联轴器的设计计算
机械设计课程设计计算说明书
(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用9级精度(GB 10095-88)
3)材料选择。由表10-1选择大小齿轮材料为40Cr（表面淬火）,硬度为48-55HkC，
取安全系数 ，计算弯曲许用应力：
4）选小齿轮齿数
取 =0.8 K=1.3
按齿轮弯曲强度设计计算
查图11-8得
查图11-9得
取m=2
按齿面接触强度校核：
齿轮速度:
查表11-2知满足9级精度要求。
齿轮数据：
d（mm）
m
z
a（mm）
b(mm)
闭
式
齿
轮
小
63.16
2.0
30
155
60
18.5°
大
246.32
117
55
开
式
齿
轮
小
54
2.0
27
125
大
196
98
45
四、箱体结构设计
(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
（6）制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量生产。
减速器设计说明书以及内容
．连接的选择和计算低速轴Ⅲ上键和联轴器的设计计算1. 对连接齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。
由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。
根据d=51（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=16（mm），高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56（mm）（比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[σP]=100~120MPa，取中间值，[σP]=110MPa 。
键的工作长度l=L-b=56-16=40（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10=5(mm)。
由式（6-1）可得：σP=2T×103kld =2∗348×1035×40×51=68.2MPa<[σP]=110MPa所选的键满足强度要求。
键的标记为：键16×40GB/T 1096—2003 2. 对联轴器及其键的计算b*h=10*8 d1=38 L=56所以l=L-b=56-10=46 k=0.5h=4σP=2T×103kld=99.5<110 MPa所选的键满足强度要求。
键的标记为：键10×46GB/T 1096—2003中间轴Ⅱ上键的设计计算1. 对连接小齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。
由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。
根据d=35（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=10（mm），高度=8(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=45（mm）（比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[σP]=100~120MPa，取其平均值，[σP]=110MPa 。
轴的设计计算
轴的设计计算轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度和刚度要求。
一、轴的强度计算进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。
对于仅仅承受扭矩的轴(传动轴),应按扭转强度条件计算；对于只承受弯矩的轴（心轴），应按弯曲强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。
此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。
下面介绍几种常用的计算方法：按扭转强度条件计算。
1、按扭转强度估算轴的直径对只受转矩或以承受转矩为主的传动轴，应按扭转强度条件计算轴的直径。
若有弯矩作用，可用降低许用应力的方法来考虑其影响。
扭转强度约束条件为：[]式中：为轴危险截面的最大扭剪应力(MPa)；为轴所传递的转矩(N.mm)；为轴危险截面的抗扭截面模量()；P为轴所传递的功率(kW)；n为轴的转速(r/min)；[]为轴的许用扭剪应力(MPa)；对实心圆轴，,以此代入上式，可得扭转强度条件的设计式：式中：C为由轴的材料和受载情况决定的系数。
