带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计说明书的分享

叶月恋人

一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。
     其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。
     此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。
   

下面是设计说明书：
修改参数：输送带工作拉力：2300N
9 O# Y% T- x2 G. y输送带工作速度：1.5m/s
- A4 K) p/ H: m) y滚筒直径：400mm
每日工作时数：24h
& N4 m- f, O* i8 ^* M传动工作年限：3年
+ ?7 e! j& c' K( Z
8 H+ m1 m9 ^! \! q6 L6 M! r0 U4 S机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
# M# _, q' w, [$ p; A电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
3 \& W% d, o: w' k) ]" u$ o# x传动件的设计计算……………………………………………5
- Y2 d8 e  n3 v1 P+ M' r轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
* s1 m% t6 y2 J+ B; S$ A键联接的选择及校核计算……………………………………16
% N: C- n/ P. k! j' _" c4 B  `连轴器的选择…………………………………………………16
6 p# t- V. v4 |5 ~; ]* [% n9 j减速器附件的选择……………………………………………17
  c3 w7 {: Y7 d0 ]  X润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
0 I1 {5 @3 g: W9 b5 d参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
! h1 C" a7 W/ m% l题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
/ s% }2 i1 i+ w7 d/ K一． 总体布置简图
" a8 l+ [. K5 B) u( F- J7 W' V1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
( S7 y) Y/ D9 i0 S* w! d6 g: B二． 工作情况：
, q  V& L6 Y* c载荷平稳、单向旋转
/ ^5 }+ X' x0 [. \3 r2 ^3 T3 V三． 原始数据
3 S5 J+ e6 Z# I/ N( X鼓轮的扭矩T（N•m）：850
. P% U: p- ^/ _. U) u鼓轮的直径D（mm）：350
0 V3 e9 t; y- e: f4 k运输带速度V（m/s）：0.7
( Z; o7 t1 y' X' A" Q2 X9 z带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
6 u3 E: x* l# H& Z' M+ |$ v工作制度（班/日）：2
四． 设计内容
) y4 q6 {+ U! T6 c6 N: G) o" i1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3 V: E# z# {( K% L2 z. i0 T3. 轴的设计
' [* N! D3 l! D4 ~' G3 i% k4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
8 e+ D4 m5 S5 w, N) O6 w6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五． 设计任务
6 S7 o2 G- P! e& o1． 减速器总装配图一张
9 n' P# N2 y+ z  D% C9 s% ~$ w2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
六． 设计进度
* I  T! |" u( m, W( `8 u  ~. V1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
4 W1 S. ]4 {' p* V2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
# R7 I6 _0 k) V* ^5 o3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
/ c+ d, }0 j  g- h3 l由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
& Z" m# x, _. ?" l% J( D1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw
# }+ Q& h: R  ]  W7 D9 sPw＝3.4kW
! J  R3 x' n$ P' A2） 电动机的输出功率
+ L5 x1 |9 |& t4 T9 o1 x0 vPd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
& t, c$ U+ d2 @# o8 K# x: D1 e  cPd＝3.76kW
3．电动机转速的选择
# |0 m1 _: t; ~- Z1 Qnd＝（i1’•i2’…in’）nw
0 o; `% C3 U, P初选为同步转速为1000r/min的电动机
2 q/ R# }# t3 U% A) b4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
  f, j) ?4 F; W计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
* k2 a5 b# ~. f1．计算总传动比
) O( |! q* A3 Q2 C, K' r由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
! K, i. t5 h6 E( gi＝nm/nw
) a9 o8 G! d3 B4 cnw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。
" F0 F$ _( V  `2 \! f" @各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
: k' P7 c$ X2 d; S, z转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（N&#8226;m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
8 c& z$ q9 q8 D2 E传动比 1 1 5 5 1
+ _$ B7 i, g* b效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算
1 J2 l1 ~: H; n3 ?4 H% Q1． 选精度等级、材料及齿数
: `5 V+ `- n7 w+ y5 W$ z- {1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
/ f3 f: g  \5 Z4 x5 I3 j. p" J9 {3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
! C) \8 W4 m4 G* b+ {2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
8 G/ N! v. m! |# Z1） 确定公式内的各计算数值
3 ^( \3 u( X" {1 v; {' U3 R  r( e; k（1） 试选Kt＝1.6
* W! u3 F: N- O; O$ ^（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
+ q& m6 }$ `1 w（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
# }: X& X! H2 ]+ h, U! G（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
* I9 B' I9 a1 B6 u) X" {# J2 b（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
2 C6 k* I) j9 ^（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
/ s" ]6 s6 {7 q! H3 U8 E. ^% w（7） 由式10－13计算应力循环次数
/ P; `7 W9 W2 b/ m; Q3 o: q8 QN1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
; }# g& z* U# GN2＝N1/5＝6.64×107
# I* |! L; a: q& ?* R- V& @3 k（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
* `4 D: s/ v% p( g/ L" x! w（9） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
