課程設計二級圓柱齒輪減速器的設計

1、機械設計課程設計任務書帶式輸送傳動裝置（二級圓柱齒輪減速器）的設計班級：11熱動2班姓名：*旭學號：00000000指導老師：*蘭 *武 *春2013/10/11目 錄設計任務書4傳動方案的分析與擬定(簡單說明并附傳動簡圖)4電動機的選擇計算6傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算7傳動零件的設計計算14軸的設計計算17滾動軸承的選擇和計算20鍵聯(lián)接選擇和計算21減速器箱體的設計22聯(lián)軸器的選擇23減速器的潤滑方式和密封類型的選擇23潤滑油牌號的選擇和裝油量計算23減速器附件的選擇與設計24設計小結(體會、優(yōu)缺點、改進意見)25參考文獻26（一）、機械設計課程設計任務書題目：帶式輸送機傳動裝置中

2、的二級圓柱齒輪減速器1、總體布置簡圖1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4帶式運輸機；5鼓輪；6聯(lián)軸器2、工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉，有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載起動。3、原始數(shù)據(jù)1. 運輸機工作卷矩T= 750 N·M 2.運輸帶工作速度V= 0.7m/s3.卷筒直徑D= 300 mm工作要求：帶速均允許誤差±5%，減速器設計壽命均為10年.每年按300天計算, 單班工作制(每天8小時)，常溫下連續(xù)工作，工作載荷輕微振動；電壓為380/220V的三相電源4、 設計內容要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機構成。包括：電動機的選擇、計算傳動裝置的運動和動力

3、參數(shù)、三角帶傳動設計、齒輪的設計計算、軸的設計計算、滾動軸承的選擇及計算、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算、聯(lián)軸器的選擇、潤滑與密封（潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇）5 設計任務1  減速器總裝配圖一張；2  輸入軸最大齒輪、輸出軸最大齒輪 零件圖各一張；3  設計說明書一份6 設計進度第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算； 第二階段：軸與軸系零件的設計；第三階段：軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核； 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。三)電動機選擇1電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44

4、）系列的電動機。2電動機容量的選擇1）工作機所需功率Pw  PwFv/1000=2*TV/（1000*D）=2*750*0.7/（1000*0.3）=3.5 KW2）  電動機的輸出功率PdPw/kW其中：帶傳動效率：0.96每對滾子軸承的傳動效率：0.988級精度圓柱齒輪的傳動效率：0.97彈性聯(lián)軸器的傳動效率：0.99卷筒的傳動效率：0.96則總的效率：=0.98PdPw/=3.5/0.80=4.375kW從表22-1中可選出額定功率為4kw的電動機。3電動機轉速的選擇卷筒軸轉速為 n=60×1000v/(D)=60×1000×0.7/(3

5、.14×300)=44.586r/min按表2-2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比i'=840,則從電動機到卷筒子軸的總傳動比合理范圍為i'=840。故電動機轉速的可選范圍為：n= i'×n=(8-40) ×44.586=356.691783.44 r/min可見，電動機同步轉速可選750r/min、1000r/min和1500r/min三種。根據(jù)相同容量的三種轉速，從表19-1中查出三個電動機型號，再將總傳動比合理分配給V帶傳動和減速器，就得到三種傳動比方案，如下表：其中總傳動比為：。式中-電動機滿載轉速,r/min；-工作

6、機轉速，r/min.一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速傳動比i1與低速級傳動比i2之間滿足i1=(1.31.5)i2.表中取i1=1.4×i2;i=i2×i2×1.4.兩種不同的傳動比方案：方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速r/min傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比高速i低速i1Y160M1-8475072016.154.7553.3962Y132M1-64100096021.535.493.923Y112M-441500144032.36.724.84電動機型號的確定由表221查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/

7、min。基本符合題目所需的要求。(四)計算總傳動比及配各級的傳動比1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：i總nm/nw=960/44.586=21.532 傳動比分配分配原則：各級傳動尺寸協(xié)調,承載能力接近,兩個大齒輪直徑接近以便潤滑.(浸油深度)i總=i減=i高*i低=nm/nwi減減速器傳動比i高減速器內高速級傳動比i低減速器內低速級傳動比nm電動機滿載轉速nw工作機轉速i高=1.4* i低， i低×i高= i總由上表可得： i高=i1=5.49 ； i低=i2=3.92 。速度偏差為0.2%<5%, ，所以可行。(五)

