一级圆锥齿轮课程设计说明书

1、目 录一、课题任务 1二、传动方案的拟定及说明 2三、电动机的选择计算 2四、装置运动及动力参数计算 4五、传动零件的设计六、轴的设计计算14七、滚动轴承的选择计算26八、键联接的选择计算 27九、连轴器的选择 29十、减速器润滑和密圭寸类型的选择 29十一、减速器的附件选择设计 30十二、减速器箱体设计 30十三、设计小结 31、课题任务（一）课程设计的目的1、综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已 学知识得以巩固、加深和扩展；2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计 方法和步骤，培养学生工程设计能力、分析问题及解决问题的能力；3、 提高学生在计算、

2、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估 算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和机械 CAD技术。（二）具体任务：1、传动方案的分析和拟定；2、电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算；3、传动件的设计（齿轮传动、锥齿传动）；4、轴的设计（所有轴的结构设计，低速轴的弯、扭组合强度校核及安 全系数校核）；5、 轴承的设计（所有轴承的组合设计，低速轴上轴承的寿命计算）；6键的选择及强度校核（高速轴上键的校核）；7、联轴器的选择；8、减速器的润滑与密封；9、减速器装配图设计（箱体、箱盖、附件设计等）；10、零件工作图设计；11、编写设计计算说明书；12、总结及答辩。（三）已知条件：输送机螺

3、旋轴功率P=4.5kw输送机螺旋轴转度n=60r/m技术条件与说明1工作情况：螺旋输送机单向运转，有轻微振动。2使用期：，两班制工作，使用期限5年。3.产量：小批量生产；4 输送机螺旋轴转速的容许误差为芳。（四）工作要求（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1张）（3）减速器零件图（不低于3张）、传动方案的拟定和及说明1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传 给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、分析传动方案：此传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。齿轮的 位置对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端

4、，可使轴在转矩作用下产生的 扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消， 以减缓沿齿宽载荷 分布有均匀的现象。另外，该方案的电机不会与箱体发生干涉。技术条件与说明：1）传动装置的使用寿命预定为 5年每年按300天计算， 两 班制工 作每班按8小时计算；2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击；单向回转；3）输送机螺旋轴转速的容许误差为 i5%0 、设计要求1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1张）（3）减速器零件图（2张）三电动机的选择计算3.1 电动机类型的选择按计算要求及工作条件选用丫系列三相交流异步电动机，电压为380/220V。丫系列电动机为一般用途的的全闭自扇冷式电动机，适用

5、于 无特殊要求的各种机械设备，如机床，鼓风机，运输机以及农业机械和 食品机械。3.2 计算电动机的容量从电动机到工作输出机输出的传动系统总效率：232n=ni n 2 n 3根据9P 5表8- 12知，联轴器的传动效率n 1= 0.99 ;滚动轴承的 效率n 2= 0.98 （3对）；闭式直齿圆柱齿轮的传动效率 n 3= 0.97 ;计算 总的传动效率为：n = n i2nn 3、3= 0.992 0.983 0.972 =0.868电动机的功率Pd= 电=上5 = 5.18kWn 0.8683.3 确定电动机的转速由题已知n60r/min由表9.2可知，单级圆柱齿轮的传动比/36开式圆锥齿轮

6、传动比i2则电动机的转速可选定范围：n d=（ 624）x 60=3601440r/min符合这一范围的电动机同步转速的有 750错误！未找到引用源。、 1000r/min、1500r/min （2极）三种，综合考虑电动机和传动装置的尺 寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，根据电动机的类型、 容量和转速，由电动机产品目录或有关手册选定电动机型号为 Y123M2-6查机械设计手册的下表表22-1 Y113M2-6型电动机主要参数型 号额疋 功 率、卄 +、， 满载 转速启动 转矩 额定 转矩最大 转矩 额定 转矩Y113M2-65.59602.02.0四装置运动及动力参数计算4.1传动装

7、置总传动比和分配各级传动比传动装置总传动比i = nd二96 = 16nw60考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，分配到各级传动比为:i= i1 i2 14； =4.7i2 =16/4.7 =3.44.2传动装置的运动和动力参考数计算减速器按专用部件考虑，故按实际需要的动力计算，电动机的输出 功率 R = 3.96kW。1、各轴的转速m 二 nd 二 960r/minII轴nzni 二1 = 204.3 r min i1门锥=锥齿轴nH204.3r / min螺旋轴nn错误！未找到引用源=60.1 r min i22、各轴的输入功率错误！未找到引用源。=5.18错误！未找到引用源。kw错误!

