毕业设计（论文）-港口用起重运输机械提升机构传动系统设计

设计封面题目港口用起重运输机提升机构传动系统设计设计摘要摘要本文设计的主要内容是港口起重运输机提升机构传动系统的设计，首先通过资料查阅，掌握了港口起重方面的发展现状，确定了提升机构传动系统方案为二级减速器，进行了电机的选择和参数的计算；经过选择的传动方式为齿轮传动的设计与计算，相关轴的尺寸参数的设计和计算，最终选择了斜齿圆柱齿轮和轴齿轮配合；进行了滚动轴承的选择和校核，联轴器的选择和校核，键连接的选择和校核，进行了密封圈和润滑装置的设计等。最后通过CAD进行了图纸的输出。关键词：减速器斜齿圆柱齿轮齿轮轴滚动轴承设计目录目录摘要I1.绪论 -7-1.绪论起重机是在港口起重运输领域通用的设备，使用目的是通过起重机吊钩或其他吊具的起升，下降及移动来完成港口货物的装卸和移动，使用这种设备可以能减轻工人劳动强度，加大和提高劳动生产效率，还可以完成一些人工无法直接完成的某些工作。1.1课题研究背景起重机械的工作是一种循环往复的的、间歇动作的、只能用于短程搬运物料的机械设备，他的整个工作过程是由上料、运送走、卸料及回程。起重机在频繁工作时，其各个机构经常是处于制动或者起动以及正向、逆向等相互交替的运动状态。时间进入二十世纪，钢铁和机械制造业以及铁路、港口及交通运输业兴起，带给了起重运输机械技术有了质的飞跃更高的使用要求促使起重运输机械有了更好的性能现代需要搬运货物的场合越来越多，所以起重运输机械的搬运任务也变得越来越多起重运输机械可以存在于工厂铁路港口及其他部门，进而实现物料搬运机械化起重机的整体结构采用优质钢材焊接从而简化了加工，缩短了制造工期，减轻自身的重量，焊接结构是制造此类框架的加工办法之一。我国在很早便使用了起重机械，远在古代我们先辈使用用杠杆原理制成的几辘轳取水，就是简易使用起重设备节省人力的列子几千年的封建年代过后工业被阻碍了前进我国自行设计使用的的起重机机械就很少，很多起重运输设备来源为进口。在解放时期，各方面随着冶金和钢铁工业的扩展起重运输机械有了发展进步全国刚解放时期就我国建立了全国最大的机械厂-大连起重机械厂，在199年10月，大重研制成功了我国第一台起重量为0吨的且跨度为225m的桥起重机械为培养起重运输机械方面的专业的专门人才在一些大学像上海交通大学等多所高等工业学校中，都建立了起重运输机械专业，且前景比较好。截至到目前为止起重机的门类总共可以分为：通用和龙门式起重机。像目前常使用的汽车起重机和塔式起重机我国生产企业可以自行建造并设计并且从机种和产品结构等性能指有的多达到了很高的水平。1.2课题研究意义中国的起重运输机械行业已经建立了自上世纪50年代和60年代，并逐渐发展壮大，形成了一个范围广泛的产品和一个大型的集团性质的行业，服务于国民经济的各个部门。中国经济的发展快速一直处于领先地位，起重运输机械制造业进步明显。2005，重起重机械行业销售额达1272亿元，在“十五”期间年均增长超过30%。2006，仍保持持续增长态势，目前市场前景良好。2.设计任务2.1设计任务2.1.1已知条件：(1)提升重量N(2)使用钢丝绳直径为mm，滚筒槽底外直径为mm，(3)起重物的提升速度m/s，允许重物提升速度误差不超过±5％；(4)滚筒的效率损失2.1.2设计步骤(1)选择电动机类型与验算(2)减速齿轮传动的设计(3)轴类零件的设计(4)滚动轴承的选择与校核(5)键与联轴器的选择与校核(6)图纸的绘制(7)设计计算编写说明书2.2系统总体方案的设计图1整体方案说明SEQ图_1：传动布置方案\*DBCHAR１1—提供动力的电动机2－联轴器3－制动装置4－减速机5－联轴器6－支承架子7－钢丝绳8－钩子9－圆筒3.