1、機 械 設 計 課 程 設 計機械設計基礎課程設計 V帶傳動二級圓柱斜齒輪減速器題目題號： V帶傳動二級圓柱斜齒輪減速器學 院： 機電工程學院專業班級： 機械103班學生姓名： 高石磊 霍亞東 牛彥文指導教師： 王銀彪成 績： 優秀2012 年 12 月 01 日一 課程設計書 2 二 設計要求 2三 設計步驟 21. 傳動裝置總體設計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 64. 計算傳動裝置的運動和動力參數 85. 設計V帶和帶輪 106. 齒輪的設計 137. 滾動軸承和傳動軸的設計 208. 鍵聯接設計 289. 箱體結構的設計 3010.潤滑密封設計

2、31 11.聯軸器設計 32四 設計小結 33 五 參考資料 35一. 課程設計書設計課題:設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一: 鼓輪直徑(mm)傳送帶速度（m/s）傳送帶主動軸所需扭矩（N·m）2801.55700二. 設計要求1.減速器裝配圖一張(A1)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3.設計說明書一份。三. 設計步驟1. 傳動裝置總體設

3、計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 設計V帶和帶輪1.傳動裝置總體設計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。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：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下： 圖一:(傳動裝置總體設計圖)初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率0.96×××0.97×0.960.759；為V帶的效

4、率,為軸承的效率，為齒輪的效率，為聯軸器的效率，為鼓輪傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。2.電動機的選擇電動機有交、直流之分，一般工廠都采用三相交流電，因而選用交流電動機。交流電動機分異步、同步電動機，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應用最多，目前應用較300廣的Y系列自扇冷式籠型三相異步電動機， 電壓為380V，其結構簡單、起動性能好，工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合，如運輸機、機床、農機、風機、輕工機械等。確定電動機的功率電動機功率選擇直接影響到電動機工作性能和經濟

5、性能的好壞：若所選電動機的功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作；若功率過大，則電動機不能滿載運行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費。1. 帶式輸送機所需的功率 由1中公式（2-3）得： 設計題目給定：輸送帶拉力F（N）=2000N 輸送帶速度V(m/s)=1.55 m/s 2. 計算電動機的輸出功率根據文獻1（機械零件設計指導關陽等編 遼寧科學技術出版）表22確定個部分效率如下：彈性聯軸器：（1個）滾動軸承（每對）：（共四對，三對減速器軸承，一對滾筒軸承）圓柱齒輪傳動：（精度8級）傳動滾筒效率：V帶傳動效率：得電動機至工作機間的總效率:卷筒的效率:電動機的輸出功率：確定電動

6、機的轉速同一類型、相同額定功率的電動機低速的級數多，外部尺寸及重量較大，價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減少；高速電動機則與其相反，設計時應綜合考慮各方面因素，選取適當的電動機轉速。三相異步電動機常用的同步轉速有，常選用或的電動機。1. 計算滾筒的轉速由公式計算滾筒轉速：工作機的轉速：設計題目給定：滾筒直徑D=280mm輸送帶速度V(m/s)=1.55m/s確定電動機的轉速 由參考文獻2（機械設計）中表181可知兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比范圍為，由參考文獻1 V帶傳動比范圍為，所以總傳動比合理范圍為，故電動機轉速的可選范圍是：符合這一范圍的同步轉速有3000r/min由參考文獻1中表

7、h11查得：方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉速n/(r/min)最大轉矩/額定轉矩同步轉速滿載轉速1Y100L-23300028802.32Y112M-24300028902.33Y132S1-25.5300029002.3表h11中，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及總傳動比，即選定2號方案，電動機型號為Y112M-2其主要參數如下：表2-1電動機相關參數型號額定功率滿載轉速計算輸出功率軸伸長中心高軸頸鍵槽寬Y112M-24kw2890 r/min3.76kw380mm100mm60mm8mm表2-2帶式輸送機相關參數皮帶速度皮帶拉力滾筒直徑工作條件每天時間設計壽命轉速功率1.5

8、5m/s2000N300mm平穩連續8小時9年105.7r/min1.8kw3.傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配由選定電動機的滿載轉速和工作機主動軸的轉速可得傳動裝置的總傳動比對于多級傳動計算出總傳動比后，應合理地分配各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減少動載荷。 計算總傳動比由電動機的滿載轉速和工作機主動軸的轉速 可得：總傳動比合理分配各級傳動比由參考文獻1中表23，取帶傳動比，則 兩級減速器傳動比由于減速箱是展開布置，所以，取高速級傳動比，由得低速級傳動比為，從而高速級傳動比為表2-3傳動比分配 總傳動比電機滿載轉速電機-高速軸高速軸-中間軸中間軸-低速軸滾筒轉速2890r/min

