1、 機械設計課程設計說明書設計題目 同軸式斜齒圓柱齒輪二級減速器機械與汽車工程學院學院 機械設計制造及其自動化專業班級 07級機制0711班 學號 07116135設計人 張珂指導老師 張良斌完成日期 2009-12-31目 錄設計任務書1傳動方案的擬定及說明2電動機的選擇2計算總傳動比及分配各級傳動比的分配4計算傳動裝置的運動和動力參數4傳動零件的設計計算9軸的設計計算10滾動軸承的選擇及計算21鍵連接的選擇及校核計算23聯軸器的選擇24減速器附件的選擇25潤滑與密封25參考資料目錄26設計小結與感想27機械與汽車工程學院2007級機械設計課程設計任務書 班級：機制0711班 姓名： 張珂 學

2、號： 07116135 指導老師：張良斌 日期： 2009-12-31設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計 設計時長：二周一、 主要內容1、 掌握減速器齒輪、軸、軸承、箱體、鍵等所有零件的設計計算；2、 會用機械設計手冊查取數據和標準件的型號。二、 任務1、按照設計數據（編號） A4 和傳動方案（編號） b ，高速級選用 圓柱斜 齒輪和低速級選用 圓柱斜 齒輪設計減速器裝置。2、繪制傳動裝置裝配圖一張；3、繪制傳動裝置中軸、齒輪零件圖各一張；4、編制設計說明書一份。（字數在8000字左右）三、進度安排時間內容安排第 1 天布置任務，總體設計第 2 天運動分析、計算傳動比、計算功率第 3 天齒輪的

3、設計計算第 4 天軸的結構設計計算第 5 天軸的計算，箱體的設計第 6-8 天繪制裝配圖、零件圖第 9-10天編制設計說明書、答辯四、設計數據數據編號A1A2A3A4A5A6A7A8A9A0運輸帶工作拉力F(N)1500220023002500260028003000400048003000運輸帶速度（m/s）1.11.11.11.11.11.41.21.61.80.8卷筒直徑D(mm)220240300400200350350400500250五 、傳動方案 a二級展開式 b二級同軸式 c帶-圓柱齒輪式 d圓錐圓柱齒輪式六、已知條件1、第四部分的設計數據；2、工作條件：兩班制，連續單向運轉，

4、載荷平穩，室內工作，有粉塵（運輸帶、卷筒及支撐包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已在F中考慮），環境最高溫度40 C； 3、使用折舊期：8年 檢修間隔期：4年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修;4、動力來源：電力，三相交流，380/220V;5、運輸帶速度允許誤差：±5%；6、生產條件：中等規模制造廠，可加工78精度的齒輪及蝸輪，小批量生產。一、傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸較為緊湊，中間軸較長、剛度差。總體布置簡圖 1電動機；

5、2、4聯軸器；3齒輪減速器；5卷筒；6帶式運輸機（工作機）該布置特點：減速器的長度較短，但軸向尺寸及重量較大。兩隊齒輪浸入油中深度大致相等。高速級齒輪的承載能力難于充分利用；中間軸承潤滑相對困難；中間軸較長，剛性差，載荷沿齒寬分布不均勻。二、電動機的選擇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、單向旋轉。Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部之特點，B級絕緣，工作環境溫度不超過+40°C，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000 m，額定電壓380V，頻率50Hz，適用于無特殊要求的機械上，

6、所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。由1p1672 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw Pw2500*1.1=2.75kw電動機的輸出功率其中設計方案的總效率 =1*2*3*4*5*6聯軸器的傳動效率（2個）齒輪的傳動效率（2對）軸承的傳動效率 （3對）本次設計中有7級傳動效率 其中=0.99（兩對聯軸器的效率取相等） =0.98（兩對齒輪的效率取相等） =0.99（減速器的3對軸承）由1表1-7均為初選效率。0.99*0.99*0.98*0.98*0.99*0.99*0.99=0.91333=kW=2.75/0.91333=3.01kw3 電動機轉速的選擇由已知得運輸帶速度

7、（m/s）1.1卷筒直徑D(mm)400其中nw=nw卷筒轉速（52.55 r/min）由于本方案中只有齒輪傳動，常用的齒輪傳動的單級傳動比i=35，故二級后為925，nd=472.851313.75r/min，電動機的轉速越高，磁極越少，尺寸質量越小，價格也越低；但傳動裝置的總傳動比要增大，傳動級數增大，從而使成本增加。對Y系列電動機，如無特殊要求，通常多選用同步轉速為1500 r/min和1000 r/min的電動機，故初選為同步轉速為1000r/min的電動機。4電動機型號的確定由1表201查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的