电动机的选择与运动参数计算3.1电机的选择3.1.1工作机所需功率kW=748.8kW(3-1)式中，工作机的线速度为，为滚筒的的效率。3.1.2电动机到工作机的总效率=0.868(3-2)式中为弹性联轴器效率,取0.99；为8级精度的闭式齿轮的传动效率,取0.97；为滚动轴承效率,取0.98；3.1.3则为(3-3)3.1.4选取电动机额定功率值根据原则，在参考文献中《机械设计课程设计》表8-53来选取其型号，表1电机的主要参数表SEQ表_1：电机的参数\*ARABIC1型号额定功率/kW转速（满载）/(m/s)堵转转矩最大转矩Y90S-41.114002.22.23.2运动和动力参数的计算3.2.1传动比分配总传动比为(3-4)高速级的传动比计算为(3-5)低速级传动比为(3-6)结构式中，为m/s，计算误差为：允许的误差应该在之内，根据结果，则合格。3.2.2各轴的转速值(m/s)1）Ⅰ的转速值（高速轴）2）Ⅱ的转速值（中间轴）3）III的转速（低速轴）4）Ⅳ的转速（滚筒轴）3.2.3每个轴输入功率(kW)值高速轴I的输入功率kw中间轴II的输入功率低速轴III的输入功率滚筒轴Ⅳ的输入功率3.2.4各轴的输入转矩(N·m)高速轴I的转矩中间轴II的转矩低速轴III的转矩滚筒轴IV的转速3.2.5传动参数数据表表2轴的运动与动力参数轴号转速n(r/min)功率p/kw转矩T/(N)I14401.0897.43II215.41.04446.29III43.10.992219.81IV43.10.963213.38SEQ表_2：轴的传动参数\*ARABIC14.齿轮传动的设计计算4.1选定齿轮的相关参数1)斜齿圆柱齿轮传动定为本次设计的传动方案。2)起重机的运行速度不是很快，所以精度等级为8级(10095—88)即可满足要求。3)材质说明。齿轮材质和热处理选用45号钢调质。1和3齿面硬度为280HBS，2和4齿面硬度为240HBS。4)，则，取。，。5)选取螺旋角。初选螺旋角。4.2计算4.2.1确定公式内的各计算数值。1)确认。2)区域系数。3)齿宽系数.0。4)弹性影响系数5)，，，所以高速传动齿轮低速传动齿轮6)齿轮1的接触疲劳强度极限为MPa；齿轮2的为MPa；齿轮3的极限为MPa；齿轮4的为MPa。7)计算应力循环次数8)接触疲劳寿命系数，，，。9)计算接触疲劳需用应力。S=1，失效概率为1%，得MPa=546.0MPaMPa=566.5MPaMPa=618.0MPaMPa=621.5MPa1和齿轮2为=556.25MPa3和齿轮4为：MPa4.2.2计算初步计算小齿轮分度圆直径，根据相关计算公式得52.4mm49.4mm2)计算圆周速度m/s0.56m/s3)计算尺宽b模数及齿高hmmmmmmmmmmmm4)齿轮纵向重合度5)载荷系数K的计算使用系数,，m/s，精度为8级，由参考文献资料查《机械设计》查取齿轮动载荷系数，；由参考文献资料查《机械设计》查得，；根据图10-13查得，；由表10-3查得，。故载荷系数6)最终算得分度圆直径，由式（10-10a）得mmmm7）模数的计算mmmm4.3齿根弯曲强度设计由《机械设计》P216式(10-17)4.3.1已知整理计算参数1)载荷系数计算2)纵向重合度，，螺旋角影响系数，。3)进行当量齿数计算4)根据资料查取齿形系数查得，，，。