带传输二级减速器

湖南工业大学课程设计资料袋题目带式运输机传动系统设计目录清单序号材料名称资料数量备注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸36张4装配图15零件图36课程设计任务书课程名称机械设计设计题目带式运输机传动系统设计内容及任务一、设计的主要技术参数运输带牵引力F6950N；输送速度V08M/S；滚筒直径D380MM。工作条件二班制，使用年限8年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差5。二、设计任务传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务（1）减速机装配图1张；（2）零件工作图23张；（3）设计说明书1份（60008000字）。起止日期工作内容2012122420121225传动系统总体设计2012122620121230传动零件的设计计算201212312012104减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书进度安排20130105交图纸并答辩主要参考资料1机械设计（刘扬，银金光主编北京交通大学出版社）2机械设计课程设计（刘扬，银金光主编北京交通大学出版社）3工程图学（赵大兴主编高等教育出版社）4机械原理（朱理主编高等教育出版社）5互换性与测量技术基础（徐雪林主编湖南大学出版社）6机械设计手册（单行本）（成大先主编化学工业出版社）7材料力学（刘鸿文主编高等教育出版社）机械设计设计说明书带式运输机传动系统设计机械工程学院（部）学生姓名班级学号成绩指导教师签字目录1设计任务书12传动方案的拟定23原动机的选择34确定总传动比及分配各级传动比55传动装置运动和运动参数的计算66传动件的设计及计算87轴的设计及计算198轴承的寿命计算及校核269键联接强度的计算及校核2810润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择3011减速器箱体及附件的设计3212设计小结3513参考文献3614附图1设计任务书11课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图11所示。1动力与传动系统2联轴器3带式输送机12课程设计的原始数据已知条件运输带的工作拉力F6950N；运输带的工作速度V08M/S；卷筒直径D380MM；使用寿命8年，2班制，每班8小时。13课程设计的工作条件设计要求误差要求运输带速度允许误差为带速度的5；工作情况连续单向运转,空载起动，工作载荷有轻微冲击；制造情况中批量生产。图11带式运输机的传动装置2传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示1联轴器2滚筒3输送带4两级圆柱齿轮减速器5V带6电动机上图为闭式的两级齿轮减速器传动，其结构简单，尺寸较小，结构紧凑，传动较平稳。图21带式输送机传动系统简图3原动机的选择31选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。32选择电动机的容量321工作机所需的有效功率5610869FVPW式中工作机所需的有效功率（KW）WP带的圆周力（N）F322电动机的输出功率传动装置总效率联轴器效率（齿式），099CC一对滚动轴承效率，099BBV带传动效率，095VV输送机滚筒效率，096CYCY输送机滚筒轴至输送带间的传动效率W4闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），097GG故09501V096032BG096033098014BC09504WY079980123W4工作时电动机所需要的功率为（KW）WDP81605因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据文献【2】中表191所示Y系列三相D异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。75KWEP33确定电动机的转速卷筒轴工作的转速，MIN/R234081360DVNW初选同步转速为1500R/MIN和1000R/MIN的电动机，查表可知，对于额定功率为EP75KW的电动机型号为Y132M4型和Y160M6型。现将Y132M4型和Y160M6型电动机有关技术数据及相应的总传动比列于表31中。通过对下述两种方案比较可以看出方案1选用的电动机转速高、质量轻、价格低，故选方案1比较合理。方案号电动机型号额定功率/KW同步转速/R/MIN）满载转速/R/MIN总传动比I外伸直径D/MM轴外伸长度E/MM1Y13247515001440357538802Y160M6751000970241142110表31电动机数据4确定总传动比及分配各级传动比41传动装置的总传动比，7532401IWMN式中I总传动比电动机的满载转速（R/MIN）MN42分配传动比由传动方案可知1I34查表取V带传动比为I01由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为I921II34021为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，去高速级出动比为94321I31I2低速级传动比为0394I1235传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机0轴、1轴、2轴、3轴、4轴。51各轴的转速MIN/140N0RMI/8301IIN/29412RIN（MI/103823IIN/2434RIN52各轴输入功率KWPD5602859001K（6312WP（8714905823K71434（53各轴输入转矩N87361405950MNPT921011483125909522MNNPT6733841324095044MNNPT将51、52、53节中的结果列成表格。如下表51所示表51传动系统的运动和动力参数电动机两级圆柱齿轮减速器工作机轴号0轴1轴2轴3轴4轴转速N/R/MIN14404801218340214021功率P/KW5565282558948714774转矩T/NM36871050943811115688113384传动比I339430316传动件的设计及计算61V带的设计计算611确定计算功率CP根据文献【1】中表57查得11AKCPKWKA25871式中工作情况系数AP所需传递的额定功率（入电动机的额定功率或名义的负载功率）612选择V带型号根据825，由文献【1】中图511选取A型V带。CKWMIN/140RN613确定带轮基准直径，并验算带速。0V初选小带轮直径。由文献【1】中图511可知，小带轮基准直径的推荐值为80120MM。由文献1中表58和表59，则取。MD12验算带速0V/S480643160NVD因为的值在525M/S，带速合适。