8、要求。 電動機型號額定功率/KW滿載轉速r/min堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量/KgY132M1-649602.02.073機座號級數ABCDEFGHKL132M6216178893880103313212515三、 計算總傳動比及分配各級傳動比的分配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：inm/nw=960/52.55=18.268多級傳動中，總傳動比為ii1*i2*i3in2、 合理分配各級傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。因為i18.268，故取i1=i2=4.27。并取齒寬系數（、 分別為高速級和低速級齒輪的齒寬

9、系數）速度偏差<5%，所以可行。四、計算傳動裝置的運動和動力參數各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩的計算1.轉速的計算電動機轉軸速度 n0=960r/min 高速I n1=960r/min 中間軸II n2=225r/min 低速軸III n3= =52.7r/min 卷筒 n4=52.7r/min。2.各軸功率的計算電動機額定功率 4Kw高速I P1=P0*= 4*0.99*0.99= 3.9204Kw 中間軸II P2=P1*=3.9204*0.98*0.99=3.80 Kw低速軸III P3=P2*=3.80*0.98*0.99=3.68676Kw 卷筒 P4 =P3*=3.68676*

10、0.99=3.65 Kw3.各軸轉矩 電動機轉軸 T0=2.0 N高速I T1= =39N 中間軸II T2= =161.3 N 低速軸III T3= =668N 卷筒 T4=661 N其中Td= (n*m)項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min）96096022552.752.7功率（kW）43.92043.83.686763.65轉矩（N·m）2.039151.3668661傳動比114.274.271效率10.99×0.990.98×0.990.98×0.990.99五、傳動零件的設計計算1 選定齒輪類型、精度等級、材料及

11、齒數1） 齒輪類型已知，即采用斜齒輪傳動2） 精度選擇運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度3） 材料選擇；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。由2表10-14） 齒數選擇試選小齒輪齒數z122，大齒輪齒數z2z1*i=93.94，取955） 選取螺旋角初選螺旋角14°2 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式（1021）試算，即 下面對此公式中的數據確定和計算1) 確定公式內的各計算數值(1) 選載荷系數Kt(2) 區域系數(3) 計算小

12、齒輪傳遞的扭矩(4) 重合度（5）齒寬系數d（6）彈性影響系數ZE（7）接觸疲勞強度極限（8）計算工作應力循環次數（9）接觸疲勞壽命系數（10）計算接觸疲勞需用應力由2218試選Kt1.6由圖1030選取T1=95.5×10e5×P1/n1由圖1026查取12由表107查取兩支承相對于小齒輪做對稱布置的齒寬系數由表106查得材料的彈性影響系數由圖1021d按齒面硬度查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限N160n1jLh=60×940×1×（2×8×300×8）N2N1/5由圖1019查得接觸疲勞壽命系數取失效概率為1，安

13、全系數S1h1h2h=（h1+h2）/2Kt1.6ZH2.433T1=3.9*10e4N·mm10.76520.881.645d1ZE189.8MpaHlim1600MPaHlim2550MPaN1=2.2*10e9N2=4.3*10e8KHN10.95KHN20.98h1=570Mpah2=539Mpah=554.5Mpa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t（2）計算圓周速度（3）計算齒寬b及模數mnt（4）工況系數（5）計算縱向重合度（6）計算載荷系數K（7）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑（8）計算模數mn3 按齒根彎曲強度設計1）確定計算參數（1）計算載荷系數（2）螺

14、旋角影響系數（3）計算當量齒數（4）查取齒形系數（5）查取應力校正系數（6）查取大小齒輪彎曲疲勞強度極限（7）查取彎曲疲勞壽命系數（8）計算彎曲疲勞許用應力（9）計算大、小齒輪的并加以比較2）設計計算d1tv=b=d×d1t=1×40.96mmmnt=h=2.25mnt=2.25×1.8mmb/h=40.96/4.05=0.318×22×tan14°已知載荷平穩，所以取KA=1根據v=0.48m/s,7級精度，由圖108查得動載系數KV由表104查的KH的計算公式和直齒輪的相同由圖1013查得由表103查得故載荷系數K=KA*KV*K

