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。
   
( w: |$ T, t6 J4 `" g& v
/ X1 a1 e; o0 @$ G; F7 N! Q% |下面是设计说明书：
$ V( P/ A' h( M8 b2 q; l1 u9 H" e修改参数：输送带工作拉力：2300N
' D9 }$ |  ]4 Q# V$ _1 F$ I: {输送带工作速度：1.5m/s
4 Q8 N3 b8 N9 |3 `7 }( ?9 R滚筒直径：400mm
( v! B/ c% r& m4 K% [/ b每日工作时数：24h
" a# P; P$ e$ A# g/ [传动工作年限：3年
) W/ G$ w- o( f6 F" a# Z
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
6 r# G7 [$ p% A% M传动方案的拟定及说明………………………………………4
$ M/ c4 T2 A. c4 S% I- C$ R0 n- f电动机的选择…………………………………………………4
) Z! o* T" F9 u. |8 L5 Z计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
) V5 @/ U8 v$ i: }" j传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
3 h" l0 U$ g) p1 x" ?键联接的选择及校核计算……………………………………16
7 [: X6 @( i7 F! g$ y0 t连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
3 v. L- P( B! f: R) X3 ~. ~机械设计课程设计任务书
2 l* x6 K9 }: ]% H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
一． 总体布置简图
) S5 ]/ n: b, [5 [# P' ]$ H4 o1—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
3 N# D- _! K) y) X& p" l" J6 ~' j二． 工作情况：
$ b' ]# {) Z8 Y, A' x- `' Q载荷平稳、单向旋转
三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N•m）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
& V$ k  _, K: v2 R+ I# L  U带速允许偏差（％）：5
" A" q7 @4 [1 T使用年限（年）：5
/ s8 k) q" f. n3 c* C% ?工作制度（班/日）：2
0 n' n5 t) s( ~  i4 Q3 s四． 设计内容
& N: J3 _# a1 E" h, }( K& R1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
1 ?) a, {  X+ X% D4 C) F  b9 D* \5. 键和连轴器的选择与校核；
  `& [  `, k6 Q0 }' l6. 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
, x& ^2 W! l  o" A, w- Q1． 减速器总装配图一张
, Y0 D& H& r! M' B  l  N2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
六． 设计进度
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
# Q7 w5 |- W. y0 @" }3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
3 R4 {0 J2 Q& F# {  S. J0 i4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
" [- p# B# ^9 i% G. C6 y( w: V/ f5 e% {5 N传动方案的拟定及说明
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
1．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
Pw＝3.4kW
: M+ \1 i6 M; @" Z: s2 S2） 电动机的输出功率
+ G- N7 c6 z6 b7 q: a$ h- fPd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
( g1 R! [/ T4 a2 U" [! J9 W, Z' N9 nPd＝3.76kW
( n9 t$ C4 U" i) q1 O. S# c3．电动机转速的选择
nd＝（i1’•i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
. o' a' I* e  g1 h8 E4．电动机型号的确定
! @2 x1 t; f+ j1 m' \2 x5 M, z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
计算传动装置的运动和动力参数
5 f" ^" @: E8 T0 c9 x传动装置的总传动比及其分配
' i, T1 N* f4 @- I: x7 }1．计算总传动比
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：
: E/ H( o' m9 y$ wi＝nm/nw
) V! O, L+ ?- W% Dnw＝38.4
+ m! T5 r# D9 C' p! d6 u7 z$ fi＝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
) h4 F* u& @) r4 c0 v$ a速度偏差为0.5%<5%，所以可行。
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
" Y! @' F8 k# v. g; L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
3 G* ~9 B6 f  t2 w, N4 e传动比 1 1 5 5 1
1 K- @  h, P  f8 R, n% V效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
% v) ?% p2 A0 a3 I7 K$ e, `
2 ]$ |' [* F+ w传动件设计计算
, x' c) b" l* k: ?  o+ F1． 选精度等级、材料及齿数
. ]+ y0 ?5 S2 b1） 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。
. h5 v. m$ s7 V3 O' P4 f5 r2 O4 H2 x$ o2） 精度等级选用7级精度；
2 D/ R) r$ c" w6 @$ C% N3） 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°