当弯矩相对转矩很小时，C值取较小值，[]取较大值；反之，C取较大值，[]取较小值。
应用上式求出的值，一般作为轴受转矩作用段最细处的直径，一般是轴端直径。
若计算的轴段有键槽，则会削弱轴的强度，作为补偿，此时应将计算所得的直径适当增大，若该轴段同一剖面上有一个键槽，则将d增大5%，若有两个键槽，则增大10%。
此外，也可采用经验公式来估算轴的直径。
如在一般减速器中，高速输入轴的直径可按与之相联的电机轴的直径估算：；各级低速轴的轴径可按同级齿轮中心距估算，。
几种轴的材料的[]和C值轴的材料Q2351Cr18Ni9Ti354540Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi []12～2012～2520～3030～4040～52160～135148～125135～118118～107107～982、按弯扭合成强度条件校核计算对于同时承受弯矩和转矩的轴，可根据转矩和弯矩的合成强度进行计算。
鼓形齿联轴器设计计算简明适用方法
鼓形齿联轴器设计计算简明适用方法1、本设计方法的适用范围和特点(1)允许两轴线角位移(交角偏差)△α≤1.5°，也可△α≤3°，△α增大，侧隙应增大，承载能力下降。
允许两轴线的径向位移△y=Ltanα，见图1、图2。
(2)适用于中、低速重载荷传动。
在相同的角位移时，比直齿联轴器的承载能力高15％～20％。
(3)安装、拆卸时允许角位移△α≤±5°。
图2 鼓形齿联轴器工作状态(a)二轴线无径向位移，角位移△α (b)二轴线径向位移A y，内、外相对角位移△2、几何参数与几何尺寸计算(1)鼓形齿的形成。
鼓形齿联轴器的内齿套为普通直齿内齿轮,外齿套为鼓形齿,多采用滚齿加工，见图3。
滚刀中心Ou的轨迹为以OB为圆心，R 为半径的圆弧。
以R为半径的圆弧称位移圆。
一般取R=(0.5～1.9)d，R较小，允许△α较大，运转较灵活；R较大，接触强度较好。
本文推荐取R=(0.5～1)d。
d为分度圆直径，Ra=0.5da，鼓形齿的顶圆面为球面的一部分，对存在△α时的运转有利。
德国SMS公司的重载鼓形齿设计采用此方法。
滚齿加工的鼓形齿，在任一垂直于位移圆的截面内齿廓曲线为渐开线。
因此当△α=0°时，鼓形齿与内齿圈的啮合是一条共轭渐开线啮合。
当△α≠0，将出现非共轭啮合，且△α的绝对值越大，误差越大，见图4。
(2)鼓形齿啮合平面、工作圆切面齿廓曲率半径。
图5为齿廓的曲率半径。
图5中，D—D视图为垂直鼓形齿套轴线齿中间截面图；A—A视图为包含啮合线AA且垂直D—D截面的截面图，A—A面称为啮合平面；B—B视图为过啮合点、与分圆相切且垂直D—D平面截面图;B—B面称工作圆切面。
ge、gt分别为A—A、B—B截面单侧齿厚减薄量。
滚齿加工的鼓形齿在A—A、B—B截面内的齿廓为双曲线(插齿加工为椭圆)，各点曲率半径不相等。
为简化计算，分别用半径为Re、Rt 的圆弧代替，其误差很小，对工程计算足够精确。
轴的设计计算
轴的设计计算2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度如上图 从左到右依次为1d 2d 3d 4d 5d 6d 7d 与大带轮配合的轴 mm d 381= mm d d d 08.4408.63808.02112=+=⨯+= 取mm d 452= mm d d 4523=≥ 且此处为基孔制配合（其中孔为轴承内孔） 取mm d 503=mm d d 5034=≥ 取mm d 554= mmd d d 8.638.85508.02445=+=⨯+=取mm d 645=mm d d d 5885008.02336=+=⨯+= mm d d 5037== mm l 831=mm l 502252=⨯=∆++=s b l 3由于使用的轴承为深沟球轴承6010（GB/T276-1993）查《机械设计手册》P64表6-1得b=16mm主动轴如左图的装配方案mm d 381=mm d 452=mm d 503=mm d 554=mm d 645=mm d 586=对于从动轴：1）拟定轴上零件的装配方案现选用如图所示的装配方案从动轴如左图所示的装配方案mm mm h b 1422⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm ，选择齿轮轴毂与轴的配合为67k H ；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为mm mm mm l h b 901118⨯⨯=⨯⨯，半联轴器与轴的配合为67k H 。
滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计》教材P365表15-2 mm d 601= mm d 757= 取轴端倒角为0452⨯，各轴肩处的圆角半径见轴的俯视图上标注(3) 按弯扭合成应力校核轴的强度 1)主动轴的强度校核圆周力 1t F =112000d T =2000×255.86/93=5502.37N 径向力1r F =1t F tan α=5502.37×tan20°=5502.37×0.36=1980.85N 由于为直齿圆柱齿轮，轴向力1a F =0带传动作用在轴上的压力齿轮轴毂与轴的配合为67k H半联轴器与轴的配合为67k H 。
联轴器课程设计
目录1.零件简介 (2)2.基本结构参数及技术要求 (3)3.生产方式及条件 (3)4.铸造工艺方案 (3)4.1 浇铸位置和分型面 (3)4.2 确定工艺参数 (3)4.3 造型和造芯 (4)5.浇铸系统的设计 (7)5.1 浇铸系统类型 (7)5.2 确定内浇道相关参数 (8)5.3 确定直浇道的位置和高度 (8)5.4 浇铸时间及金属液的上升速度 (8)5.5 浇口比及各组员截面积 (9)5.6 浇铸系统图示 (10)6.冒口的设计 (10)6.1 铸件冒口补缩设计原理 (10)6.2 冒口相关参数的计算 (10)6.3 冒口的设置 (11)6.4 校核冒口数目 (11)7.冷铁的设计 (11)7.1 冷铁的设置部位 (11)7.2 冷铁材料的选择 (11)7.3 冷铁厚度的确定 (11)8.设计心得 (14)9.参考文献 (15)零件简介连轴器是机械产品中一种常用的部件，用来连接两轴或轴和回转件，并在传递运动和动力过程中，一同回转而不脱开也不改变转动方向和扭矩大小。
连轴器主要分为十字联轴器、夹壳联轴器、万向联轴器、柱销联轴器、梅花联轴器、星形联轴器、弹性联轴器等。
由于制造和安装不可能绝对精确，以及工作受载时基础、机架和其它部件的弹性变形与温差变形，联轴器所联接的两轴线不可避免的要产生相对偏移被联两轴可能出现的相对偏移有：轴向偏移图a）、径向偏移图b）和角向偏移图c），以及三种偏移同时出现的组合偏移d）两轴相对偏移的出现，将在轴、轴承和联轴器上引起附加载荷，甚至出现剧烈振动。
因此，联轴器还应具有一定的补偿两轴偏移的能力，以消除或降低被联两轴相对偏移引起的附加载荷，改善传动性能，延长机器寿命。
为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。
基本结构参数及技术要求1.材质：T2002.壁厚：主要圆筒壁厚为37.5mm ，底座厚为48.75mm 。
3.结构：铸件为带底座的长筒类结构，毛坯轮廓尺寸为，凸台外圆：205204.75mm φ⨯，底座外圆：363.556.75mm φ⨯ ，通孔： 109φ ，螺栓孔：21.5φ 。
安全销联轴器的可靠性计算
第17卷 第5期1998年 9月机械科学与技术M ECHAN I CAL SC IEN CE AND T ECHNOLO GY V o l .17 N o.5Sep 1998王亮申安全销联轴器的可靠性计算王亮申(辽阳石油化工高等专科学校 辽阳 111003)摘 要 安全销联轴器的设计计算通常是依据传统的强度理论进行的,认为公式中的参数皆为常量,这往往会造成实际情况与设计意图不符。
根据可靠性理论设计安全销联轴器,则较充分地考虑了某些参数变化性,更能贴近实际。
关键词 联轴器 销 可靠性中图号 TH 133.4Ξ 安全销联轴器(示意图见图1)由于结构简单,造价低,在一些矿山机械、起重运输设备上常被用作过载保持装置。
它的工作原理是过载时安全销被剪断,使传动中断,从而保持重要机件不被损坏。
文献[1]给出了按剪切强度计算的安全销直径公式,即d =p (8TD 0Z ΠΣb )1 2mm (1)图1 安全销联轴器示意图式中,T 为极限转矩,N mm ;d 为安全销直径,mm ;D 0为安全销分布圆直径,mm ;Z 为销的数目;Σb 为销材料的剪切强度极限,M Pa 。
传统的设计公式认为公式中各参数都是常量,而可靠性设计理论认为[2],各参数应是符合正态分布随机变量。
式(1)没有考虑剪切强度极限及被保护机件承载能力的离散性及制造尺寸的误差,实际上各参数都是按均值计算的,这样安全销过载时的剪断概率只能达到50%,导致实际破坏转矩与设计转矩误差较大,降低了联轴器工作的可靠性。
所以有必要按照可靠性设计理论来推导安全销直径的设计公式。
根据材料力学知识,当作用于安全销上的剪切应力等于或大于材料的剪切强度极限时,销被剪断。
进行可靠性设计时,则把极限转矩T 看作是符合正态分布的随机变量,设Tϖ为极限转矩的平均值,Ρ3为极限转矩的标准偏差;为了便于推导公式,设极限转矩的最大变化量为其均值的Β(Β<1)倍,则极限转矩的标准偏差可取为ΡT =ΒTϖ 3。