5)根据资料选取应力校正系数。查得，，，。6)齿轮1的弯曲疲劳强度极限MPa；齿轮2的MPa；齿轮3的MPa；齿轮4的MPa。7)取弯曲疲劳寿命系数，；8)计算弯曲疲劳需用应力。S=1.4，由式（10-12）得MPaMPaMPaMPa9)计算齿轮的并加以比较齿轮2的数值大。齿轮4的数值大。4.3.2设计计算=mm=1.834mm=mm=1.804mm选取mm，mm，弯曲强度满足。计算出的分度圆直径mm,mm来得出齿轮齿数。所以取，则。取，则。4.4几何尺寸的计算4.4.1计算齿轮中心距mm取整为225mm。mm取整为161mm。4.4.2取整后的中心距修正螺旋角因为值几乎无改变，所以参数，，等不进行修正。4.4.3齿轮的分度圆直径的计算4.4.4计算齿轮的宽度圆整后取mm，mm。mm圆整后取mm，mm。4.4.5结构设计齿轮2，齿轮4选用腹板式结构。表3齿轮的参数分度圆直径（mm）齿轮的宽度（mm）齿轮的齿数中心距（mm）修正螺旋角齿轮158.656529224.67齿轮2390.160189齿轮353.676026160.87齿轮4268.3555130SEQ表_3：齿轮的参数\*ARABIC15.轴的设计5.1高速轴Ⅰ的设计5.1.1求输出轴的功率、转速n、转矩T相关参数来自表2。5.1.2求作用在齿轮上的力5.1.2初步确定轴的最小直径选取轴的材质为45钢，热处理方式为调质处理。取=110,于是得存在键连接，所以需要把轴径增加3%，。计算转矩公式，取=1.5,则：=1.5×42690N·mm=64035N·mm选型联轴器，结构为弹性柱销式联轴器，半联轴器的孔径为mm，故取=12mm，L=32mm，mm。最大公称转矩为250000N·mm。图4高速轴的载荷分析图5.1.3设计轴的结构(1)根据相关要求参数确定1)Ⅰ—Ⅱ轴端右侧应存在轴肩用于定位，所以Ⅱ—Ⅲ段的直径为mm；左端通过轴端挡圈使其定位，mm。长度mm，Ⅰ—Ⅱ段的长度应比略短一些，现取mm。2)选择滚动轴承型号。单列圆锥滚子轴承可以同时受有径向力和轴向力的载荷，所以选用此种类型的轴承。根据已知参数制定=17mm，游隙为0基本游隙组，标准精度等级的轴承30304.其尺寸为20mm×52mm×16.25mm，故==20mm；而=16.25mm。轴肩进行轴向定位，型号为30305型轴承，轴肩高度为h=3.5mm，则=30mm.3)此段为齿轮轴，则Ⅳ-Ⅴ段的直径=27mm，左齿轮与轴左端之间使用隔套定位。由于其齿轮轮毂的宽度为65mm，轴段应小于轮毂宽度，则。轴肩定位，轴肩高度取，所以取，所以轴环处的直径为。轴环的宽度，取。4)轴承端盖宽度为15mm，为了方便其拆装和润滑，取l=25mm,所以取。5)资料设计表明：齿轮和箱体相距离a=10mm为合适距离，相关参数的的距离为19.5mm，由于箱体存在铸造过程中有误差，更加需要加宽一些距箱体距离s=6mm，T=16.25mm，齿轮3的轮毂长L=60mm。则mmmm(2)轴上零件的周向定位平键连接。尺寸，键槽铣削加工，长为56mm，齿轮轮毂与轴的尺寸配合为；滚动轴承与轴的定位选用平键尺寸参数为10mm×6mm×27mm，其配合为过度配合过渡配合，尺寸公差为m6。(3)确定轴轴上的的倒圆角尺寸参考参考文献资料[3]P265表15-2，倒斜角为2×45o，，圆倒角半径：为3mm。5.1.4求轴上的载荷轴的结构决定轴的计算简图。选取a值，确定该轴承型号为30304。则a=11mm。轴的支承跨距。根据轴的计算简图来做出轴的弯矩图和转矩图。