5 d, q$ U  [8 ]) d% `0 g, e, ?[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
' ~" {! d2 c, q( M4 o! [7 c, X[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
* k) t  I8 I- q# m6 B  G7 o3 sd1t≥ = =67.85
（2） 计算圆周速度
v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数mnt
' {0 Z2 N3 X3 o$ t' S3 \- D/ ub=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 计算载荷系数K
; j; |! d9 x9 `已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
( \+ v* l" O7 f4 W5 h0 @故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
# @0 `' M$ C9 F" M1 n: s6 I由表10—13查得KFβ=1.36
  C5 ~" F; {- O由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
' ]4 z) ?8 `7 mK=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 计算模数mn
mn = mm=3.74
; m$ i# c) T& K3．按齿根弯曲强度设计
由式(10—17 mn≥
1） 确定计算参数
7 E, O3 _: o$ h# G4 n# S7 v（1） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
" K& C9 S( l3 V" {) s4 Q（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

& d3 J: U- l# k' k( X; m（3） 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
4 \1 A2 I' ?( ~! X* Q3 B% ]' bz2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
5 G+ ?9 a# e7 Z- Z0 C7 j（5） 查取应力校正系数
; o  n/ z) z& i/ _0 |: n* I由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
- b6 u/ ^- d' D. w（6） 计算[σF]
+ d5 r2 ^( L1 b' B$ {: A) XσF1=500Mpa
. n  B% z2 m# s& `1 ^σF2=380MPa
2 i1 k! E! r" e; W! yKFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较
2 X& _" ~; c1 K1 N' W7 u7 a8 H= =0.0126
= =0.01468
) Z4 p1 m( \* a/ Q, e, l$ |; ^, }大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
- k* ~, O( q) ?4 i4 k8 s/ G2 g; Qz1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圆整后取255mm
5 J6 b! E: ^4 {$ c/ n2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm
" o* w6 n' R3 s: H/ u7 v1 c) w; id2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
/ b- R$ ^* f* d* l  `  x+ w, G# g0 tb=φdd1
3 E+ ?9 B4 P% `9 |* p9 rb=85mm
4 f8 ~( y# t) z: D7 G- `3 M8 dB1=90mm，B2=85mm
5） 结构设计
3 f* H9 c9 H- {5 z9 T以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
0 ?8 {" H; V3 h9 E" ]轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
0 _7 i5 D% @. c& I1．初步确定轴的最小直径
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
" ?; V8 Q9 H# V9 @# |Ft1= =899N
$ g. ]/ G6 h' P9 tFr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
7 e0 V: e0 q- F2 wFt2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．轴的结构设计
1） 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
+ C5 Q$ b0 w- s# A; kii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
0 |& `6 H6 l# Iiii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
4 A& ?4 h1 I  u1 C4 [% ?iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
: X' R$ i; s7 L* \7 |+ A3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
9 K! G$ W  W, \% _9 J8 x4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
- ^# C" O8 Q1 t" O5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
. ]" ~) o7 P. |8 N% k) A6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
1 i' j  o* f  h' h66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
' b1 k% z, I7 o2 b8 h5 sFr2=603.5N
+ J  D- d- Z# y5 k( v9 ?查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
8 {4 R* s+ @! q7 v4 }1 \. l  YFd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
. t5 ~) E. e8 f) i) u0 n1） 判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2） 截面IV右侧的
1 W6 ?- `/ k+ S' g
截面上的转切应力为
由于轴选用40cr，调质处理，所以
（[2]P355表15-1）
3 X7 @: s' W' ^# z, da) 综合系数的计算
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为 ， ，
（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，
9 P4 d6 x9 x% @% d（[2]P40附图3-4）
! K3 G( A$ K/ Z$ y7 \轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
5 C$ N: j( t! ]$ X- W  s- V" k, J# Fb) 碳钢系数的确定
1 O5 x, z9 j' T& j: i/ \碳钢的特性系数取为 ，
c) 安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
5 r. ~. q& R& {# x% U, K$ p5 l/ U故轴的选用安全。
: J! r" y) X& D2 SI轴：
1．作用在齿轮上的力
3 t' z8 i: s4 oFH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
0 H% I( ?3 K7 |" b2．初步确定轴的最小直径
/ X+ B) E: S! u: w4 K: z; c
3．轴的结构设计
6 |: m9 W) e$ J" W: z1） 确定轴上零件的装配方案
, A& |+ x5 s- Q2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
; g- {- K& W1 p; m0 [d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。
( ^) z6 ~4 N2 a) F# P3 pe) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。