0计算大带轮直径。361212MDI根据文献【1】中表59，取D352614确定带长和中心距ADL初定中心距27021210DDA（M93436初选中心距MA50计算带所需的基准长度MADDL5176250431243502211由文献【1】中表52，取1763MMDL计算实际中心距LAD537216805200615验算小带轮上的包角11205437523805718012AD616确定V带根数Z计算单根V带的许用功率0P查表54【1】，由线性插值法可得KW6012140253963910）（查表55【1】，由线性插值法可得770查表56【1】，由线性插值法可得92801541569302K查表52【1】，可得90L426219028176200KP计算V带根数Z086521ZC取整数，故Z5根617计算单根V带的初拉力0F查表51【1】得A型带的单位长度质量Q01KG/M，单根V带的初拉力NQVKZVPFC1724801925485015202618计算V带的压力QV带对轴的压力Q为NZF167524SIN1752SIN21062高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算621选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理。根据文献【1】中表71查得，小斜齿圆柱齿轮A选用45CR钢，热处理为调质，350；2601HBS大斜齿圆柱齿轮B选用45号钢，热处理为调质，230350。二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动要求（2）选择齿轮的精度。此减速机为一般工作机，速度不高，参阅表77【1】，初定为8级精度（3）初选齿数取小齿轮齿数21，大齿轮齿数AZ394211ABZI622确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限，由图18（A）【1】查MQ线得LIMHMPPH580,7202LILIM（2）确定寿命系数NZ小齿轮循环次数HJLNH101803246（大齿轮的循环次数H10293/由图719【1】查的21N（3）确定尺寸系数，由图78【1】取XZ21XZ（4）确定安全系数，由表78【1】取得105HSHS（5）计算许用接触应力，按公式（720）【1】计算，得MPASZHXN68051722LIM1HXN2LI2623根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式（725）【1】计算，其公式为322121HUZUKTDDHE确定上式中的个计算数值如下6471COS12387Z6235A8194035231121HDZMPMNTKTAE）可得端面重合度为由式（）确定重合度系数（）确定节点区域系数（）确定弹性影响系数（确定齿宽系数小齿轮转矩，试选载荷系数）初定螺旋角（轴面重合度415TAN380TAND得7901AZ（7）确定螺旋系数980COSZ（8）计算所需最小齿轮直径T1D由上式得M57D1T624确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径（1）确定使用系数KA（2）确定动载系数V计算圆周速度M/S,4316085731460DT1N故前面取8级精度合理，由齿轮的速度和精度查图78【1】1KVMKTDKMDBTHVT924611276655344580331A1计算模数）（修正分度圆直径，由式计算载荷系数）确定齿向载荷系数（齿宽初定）确定齿间载荷系数（625齿根弯曲疲劳强度计算由式（728）【1】得弯曲强度的设计公式为312COS2FDSAFNZYKTM确定上式中的各计算数值如下（1）由图721（A）【1】取MPAPAFF20,30LIM1LIM（2）由图722【1】差得弯曲疲劳寿命系数1Y21N（3）由表78【1】查的弯曲疲劳安全系数5FS（4）由图723【1】差得尺寸系数1XY（5）由式（722）得许用弯曲应力MPASYFXNTFST35212048032LIM1LI21（6）确定计算载荷K初步确定齿高H225M657，B/H7查图712【1】得521,231AFVFK计算载荷（7）确定齿形系数AY当量齿数为29315COS84,6215COS3231VVZZ由图716【1】查的2,61FAFAY（8）由图查得应力校正系数761,5921SASA（9）计算大小齿轮的值FY01235762,08645916221FSAFSAY大齿轮的数值大。（10）求重合度系数。Y端面压力角64720COSTANRT基圆螺旋角的余弦值为970CSB当量齿轮端面重合度，由式（730）得7519064COS22ANBA按式（730）计算6790520ANY（11）由图725得螺旋角影响系数8Y（12）将上述各值代入公式计算，得MZYKTFDSAN78121800126795COS52S33212由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的178按国际圆整为N2并根据接触强度计算出得分度院直径614MM，协调相关参数和尺寸为N1D963023015COS4COS12UZMD这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。626齿轮几何尺寸计算（1）中心距MMZAN61305COS2930COS21把中心距圆整成131MM。（2）修正螺旋角154329ARCS2ARCS1ZN螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。（3）分度圆直径MMZDN7581945COS263021（4）确定齿宽BB60,980121取63低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算631选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理。根据文献【1】中表71查得，小斜齿圆柱齿轮A选用45CR钢，热处理为调质，350；2601HBS大斜齿圆柱齿轮B选用45号钢，热处理为调质，230350。二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动要求（2）选择齿轮的精度。