8、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算計算步驟計算結果1、計算各軸轉速:I軸 n1= nm/1=960r/minII軸 n2= n1/ i高=960/5.49=174.86r/minIII軸 n3=n2/ i低=174.86/3.92=44.61 r/min滾筒 n4=n3=44.61 r/min2)各軸輸入功率:電動機軸：Pd=4kw I軸: P I = Pd ×4=4×0.99=3.96kwII軸: P I I= P I ×2×3=3.96×0.98×0.97=3.764kwIII軸:pIII= P I I×2×3=3.37

9、64×0.98×0.97=3.578 kw滾筒:p=pIII×2×4=3.578×0.98×0.99=3.472 kw各軸的輸出功率為輸入功率乘軸承效率0.98，分別為：I軸 P I = P I ×2=3.96×0.98=3.8808KwII軸 P I I= P II×2=3.764×0.98=3.6887 kWIII軸pIII= P III×2 =3.578×0.98=3.056kw滾筒軸p= p×2 =3.472×0.98=3.403kw3)各軸扭矩電

10、動機軸：Td=9550×Pd/nm=9550×4/960=39.79 (Nm)I軸： TI= 9550×PI/ n1=9550×3.96/960=39.394 (Nm)II軸：TII= 9550×PII/n2=9550×3.764/174.86=205.353 (Nm)III軸：TIII=9550×pIII/n3=9550×3.578/44.61=765.97 (Nm)滾筒：T滾=9550×p滾/ n4=9550×3.472/44.61= 743.277 (Nm)（1）轉速nn1=960 r/m

11、in n2=174.86r/min n3=44.61 r/min n4=44.61 r/min2）輸出功率pPd=4kwP I=3.8808KwP II=3.6887 kWpIII=3.056kwp=3.403kw（3）扭矩TTd=39.79 (NmTI=39.394(Nm)TII=205.353(Nm)TIII=765.97(Nm)T滾=743.277(Nm)（六）傳動零件的設計計算一）、高速級齒輪的設計計算設計參數(shù)： P1=3.8808 Kw T1=38.606 Nm；N1=960r/minN2=174.86 r/min；i1=5.49； 1、選擇齒輪材料及精度等級因要求結構緊湊，故采用硬

12、齒面的組合。小齒輪用45號表面淬火鋼，,；大齒輪參數(shù)也一樣。齒輪按8級精度制造。2、按齒根彎曲疲勞強度設計按斜齒輪傳動的設計公式可得確定有關參數(shù)與系數(shù)：1)小齒輪的工作轉矩：2)載荷系數(shù)K查表10.11取K=1.13)齒數(shù)z、螺旋角和齒寬系數(shù)因為是硬齒面?zhèn)鲃?，取Z1=20，則Z2=iZ1=110初選螺旋角=14°。當量齒數(shù)ZV為：由表10.13查得齒形系數(shù)：YFa12.75， YFa22.285由表10.14查得應力修正系數(shù)：YSa11.58 ， YSa21.742由表10.20選取=0.84)許用彎曲應力按表10.10查得：根據(jù)書本表11-5得：取=1.25,=1.0;因故要對小齒

13、輪進行彎曲強度計算。法向模數(shù)：因為是硬齒面，選大些。由表10.3取5)確定中心距a及螺旋角中心距 ： 取a=100mm.確定螺旋角: 3、校核齒面接觸疲勞強度=3.17確定有關系數(shù)與參數(shù)：1) 齒輪分度圓直徑dd1=1.5*20/cosmm=30.77mmd2=1.5*110/cosmm=169.23mm小齒輪齒頂圓: =30.77+2×1.5=33.77mm 大齒輪齒頂圓:=169.23+2×1.5=172.23mm小齒輪齒根圓:=30.77-1.5*2×1.25=27.02mm 大齒輪齒根圓:=169.23-3×1.25=165.48mm2) 齒輪寬

14、度: b 0.8×30.77=24.616mm, 取 b130mm b2=25mm3)齒數(shù)比uU=i=5.54）許用接觸應力由圖10.24查得由表10.12查得彈性系數(shù)<，齒面接觸疲勞強度校核合格。4、驗算齒輪圓周速度vV=m/s5、計算幾何尺寸及繪制高速級最大齒輪零件工作圖略二）、低速級齒輪的設計計算1、選擇材料及許用應力因要求結構緊湊，故采用硬齒面的組合。小齒輪用45號表面淬火鋼，齒面硬度為45，,；大齒輪選用參數(shù)一樣。根據(jù)書本表11-5得：取=1.25,=1.0;根據(jù)書本表11-4得:許用應力：2、按齒輪彎曲強度計算由上計算得：P=3.578kW, n=44.61r/mi