9、=2=4.29=3.18105.7 r/min4.計算傳動裝置的運動和動力參數為進行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉速、功率和轉矩，一般按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數。0軸（電機軸）輸入功率、轉速、轉矩 軸（高速軸）輸入功率、轉速、轉矩 軸（中間軸）輸入功率、轉速、轉矩 軸（低速軸）輸入功率、轉速、轉矩 軸（滾筒軸）輸入功率、轉速、轉矩 各項指標誤差均介于+0.5%-0.5%之間。各軸運動和動力參數見表4：表2-4各軸運動和動力參數軸名功率P (/kw)轉矩T（N/ m）轉速n (r/min)傳動比i效率電機軸413.22289020.96軸3.8425.3

10、814454.290.97軸3.69104.56336.833.180.97軸3.54319.30105.9210.99滾筒軸3.47312.95105.92確定帶傳動的主要參數及尺寸1. 帶傳動設計的主要內容 選擇合理的傳動參數；確定帶的型號、長度、根數、傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結構和尺寸等。2. 設計依據 傳動的用途及工作情況；對外廓尺寸及傳動位置的要求；原動機種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉速等。3. 注意問題 帶傳動中各有關尺寸的協調，如小帶輪直徑選定后要檢查它與電動機中心高是否協調；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協調。小帶輪孔徑要與所選電動機軸徑

11、一致；大帶輪的孔徑應注意與帶輪直徑尺寸相協調，以保證其裝配穩定性；同時還應注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸段的最小軸徑。5.V帶傳動設計計算1、確定計算功率由2中表8-7查得工作情況系數由2中公式8-21：2、選擇V帶的帶型根據及,由2中圖8-11選用C型3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑由2中表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑驗算帶速按2中公式8-13驗算帶的速度因為,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根據2中公式8-15a計算大帶輪的基準直徑 由2中表8-8取4、確定V帶的中心距和基準長度 根據2中公式8-20，,初定中心距由2中公式8-22計算所需的基準長度 由2中

12、表8-2選帶的基準長度計算實際中心距由2中公式8-23計算5、驗算小帶輪上的包角根據2中公式8-25計算：6、計算帶的根數z計算單根V帶的額定功率由和,查2中表8-4a得根據 和B型帶查2中表8-4b得查2中表8-5得，查2中表8-2得,于是由2中公式8-26：計算V帶的根數z 取2根7、計算單根V帶的初拉力的最小值根據2中公式8-27： 其中q由2中表8-3得A型帶應使帶的實際初拉力。8、計算壓軸力壓軸力的最小值由1中公式8-28得： 9、帶輪結構設計 查2中表8-10得大、小帶輪總寬度：V型帶傳動相關數據見表3-0V。表3-0 V型帶傳動相關數據計算功率（kw）傳動比i帶速V (m/s)帶

13、型根數單根初拉力（N）壓軸力（N）4.425.23C2345.601371.53小帶輪直徑(mm)大帶輪直徑(mm)中心距(mm)基準長度（mm）帶輪寬度(mm) 小帶輪包角2505009964000102165.626.齒輪的設計選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數按照已經選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下：1. 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動2. 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照2中表10-8，選擇8級精度（GB10095-88）3. 材料 由2中表10-1選擇：兩者材料硬度差為40HBS 小齒輪 40Cr 調質 硬度280HBS大齒輪 45鋼 調質 硬度240HBS4. 試

14、選擇小齒輪齒數 大齒輪齒數 取 齒數比按齒面接觸強度設計1. 確定公式內各計算數值試選載荷系數小齒輪轉矩由文獻2中表10-6查得材料彈性影響系數齒寬系數：由文獻2中表107知齒寬系數由文獻2中圖10-21d 按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度極限： 計算應力循環次數由文獻2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數 計算接觸疲勞許應力取失效概率為1% 安全系數S=1由文獻2中式10-12 計算 由式試算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度 計算齒寬b 計算齒寬與齒高比模數 齒高 計算載荷系數據 8級精度。由圖10-8查動載荷系數直齒輪由文獻2中表10-2查得使用系數由文獻2中表10-4用插入法查得8級精度、小齒輪

15、相對非對稱布置時由 在文獻2中查圖10-13 得 故載荷系數 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由文獻2中式10-10a得 計算模數m 按齒根彎曲強度計算由文獻【1】中式10-5彎曲強度設計公式1. 確定公式內各計算數值 由文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由文獻2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數 由2中式10-12 計算載荷系數K 查取齒形系數由2中表10-5查得 查取應力校正系數由2中表10-5查得 計算大小齒輪的 大齒輪的數值大2. 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強