此减速机为一般工作机，速度不高，参阅表77【1】，初定为8级精度（3）初选齿数取小齿轮齿数24，大齿轮齿数CZ73024C1DZI632确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限，由图18（A）【1】查MQ线得LIMHMPPAH580,7202LILIM（2）确定寿命系数NZ小齿轮循环次数HJLNNH101803248060（大齿轮的循环次数H126793/由图719【1】查的21NZ（3）确定尺寸系数，由图78【1】取X21XZ（4）确定安全系数，由表78【1】取得105HSHS（5）计算许用接触应力，按公式（720）【1】计算，得MPASZHXN68051722LIM1HXN2LI2633根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式（725）【1】计算，其公式为322121HUZUKTDDHE确定上式中的个计算数值如下6541COS103827Z6235A819403423151HD1TDCEZMPMNTKA）可得端面重合度为由式（）确定重合度系数（）确定节点区域系数（）确定弹性影响系数（确定齿宽系数小齿轮转矩，选载荷系数）初定螺旋角（轴面重合度TAN3280TAN1得7654AZ（7）9801COS（8）计算所需最小齿轮直径TD由上式得M96D1T634确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径（1）确定使用系数KA（2）确定动载系数V计算圆周速度M/S,4316085731460DT1N故前面取8级精度合理，由齿轮的速度和精度查图78【1】1KVMZDMKTDKDBCTCHVT4825107369266515348790331A1计算模数）（修正分度圆直径，由式计算载荷系数）确定齿向载荷系数（齿宽初定）确定齿间载荷系数（635齿根弯曲疲劳强度计算由式（728）【1】得弯曲强度的设计公式为312COS2FDSAFNZYKTM确定上式中的各计算数值如下（1）由图721（A）【1】取MPAPAFF20,30LIM1LIM（2）由图722【1】差得弯曲疲劳寿命系数1Y21N（3）由表78【1】查的弯曲疲劳安全系数5FS（4）由图723【1】差得尺寸系数1XY（5）由式（722）得许用弯曲应力MPASYFXNTFST35212048032LIM1LI21（6）确定计算载荷K初步确定齿高H225M657，B/H124查图712【1】得521,231AFVFK计算载荷（7）确定齿形系数AY2815COS73,6215COS4231VVZZ由图716【1】查的,21FAFAY（8）由图查得应力校正系数761,5921SASA（9）计算大小齿轮的值FY01235762,08645916221FSAFSAY大齿轮的数值大。（10）求重合度系数。Y端面压力角6472015COSTANRCOSTANRT基圆螺旋角的余弦值970B按式（730）计算652ANY（11）将上述各值代入公式计算，得MZYKTFDSAN632248001267915COS451CS253212由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的263按国际圆整为N3并根据接触强度计算出得分度院直径1075MM，协调相关参数和尺寸为N1D1836057CDUZM这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。636齿轮几何尺寸计算（1）中心距MMZADC13295COS21836OS把中心距圆整成239MM。（2）修正螺旋角12523986ARCS2ARCSZNDC螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正（3）分度圆直径MMZDDCC36715OS8（4）确定齿宽BBCDC96,4,4980取7轴的设计及计算71轴的受力分析低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力大齿轮的分度圆直径354MMD大齿轮的圆周力NTFT6534812大齿轮的径向力TR230TANAN大齿轮的轴向力NFT697420COS572轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。73轴的最小直径根据文献中算式可初步估算轴的最小直径，3MINPAD式中A最小直径系数，查得A112P低速轴的功率（KW），由表可知P4871KWN低速轴的转速（R/MIN），由表可知N4021R/MIN因此DMIN55MM输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径DAB与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献查得，3TKCAA式中联轴器的计算转矩（）CATNM工作情况系数，根据文献按转矩变化小查得，AK31AKT3低速轴的转矩（），由表可知T31156880NMM因此TCA1503944NMM按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准查得，选用HL5型弹性柱销联轴CA器，由选取的半联轴器孔D56MM，故取DAB56MM，半联轴器的长度L142MM，与轴配合的毂孔长度L1107MM74轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下图所示，（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。考虑半联轴器的轴向定位要求，轴段的左端需要一个定位轴肩，取直径；联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的MDI6端面上，所以应取段上的长度比联轴器毂孔长略短一点，取。ML107MLI105初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为斜齿轮，应考虑存在轴向力，轴承同时承受径图71低速轴的结构与装配向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，查表15MDI624【2】，初步选用圆锥滚子轴承30313，其尺寸为，故BDD31405；而。MDVII65MLVI36左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查表154【2】得定位轴肩的高度，因此，H6取。7取安装齿轮处的轴段VIVII的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定MDVI82位。已知齿轮轮毂94MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮毂宽度，故取；齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴MIV90DH07MH6环的直径。轴环宽度，取。DI82HB41LVI12轴承端盖的总宽度为20MM（由减速器及轴承端盖的机构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，L30故取。MLI50取齿轮距箱体内壁的距离，齿轮B与齿轮C之间的距离。