15、n, i=3.92齒輪按八級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.1（書本表10.11）,齒寬系數(shù)（書本表11-6）小齒輪的轉距： 初選螺旋角： 14°選小齒輪齒數(shù) Z1=20，大齒輪齒數(shù)Z2=iZ1=3.92×20=78.4, 取Z2=79。 實際傳動比為 i=79/20=3.95，齒數(shù)系數(shù) 查書本圖11-8得,齒形系數(shù): YFa12.75， YFa22.20，查書本圖11-9得,齒形系數(shù): YSa11.58 ， YSa21.75因由表10.20選取=0.84)許用彎曲應力根據(jù)書本表11-5得：按表10.10查得：取=1.25,=1.0;>故要對小齒輪進行彎曲強度計算。法向模

16、數(shù)：取因為是硬齒面，選大些。由表10.3取Mn=3.5mm5)確定中心距a中心距：a=(Z+Z)m/2cos=(20+79)*3.5/2*cos14°= 178.554取a=150mm3、校核齒面接觸疲勞強度=3.17確定有關系數(shù)與參數(shù)：1) 齒輪分度圓直徑dd1=3.5*20mm=70mmd2=3.5*79mm=276.5mm小齒輪齒頂圓: =70+2*3.5=77mm 大齒輪齒頂圓:=276.5+2*3.5=283.5mm小齒輪齒根圓:=70-3.5*2*1.25=61.25mm 大齒輪齒根圓:=276.5-3.5*2*1.25=267.75mm2) 齒輪寬度: b 0.8

17、15;70=56mm, 取 b360mm b4=55mm3)齒數(shù)比uU=i=3.924）許用接觸應力由圖10.24查得由表10.12查得彈性系數(shù)<，齒面接觸疲勞強度校核合格。4、驗算齒輪圓周速度vV=m/s由表10.22知選8級精度是合適的。5、計算幾何尺寸及繪制高速級最大齒輪零件工作圖略結構設計：大齒輪采用腹板式，小齒輪制成實心式。三）得出畫圖尺寸數(shù)據(jù) 表格：高速級齒輪傳動的尺寸 低速級齒輪傳動的尺寸名稱計算公式結果/mm名稱計算公式結果/mm 模數(shù)1.5 模數(shù)3.5壓力角20°壓力角20°螺旋角12.84°螺旋角0°齒數(shù)20110齒數(shù)2079傳

18、動比5.49傳動比3.92分度圓直徑30.77169.23分度圓直徑70276.5齒頂圓直徑33.77172.23齒頂圓直徑77283.5齒根圓直徑27.02165.48齒根圓直徑61.25267.75中心距100中心距120齒寬B=b+53025齒寬B3b+5 6156（七）軸的設計計算一）軸的材料選擇和最小直徑估算根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即：d=Cmm。初算軸徑時，若最小直徑周段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%至7%，兩個鍵槽時，d增大10%至15%。C值由書本表14.1確定高速軸C=110；中

19、間軸C=115；低速軸C=110高速軸d=C=110*=17.64,因高速軸最小直徑處要安裝大帶輪，設有一個鍵槽，則：d=d(1+7)=17.64*(1+0.07)=18.876mm, 取整數(shù)d=20mm中間軸：d= C=115*=31.99 因中間軸最小直徑處要安裝滾動軸承，則取為標準值：。低速軸：d=A=110*=47.44mm 因高速軸最小直徑處要安裝連軸器，設有一個鍵槽，則：d=d(1+7)=47.44*(1+0.07)= 50.761mm 取為聯(lián)軸器d=52mm二）軸的結構設計1、中間軸結構設計（1）各軸段直徑確定：最小直徑，滾動軸承處軸段，。根據(jù)表17-6得：角接觸軸承選取7206

20、AC,尺寸為d×D×B=30×62×16mm:高速級大齒輪軸段，=40mm：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=50mm：低速級小齒輪軸段=40mm：滾動軸承處軸段，=30mm。（2）各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油環(huán)及裝配關系等確定，=55mm。：由高速級大齒輪轂孔寬度B2=25mm確定，=23mm：軸環(huán)寬度，=10mm：由低速級小齒輪的轂孔寬度B1=60mm，=57mm。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，=40mm（3）細部結構設計由表14.8可查的：高速大齒輪處取A鍵：b =12mm.H=8mm低速小齒輪處取A鍵：b =12mm.H=8mm2、高