15、H*KHd1=mmmn=K=KA×KV×KF×KF根據縱向重合度=1.744，從圖1028查得螺旋角影響系數 zv1=z1/cos=22/cos14z2=z2/cos=95/cos14由表105查得由表105查得由圖1020c查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖1018查取F1=500Mpa，F2=380MPaKFN1=0.95，KFN2=0.98=0.01236，=0.014754計算式如下d1t40.96mmv=0.48m/sb=40.96mmmnt=1.8mmh=4.05mmb/h=10.11=1.744KA=1KV=1.04KH=1.309KF=1.27KH

16、=KF=1.4K=1.9d1=43.37mmmn=1.9mmK=1.9656Y0.88zv1=24.08zv2=103.98YFa1=2.651Yfa2=2.178Ysa1=1.581Ysa2=1.802FE1=500MpaFE2=380MpaKFN1=0.85KFN2=0.88F 1=339MpaF 2=266MPa大齒輪的數值大mn>=1.33mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數，d1=43.37mm于是由z1=20

17、.41，取z1=20；z2=85.4取z2=85這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，也滿足了齒根彎曲疲勞強度，并且做到了結構緊湊，避免浪費。4 幾何尺寸計算1）計算中心距2）按圓整后的中心距修正螺旋角3）計算大、小齒輪的分度圓直徑4）計算齒輪寬度a=108.2144mm=arcosd1，d2b=dd1=41.1mm圓整后取圓整為108mm=133210”d1=41.152mmd2=174.897mmB2=45mmB1=50mm5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。綜上所述：齒輪的有關尺寸見下

18、表名稱符號值法面模數Mn2端面模數Mt2.05螺旋角133210”壓力角20°分度圓直徑d1=41mmd2=175mm齒頂圓直徑Da1=45mmDa1=179mm齒根圓直徑Df1=36mmDf1=170mm中心距a108mm齒寬B1=50mmB2=45mm齒數Z1=22mmZ2=95mm當量齒數zv1=24.08zv2=103.98六、軸的設計計算I高速軸：1 確定軸上的功率、轉矩和轉速2 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=41mm則作用在齒輪上的力轉速N1=960r/min 功率P1=3.9204（kW）Ft1=Fr1=FtFa1=Fttan轉矩T1=39（N·m）Ft1

19、=1900NFr1=711NFa1=457N3.初步確定軸的最小直徑4.計算轉矩Tca=KaT=1.5*39=58.5因此選擇的聯軸器的型號為凸緣聯軸器GY5型型號公稱轉矩N·M軸孔直徑mm軸孔長度mmY型J1型GY5400388260考慮到直徑的最小值因此取為38mm3 軸的結構設計擬定輸入軸齒輪為右旋?？紤]小齒輪分度圓直徑較小，可能需要做成齒輪軸，選材應當與小齒輪一致，故軸材料選40Cr1）確定軸上零件的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a) I-II段由于聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為38mm孔長定

20、為44mmb) II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的總寬度為21mm（由減速器的結構設定決定），考慮端蓋的拆卸方便以及潤滑取端蓋與II右端距離為20mm，考慮端蓋取直徑42mm寬度定為41mmc) III-IV段因為要承載徑向力和軸向力因此初選為圓錐滾子軸承30209直徑45考慮到軸承的軸向定位可靠，所以該段直徑選為45mm寬度定為51mmd) IV-V段為小齒輪，取安裝齒輪段軸徑為48mm，已知齒輪寬是50mm，故取寬度為48mme) V-VI段軸肩定位小齒輪右端，由于齒輪段軸徑為48mm，h0.07d取為4mm，直徑定為56mm寬度為10mmf) VI-段為軸環定位軸承的內環，便于拆

21、卸方便，軸承直徑為45mm，而h0.07d取h=4直徑53mm寬度為22mmg) VII-VIII段用于安裝軸承，定直徑為45mm，寬度為22mm3）求軸上的載荷先做出軸上的受力分析圖以及彎矩圖和扭矩圖（見上頁圖）由此圖來確定該軸的危險截面水平面支反力彎矩垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩FNH1=676.4NFNv1=-253NT=39N·mFNH2=1223.6NMh=108.9N·mFNv2=458NMv=40.7N·mM=116.26N·m2.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，根據上述數據，以及軸單向旋轉，扭轉

