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。
5 M6 }) a" R7 I3 C1 F: k, J. T" t     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。
2 L" I( H/ M3 ?1 S9 `; \5 f9 s   

4 ]) C9 e' B4 d# o1 H下面是设计说明书：
# J; N) V" ]7 x( Z5 p/ l9 t修改参数：输送带工作拉力：2300N
: G, s6 `' ]0 ]  A1 R( b输送带工作速度：1.5m/s
滚筒直径：400mm
/ i: \" i! b+ |9 h5 J0 a. @每日工作时数：24h
3 Q, i7 S/ `' x传动工作年限：3年
. O( A7 Z8 i- `" ^! h: l3 t8 c
' G# b4 H) c9 E( K- G' m; l' @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
# `+ A. Z4 e! O" w' `0 U; i1 D设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
& a4 K  L( T4 V6 W9 ?0 h- Y电动机的选择…………………………………………………4
& u; I+ z/ Y- S- h/ ]- s" u/ L计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
" u0 y) M9 p: a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
6 W3 [' F( Q% v2 v8 t键联接的选择及校核计算……………………………………16
: K" g& j# ~' f  K- x& m8 t连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
, t' j3 T; @, z" @: Y, i润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
4 Z) p! R- {* K! O  N, j, v参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
$ v& N, N! h9 T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
2 h0 n. O& m; G2 _# l& ?/ b一． 总体布置简图
6 O# q; G* _, j% Y# U* r. n3 P6 {1—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
( r0 M. K/ r" L" _) S二． 工作情况：
载荷平稳、单向旋转
三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N•m）：850
7 a9 j, \' k3 N2 V鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
+ v: I1 x% _0 ^6 ~/ Z& B4 l四． 设计内容
5 `3 N* X8 C. [1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
' b5 J! Y* O& }9 y7 m" [* ]3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
5 F" T( ~/ v( Z0 u6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
; x# Y# _- v( t& n8 |5 O& ~, T8 a五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
, j( X+ h5 [1 E; g3． 设计说明书一份
( w- W* N' p2 s3 U9 @' j9 m7 ~六． 设计进度
6 ?" k* y$ M8 O1 n1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
( X+ N- V, L0 M2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
" F+ M+ ?  W; z( d3、 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
& f3 W6 n1 e6 l) y* k7 k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。
9 J% L! I: ]# u4 i) P+ ]' ^$ o电动机的选择
& ^1 K  w- P% U' O) Z, r+ F2 c1．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。
6 b& c- k( u5 _1 r2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw
' A% Q0 H3 F" e" bPw＝3.4kW
2） 电动机的输出功率
; s1 R# U9 S! Q, fPd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
$ f( K+ i3 i2 c. E$ g+ _" f+ P& L3．电动机转速的选择
) {- p" T" F, ]6 [! \' G6 G8 and＝（i1’•i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4．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
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
- F& W" d% q% t! I& d% A1．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：
3 }  j# A" ~! {& D5 k! si＝nm/nw
2 Q% ]" ~$ P+ ]6 h  s5 `( dnw＝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。
, K) ~# B* a: r) c6 U各轴转速、输入功率、输入转矩
8 K: l3 u9 W6 v- a6 f项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
/ m1 J/ V+ `1 v4 h7 _8 }! X$ L. r+ V转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
1 A: g! R) ~9 u5 b功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
4 o5 I( m' i+ a& @* T转矩（N&#8226;m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

+ }- n3 @9 K. c传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
8 U- P$ M) w4 p- s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。
8 v# ]$ h8 b. e$ k, C. F2） 精度等级选用7级精度；
/ Y" ^  `# h9 N+ O7 h9 W2 x3） 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°
/ z! p$ Y$ \; {, I  x2．按齿面接触强度设计
! @, U9 a" K% B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≥
1） 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt＝1.6
" x, `2 r$ s* M, x! u. u- x! D（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
, J- i# L, L. Z4 G8 g, b（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
; Q8 ]+ ]9 R; v! `- Y; W; e（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；
+ s9 l0 V" \) x（7） 由式10－13计算应力循环次数
; i  U* v! Y5 {* ^: hN1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
# }, _4 r! s; W（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
' U! `+ R2 L( r) ~& l1 k（9） 计算接触疲劳许用应力
* ?3 |6 u- a9 X9 i$ [取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
  x- ~+ L' [4 n2 J[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
3 M' G$ y4 m* z; b[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =67.85
9 r9 k' q' K( E（2） 计算圆周速度
5 S. @( V! t- D2 nv= = =0.68m/s
5 n( n- s7 |7 @, K% U（3） 计算齿宽b及模数mnt
3 l; V  x/ @, a" Mb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
: O8 p, t2 ?- k$ J7 G4 w7 H+ wmnt= = =3.39
  _0 v2 M2 Y  m& \h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
5 u& N5 R4 {0 @& d+ Nb/h=67.85/7.63=8.89
% E% G4 n; @: X（4） 计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
# F/ R; u2 z/ ^（5） 计算载荷系数K
3 E/ U/ l' L1 ^1 p! W3 F已知载荷平稳，所以取KA=1
; L. U6 {4 d8 _# G( z$ J4 z/ @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
! U. |, x$ R4 M- G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
d1= = mm=73.6mm
（7） 计算模数mn
mn = mm=3.74
7 G2 K6 j) p( H! ]. U  d% f3．按齿根弯曲强度设计
由式(10—17 mn≥
1） 确定计算参数
) O9 f9 ~5 F7 p& u（1） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
4 X0 g9 D  D& f（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