6 G& K- o4 n1 E$ T4 tg) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
) [! s3 ]7 K$ V+ uh) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
; C; u7 F  R1 ?. _- {1 jj) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
  A1 w1 R" t2 N# r& n( O8 o& x8 W2） 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
5 G. z* L" N* K1 t7 o. |1 a7 v! z2 h  za) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。
/ ^4 D, b# ^. |* Y7 \' v; ie) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4．按弯扭合成应力校核轴的强度
8 z% k: j* s( w( N: P/ N4 pW=62748N.mm
. n! F) R) M4 u* Q7 i. LT=39400N.mm
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。
+ q* f9 t9 x& a+ C  z$ e
2 p2 Z+ y2 Y! w7 FIII轴
- q3 U, @, k4 A& P1．作用在齿轮上的力
0 T3 {7 J- w1 ^& y; m; T1 f! C# C) `$ S4 RFH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
  e* n! w- ?3 Q4 _. h2．初步确定轴的最小直径
$ s" U' y' O/ X7 i. R' v& z3．轴的结构设计
) D( p: @* Z9 \1） 轴上零件的装配方案
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
( B& n9 Y% U  A8 _0 F2 V0 }' pI-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
5 S# k5 L% _9 G) D3 l! t2 j直径 60 70 75 87 79 70
3 n; e; R8 E1 D; H  ?, h* P长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
3 T5 |8 ^/ q" t  n4 S) r; [
# s& F6 `$ S, A" H7 [4 L; @" C5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
( t3 u/ {: q2 o# P6. 弯扭校合
3 j5 K6 \0 k& T* Y) X0 h0 O滚动轴承的选择及计算
# S) }0 r8 L3 ]; m. h0 DI轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
: y* @- Z- g$ S+ d7 ]# T5、 轴承30206的校核
1） 径向力
7 H* C( X# J% w2 M2） 派生力
3） 轴向力
由于 ，
9 k, q4 O- A. f% d所以轴向力为 ，
, `2 e3 }# Z- I' t% w4） 当量载荷
由于 ， ，
4 N7 a5 h' G2 m, T. V3 L8 J2 l所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
# c0 @$ |% z3 U; f1 y" ]II轴：
6、 轴承30307的校核
4 F; o" q2 i9 y1） 径向力
% a4 M! I1 x+ P; M( r1 H2） 派生力
( ^- i% Y9 W" `* l0 O5 {+ d% z+ ^，
3） 轴向力
由于 ，
6 _& y2 l( _5 `9 x. [所以轴向力为 ，
& x2 C" D3 J1 F, |4） 当量载荷
4 x* g" q9 m  b. T% ?由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
III轴：
2 K( Q7 ^2 S0 x; ?  A5 O6 J- a7、 轴承32214的校核
3 P) r, |/ R# ~) z1） 径向力
2） 派生力
, m8 m" {" q0 j$ m. r0 B+ v3） 轴向力
由于 ，
' T* l# [' Z4 Z% Y$ p, x  ^所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
, a( g& E* k- ~由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
, H. v8 c5 ~' L3 M/ Z3 a( Y5） 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算
1 ?/ f# |, f+ V6 ?* P. N
6 C' U" A! A, a9 O% ?/ D2 B8 N8 D2 j代号 直径
9 ]9 U( e4 K  o（mm） 工作长度
（mm） 工作高度
" I; j9 o3 c! J* B0 b（mm） 转矩
  i% ?( S; a" U（N&#8226;m） 极限应力
（MPa）
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
4 k+ R$ o5 E( R12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
9 O7 b) x& O* C中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
/ _8 T2 J# [: i0 F低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
  t% ]( e5 f& [! B4 _18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
, t& o+ g2 b/ q( ?% \7 u* u由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。
连轴器的选择
* q- L' h8 ?6 y" M由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
. q" n$ |7 d6 B5 }; {9 C/ D由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
" S7 R3 Y" i+ y4 v: _' x0 H9 a; F所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
- r# ~$ R+ e/ J* H其主要参数如下：
5 m+ s5 T3 j/ e6 ~2 V4 r: o# ?( S; o材料HT200
$ x% W. u9 D) p1 V公称转矩
轴孔直径 ，
轴孔长 ，
装配尺寸
3 J8 y5 J, v2 M) @半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
* u1 c) p& K1 t" u- o由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
; [8 K0 h' Z  p. N, D所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
7 ]& w/ w$ p0 M. E$ B其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
$ A" s+ L! e6 A) X  G1 W7 U. G轴孔直径
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
1 Y; w+ p  x0 X（[1]P163表17-3）（GB4323-84
) [3 H( ]/ O7 B) _减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
, m6 m; V$ G- _3 G  L油面指示器
  w( g; k0 C( f; @4 Z, R5 V选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
3 z+ l2 d5 t1 }, Q% \4 [; c2 U, P+ U选用外六角油塞及垫片M16×1.5
& \! c# C2 f3 O3 l' A; {润滑与密封
) D- A" U# H: l一、齿轮的润滑
, |5 A) X2 h' B( z: k采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
  H% N4 ^; N! ^二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
  Q; a8 F; x7 k# Z) u; m# ^6 T四、密封方法的选取
9 _5 l7 [+ r* R9 O选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
" ^) k& n  G2 g由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。