21、速軸的結構設計（1）各軸段的直徑的確定：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段，20mm ：角接觸軸承處軸段，=25mm，角接觸軸承選取7205AC，其尺寸為d×D×B=25mm×52mm××16mm：齒輪處軸段：由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構。=30所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼，調質處理：過渡軸段，由于高速齒輪傳動的線速度大于2m/s，角接觸軸承可采用飛濺式潤滑。考慮到用軸肩定位軸承，所以=33mm：滾動軸承處軸段，25mm （2）各軸段長度的確定：由連軸器的軸孔寬度L1=30箱體結構、軸承擋圈、裝配關系確定=70mm：由角

22、接觸軸承型號確定，=30mm：由各級齒輪傳動關系決定，=110mm：由軸肩確定，=10mm：由角接觸軸承型號確定=30mm（3）細部結構聯(lián)軸器處鍵取C型：b×h-L=6mm×6mm-30mm (t=3.5，r=0.160.25)在處采用過盈配合，起到密封作用：角接觸軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為參考課程設計查表14-27、14-29得：各軸肩處的過渡圓角半徑，若a=(0.071)d，a>c，取R2，倒角為C2。3、低速軸的結構設計（1）各軸段直徑的確定：動軸承處軸段，=55mm。角接觸軸承選取7211AC，其尺寸為d×D×T

23、15;B=55mm×100mm×22.75mm×21mm：低速級大齒輪軸段，=60mm：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，=70mm：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向地位要求，=63mm：角接觸軸承處軸段，=55mm：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段，=52mm（2）各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油環(huán)以及外伸軸段等確定，=42mm：由低速大齒輪的轂孔寬度55，確定=53mm：過度軸段，=10mm：軸環(huán)，=50mm：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，=40mm：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系連軸器的軸孔寬度等確定，=55+82=137mm（3）細部結構設計低速大齒輪處取A鍵：b

24、 =20mm.H=12mm；聯(lián)軸器處鍵取C型：b =16mm.H=10mm齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合. 參考教材查表8-2得：各軸肩處的過渡圓角半徑，若70>d>50 取C2。各軸段的長度各軸段的寬度高速軸安裝聯(lián)軸器的外伸軸段=20=70角接觸軸承軸段=25=30高速級小齒輪段=30=110過渡軸段=33=10角接觸軸承軸段=25=30中間軸角接觸軸承軸段=30=55高速級大齒輪段=40=23過渡軸段=50=10低速級小齒輪段=40=57角接觸軸承軸段=30=40低速軸角接觸軸承軸段=55=42低速級大齒輪段=60=53過渡軸段=70=10軸環(huán)=63=5

25、0角接觸軸承軸段=55=30安裝聯(lián)軸器的外伸軸段=52=137（八）滾動軸承的選擇及校核計算一）中間軸的滾動軸承（1）、角接觸球軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用角接觸球軸承。由中間軸的結構設計，根據(jù)=30mm，角接觸球軸承選取7206AC，根據(jù)表17-5得：尺寸為d×D×B=30×62×16mm。（2）、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略1、 先計算軸承1、2的軸向力齒輪2產(chǎn)生的軸向力齒輪2的產(chǎn)生軸向力外部軸向力(方向見圖示)(方向見圖示)因為所以軸承1為松端 =556N所以軸承2為壓緊端 =4972.3N2、 計算軸承1、2的當量載荷 查表得e=

26、0.68查表得，由表15.12?。?1.4故當量動載荷為：3、 驗算軸承壽命因，故只需驗算2軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為8（年）×300（天）×8（小時）=19200h。查手冊得則：19200h其中，溫度系數(shù)（軸承工作溫度小于），（輕微沖擊）軸承具有足夠壽命。二）高速軸的滾動軸承（1）、角接觸球軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用角接觸球軸承。由高速軸的結構設計，角接觸球軸承選取7205AC，根據(jù)表17-5得：尺寸為d×D×B=25×52×16mm。（2）、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略4、 先計算軸承1、2的軸向力外部

27、軸向力(方向見圖示)(方向見圖示)因為所以軸承1為松端 =403.58N所以軸承2為壓緊端 =1624.08N5、 計算軸承1、2的當量載荷 查表得e=0.68查表得，故當量動載荷為：6、 驗算軸承壽命因，故只需驗算2軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為8（年）×300（天）×8（小時）=19200h。19200h其中，溫度系數(shù)（軸承工作溫度小于），（輕微沖擊）軸承具有足夠壽命。三）低速軸的滾動軸承（1）、角接觸球軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用角接觸球軸承。由高速軸的結構設計，角接觸球軸承選取7211AC，根據(jù)表17-5得：尺寸為d×D×B=55