16、度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積有關，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數1.71并根據GB1357-87就近圓整為標準值，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數大齒輪的齒數 取實際傳動比：傳動比誤差： 允許高速級齒輪幾何尺寸計算分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 取 表3-1 高速級齒輪設計幾何尺寸及參數齒輪壓力角模數中心距齒數比齒數分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪20°21304.22550455555大齒輪10521020521450低速級齒輪設計選擇齒輪類型、精

17、度等級、材料及齒數 選用直齒圓柱齒輪傳動 傳動速度不高，選擇8級精度（GB10095-88） 材料選擇小齒輪 40Cr 調質 硬度280HBS大齒輪 45 調質 硬度240HBS 選擇小齒輪齒數 大齒輪齒數 按齒面接觸強度設計1.確定公式內各計算數值試選載荷系數 小齒輪傳遞的扭矩由2中表10-6查得材料彈性影響系數由2中表10-7選取齒寬系數由2中圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 由2中式10-13計算應力循環次數 由2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數 計算接觸疲勞許應力取失效概率為1% 安全系數S=1由2中式10-12 2.計算 計算小齒輪分度圓

18、直徑，代入 計算圓周速度 計算寬度b 計算齒寬與齒高比模數m 齒高 計算載荷系數據 8級精度。由2中圖10-8查動載荷系數；直齒輪。由2中表10-2查得使用系數。由2中表10-4用插入法查得8級精度、小齒輪相對非對稱布置時 由 查2中圖10-13得 故載荷系數 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由2中式10-10a得 計算模數m 按齒根彎曲強度計算由2中式10-5彎曲強度設計公式 1. 確定公式內各計算數值 由2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數 由2中式10-12 計算載荷系

19、數K 查取齒形系數由2中表10-5查得 查取應力校正系數由2中表10-5查得 計算大小齒輪的 大齒輪的數值大2.設計計算 根據2中表101就近圓整為標準值計算小齒輪齒數 計算大齒輪齒數 實際傳動比：傳動比誤差： 允許低速級齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 表3-2低速級齒輪設計幾何尺寸及參數齒輪壓力角模數中心距齒數比齒數分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪20°2.51703.0348578.759090大齒輪102255248.75260857. 傳動軸和滾動軸承的設計確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑1、確定軸的材料輸入軸材料選定為40Cr，鍛件，調質。2、求作

20、用在齒輪上的力根據輸入軸運動和動力參數,計算作用在輸入軸的齒輪上的力：輸入軸的功率 輸入軸的轉速 輸入軸的轉矩 圓周力：徑向力：3、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為40Cr，調制處理，根據2中表153，取 初步設計輸入軸的結構根據軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度已知軸最小直徑為，由于是高速軸，顯然最小直徑處將裝大帶輪，故應取標準系列值，為了與外連接件以軸肩定位，故取B段直徑為。初選滾動軸承。因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（采用深溝球軸承的雙支點各單向固定）。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6005（參考

21、文獻3），其尺寸為，為防止箱內潤滑油飛濺到軸承內使潤滑脂稀釋或變質，在軸承向著箱體內壁一側安裝擋油板，根據需要應分別在兩個擋油板的一端制出一軸肩，故：。由于軸承厚度為12mm，根據4中圖5.3擋油板總寬度為13.5mm故，根據箱座壁厚，取10 且齒輪的右端面與箱內壁的距離，則取，根據4中圖5.3，而擋油板內測與箱體內壁取3.5mm，故。根據參考文獻1表3-1知中間軸的兩齒輪間的距離，估取，且中間軸的小齒輪端面與箱體內壁距離為，因，故。設計軸承端蓋的總寬度為40mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定），根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為20

22、mm，故。根據根據帶輪寬度可確定初步設計輸出軸的結構輸出軸最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩查表14-1，考慮到轉矩變化很小故取，則：初選聯軸按照計算應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-85,選用型號為LT8的Y型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為。半聯軸器的孔徑,故取半聯軸器長度。 軸的結構設計（1）根據軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度根據已確定的，由于f段軸長與半聯軸器的軸轂長相同，為了使聯軸器以軸肩定位，故取e段直徑為。初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承

23、的雙支點各單向固定）。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6011（參考文獻3），其尺寸為，根據需要在擋油板的一端制出一軸肩，故。由于軸承長度為18mm，擋油板總寬為16mm故，根據兩齒輪中心定位，且中速軸上的小齒輪端面與箱體內壁為13.5mm，而擋油板內測與箱體內壁取3.5mm，另外為了使大齒輪更好的固定，則令軸端面在大齒輪空內，距離取5mm，綜上累加得出，。根據高速軸的尺寸和低速軸的部分尺寸可以算出設計軸承端蓋的總寬度為37mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定），根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間