22、切應力為脈動循環變應力，取a=0.6，軸的計算應力=25.2Mpa前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由表151查得=70Mpa，因此<,故安全。II低速軸：1 確定軸上的功率、轉矩和轉速2 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=41mm則作用在齒輪上的力轉速N3=52.7r/min 功率P3=3.69（kW）Ft3=Fr3=FtFa3=Fttan轉矩T3=668（N·m）Ft3=7634NFr3=2858.6NFa3=1838N3.初步確定軸的最小直徑4.計算轉矩Tca=KaT=1.5*668=1002因此選擇的聯軸器的型號為凸緣聯軸器GY7型型號公稱轉矩N·M軸孔直

23、徑mm軸孔長度mmY型J1型GY716004811284考慮到直徑的最小值，因此直徑取為48mm4.軸的結構設計1）確定軸上零件的裝配方案（沿用高速軸的圖形設計如下）2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度h) I-II段由于聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為48mm孔長定為44mm i) II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的總寬度為21mm（由減速器的結構設定決定），考慮端蓋的拆卸方便以及潤滑取端蓋與II右端距離為20mm，考慮端蓋取直徑53mm寬度定為41mmj) III-IV段因為要承載徑向力和軸向力故安裝圓錐滾子軸承3

24、0211，直徑55mm。考慮到軸承的軸向定位可靠，所以該段直徑選為55mm，寬度定為51mmk) IV-V段為大齒輪，取安裝齒輪段軸徑定為60mm，已知齒輪寬是45mm，故取寬度為43mml) V-VI段軸肩定位大齒輪右端，由于齒輪段軸徑為60mm，h0.07d取為5mm，軸徑定為70mm寬度為10mmm) VI-段為軸環定位軸承的內環，便于拆卸方便，軸承直徑為55mm，而h0.07d取h=4，因此取軸徑63mm寬度為22mmn) VII-VIII段用于安裝軸承，定直徑為55mm，寬度為22mm3）求軸上的載荷先做出軸上的受力分析圖以及彎矩圖和扭矩圖（見下頁圖）由圖來確定危險截面水平面支反力彎

25、矩垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩FNH1=4764NFNv1=610.6NT=668N·mFNH2=2870NMh=245N·mFNv2=2248NMv=192N·mM=311.2N·m2.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，根據上述數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取a=0.6，軸的計算應力=62.4Mpa前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由表151查得=70Mpa，因此<,故安全。III中間軸：1 確定軸上的功率、轉矩和轉速轉速N3=52.7r/min 功率P3=3.69（kW）轉矩T3

26、=668（N·m）2 大、小齒輪的分度圓直徑d1=41 mm，d2=175mm3 初步確定軸的最小直徑（根據表15-3取A0=105）d=26.94mm4 求作用在齒輪上的受力Ft1=7353NFr1=Ft=2753NFa1=Fttan=1770N；Ft2=1730NFr2=648NFa2=416.5N5 軸的結構設計1. 擬定軸上零件的裝配方案i. I-II段軸用于安裝軸承7006AC，故取直徑為30mm，a=16.4mmii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為36mmiii. III-IV段為小齒輪，外徑58mmiv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為40mmv. V

27、-VI段安裝大齒輪，直徑為34mmvi. VI-VIII段安裝套筒和軸承7006AC，直徑為30mm2. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. I-II段軸承寬度為13mm，所以長度為13mm2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度50mm4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度根據畫圖得120mm5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為43mm6. VI-VIII段軸承長13mm考慮套筒定為25mm6. 受力分析圖示如下 7. 求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反

28、力FFNH1=2647.3NFNH2=6435.7NFNV1=897.8N，FNV2=2503.2N彎矩MMh=193.7 N·mMv=75.3 N·m總彎矩M=207.8N·m扭矩TT3=151.3N·m8 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，根據上述數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取a=0.6，軸的計算應力=11.5mpa前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由表151查得=70Mpa，因此<,故安全。9 精確校核軸的疲勞強度2） 判斷危險截面截面、均不受扭矩和彎矩作用，雖然軸肩及過渡

29、配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小值經是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面、均無需校核從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面A上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，軸徑和截面相近，故不必作強度校核。截面A雖然應力集中最大，但同時這里的軸徑也最大，故其也不必校核。截面和顯然更不必校核。因而只需校核截面左右兩端即可3） 截面V左側抗彎截面系數抗扭截面系數截面左側的彎矩扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材為40Cr，調質處理應力集中系數材料敏感系數有效應力集中系數尺寸系數扭轉尺寸系數