求求支反力水平面支反力垂直面支反力2)如图作弯矩图，水平弯矩MH图。C点左边C点右边垂直面弯矩图，如图4所示。C点左边C点右边3)如图求合成弯矩M，做出合成弯矩图。C点左边8636.06N·mmC点右边10438.44N·mm做弯矩图，如图所示.计算轴的危险截面为C面相关参数下表：表4高速轴的载荷表载荷计算在水平面H计算在垂直面V计算支反力F计算,,弯矩M计算总弯矩计算转矩T计算5.1.5按弯曲合成应力的参数校核轴的强度进行校核时，轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度为重点校核对象，根据参考文献资料查《机械设计》式(15-5)及上表中的数据，以及受到已知的轴单向旋转，扭矩切应力类型等因素的影响，取，轴的计算应力选取热处理方式为调质处理的45#钢作为轴的材质，查得=60MPa，因此，故安全。5.2中间轴Ⅱ的设计5.2.1求作用在齿轮上的力齿轮2齿轮3如图径向力和圆周力以及轴向力的方向为图6中间轴的载荷分布图SEQ图_6：中间轴的载荷分布图\*ARABIC15.2.2初步确定轴的最小直径选取热处理方式为调质处理的45#钢作为轴的材质，取=112,于是得5.2.3轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(2)根据设计需要定轴的结构1)选择滚动轴承型号。单列圆锥滚子轴承可以同时承受有径向力和轴向力的载荷，所以选用该类型的轴承。根据=18.984mm，游隙参数选取0基本游隙组的轴承30304.其尺寸为20mm×52mm×1625mm，故==20mm；而==16.25mm。此段为轴肩定位，定位高度为3.5mm，因此，取==27mm.2)设计选取安装齿轮2的轴端直径=27mm；之间用隔套定位。此轴端应小于齿轮宽度，则=57mm。用轴肩定位，由于轴肩高度为h>0.07d，则h=3.5mm，则以轴环处的直径=57mm，轴环的宽度b>1.4h,取=8mm。设计选取安装齿轮3的轴端直径=27mm；用隔套定位齿轮的右端与右轴承。根据齿轮的宽度为60mm，隔套端面要压紧齿轮，此轴端应小于齿轮宽度，所以取=57mm。齿轮的右端为轴肩定位，轴肩的高度h>0.07d，所以取h=3.5mm，所以轴环处的直径=57mm，轴环的宽度b>1.4h,取=8mm。3)资料设计表明：齿轮和箱体相距离a=10mm适合，相关距离为19.5mm，且箱体在铸造加工过程中存在铸造误差，所以需要再留一段安全距离s=,6mm，根据轴承的宽度T=16.25mm，且齿轮3的轮毂长L=60mm。则(3)轴上零件的周向定位齿轮轮毂与轴的配合；为平键连接，尺寸都为=8mm×7mm，长为56mm的键槽用键槽铣削加工，相关的配合。(4)确定轴轴上的的倒圆角尺寸参考参考文献资料[3]P265表15-2，倒斜角为1×45o，，圆倒角半径为3mm。5.2.4求轴上的载荷选取a值，是在敲定轴承的支点的位置时需要考虑的，该轴承型号为30304。则a=11mm。轴的支承跨距mmmmmm。如图根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1)求求支反力水平面支反力垂直面支反力2)如图作弯矩图，水平弯矩MH图。垂直面弯矩图，如图6所示。B点左边B点右边C点右边C点左边3)如图求合成弯矩M，做出合成弯矩图。B点左边14400N·mmB点右边C点左边C点右边做弯矩图，如图6所示.