獻[2]表，選用的軸徑為42mm的，則軸段②的直徑d2軸承與軸段③及軸段⑦由前面設計知，軸承類型為角接觸球軸承，暫取軸承型號為7209C，由文獻[2]表查得內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm，故軸段③的直徑d3軸段⑦的直徑應與軸段③相同，即d7軸段④為了便于齒輪的安裝，d4應略大于d7，取d4=52mm，齒輪4右端用軸肩固定，則軸段軸段⑤齒輪4右端用軸肩固定，由文獻[1]圖中公式得到軸肩高度h=~mm，相應的軸段③的直徑范圍為~mm，適當放大，取d5軸段6軸段6長度略小于低速輪大輪齒厚，l機體與軸段②③④⑤⑦的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=8mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取K=15mm。在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。取軸段③的長度l3軸段②的長度l2軸段⑦的長度l7取軸段⑤的長度l5軸段④的長度由草圖設計確定l軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距L1=89.2mm；L鍵連接設計聯(lián)軸器、齒輪6與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為：鍵A10×8×50鍵A14×9×62GB/T1096四.軸I的校核軸I的受力分析（1）計算支承反力由轉(zhuǎn)矩T=N·mm，按齒輪受力關系計算可得圓周力徑向力軸向力那么，在水平面上 在垂直平面上解得 軸承I的總支承反力軸承II的總支承反力 （2）畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上在垂直面上合成彎矩轉(zhuǎn)矩T=23830N·mm軸I的強度校核a-a左側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，定義為危險截面。由參考文獻1附表，抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應力σσ扭剪應力對于單向轉(zhuǎn)動的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當量應力為：已知軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得，。顯然，，故軸的a-a左側(cè)剖面強度滿足要求。軸I上鍵連接強度校核聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻1表得[σ]p軸I上軸承壽命校核7207C軸承得QUOTECr=25500N，C0r=15200N計算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：與軸向力A的方向相同且故故只需校核軸承1即可計算當量動載荷，查表得得當量動載荷校核軸承的壽命。軸承在100°C以下工作，查參考文獻1表得。載荷變動小，為減速器用軸承，查參考文獻1表，得。故軸承的壽命已知最短使用6年，為2班工作制，則預期壽命顯然》QUOTELh>2Lh'，故軸承壽命很充裕。五.軸II的校核軸II的受力分析（1）計算支承反力按齒輪受力關系計算可得圓周力，徑向力，軸向力那么，在水平面上解得 在垂直平面上解得 軸承I的總支承反力軸承II的總支承反力 （2）畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上在垂直面上合成彎矩轉(zhuǎn)矩軸II的強度校核1-1右側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，又存在鍵槽的應力集中，定義為危險截面。由參考文獻1附表，抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應力σσ扭剪應力對于單向轉(zhuǎn)動的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當量應力為：已知軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得，。顯然，，故軸的a-a左側(cè)剖面強度滿足要求。軸II上鍵連接強度校核齒輪2處鍵連接的擠壓應力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻1表得[σ]p齒輪3處鍵連接的擠壓應力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻3表得[σ]p=120~150MPaQUOTE[σ]p軸II上軸承壽命校核7206C軸承得QUOTECr=25500N，C0r=15200N計算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：與軸向力A的方向相同且故故只需校核軸承2即可計算當量動載荷得當量動載荷校核軸承的壽命。軸承在100°C以下工作，查參考文獻1表得。載荷變動小，為減速器用軸承，查參考文獻1表，得。故軸承的壽命已知最短使用6年，為2班工作制，則預期壽命顯然》QUOTELh>2Lh'，故軸承壽命很充裕。六.軸III的校核軸III的受力分析（1）計算支承反力按齒輪受力關系計算可得圓周力徑向力那么，在水平面上解得 在垂直平面上解得 軸承I的總支承反力軸承II的總支承反力 （2）畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上在垂直面上合成彎矩轉(zhuǎn)矩軸III的強度校核a-a右側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，又存在鍵槽的應力集中，定義為危險截面。由參考文獻1附表，抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應力σσ扭剪應力對于單向轉(zhuǎn)動的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當量應力為：已知軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得，。顯然，，故軸的a-a左側(cè)剖面強度滿足要求。軸III上鍵連接強度校核齒輪4處鍵連接的擠壓應力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻1表得[σ]p聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻3表得[σ]p=120~150MPaQUOTE[σ]p軸III上軸承壽命校核7209C軸承得QUOTECr=25500N，C0r=15200N計算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：故故校核任意軸承即可計算當量動載荷得當量動載荷校核軸承的壽命。軸承在100°C以下工作，查參考文獻1表得。載荷變動小，為減速器用軸承，查參考文獻1表，得。故軸承的壽命已知最短使用6年，為2班工作制，則預期壽命顯然》QUOTELh>2Lh'，故軸承壽命很充裕。七.聯(lián)軸器的選擇總結：7.1輸入軸聯(lián)軸器因為減速器應用場合高速，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)使用的電機型號Y132S-6，由參考文獻[1]P152頁表13.1選取LH1型號，公稱轉(zhuǎn)矩250N·m滿足使用要求。輸入端選取直徑為12-24mm的聯(lián)軸器,軸孔長度為36mm。7.2輸出軸聯(lián)軸器輸出聯(lián)軸器根據(jù)輸出軸尺寸，選取LH3彈性住銷聯(lián)軸器。選取直徑為38mm的聯(lián)軸器,軸孔長度為60。八.潤滑密封設計根據(jù)齒輪轉(zhuǎn)速，