联轴器端面间隙计算方法
联轴器端面间隙计算方法联轴器是一种用于连接旋转轴的装置，它可以传递力、扭矩和运动。
在联轴器的设计和制造过程中，端面间隙是一个非常重要的参数。
本文将详细介绍联轴器端面间隙的计算方法。
联轴器端面间隙是指联轴器两个相邻的端面之间的距离。
这个间隙的大小在联轴器的正常工作中起着至关重要的作用。
过大或过小的端面间隙都会对联轴器的性能和寿命产生负面影响。
因此，准确计算联轴器的端面间隙是非常重要的。
二、计算方法要计算联轴器的端面间隙，需要按照以下步骤进行操作：1. 确定联轴器类型：联轴器有很多不同的类型，如齿式联轴器、弹性联轴器、万向联轴器等。
不同类型的联轴器在计算端面间隙时有不同的方法和公式。
2. 确定联轴器尺寸：在计算端面间隙之前，需要知道联轴器的尺寸参数，如轴孔直径、齿轮模数、齿轮齿数等。
这些参数可以通过联轴器的设计图纸或产品手册来获取。
3. 根据公式计算端面间隙：不同类型的联轴器采用不同的计算公式。
以齿式联轴器为例，可以使用以下公式计算其端面间隙：端面间隙= K × (齿轮模数+ 齿轮齿数) / 2其中，K是一个系数，可以根据具体情况来确定。
不同的联轴器制造商可能有不同的建议值，一般在0.05到0.3之间。
4. 考虑工作条件进行修正：在实际应用中，联轴器会受到一些特定的工作条件的影响，如温度、扭矩、速度等。
这些条件可能导致端面间隙发生变化，需要进行修正。
修正的具体方法可以根据联轴器制造商提供的技术资料或经验公式来确定。
中间举例说明：为了更好地理解联轴器端面间隙计算方法，我们以一台电机和一台泵的联轴器为例进行说明。
假设电机的轴孔直径为30mm，齿轮模数为2，齿轮齿数为20。
根据步骤3中的公式，可以计算出该联轴器的端面间隙：端面间隙= K × (2 + 20) / 2假设选择的系数K为0.1，代入计算得：端面间隙= 0.1 × (2 + 20) / 2 = 1.1mm这样，我们就得到了这台联轴器的端面间隙为1.1mm。
联轴器
联轴器的种类:∙刚性联轴器(无补偿能力)∙挠性联轴器（有补偿能力）：o无弹性元件o有弹性元件1.无弹性元件的挠性联轴器这类联轴器因具有挠性，故可补偿两轴的相对位移。
但因无弹性元件，故不能缓冲减振。
常用的有以下几种：凸缘联轴器(1)这是普通凸缘联轴器,采用铰制孔用螺拴联接，并靠铰制孔(对应铰制孔螺栓) 螺拴来对中,依靠螺拴的抗剪切能力传递扭矩。
凸缘联轴器(2)这是采用普通螺拴联接的凸缘联轴器，依靠两半联轴器结合面上摩擦力传递扭矩。
凸缘联轴器(3)这也是采用铰制孔用螺栓联接的凸缘联轴器，但半联轴器外缘有防护边, 这种结构主要保证联轴器运行时的安全性。
十字滑块联轴器十字滑块联轴器属于挠性联轴器；由两个端面上开有凹型槽的半联轴器和两面带有凸牙的中间盘组成。
凸牙可在凹槽中滑动，可以补偿安装及运转时两轴间的相对位移。
一般运用于转速n小于250r/min,轴的刚度较大，无剧烈冲击处。
滑块联轴器滑块联轴器是由两个带凹槽的半联轴器和一个方形滑块组成，滑块材料通常为夹布铰木制成。
由于中间滑块的质量较小，具有弹性，可应用于较高的转速。
结构简单、紧凑、适用于小功率、高转速而无剧烈冲击处。
万向联轴器十字轴式万向联轴器，由两个叉形接头、一个中间联接件和轴组成。
属于一个可动的联接，且允许两轴间有较大的夹角（夹角α可达35°-45°)。
结构紧凑、维护方便，广泛应用于汽车、多头钻床等机器的传动系统。
齿式联轴器齿形联轴器由两个带有内齿及凸缘的外套和两个带有外齿的内套筒组成。
依靠内外齿相啮合传递扭矩。
齿轮的齿廓曲线为渐开线，啮合角为20°。
这类联轴器能传递很大的转矩，并允许有较大的偏移量，安装精度要求不高，常用于重型机械中。
2. 有弹性元件的挠性联轴器这类联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲减振的能力。
弹性元件所能储蓄的能量越多，则联轴器的缓冲能力愈强；弹性元件的弹性滞后性能与弹性变形时零件间的摩擦功愈大、则联轴器的减振能力愈好。
机械设计-联轴器
工作原理：通电松开，断电后靠弹簧拉力实现制动。 借助于瓦块与制动轮之间的摩擦力来实现制动。断 电制动 是为了保 证设备安 全。
第十六章 联轴器、离合器和制动器 32
瓦块材料：铸铁、或铸铁表面复以皮革或石棉带。 瓦块制动器已经规范化，可根据所需的制动力矩选型。
二、带式制动器
引起磨损和发热；
22
第十六章 联轴器、离合器和制动器 25
第十六章 联轴器、离合器和制动器 26
2）多片式圆盘摩 主动摩擦片 被动摩擦片 调整螺母
擦离合器
杠杆 滑环
结构特点： 多个摩擦片叠加在 一起；
工作原理：移动 滑环，通过杠杆 作用，压紧或放 松磨擦片，来实 现两轴的结合与 分离。