轴的危险截面为B面的相关参数如下表5中间轴参数载荷计算在水平面H在垂直面V支反力F计算弯矩M计算总弯矩计算转矩T计算SEQ表_5：中间轴的载荷表\*ARABIC15.2.5根据弯曲合成应力校核轴的强度根据上表中的相关参数，以及取，计算轴的计算应力为选取热处理方式为调质处理的45#钢作为轴的材质。由参考文献资料《机械设计》表15-1查得=60MPa，因此，故安全。5.3低速轴Ⅲ的设计图9低速轴的载荷分析图5.3.1求作用在齿轮上的力N如图径向力和圆周力以及轴向力的方向5.3.2初步确定轴的最小直径材质为45#钢，热处理方式为调质处理。取=112,于是得联轴器的型号选取：联轴器处轴的直径为。所以为联轴器的孔径。根据公式，查参考文献资料《机械设计》P351，表14-1，已知转矩变化很小，所以取=1.5,则：=1.5×219810N·mm=329715N·mm选用型，结构为弹性柱销式的联轴器，半联轴器的孔径mm，故取=32mm，半联轴器长度60mm，其最大公称转矩为560000N·mm。5.3.3轴的结构设计(1)根据设计需要定轴的结构1)轴向的定位方法，Ⅰ—Ⅱ轴端左端要有轴肩，所以取Ⅱ—Ⅲ段的直径为=39mm；用轴用挡圈定位方法，已知轴端直径为44，则取挡圈直径为mm。二者配合的轴孔长度为mm，且Ⅰ—Ⅱ段的长度应比略短一些，取mm。2)滚动轴承的初步选择。因轴承单列圆锥滚子轴承同时可以承受径向力和轴向力的载荷，所以该类型合适。选取0基本游隙组，其尺寸为40mm×90mm×25.25mm，故==40mm;。已知30308型轴承的定位轴肩高度为6，因此，取=52mm.3)根据安装齿轮处的轴段VI-VII的直径，轴套定位。已知齿轮的宽度为55mm，轴端要小于齿轮宽度，所以取=52mm。齿轮的左端为轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径=57mm，轴环的宽度b>1.4h,取=8mm。4)设计轴承端盖的总宽度为15mm，半联轴器右端面与端盖的外端面的间距l=25mm,故取=40mm。5)已知资料一般齿轮距箱体内壁安全距离为a=10mm，推算齿轮3到该齿轮之间的距离为c=24mm，已知箱体加工中会存在铸造误差，考虑敲定滚动轴承的确定位置时，留一段安全距离s=6mm，已知轴承的宽度T=25.25mm，根据齿轮3的轮毂长L=60mm。则mm(2)轴上零件的周向定位采用平键连接，尺寸为10mm×8mm×50mm，配合为过度配合。轴的直径尺寸公差为m6。采用平键连接定位轴的周向，按根据参考文献资料机械手册查得齿轮4与轴的链接平键，且尺寸为=12mm×8mm，长为45mm键槽用键槽刀铣削加工，相关配合为.(3)确定轴上倒角尺寸参考参考文献资料[3]P265表15-2，倒斜角为3×45o，，圆倒角半径为3mm。SEQ图_11：高速轴的三维模型\*ARABIC15.3.4求轴上的载荷大小先选取a值，是在敲定轴承的支点的位置时需要考虑的，该轴承型号为30308。则a=19.5mm。轴的支承跨距为132mm+50.5mm=182.5mm。先计算后作图。求求支反力水平面支反力垂直面支反力2)如图9计算并作弯矩图水平弯矩MH图。299148N·mm如图做轴的垂直面弯矩图。C点左边C点右边3)如图9，计算合成弯矩M，做出合成弯矩图。C点左边362000N·mmC点右边352100N·mm做弯矩图，如图9所示.