2．按齿面接触强度设计
) T8 j0 f( R7 V; v# ?/ Y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
' b3 B/ B/ D( `9 q, qdt≥
1） 确定公式内的各计算数值
5 _8 z: E) O( `8 L+ H4 p6 Z（1） 试选Kt＝1.6
- E) E& f5 u: z& ^8 d3 w3 a: x（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
# j- e# h2 x. p: f" i- R! \2 f（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
' Q( N2 t; Y7 l& v（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
, Z% I- e, n# H% \8 f4 K6 v（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；
  [& [7 Q8 q# G+ |/ S（7） 由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
2 s; l3 b5 [: \1 ^& e; g& e6 iN2＝N1/5＝6.64×107
- ]- l% ~0 p. O（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
; D6 P) y/ W; z（9） 计算接触疲劳许用应力
! a: H' ?* I# F+ d7 x/ G) d取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
& O4 N9 I) E& w9 H% v[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
! d3 z5 H% x5 ~7 L[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
4 w. H% n$ m7 M% R1 V2） 计算
( C5 Q( _  R+ k) o（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
! Q) `7 l2 j1 U$ R) L0 qd1t≥ = =67.85
! g/ {7 l- y8 k/ f（2） 计算圆周速度
6 f, A1 h4 Z) x5 X' y* ?v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
. f( E; s$ H: F( i/ @h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
; O5 r7 f* x4 A/ ^+ i: G* \; R（4） 计算纵向重合度εβ
" `  o7 R' q% f3 C: |εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 计算载荷系数K
- S/ n2 J, s/ n. P! R. o' Y* H7 J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，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
" p* {; R1 J9 R+ S" R2 B# A5 }由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=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
" R" k$ T0 W2 E1 Z3 d& Ad1= = mm=73.6mm
2 ^: `" {5 t9 M4 P2 ?（7） 计算模数mn
5 C  f7 T8 k  Emn = mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计
3 b3 {& g8 m3 H8 Y9 [由式(10—17 mn≥
" p* _, B6 p, r2 r8 }% r9 f1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（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
& A8 S" }1 B! m& \8 L" @. e4 _
（3） 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
1 B* @; V2 }  T8 x6 Oz2=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
& C: F0 }+ _5 ^2 a（5） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
) ^" a4 Q, u3 e4 t; R) X（6） 计算[σF]
* Y3 Y( S# a# XσF1=500Mpa
σF2=380MPa
% Q8 c! |$ G! K/ ^# n- D7 cKFN1=0.95
KFN2=0.98
7 Y8 L5 o# }& U[σF1]=339.29Mpa
9 w7 r8 Z) H, ^2 P/ e[σF2]=266MPa
: D0 \1 e* s9 r（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较
& W2 e$ d+ l) [4 `+ {6 n* |= =0.0126
= =0.01468
9 @8 e" p! N# p大齿轮的数值大。
8 ^1 G4 q4 S. h3 z) N2 B( m8 V$ y! Q  a2） 设计计算
mn≥ =2.4
mn=2.5
+ d8 _: k7 {# S* ], Q; b; o4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
2 j. B9 M! {% i. l5 Mz1 =32.9，取z1=33
- f- M: _( N: Ez2=165
7 i6 Z5 N& A$ U1 a9 ya =255.07mm
a圆整后取255mm
" \# N: x8 l" `8 G. n4 }) V# K2） 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
5 j# p8 i; I# L1 l1 ed1 =85.00mm
9 I+ g2 z& i6 J. g8 K9 n; J! X) xd2 =425mm
; S! d0 `# l5 d+ |4） 计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
8 a5 `1 }- |2 M5 v- C. S3 {5） 结构设计
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。
轴的设计计算
1 @$ G! i& U8 U! G! l$ ~拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