第十六章 联轴器、离合器和制动器 27 3. 滚柱超越离合器
第十六章 联轴器、离合器和制动器 24
1）单片式圆盘摩擦离合器 结构：由固定圆盘1、活动圆盘2、滑环组成。
工作原理：移动滑环，可实现两圆盘的结合与分离，靠摩擦 力带动从动轴转动。
优点：
1.在任何转速条件下两轴都可 Rf
以进行结合； 2.过载时打滑，起保护作用；
33
Fa
3.结合平稳、冲击和振动小。
缺点：结合过程中不可避免出现打滑， 1
第十六章 联轴器、离合器和制动器 9 3.套筒联轴器
这是一种结构最简单的固定式联轴器（图 19-4），这种联轴器是一个圆柱形套筒，用两个 圆锥销来传递转矩。当然也可以用两个平键代替 圆锥销。其优点是径向尺寸小，结构简单。结构 尺寸推荐：D=(1.5-2)d；L=(2.8-4)d。此种联 轴器尚无标准，需要自行设计，如机床上就经常 采用这种联轴器。
第十六章 联轴器、离合器和制动器 28
联轴器选择与计算
当轴与轴要联接传达动力时，一般有用皮带轮或齿轮做联接，但若要求两轴要在一直线上且要求等速转动的话，则必须使用联轴器来联接。
而因加工精度、轴受热膨胀或运转中轴受力弯曲等，将使两轴间的同心度产生变化，因此可用柔性联轴器当作桥梁来维持两轴间的动力传达，并达到吸收两轴间的径向、角度及轴向偏差，进而延长机械的寿命，提高机械的品质。
种类联轴器一般可区分为两大类，刚性（Rigid ）联轴器和柔性（Flexible ）联轴器。
刚性联轴器对于两轴间同心度的要求非常高。
因此柔性联轴器被广泛地使用。
一般柔性联轴器的分类为：一、橡胶式联轴器(ELASTOMERIC)二、金属性联轴器（METALLIC ）常用语说明1. 平行偏差(ε) ：当两轴联接时，两轴径向间的偏差量。
2. 角度偏差(θ) ：当两轴联结时，两轴的偏差角度。
3. 轴向偏差(?) ：当两轴联结时，两轴在轴方向所产生的位移量。
4. 转矩：当一作用力驱动一轴转动时，此作用力与轴半径相乘即为转矩，转矩= 力×力臂。
5. 抗扭刚度：当物体承受扭力作用时，在其圆周上一定会产生扭曲变形，而有关此变形量大小的特性则称为抗扭刚度，抗扭刚度大表示变形量小，反之抗扭刚度小，则表示变形量大。
一般柔性联轴器的选型1. 首先根据机械特性的要求，如有无齿隙、抗扭刚度高低、振动冲击力吸收等等，选择合适的联轴器型式。
2. 由驱动机械（如电机）动力[KW，HP] 及联轴器使用回转数[N] 求得联轴器承受的转矩[TA]TA(Kg.m)=973.5 ×KW/N(rpm)=716.2 ×HP/N(rpm)或TA(N ·m)=9550 ×KW/N(r/min)3. 由被正系数表中查得负载条件系数K 1 ，运转时间系数K 2 ，起动停止频度系数K 3 ，周围环境温度系数K 4 ，求得补正扭力[TD] 。
TD=TA ·K 1 ·K 2 ·K 3 ·K 44. 选用联轴器的常用转矩[TN] 必须大于被正转矩[TD] 。
机械设计课程设计联轴器
机械设计课程设计联轴器一、教学目标本节课的教学目标是让学生了解和掌握联轴器的基本原理、结构和设计方法。
知识目标包括：掌握联轴器的分类、工作原理和主要参数；了解联轴器的设计方法和步骤。
技能目标包括：能够运用所学的知识对简单的联轴器进行设计和计算；能够分析联轴器在使用中可能出现的问题并提出解决方案。
情感态度价值观目标包括：培养学生的创新意识和团队合作精神，使学生认识到机械设计在工程实际中的应用价值。
二、教学内容本节课的教学内容主要包括联轴器的原理、结构、分类、设计方法和步骤。
教学大纲如下：1.联轴器的基本原理和结构1.1 联轴器的作用和分类1.2 联轴器的主要参数2.联轴器的设计方法和步骤2.1 设计前的准备工作2.2 联轴器的设计计算2.3 联轴器的校核计算2.4 联轴器的设计图纸3.联轴器的应用案例分析3.1 某型发动机联轴器的设计3.2 联轴器在工程实际中的应用三、教学方法为了激发学生的学习兴趣和主动性，本节课将采用多种教学方法，如讲授法、讨论法、案例分析法和实验法等。
1.讲授法：用于讲解联轴器的基本原理、结构和设计方法。
2.讨论法：引导学生探讨联轴器的设计方法和步骤，培养学生的创新意识和团队合作精神。
3.案例分析法：分析实际工程案例，使学生了解联轴器在工程实际中的应用价值。
4.实验法：安排课后实验，让学生动手操作，加深对联轴器的理解和掌握。
四、教学资源为了支持教学内容和教学方法的实施，丰富学生的学习体验，我们将准备以下教学资源：1.教材：《机械设计基础》2.参考书：《联轴器设计与应用》3.多媒体资料：联轴器的结构原理动画、实际应用视频等4.实验设备：联轴器实验装置、测量工具等以上教学资源将有助于提高本节课的教学质量和学生的学习效果。
五、教学评估本节课的评估方式包括平时表现、作业和考试三个部分，以全面反映学生的学习成果。