（3） 计算当量齿数
) k* A4 L% X! |" G- V( A& x7 v( Tz1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
+ H+ j  j! }' _) lz2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齿型系数
( K: F5 F5 Y7 M5 y( e由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
1 N1 Z) j5 S4 o7 }- O（6） 计算[σF]
σF1=500Mpa
  {/ {) F1 v/ N) ]8 X# KσF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
% S( L7 _$ K, i+ K& G* R[σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较
' `& |4 Y8 \; m6 q1 \; b* P. r= =0.0126
= =0.01468
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =2.4
4 g0 o; a( W" r! R! \: c0 smn=2.5
- a- {1 l; q: {# @# @4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
" S2 F' J6 @3 q" C/ Z' fa =255.07mm
a圆整后取255mm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
. ~, d% R8 Q: Y6 {/ Z3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
. m0 V$ L. E) M. u, `. _3 ~d1 =85.00mm
d2 =425mm
" S/ ^$ t) M+ g% u( S+ z4） 计算齿轮宽度
4 M) h5 i/ {5 T6 k( }" {4 Sb=φdd1
) r) p3 A! P, J* eb=85mm
6 `* X& a, F: }: d3 J) yB1=90mm，B2=85mm
5） 结构设计
5 P5 ]$ N+ l$ }& x8 F1 a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
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
9 Y- D5 y$ i. L1．初步确定轴的最小直径
6 _/ y# y5 d. R, M1 q! dd≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
1 J% Z. [% S+ G3 ]9 Z) MFr2=1685N
; M; e" {; R* y" l" Q6 aFa2=1115N
4 A, z2 v# X7 ^3 o, c" {, a3．轴的结构设计
1） 拟定轴上零件的装配方案
* }8 e) o5 S. z  r- y; Z$ {9 Xi. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
- i' |" D9 \; }) b* q9 E9 ]9 w; Tii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
0 `- [+ o9 b: }& M/ D/ f: {iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
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。
5 O3 c4 K" P9 J6 ~6 s. v* v% k4 ^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。
6 T6 @7 c1 i" [& `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。
/ M$ C5 z% D; ]  h* Z1 h2 q. q* F3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
. z  @$ i. h+ U3 b5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
8 }5 C0 ^( q8 E  s6. VI-VIII长度为44mm。
1 E8 m7 t$ U; C0 _9 q2 s4． 求轴上的载荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
+ ^: R( [* n1 c0 T0 eFr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
. W# c& P0 _! W, V% U. YFd1=443N
Fd2=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
' E0 x( A1 R4 R5 f8 d5 j: J' {1） 判断危险截面
' d8 A' T0 x& T- d+ n' ]7 M4 y" O, I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
+ X; }5 x& o% A8 S! C' q2） 截面IV右侧的