1．初步确定轴的最小直径
: \/ Z0 P& L9 B$ I, yd≥ ＝ =34.2mm
* x( K  Y7 x( W% q5 I& y2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
3 J1 n2 K7 Q0 J# CFr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
4 M3 ^/ @" d0 x1 w* H9 a' A" FFr2=1685N
Fa2=1115N
3．轴的结构设计
1） 拟定轴上零件的装配方案
5 l( |, F  l, w- a" R& Fi. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
. v9 ]0 t/ [; X0 A& I- `ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
: `9 [4 j  k' b6 W  R$ B  p7 oiii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
) \$ \- ]2 G& w6 wiv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
, `0 h/ I3 ~" f: O$ Vv. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
% P( [0 R  X3 [0 F% Q% j* ~6 S; tvi. 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
: C8 S0 p( a1 y" R1. 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。
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
. S- @, a( W7 a4 H( o4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
, p$ M, j! _6 O7 r5 {6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
66 207.5 63.5
- a8 @% U. U% l+ J* b; gFr1=1418.5N
' I* v% t  X7 ^0 |4 @1 q3 CFr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
/ y2 y# \0 x8 E1 ]; |+ f! G* v1 y; GFd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
3 u5 Z: y  t' V) ?( _$ iFa2=189N
4 C) Q* J/ L( g. W( Z5 \$ r, i5．精确校核轴的疲劳强度
( q5 R+ V7 @7 Y$ d! [2 Z5 z0 [1） 判断危险截面
, G/ o. Z. @6 h: U& r/ J% C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
) ]6 ?) H# n) S2 X. d2） 截面IV右侧的
' R7 M  ~0 T: Q* x
: I; k+ \+ \4 ?+ d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）
8 X% C% [( `7 R7 y4 `0 k8 Wa) 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 ，
  H, H5 e, x5 J1 ~（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定
7 n- g- r" n( x: r" s+ F5 d碳钢的特性系数取为 ，
c) 安全系数的计算
6 T* h! y4 \) T7 q' K6 M+ T9 M( i轴的疲劳安全系数为
- g! Q, w" @2 A+ q* m6 J( A8 R故轴的选用安全。
/ t( P, l0 e+ c$ `, x7 zI轴：
8 S2 k2 j$ \+ i1 h+ Q1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
3 J- p. H; H9 N% C* |$ \% {3 ]- YFv1=Fv2=889/2=444.5
# B) b& j% T+ q5 L. D2．初步确定轴的最小直径
! k1 N8 |4 r( I' b$ t- F& F
+ g6 [/ h* V0 O; Y. m8 z( ^3．轴的结构设计
: T* p2 L& r3 s1） 确定轴上零件的装配方案
1 N+ ?2 m3 g2 w8 a! ~! F9 ?2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
- M& A4 h: e' Vd) 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。
e) 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。
g) 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。
, q( U1 j  f" R7 }h) 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' A8 @) c3 X! s9 H4 H/ l. gj) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
2 v% e+ A, }3 X/ Q4 `5 M  r2） 各段长度的确定
6 k$ L7 ]% u2 z5 O  Z, x各段长度的确定从左到右分述如下：
0 Q" D# v, e' U4 l# Sa) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
; D% @( L) [  H% d  I  [. L$ l0 p# |b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
+ e$ {8 m  G" T0 ic) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
$ O' R+ Q0 z# Q1 q+ i, p) wd) 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。
e) 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。
: `$ t# v' d. ?$ _4 u( U7 T; W$ xf) 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
W=62748N.mm
4 Y' m1 [& M) W" a, qT=39400N.mm
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。