1.平时表现：通过观察学生在课堂上的参与度、提问回答和小组讨论等情况，评估学生的学习态度和理解能力。
机械零件设计 联轴器
2.2
透平压缩机、木工机械、输送机
1.5
1.7
2.0
2.4
搅拌机、增压机、有飞轮的压缩机
1.7
1.9
2.2
2.6
织布机、水泥搅拌机、拖拉机
1.9
2.1 2.4
2.8
挖掘机、起重机、碎石机、造纸机械 2.3
2.5 2.8
3.2
压延机、重型初轧机、无飞轮活塞泵 3.1
3.3 3.6
4.0
3. 确定联轴器的型号
梅花形弹性联轴器 轮胎联轴器
（一）刚性联轴器 1 、固定式刚性联轴器 （1）凸缘联轴器
（a）
（b）
图19-2 凸缘联轴器
凸缘联轴器应用实例
（2）套筒联轴器
结构：用一个套筒通过键将两轴联接在一起。用紧定 螺钉来实现轴向固定。
半圆键 型式：
普通平键
特点：结构简单、使用方便、 传递扭矩较大，但不 能缓冲减振 。
应用：用于载荷较平稳的 两轴联接 。
潘存云教授研制
套筒联轴器
潘存云教授研制
2 、可移式刚性联轴器
（1）齿式联轴器
齿式联轴器是由两个带内齿的外套筒3和两个带外齿的
套筒1组成。套筒与轴相联，两个外套筒用螺栓5联成一体。
1 23
4 56
工作时靠啮合的轮
齿传递扭矩。为了减少 轮齿的磨损和相对移动 时的 摩擦阻力，在壳内
进行必要的承载能力校核
为安全起见，凸缘联轴器的外圈还应加上防护罩或将 凸缘制成轮缘型式。制造凸缘联轴器时，应准确保持半联 轴器的凸缘端面与孔的轴线垂直，安装时应使两轴精确同 心。
半联轴器的材料通常为铸铁，当受重载或圆周速度 v≥30m/s时，可采用铸钢或锻钢。凸缘联轴器的结构简单、 使用方便、可传递的转矩较大，但不能缓冲减振。常用于 载荷较平稳的两轴联接。它的基本参数和主要尺寸见有关 参考文献或设计手册。
轴的设计计算
轴的设计计算轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度和刚度要求。
一、轴的强度计算进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。
对于仅仅承受扭矩的轴(传动轴),应按扭转强度条件计算；对于只承受弯矩的轴（心轴），应按弯曲强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。
此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。
下面介绍几种常用的计算方法：按扭转强度条件计算。
1、按扭转强度估算轴的直径对只受转矩或以承受转矩为主的传动轴，应按扭转强度条件计算轴的直径。
若有弯矩作用，可用降低许用应力的方法来考虑其影响。
扭转强度约束条件为：[]式中：为轴危险截面的最大扭剪应力(MPa)；为轴所传递的转矩(N.mm)；为轴危险截面的抗扭截面模量()；P为轴所传递的功率(kW)；n为轴的转速(r/min)；[]为轴的许用扭剪应力(MPa)；对实心圆轴，,以此代入上式，可得扭转强度条件的设计式：式中：C为由轴的材料和受载情况决定的系数。
当弯矩相对转矩很小时，C值取较小值，[]取较大值；反之，C取较大值，[]取较小值。
应用上式求出的值，一般作为轴受转矩作用段最细处的直径，一般是轴端直径。
若计算的轴段有键槽，则会削弱轴的强度，作为补偿，此时应将计算所得的直径适当增大，若该轴段同一剖面上有一个键槽，则将d增大5%，若有两个键槽，则增大10%。
此外，也可采用经验公式来估算轴的直径。
如在一般减速器中，高速输入轴的直径可按与之相联的电机轴的直径估算：；各级低速轴的轴径可按同级齿轮中心距估算，。
几种轴的材料的[]和C值[]2、按弯扭合成强度条件校核计算对于同时承受弯矩和转矩的轴，可根据转矩和弯矩的合成强度进行计算。
计算时，先根据结构设计所确定的轴的几何结构和轴上零件的位置，画出轴的受力简图，然后，绘制弯矩图、转矩图，按第三强度理论条件建立轴的弯扭合成强度约束条件：考虑到弯矩所产生的弯曲应力和转矩所产生的扭剪应力的性质不同，对上式中的转矩乘以折合系数，则强度约束条件一般公式为：式中：称为当量弯矩；为根据转矩性质而定的折合系数。
(完整版)机械设计经典计算公式
的常用材料可取 Τ
p=80MPa
MPa MPa
满足要 满求足要
求
焊缝及键连接受力计算比较 参考书目:机械手册Ⅰ、机械手册Ⅱ
序号 一 1 2 3 4
1
代号
M R k a
τ τp
定义 焊缝计算(已知条件)
扭矩 轴径 焊缝高度
计算受力 剪切力(双面焊缝)
二
键计算(已知条件)
1
T
扭矩
2
D
轴径
3
b
键宽
4
L
键长
254
mm
有张紧装置，a0max ＞80p
2032
mm
19 选a0 20 a0p 21 k 22 Lp 23