考虑到箱体MA16MC2的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离S，取S8MM,已知滚动轴承宽度为B36MM，齿轮B的宽度为，则502ASBLVI641836780MLCBLVII82252至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接。按查表VID1410【2】选择平键界面，键的长度为，同时为保证齿轮与轴配HB12063合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的联接，选/7NH用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的MLHB7166/7K周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。（4）确定轴上圆角和倒角的尺寸。参考表122【1】，取轴端倒角为，各轴肩的圆角452半径如图所示。75求轴上的载荷首先根据轴的结构图作轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，参考图1223【1】得出简支梁的轴的支撑跨距为。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和ML20751432扭矩图。图72轴的载荷分析图从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出界面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列于表。HMV表71载荷水平面H垂直面V支反力F,NH7961F1592,NFNV1625F254弯矩MMH30871MMV36871总弯矩NNMVHV479526922121，扭矩TMT438076按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即C截面）的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，根据式（125）【1】及表125中的数值，轴60的计算应力MPAWTMCA587143032922321前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由表121【1】查得，因此10，故安全。1CA77精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面。截面A，II,III,B处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，II,III,B处均无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和VII处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面VI不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面IV和V显然更不必校核。由机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需要校核截面VII左右两侧即可。（2）截面VII右侧，抗弯截面系数3335274610MDW抗扭截面系数33354927020MDWT截面IV左侧的弯矩M为N1958643795截面IV上的扭矩为T430截面上的弯曲应力MPAWB17526截面上的扭转切应力T9483轴的材料为45钢，调制处理。由表121【1】查得，MPAB640PA2701PA15截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及，有机械手册查取。因，K0362DR，查得，；2RDD69K43查得尺寸系数；扭转尺寸系数。78070轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则921Q按式219【1】得综合影响系数为352907861KD2又由机械手册查得应力折算系数，3402于是，计算安全系数值，按式（126）式（128）【1】则得CAS41203293571MADKS53/11A2543422SSCA故可知其安全。（3）截面VII右侧抗弯截面系数W按表124【1】中的公式计算33340710MDW抗扭截面系数为386052MDT弯矩M及弯曲应力为N6437013269MPAWB89145扭矩及扭转切应力为3TMT03AT8604过盈配合处由手册查得，；轴按车削加工，查得表面质量系数为32K891；尺寸系数；扭转尺寸系数。9270740故得综合系数，63780KD82KD所以轴在截面IV右侧的安全系数为03463271MADS/8151AK64322SSCA故该轴在截面VII左侧的强度也是足够的。因所设计减速器不存在瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。8轴承的寿命校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。81低速轴齿轮的载荷计算由上述62中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力大齿轮的分度圆直径354MMD大齿轮的圆周力NFT65大齿轮的径向力R230大齿轮的轴向力A697482轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如下图81所示。两个轴承型号均为30313型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由NCR1850NCR1420上表71可得FNVHR809162579212121NFVR342222183轴承的轴向载荷计算根据文献【1】中表131查得30313型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，NCR1850基本额定静载荷，判断系数E035和轴向动载荷系数Y17。故两轴承的派NCR1420生轴向力为NYFRD45327180921R因为21069453DADF故轴右移，右端轴承压紧，左端轴承放松。则轴承的轴向派生力为NFNAA4532750694184轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表108按轻微冲击查得载荷系数，又因为12PF，EFRA632141EFRA90843502根据文献【1】中表135查得两个轴承的径向动载荷系数，和轴向动X11X2载荷系数，。71Y0Y2所以根据文献【1】中表138A查得两轴承的当量动载荷为852N3417326041FXAR11PRFPYR91098222）（85轴承寿命的计算及校核根据文献【1】中表133按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速N3974R/MIN。