28、×100×21mm。（2）、角接觸球軸承的校核軸承受力圖：暫略先計算軸承1、2的軸向力外部軸向力(方向見圖示)(方向見圖示)因為所以軸承1為松端 所以軸承2為壓緊端 7、 計算軸承1、2的當量載荷 查表得e=0.68 ； 查表得，故當量動載荷為：8、 驗算軸承壽命因，故只需驗算1軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為8（年）×300（天）×8（小時）=19200h。19200h其中，溫度系數(shù)（軸承工作溫度小于），（輕微沖擊）軸承具有足夠壽命。（九）鍵聯(lián)接的選擇及校核計算一）中間軸上鍵的選擇與校核由中間軸的細部結構設計，選定：高速級大齒輪處的鍵為1鍵：b&#

29、215;H-L=12mm×8mm-20mm（軸深t=5.0mm,轂深t1=3.3；半徑r=0.250.40mm）；標記：鍵12×36 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵（A型）；低速級小齒輪處取2鍵：b×H-L=12mm×8mm-40mm（軸深t=5.0mm,轂深t1=3.3；半徑r=0.250.40mm）；標記：鍵12×40GB/T1096-1979圓頭普通平鍵（A型）；由于是同一軸的鍵，傳遞的扭矩相同，所以只需要校核短的鍵即可。齒輪軸段d=40mm,鍵的工作長度為l=L-b=36-12=28mm鍵的接觸高度 k=0.5h=0.5

30、5;8=4.0mm;傳遞的轉矩為：T2=134.42N/m;由書本表10-10查得鍵靜連接時的擠壓許用應力 （45鋼調質），鍵聯(lián)接強度足夠。二） 高速軸由于取了齒輪軸所以無需校核三）低速軸上鍵的選擇與校核由低速軸的細部結構設計，選定：與聯(lián)軸器聯(lián)接處的鍵為5鍵：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.2560.40)標記：鍵12×70 GB/T1096-1979圓頭普通平鍵（C型）；低速齒輪處的鍵為6鍵：b×h-L=18mm×11mm-50m（t=7.0mm,r=0.250.40mm）；標記：鍵18×63 GB/T

31、1096-1979圓頭普通平鍵（A型）；傳遞的轉矩為：T3=355.95N.m; 由書本表10-10查得鍵靜連接時的擠壓許用應力 （45鋼調質）由于是同一軸的鍵，傳遞的扭矩相同，所以只需要校核短的鍵即可。因為d=60mm l=L-b=63-18=45mm;鍵的接觸高度 k=0.5h=0.5×11=5.5mm;，鍵聯(lián)接強度足夠。(十),減速器機體結構尺寸1、減速器鑄造箱體的結構尺寸減速器鑄造箱體的結構尺寸名 稱符 號結構尺寸箱座（體）壁厚8箱蓋壁厚8箱座、箱蓋、箱底凸緣的厚度、1 2、1 2、2 0箱座、箱蓋上的肋厚 、7、7軸承旁凸臺的高度和半徑、43、16軸承蓋（即軸承座）的外徑1

32、06、160地腳螺栓直徑與數(shù)目 、16、4聯(lián)接螺栓軸承旁聯(lián)接螺栓直徑12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑10螺栓的間距1 6 0箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑1 0通孔直徑1 2沉頭孔直徑22沉頭座直徑161 4定位銷直徑8軸承蓋螺釘直徑8視孔蓋螺釘直徑6吊環(huán)螺釘直徑12箱體外壁至軸承座端面的距離4 2大齒輪頂圓與箱體內壁的距離1 2齒輪端面與箱體內壁的距離1 2軸承端蓋外徑160軸承旁聯(lián)接螺栓距離160(十一) 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器?？紤]到轉矩變化很小，取，則。按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 50141985，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其工程轉矩為630N·m，孔徑d=40mm,L=112mm,L1=84mm,許用轉速為5000r/min，故使用。標記：HL3聯(lián)軸器5014-1985 。同理，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸入軸也選用彈性柱銷聯(lián)軸器?？紤]到轉矩變化很小，取，則。按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 50141985，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其工程轉矩為1250N·m，孔徑d=25mm,L=112mm,L1=84mm,許用轉速為2800r/min，故使用。標記：HL4聯(lián)軸器501