以节距计的初定中心距 链条节数
a0p=a0/p 机械Ⅲ表13-2-7
Lp=（z1+z2） /2+2a0p+k/a0p
1100
mm
43.30708661 mm
0
111.6141732
节
110
24 L 25 ka 26 ac 27 △a 28 a
序号 代号
一
1T
2L
3b
4
l
5D
6h
7k
8
Ppp
9 τp
二
10 P
11 τ
三
12
13
定义 已知 转矩 键的长度 键的宽度 键的工作长度 轴的直径 键的高度 键与轮毂的接触高度 键连接的许用挤压压强 键连接的许用剪切应力 计算 工作面的挤压 键的剪切应力 结论 P＜Ppp τ＜τp
公式/出处
l=L-b
dh=dk+2h
189.5
机械设计基础之联轴器
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弹性联轴器
2．弹性柱销联轴器结构特点及应用 ． 弹性元件为尼龙材料 的柱销，柱销的形状 能增大角度位移的补 偿能力 优点：与弹性套柱销联轴器 相比，其传递转矩的能力大， 结构更为简单，制造容易，更 换方便；而且柱销的耐磨性好。 应用：用于速度适中、有 正反转或起动频繁、对缓 冲要求不高的场合。
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§3 联轴器的选择
类型选择 标准联轴器的选择 1．联轴器类型的选择 ． 选择原则： 选择原则：其使用要求和类型特性一致 对低速，刚性较好的轴 对高速，刚性较差的轴 对轴线相交的两轴 对大功率重载传动 对高速、且有冲击或振动的轴
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尺寸型号的选择
选固定式联轴器； 可移动刚性联轴器； 选用万向联轴器； 选用齿轮联轴器。 选用弹性联轴器；
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固定式刚性联轴器
2、套筒联轴器工作特点 、
可传递较大的转矩， 但必须用紧定螺钉 作轴向固定； 特点： 特点：结构简单紧凑，易于 制造，但装拆不方便，两轴对 中性要求较高。 应用： 应用：适应于低速、轻载无 冲击，安装精度高的场合。在 机床中应用广泛。 传递较小的转矩
a)键联接
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§6 定向离合器
三、定向离合器 工作原理 由星轮、套筒、滚柱及 弹簧顶杆等组成。 当星轮主动并作顺时针 转动时，套筒随星轮一起 回转，离合器处于接合状 态。 而当星轮反向回转时， 离合器处于分离状态。所 以，此离合器只能单向传 递转矩，称为定向离合器。
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§2 联轴器
由于制造、安装等原因， 常使两轴产生相对位移 要求联轴器在结构上应具有 补偿一定范围偏移量的能力。
凸缘联轴器上螺栓组的设计
凸缘联轴器上螺栓组的设计1. 引言凸缘联轴器是一种常用的机械传动装置，常用于连接两个轴以传递扭矩和旋转运动。
在凸缘联轴器的设计中，螺栓组是一个关键部件，它承载着联轴器的扭矩和震动，因此设计一个合适的螺栓组对于联轴器的正常工作至关重要。
本文将围绕凸缘联轴器上螺栓组的设计展开，包括选择适当的螺栓材料、确定螺栓尺寸和计算预紧力等方面。
2. 螺栓材料的选择螺栓在联轴器中承载着扭矩和震动，因此选择合适的螺栓材料非常重要。
常见的螺栓材料有碳钢、合金钢和不锈钢等。
具体选择哪种螺栓材料需要考虑以下几个因素：•强度要求：螺栓应具有足够的强度来承受联轴器上的扭矩和震动。
可以根据设计要求选择合适的屈服强度和抗拉强度。
•耐腐蚀性：螺栓在工作环境中可能接触到水、油、化学物质等，因此需要选择具有良好耐腐蚀性能的材料，如不锈钢。
•可焊性：如果需要通过焊接将螺栓固定在凸缘上，选择可焊接的材料是必要的。
综合考虑这些因素，一般情况下，合金钢是一种常用的螺栓材料，它具有足够的强度和良好的耐腐蚀性。
如果有特殊要求，如抗腐蚀性能要求较高，可以选择不锈钢材料。
3. 螺栓尺寸的确定螺栓尺寸的确定需要考虑以下几个因素：•轴承能力：螺栓要能够承受联轴器上的扭矩和震动，因此需要满足一定的轴承能力要求。
通过螺栓的强度和直径来确定螺栓的轴承能力。
•凸缘尺寸：螺栓组的尺寸需要与联轴器凸缘的孔径和孔距相匹配，以确保能够正确安装和连接。
•安全系数：根据实际应用情况和安全要求选择合适的安全系数。
根据这些因素进行计算和选择，可以确定凸缘联轴器上螺栓组的合适尺寸。
4. 预紧力的计算螺栓在联轴器中的预紧力是一个重要的参数，它保证了螺栓在工作过程中的紧固状态。