, U7 y: N+ i7 b4 f' s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 C7 j" K* X: O, @( Za) 综合系数的计算
) l- f  h$ v: \( t" {9 V, h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
4 r3 E8 O3 W) b( ~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 ，
+ a6 f1 o2 m; @9 o, N- _（[2]P40附图3-4）
0 u' D9 u+ @3 b: c+ E轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
7 |) m; Q; ?. B1 `; O4 M; \b) 碳钢系数的确定
5 |- ~- h* N0 z碳钢的特性系数取为 ，
c) 安全系数的计算
- F( y* E7 c/ _5 a轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
I轴：
/ t$ C% O/ J; C# ^9 z7 ?1．作用在齿轮上的力
, A8 \4 V* Q4 @2 M* @! BFH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
/ g) s3 k+ v( b2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计
# g! I  L8 a2 d* P1） 确定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
7 E7 B3 j% |& ^% s3 Rd) 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。
% y7 R+ Z/ P# y; oe) 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。
! w0 ^  |9 T. ^- V9 j% nf) 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' z" S& w1 J! U! lh) 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。
8 E3 C6 _) P  h6 [i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
1 F" l. \0 `. R4 Ej) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
% \( F$ h7 f5 H3 @6 Y3 F  B2） 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
' {# q5 m5 P5 m. F6 A2 \/ eb) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
# W1 ]( d0 |, {/ q& Vc) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
+ I. [/ o: q- K7 Z, G7 {  md) 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。
" ~' j. Y6 i( kf) 该段由联轴器孔长决定为42mm
& C1 `0 ?2 f) q4．按弯扭合成应力校核轴的强度
+ ?% G5 T6 v* t6 aW=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。
# m, |5 [$ B) f, X! B
III轴
% b# I( n! ], O1．作用在齿轮上的力
; z& \9 `/ X7 i9 e" P+ k& w' JFH1=FH2=4494/2=2247N
! {, a0 T, B  C% l6 YFv1=Fv2=1685/2=842.5N
' p3 i1 C; w& g* E3 C2．初步确定轴的最小直径
0 I0 ~' X; z1 z6 F+ ~8 X9 X3．轴的结构设计
3 I" {0 _  [  E. O3 O3 H$ [% X1） 轴上零件的装配方案
4 m% ]. e9 S5 F2） 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
" r& T, X. Y7 S! F, H' y) e4 K直径 60 70 75 87 79 70
& h" a# T3 t( p长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
* [5 M. `' _" N6 h
$ M4 X# a- c' C/ ]5．求轴上的载荷
) b2 l: {8 G4 g$ OMm=316767N.mm
/ B8 s7 `* G2 d" T# q9 _0 X; iT=925200N.mm
6. 弯扭校合
* ]4 P1 d* u) V$ Z% i滚动轴承的选择及计算
% ]2 ?/ o6 N7 ]$ }I轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
: `& S. @) d. }! v* |; }5、 轴承30206的校核
& k) [3 {8 T) b' H0 B) q1） 径向力
  O( F' T. v$ l- O* R2） 派生力
3） 轴向力
由于 ，
! E5 H" f0 M& J5 a: i& f所以轴向力为 ，
6 `: v7 [& G' k* H4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
7 b7 m4 d% V/ Z' q. l5） 轴承寿命的校核
1 [3 }$ L# ]4 h( a! U' HII轴：
8 S3 S& P+ n, g& a- t6、 轴承30307的校核
. `9 L( {" `) g6 R& q% h1） 径向力
2） 派生力
, B' q% ]. v0 ~，
- N/ P/ k+ L( j& `) ]# d# N3） 轴向力
7 U$ Y5 f3 G! }( v/ ]; R% [+ ]) h由于 ，
, N( N- k1 K8 L所以轴向力为 ，
* n2 {% t  L! Q! C1 Y/ |. y4） 当量载荷
; N4 f6 S. C9 x2 s$ r- x  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
III轴：
+ P- J# t$ R0 n) `+ Z$ i7、 轴承32214的校核
1） 径向力
2） 派生力
7 b- y  I4 S0 S: J1 f/ x. `3） 轴向力
由于 ，
" @* R* |" [9 j# |6 u+ s2 F所以轴向力为 ，
5 t8 b' K' ~8 y4） 当量载荷
由于 ， ，
: }5 G% c4 s% a. b$ g. K所以 ， ， ， 。
( w5 a! |3 w1 @1 G4 F* j) s* y由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
0 D/ m9 j* J1 h5 T: J$ ~" d5） 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算

代号 直径
  C0 |* n: V/ O（mm） 工作长度
" a4 i- w, n( |（mm） 工作高度
7 z- |' F6 h+ k' g3 i（mm） 转矩
（N&#8226;m） 极限应力
6 J4 ]6 p5 h7 q3 m（MPa）
5 R! g% {. ^- B高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
; n# N9 H4 ^$ F6 G/ L) U低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
; P+ A* d, F% B) E7 y" w" K. g6 m8 m% F18×11×110（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。
( K% C: I8 L* I4 \连轴器的选择
: j) J6 l' s* u, |0 c$ [; P. K+ X由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
  p( M6 C; W% ?- _. V; ?二、高速轴用联轴器的设计计算
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 ，
1 B  p4 ^9 A6 G+ g/ a( D8 g" i计算转矩为
3 x+ d5 Z4 v  \; c: t% d) @, z, `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）
其主要参数如下：
' P1 C, i9 ]! o; I材料HT200
; G. j( f# u% A公称转矩
6 e- p/ {' x) N# a/ W0 N轴孔直径 ，
9 |, _, A& ~- o; e轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
* \0 j- G# k. j8 K( d/ \9 |# W（[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 ，
* e/ j4 @6 |5 g5 ^+ ?4 ?1 G计算转矩为
% ^2 J/ Y& Q5 W' w( G! D2 N2 H所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
7 `4 x4 q! I7 ?+ t其主要参数如下：
" {% T9 E) w; e" r* M! R, k, @! s: ~; _8 Z材料HT200
0 c/ |: R& Z3 x5 |2 Q) \. `: {公称转矩
轴孔直径
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
- ~, o0 c) b4 b- Y（[1]P163表17-3）（GB4323-84
# L6 E1 Y4 |. \. P# y# V减速器附件的选择
5 W, g6 {. Y. d& s: V- A通气器
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
1 ]% D; O, p1 A6 U, P% \! S选用游标尺M16
6 E- A, s, X" l9 x3 k5 f起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
+ i4 W% V( @7 f. S6 x% W- h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。
6 \% @; E! {2 {3 O" {  s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。
' C) c) o( w$ _! q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。
* C/ g' W+ d+ o( M* E! i& h4 f, E# W$ ^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。
" V; `5 ]' O$ e设计小结
, g) Z' [! g' g% I4 \& ^( U# Z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。