并取406HLH50HL。故根据文献【1】中135式可算出轴承基本额定寿命为NPR82,MAX21HNH182978510743916PC73030R0故轴承绝对安全。9键联接强度计算及校核91普通平键的强度条件根据文献【1】式41中可知，3210PPTKLD式中传递的转矩TNM键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（）K05HM键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（LLLBB）M轴的直径（）DM键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表PMPA42中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。10P92高速轴上键的校核对于键，已知于是得，578MDLMKNT30,5,40915，故该键安全。932102P33MPAKLDTP对于键，已知于是得，4L2,1，故该键安全。4524095P331LP93中间轴上键的校核对于键，已知于是得，70914MDLMKNT507414382，故该键安全。62507KLD23PPT对于键已知于是得，8L6,2，故该键安全。91410438L10P332MPAP94低速轴上键的校核对于键已知于是得，36120MDLMKNT70,1,15683，故该键安全。740709P3KLDTP对于键已知于是得，7016MDLMKNT5,90,5,81563，故该键安全。139022P3KLDTP10润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择101齿轮的滑方式及润滑剂的选择1011齿轮润滑方式的选择高速轴小圆柱斜齿轮的圆周速度SMNDV/5610648121061中间轴大圆柱斜齿轮和小圆柱斜齿轮的圆周速度/2375922SNDV73016214063低速轴大圆柱斜齿轮的圆周速度M/036734取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；16M/SV,321V2VS当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动SM/时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。1012齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中表203中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是AN150，运动粘度为612748（单位为）。S/M2102滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择1021滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承MIN/104180351RND高中间轴轴承5232中低速轴轴承IN/10I/6653RR低故三对轴承均应采用脂润滑。1022滚动轴承润滑剂的选择根据文献【2】表204中查得，滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。103密封方式的选择1031滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。1032箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。11减速器箱体及附件的设计111减速器箱体的设计减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表所示。表1MM名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值001（D1D2）18箱座壁厚考虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于88箱盖壁厚100085（D1D2）188箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度B、B1、B2B15；B1151；B22512、12、20地脚螺栓直径DF0015（D1D2）11212地脚螺栓数目NN66轴承旁联接螺栓直径D1075DF10箱盖与箱座联接螺栓直径D2（0506）DF8联接螺栓D2的间距L8015086轴承盖螺钉直径D3（0405）DF6视孔盖螺钉直径D4（0304）DF6定位销直径D（0708）D25DF、D1、D2至外箱壁距离C1见文献【2】中表4218DF、D2至凸缘边缘距离C2见文献【2】中表4216轴承旁凸台半径R1C216凸台高度H根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准68外箱壁至轴承座端面距离L1C1C2（510）40大齿轮顶圆与箱体内壁距离11215齿轮端面与箱体内壁距离28箱座肋厚MM0857轴承端盖外径D2凸缘式D2D555D3；D为轴承座孔直径82、110轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以MD1和MD3互不干涉为准，一般取SD282、110112减速器附件的设计1121窥视孔及视孔盖111铸铁减速器箱体结构尺寸视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图112所示。1122通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M1615的通气塞，综上述及根据文献【2】表43、表44中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图112所示。1123放油螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据文献【2】表47中选取M1815的外六角螺塞，其结构如下图113所示。1124油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。根据文献【2】表412中，该减速箱上选用了M12的油标尺，其结构如上图114所示。1125起吊装置为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献【2】表413和表414，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图115和图116