预紧力的计算可以按照以下步骤进行：1.确定摩擦系数：根据实际情况确定凸缘和螺栓之间的摩擦系数。
2.计算扭矩：根据联轴器的扭矩和摩擦系数计算螺栓需要承受的力矩。
3.确定螺栓的标称直径和材料屈服强度。
4.计算预紧力：使用公式 P = T / (K * d)，其中 P 表示预紧力，T 表示力矩，K 表示螺栓的摩擦系数和受力位置，d 表示螺栓的标称直径。
凸缘联轴器使用绞制孔螺栓传递扭矩的计算
一、概述凸缘联轴器是一种用于传递旋转机械设备之间扭矩的重要装置，其性能直接关系到机械设备的安全性和稳定性。
在凸缘联轴器中，使用绞制孔螺栓来传递扭矩是一种常见的方式。
本文将从计算绞制孔螺栓传递扭矩的基本原理出发，结合相关公式和实际案例，对其进行详细的解析和说明。
二、绞制孔螺栓传递扭矩的基本原理绞制孔螺栓是指螺栓的连接处被压制成不规则形状，以增加连接的紧固力。
在凸缘联轴器中，绞制孔螺栓可以有效地传递扭矩，并且在一定程度上可以克服由于热胀冷缩或振动引起的松动。
三、计算绞制孔螺栓传递扭矩的公式1. 绞制孔螺栓传递扭矩的基本公式如下：\[ T=K_t×d×f \]其中，T为传递的扭矩，K_t为绞制孔螺栓的传递系数，d为螺栓的直径，f为螺栓的拉伸力。
2. 绞制孔螺栓的传递系数K_t可通过以下公式计算：\[ K_t=K_s×K_n \]其中，K_s为摩擦系数，K_n为螺栓的几何系数。
四、绞制孔螺栓传递扭矩的实际案例分析为了更好地说明绞制孔螺栓传递扭矩的计算方法，我们以实际案例进行分析。
假设一台旋转机械设备的传动轴扭矩为200N·m，凸缘联轴器的绞制孔螺栓直径为12mm，螺栓的拉伸力为500N，摩擦系数为0.35，螺栓的几何系数为0.7，根据上述公式计算得到绞制孔螺栓传递扭矩为70N·m。
五、结论通过对绞制孔螺栓传递扭矩的基本原理、计算公式和实际案例的分析，我们可以清楚地了解到绞制孔螺栓传递扭矩的计算方法及其重要性。
在实际工程中，合理计算绞制孔螺栓传递扭矩是保障机械设备运行安全和稳定的关键之一。
我们也应该根据具体的情况进行实际操作，确保计算结果的准确性和可靠性。
希望本文对读者在实际工程中的应用提供一定的帮助和指导。
六、参考文献1. 王建国.凸缘联轴器设计原理与安装[M].机械工业出版社,2015.2. GB/T3218.1-1994机械联接用轴的联接第1部分:直径25~140mm的动力传递轴承凸缘[J].我国标准出版社,1994.七、绞制孔螺栓传递扭矩的关键影响因素绞制孔螺栓传递扭矩的准确计算需要考虑多个关键因素，以下将对这些因素进行详细分析：1. 螺栓的直径（d）：螺栓的直径是计算绞制孔螺栓传递扭矩的重要参数之一。
联轴器端面间隙计算方法
联轴器端面间隙计算方法【最新版3篇】篇1 目录1.联轴器端面间隙的定义和重要性2.联轴器端面间隙的计算方法3.影响端面间隙的因素4.端面间隙的测量方法5.结论篇1正文联轴器端面间隙的定义和重要性联轴器是用来连接不同机构中的两根轴，使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。
在机械设备的运行过程中，联轴器端面间隙的大小对于设备的稳定性和性能有着重要的影响。
如果端面间隙过大，会导致轴向力增大，从而影响设备的运行精度和寿命；如果端面间隙过小，会导致联轴器在运行时产生卡滞和摩擦，增加设备的维护成本。
联轴器端面间隙的计算方法计算联轴器端面间隙的方法有多种，其中较为常见的方法是根据联轴器的类型、尺寸和介质来确定。
对于刚性联轴器，其端面间隙通常根据设计要求进行计算；对于弹性联轴器，端面间隙的大小一般为其尼龙键销的3-5 倍，以保证安装和运行的顺利。
影响端面间隙的因素影响联轴器端面间隙的因素主要有：联轴器的类型、尺寸、介质、轴向力和运行条件等。
不同类型的联轴器其端面间隙的要求也不同，例如刚性联轴器对同心度要求较高，而弹性联轴器则允许有一定的偏差。
端面间隙的测量方法测量联轴器端面间隙的方法有多种，常见的有卡尺测量、百分表测量和激光测距等。
其中，卡尺测量适用于较小的端面间隙，而百分表测量则适用于较大的端面间隙。
激光测距则适用于高精度的测量场合。
结论联轴器端面间隙的计算和测量是保证联轴器正常运行和设备性能的关键环节。
篇2 目录1.联轴器端面间隙的定义与重要性2.联轴器端面间隙的计算方法3.影响端面间隙的因素4.端面间隙的测量方法5.结论篇2正文一、联轴器端面间隙的定义与重要性联轴器是连接两根轴（主动轴和从动轴）的机械零件，用于传递扭矩。
端面间隙是指联轴器突出的齿面与联轴器座的间隙。
这个间隙对于联轴器的正常工作和使用寿命至关重要，因为它可以保证联轴器在传递扭矩时不产生轴向力，避免对轴和轴承的损伤。
二、联轴器端面间隙的计算方法联轴器端面间隙的计算方法取决于联轴器的类型和所连接轴的尺寸。