/ F. G2 H3 |" L$ z3 P) J8 b
III轴
1．作用在齿轮上的力
. y2 L9 N0 h& g, ], h3 ]( iFH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步确定轴的最小直径
. U- c4 w& W% x3 b3 }* M3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
+ J( S  s" M2 K0 U$ }# ^( J2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
7 g& g# ~3 t7 A2 b1 Z+ w
5．求轴上的载荷
0 `+ ^: i( S7 yMm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 弯扭校合
+ }- Z  i/ m  P: k1 f, u滚动轴承的选择及计算
I轴：
" f3 q5 f3 a; D, @1．求两轴承受到的径向载荷
( G9 [* ]5 Q* b/ X. d, a3 |5、 轴承30206的校核
/ O7 i* q+ t% S2 g! x1） 径向力
/ ^* @/ f" x& P; y2） 派生力
) ]- u! b7 G" B' X3 B' v3 Q0 J3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
0 m% C6 x# U9 P4） 当量载荷
由于 ， ，
. \, W3 i( Y. b9 K5 W4 F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
II轴：
" i; a2 m6 c4 ^0 E+ ?6、 轴承30307的校核
6 {0 B$ ~. h' `$ [, [! q4 R6 F1） 径向力
2） 派生力
' a9 P. l+ }- U0 @) v5 x，
3） 轴向力
0 Q) g! [  E* x$ c: d由于 ，
4 U5 ?/ u* [+ i' |; E所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
8 f7 R' @/ B/ N7 J由于 ， ，
, U" g! N7 I+ J1 n6 @0 u, ?4 m3 F, `) W: I所以 ， ， ， 。
% j9 k, H) U8 s) P3 B由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
% x+ C7 C. |% u6 J/ A, s5） 轴承寿命的校核
III轴：
7、 轴承32214的校核
% X4 i- _6 v6 V* ^1） 径向力
' p: O$ l& _, W5 v. L3 A! I% [2） 派生力
3 s, S- |* k' `, U$ _% m3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
, [6 ]' ]1 N+ B6 N- M5 _6 d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
键连接的选择及校核计算
: O5 R; N+ A7 G: ?1 }4 f2 f
. [- V2 E5 g. k+ z; R5 d代号 直径
（mm） 工作长度
( l$ I2 T) [8 T（mm） 工作高度
（mm） 转矩
（N&#8226;m） 极限应力
3 I, R1 p0 b# K6 {（MPa）
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
5 q8 l# T( \  C0 R12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
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
8 c1 f& c# U, s; ]7 S% h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
" b! \4 A, q; n/ K4 b% B+ u5 U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
+ \& g+ t+ \. ?' F; K5 r7 \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）
& L1 [, G% z, g8 _其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
* ]9 m' x, Y  H! T2 P2 U轴孔直径 ，
轴孔长 ，
* N. f0 k! T! F7 K9 j2 ]: I装配尺寸
1 G5 z5 c" j3 |半联轴器厚
2 }- K  C& f, ~（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
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
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
7 \  Y. R/ l4 m  o% b4 l. l% f( B; m材料HT200
3 p; C/ L: n6 G; W! l7 v公称转矩
1 i& Y2 \' T+ k+ x- @' g轴孔直径
轴孔长 ，
装配尺寸
/ S' o# i2 n& n, X半联轴器厚
7 \, X4 d8 [" T（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
/ }3 U  m# [0 V, O, l) I  \9 v由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
. F; C; e  r& A1 n- C1 ]起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
4 J% r6 F" |' t选用外六角油塞及垫片M16×1.5
! t1 Y' J3 N. ]; q- g润滑与密封
一、齿轮的润滑
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。
二、滚动轴承的润滑
- C- q: B, \5 B) r" f. v# |7 y0 a由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
' H0 i. H" K: g, h三、润滑油的选择
- h% T4 e( q6 C, _& W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。
: p3 }" P4 M; x) V4 F' P* F四、密封方法的选取
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。
. a2 C7 q' [0 k; C4 A* r设计小结
; n. z5 S* c  m  ], E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。