计算轴的危险截面为C面的数据如下：表6低速轴的载荷表载荷计算在水平面H在垂直面V支反力F计算,弯矩M计算总弯矩计算转矩T计算5.3.5根据弯曲合成应力校核轴的强度轴的校核只进行承受最大弯矩和扭矩的截面的强度的校核，根据《机械设计》式(15-5)及相关参数，根据轴为单向旋转，脉动循环变应力为扭矩切应力，取，轴的计算应力前以选定轴的材质为45#钢，热处理方式为调质处理。由参考文献资料《机械设计》表15-1查得=60MPa，因此，故安全。6.滚动轴承的选择6.1高速轴Ⅰ配合轴承的选择1)求比值根据参考文献资料[3]表13-5，e取0.4(为圆锥滚子轴承)，所以2)初步计算P当量动载荷，按照《机械设计》表13-6，，取。按照参考文献资料[3]表13-5，X=0.4，其中Y值是根据C0和型号决定的暂取Y=1.2，则=100.89N3)50000h寿命的基本额定动载荷计算：N4)按照轴承样本选择30304根据轴承相关参数数据选取的基本额定静载荷C0=27200N。验算如下：a．计算e值与Y值。其相对轴向载荷为0.247，为0.13～0.25之间，则对应的e值为0..31～0.37，Y值为1.2～1.4。b.计算当量动载荷P。=102.63Nc.验算30304轴承的寿命。=87118h>50000h所以轴承的选取合理6.2中间轴Ⅱ配合轴承的选择1)求比值根据参考文献资料[3]表13-5，e取0.4(为圆锥滚子轴承)，所以2)初步计算P当量动载荷，根据上节同时选取，，取。按照参考文献资料[3]表13-5，X=0.4，其中Y值是根据C0和型号决定的暂取Y=1.5，则3)50000h寿命的基本额定动载荷计算：4)根据轴承选型资料C=33000N选择30204C0=33200N。验算如下：a．e值与Y值的计算。其轴向载荷相对为0.095，为0.07～0.13之间，对则应的e值为0.27～0.31，Y值为1.4-1.6。b.计算当量动载荷P。c.验算30304寿命。=57172h>50000h所以轴承的选取合理6.3低速轴Ⅲ配合轴承的选择1)求比值根据参考文献资料[3]表13-5，e取0.4(为圆锥滚子轴承)，所以2)初步计算当量动载荷P，按照参考文献资料《机械设计》表13-6，，取。按照参考文献资料[3]表13-5，X=0.4，其中Y值是根据C0和型号决定的暂取Y=1.5，则3)50000h寿命的基本额定动载荷计算4)按照轴承样本C=90800N选择30208轴承查取C0=108000N。验算如下：a．根据对应的e值与Y值。轴向载荷为0.095，介于0.07～0.13之间，对应的e值为0.27～0.31，Y值为1.4-1.6b.计算当量动载荷P。c.验算30309寿命。=57171h>50000h所以轴承的选取合理7.键选择与校核7.1高速轴上键的选择7..1.1高速轴与联轴器链接键的选择1)选择键为圆头普通平键(A)根据轴径d=12mm，查表选取键的宽度和高度分别为10，6mm,同时根据实际使用宽度和长度标准，选键长L=27mm。2)三者材料都选用45#，由参考文献资料《机械设计》表6-2查得需用挤压力为=100～120MPa。已知键的工作长度=17mm，键与轮毂键槽的接触高度=3mm，可得=40.752<(合适)键的标记：键10×6×30GB/T1096—2003.7.1.2齿轮1与轴链接键的选择1)选用圆头普通平键(A)。根据轴径d=27mm，查表选取键的宽度和高度分别为18，11mm,同时根据实际使用宽度和长度标准，选键长L=56mm。2)三者的材料都是45#钢，由参考文献资料《机械设计》表6-2查得需用挤压力为=100～120MPa。