24、的距離為30mm，故。按彎曲合成應力校核軸的強度(1).根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖：(2) .計算危險截面C處的 現將計算出的截面相關數據列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T3 .校核軸的強度按彎矩合成強度條件，校核危險點即C截面圓周表面處應力。扭轉切應力為靜應力，取，由2中表15-1查得，軸彎曲疲勞極限結論：強度足夠。軸的設計中速軸的設計1、中速軸的功率 中速軸的轉速 中速軸的轉矩 2、初步確定軸的最小徑因為中間軸最小徑與滾動軸承配合，故同時選取滾動軸承，根據軸的最小徑初步選取型號為6206的深溝球軸承，其尺寸為。根據前兩個軸的尺寸，不難得出中速軸的尺寸，故其

25、各部分計算省略。；軸承的選擇軸系部件包括傳動件、軸和軸承組合。輸入軸軸承1. 軸承類型的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷；軸承轉速；軸承的預期壽命2.軸承型號的選擇求軸承應有的基本額定動載荷值按照3 表22-1選擇的6005軸承 驗算6005軸承；因此軸承6005合格。輸出軸軸承1.軸承類型的選擇由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷 ；軸承承受的轉速 軸承的預期壽命 2.軸承型號的選擇求軸承應有的基本額定動載荷值按照3 表22-1選擇的6011軸承驗算6011軸承；因此軸承6011合格。中間軸軸

26、承1.軸承類型的選擇由于中間軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。軸承承受的徑向載荷 ；軸承承受的轉速 軸承的預期壽命 2.軸承型號的選擇求軸承應有的基本額定動載荷值按照3表22-1選擇的6206軸承. 驗算6206軸承；因此軸承6206合格。8. 鍵聯接設計1、輸入軸鍵連接由于輸入軸上齒輪1的尺寸較小，采用齒輪軸結構，故只為其軸端選擇鍵。輸入軸軸端選擇A型普通平鍵。其尺寸依據軸頸，由2中表6-1選擇。鍵長根據皮帶輪寬度B=60mm選取鍵的長度系列取鍵長L=50mm. 校核鍵連接的強度鍵和聯軸器的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的

27、接觸高度由2中式6-1得，強度足夠。鍵 GB/T 1096-20032、輸出軸鍵連接 輸出軸與齒輪4的鍵連接選擇鍵連接的類型與尺寸一般8級以上的精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。據，由2中表6-1查得鍵的剖面尺寸為，高度。由輪轂寬度及鍵的長度系列取鍵長。 校核鍵連接的強度鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強度足夠。鍵 GB/T 1096-2003 輸出軸端與聯軸器的鍵連接據輸出軸傳遞的扭矩應小于聯軸器公稱轉矩。查國家標準GB/T 5014-85。選用HL

28、8型彈性套柱銷聯軸器。其公稱轉矩為。半聯軸器孔徑。 選擇鍵連接的類型及尺寸據輸出軸軸端直徑，聯軸器Y型軸孔，軸孔長度選取A型普通平鍵 校核鍵連接的強度鍵和聯軸器的材料都是鋼，由2中表6-2查得許用及壓應力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由2中式6-1得，強度足夠。鍵 GB/T 1096-2003 3 、中間軸的鍵連接 中間軸與齒輪2的鍵連接選擇鍵連接的類型與尺寸一般8級以上的精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。據，由2中表6-1查得鍵的剖面尺寸為，高度。由輪轂寬度及鍵的長度系列取鍵長。 校核鍵連接的強度鍵、齒輪和輪轂的材料都是

29、鋼，由2中表6-2查得許用及壓應力取平均值。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由2中式6-1得，強度足夠。鍵 GB/T 1096-2003（2）、中間軸與齒輪3的鍵連接依據中間軸與齒輪2的鍵連接方法?？纱_定出中間軸與齒輪3的鍵連接中的鍵 鍵 GB/T 1096-20039. 箱體結構的設計類型根據箱體設計，選用凸緣式軸承端蓋。各軸上的端蓋：悶蓋和透蓋：參照4表4.8 悶蓋示意圖 透蓋示意圖表4-1三個軸的軸承蓋DDDDd0螺釘孔數ne1m b 1d17762374774833825927752627482971301108090941027105510.潤滑密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因

30、為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.油的深度為H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為 密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。11.聯軸器設計聯軸器類型的選擇為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯軸器。彈性柱銷聯軸器具有緩沖和吸震性，可頻繁的起動和正反轉，可以補償兩軸的相對位移聯軸器的型號選擇（）計算轉矩由2中表14-1查得，故由2中式（14-1）得計算轉矩為式中為工作情況系數，由工作情況