30、表面質量系數綜合系數值碳鋼系數的確定計算安全系數值4） 截面V右側W=0.1d*d*dWT=0.2d*d*d=M/W查表15-1據r/d=0.04，D/d=1.25查表3-2查附圖3-1查附圖3-2查附圖3-3軸按磨削加工，查附圖3-4軸表面未經強化處理，即碳鋼的特性系數取為W=6400WT=12800M=191207N·mmT3=151300N·mm=29.876Mpa=11.8Mpa=735Mpa=355Mpa=200Mpa故軸選用安全抗彎截面系數抗扭截面系數截面左側的彎矩扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力表面質量系數綜合系數值所以軸在截面右側的安全系數為W=0.1

31、d*d*dWT=0.2d*d*d=M/W過盈配合處的，由附表3-8求出并取=0.8軸按磨削加工，查附圖3-4軸表面未經強化處理，即W=3930.4WT=7860.8M=26029N·mmT3=151300N·mm=6.62Mpa=23.57Mpa=3.16=2.53故軸在右側的強度也是足夠的終上所述：中間軸的設計強度是安全的。七、滾動軸承的選擇及計算I高速軸軸：圓錐滾子軸承30209的校核1） 徑向力2）派生力3）軸向力4)當量載荷5）軸承壽命的校核由于由于，所以由于為一般載荷，所以載荷系數為 II軸：軸承7006AC的校核2） 徑向力3） 派生力3）軸向力4）當量載荷5）

32、軸承壽命的校核由于所以，由于，由于為一般載荷，所以載荷系數為滿足要求III軸：圓錐滾子軸承30211的校核1）徑向力2）派生力3）軸向力4）當量載荷5）軸承壽命的校核由于所以軸向力由于，由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為滿足要求八、鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）接觸高度（mm）轉矩（N·m）極限應力（MPa）高速軸8×7×40（單頭）28363.53912.32中間軸10×8×50（單頭）34454151.330.28低速軸16×10×50（單頭）5542566868.40由于鍵采用靜聯接，

33、沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。九、聯軸器的選擇一、 高速軸用聯軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為 Tca=KaT=1.5*39=58.5因此選擇的聯軸器的型號為凸緣聯軸器GY5型軸的轉速較高，為減小啟動載荷、緩和沖擊，應選用具有較小轉動慣量和具有彈性的聯軸器，所以考慮選用彈性柱銷聯軸器，由于聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用GY5（GB/T5843-2003）其主要參數如下：材料HT200型號公稱轉矩N·M軸孔直徑mm軸孔長度mmY型J1型GY5400388260二、 低速軸用聯軸器的設計計算由

34、于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為Tca=KaT=1.5*668=1002因此選擇的聯軸器的型號為凸緣聯軸器GY7型低速軸與工作機軸相連，由于軸的轉速較低，不必要求具有較小的轉動慣量，但傳遞轉矩較大，又因為減速器與工作機常不在同一底座上，要求具有較大的軸線偏移補償，因此常需選用無彈性的撓性聯軸器，故選用齒式聯軸器，結合軸端直徑選用GICL2（JB/T8854.3-2001）其主要參數如下：材料HT200型號公稱轉矩N·M軸孔直徑mm軸孔長度mmY型J1型GY716004811284十、減速器附件的選擇通氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用提手式

35、通氣器油面指示器選用桿式油標M12起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M18×1.5十一、潤滑與密封一、 齒輪的潤滑采用浸油潤滑，同軸潤滑，大齒輪浸大約一個齒高，且油面高度要在3050mm之間，所以取為32mm。二、 滾動軸承的潤滑軸承采用脂潤滑，加設擋油環三、 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油；軸承采用L-XAAMHA2鈣基潤滑脂（GB491-1987）四、 密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整，采用氈圈油封密封圈實現密封。選氈圈 35和氈圈65參考資料目錄1機械設計課程設計手冊，高等教育出版社，吳宗澤，羅圣國主編，2006年5月第三版；2機械設計（第八版），高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第八版；3機械設計課程設計簡明手冊，哈爾濱工業大學出版社，榮涵銳主編，2005年1月第一版；4減速器選用手冊，化學工業出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；5機械設計，高等教育出版社，彭文生，李志明，黃華梁主編，2002年8月第一版；6機械制圖（第四版），高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版；7互換性與技術測量（第四版），中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