键的键与轮毂键槽的接触高度=5.5mm，工作长度=6mm，，可得<(合适)键的标记：键18×11×60GB/T1096—2003.7.2中间轴上键的选择7.2.1齿轮2与轴链接键的选择1)选用圆头普通平键(A)根据轴径d=27mm，查表选取键的宽度和高度分别为8，7mm,同时根据实际使用宽度和长度标准，选键长L=24mm。2)三者的材料都是钢，由参考文献资料《机械设计》表6-2查得需用挤压力为=100～120MPa。键与轮毂键槽的接触高度=3.5mm，工作长度=16mm，可得<(合适)键的标记为：键10×8×27GB/T1096—2003.7.2.2齿轮3与轴链接键的选择故选用圆头普通平键(A)。根据轴径d=27mm，查表选取键的宽度和高度分别为8，7mm,同时根据实际使用宽度和长度标准，选键长L=56mm。2)三者的材料都是45#钢，由参考文献资料《机械设计》表6-2查得需用挤压力为=100～120MPa。键与轮毂键槽的接触高度=3.5mm，键的工作长度=48mm，可得<(合适)键的标记为：键8×7×60GB/T1096—2003.7.3低速轴上键的选择7.3.1齿轮4与轴链接键的选择选用圆头普通平键(A)。根据轴径d=45mm，查表选取键的宽度和高度分别为12，8mm,同时根据实际使用宽度和长度标准，选键长L=40mm。2)三者都是45#钢，由参考文献资料《机械设计》表6-2查得需用挤压力为=100～120MPa。已知键与轮毂键槽的接触高度=4mm，键的工作长度=28mm，可得<(合适)键的标记：键12×8×70GB/T1096—2003.7.3.2低速轴与联轴器链接键的选择1)选用圆头普通平键(A)。根据轴径d=45mm，查表选取键的宽度和高度分别为10，8mm,同时根据实际使用宽度和长度标准，选键长L=50mm。2)二者都是45#钢，由参考文献资料《机械设计》表6-2查得需用挤压力为=100～120MPa。已知键与轮毂键槽的接触高度=4mm，键的工作长度=40mm，可得<(合适)键的标记为：键10×8×50GB/T1096—2003.8.联轴器的选择与校核8.1高速轴上联轴器的选择1)类型选择为了消除振动和冲击影响，选用结构为弹性套柱销联轴器。2)载荷计算参考文献资料[3]查表14-1查得Ka=1.53)型号的选择从参考文献资料中需要查取LT2类型的联轴器的许用的最大转矩和最大转速，分别为15N·m和7600r/min，又已知轴孔可选择12-19mm，所以选LT7。8.2低速轴上联轴器的选择1)类型选择为了消除振动和冲击影响，选用结构为弹性套柱销联轴器。2)载荷计算由参考文献资料[3]查表14-1查得Ka=1.5=72.2017N·m3)型号的选择从参考文献资料中需要查取LT7类型的联轴器的许用的最大转矩和最大转速，分别为500N·m和3600r/min，又已知轴孔可选择40-42mm，所以选LT7。9.润滑类型的选择9.1润滑方式9.1.1齿轮的润滑40mm。再加上齿轮到箱底的距离30～50mm，所以油深75mm。9.1.2滚动轴承的润滑在轴承的安装处，设计出了油沟，用以方便走油来实现轴承的润滑。9.2润滑油牌号选用L-CKC90～110润滑油，齿轮与轴承用同种类的润滑油较为便利，该装置用于小型设备所以适用。9.3密封装置凸出式的端盖可以有效的密封，端盖内部放置粘圈与油封密封圈便可以实现防尘和漏油。密封圈型号为55JB/ZQ4606-86毡圈80JB/ZQ4606-86毡圈120JB/ZQ4606-86毡圈结论