8、未找到引用源。锥轴m =Pn n 1 n 2=4.87 x 0.99 x 0.98=4.73kw螺旋轴 P 螺=4.73 x 0.98 x 0.97=4.5kw错误！未找到引用源。3、各轴的输入转矩P5 18电动机 Td =9.55 1069.55 1065.15 104 N .mmdn960I 轴 T i = Td n 1=5.15 104 x 0.99= 5.10 104N.mmI轴 Ti=Ti n 2n j =5.104 0.98 0.97 4.7 = 22.79 1 04 N m m锥轴 T =Tn n 2n 1= 22.79 104 x 0.98 x 0.99= 22.11 104N

9、.mm0.97 3.4= 71.46 1 04N.mm由以上数据得各轴运动及动力参数见表 3- 10表3- 1各轴运动及动力参数轴 号功 率/kW转矩/N.mm电 机 轴5.185.154X104I5.135.10M04n4.8722.79沢104锥 轴4.7322.11 汉104螺 旋 轴4.571.46M04转 速/( r/min)传 动比i效 率 错 误!未 找 到 引 用 源。96010.999604.70.95204.310.97204.33.40.9560.1五传动零件的设计计算5.1减速器齿轮传动设计计算5.1.1减速器高速级齿轮传动设计计算5.1.1.1选定齿轮类型、精度等级、

10、材料、齿数及螺旋角1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88 .3) 材料选择。设计的是闭式齿轮传动，为使结构紧凑由表101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40HBS4) 选小齿轮齿数 乙=20，大齿轮齿数z2二站=4.7 20 =94521.2齿面接触疲劳强度极限设计按试算K2.323 01(叮冬)V*dU(1) 确定公式内各计算数值(2) 选择参数 k t=1.3错误！未找到引用源。计算小齿轮传递的转矩由前面计算已知 T1=.5.10 104 mm 查表选取

11、齿宽系数 d=11 查表得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa2错误！未找到引用源。查手册的按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限沖讪2 =600MPa ,小齿轮的接触疲劳强度极限、Hiim2 =550MPa,错误！未找到引用源。计算应力循环次数N1=60nijLh=60 X 960X 1 X 2X 8X 5X 300=1.382 109hN241.382 104.79= 0.294 10错误！未找到引用源。查图的接触疲劳寿命系数Khn1=0.95Khn2=0.98错误！未找到引用源。计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1，得S h1= Khnv lim1 =0.95X

12、 600 MR =570MPSS h 2=KHN2 “Iim2S=0.98X 550MP=539 MP许用接触应力为二H】=539MPa(2计算错误！未找到引用源。试算小齿轮分度圆直径 错误！未找到引 用源。，由计算公式得dit=49.9_ 2.323 kgu 1）（ Ze=2.323 1.3 510 14 57（他8）2X*du外飞 14.7 53933mm错误！未找到引用源。计算圆周速度V=gg =：钿933 96=2.5im/s60 1000 60 1000错误！未找到引用源。计算齿宽齿高比bhb= dd1t =1 x 49.933=49.933mmd1t 49.933模数： m1=mm

13、=2.50mmZ120齿高 h=2.25m t=2.25 x 2.50mm=5.617mm 错误！未找到引用源。计算载荷系数已知使用系数错误！未找到引用源。 根据 =2.51m/s、7级精度查得动载 系数Kv=1.08,其中直齿轮 错误！未找到引用源。 Kh：.二Kf：.=1 查表得使用系数Ka =1用直插法查得，7级精度，小齿轮相对支承对称布置时，计算 得Kh ： =1.419 Kf -=1.35故载荷系数K 二 KaKvKh-K：=1 X 1.08x 1X 1.419=1.537错误！未找到引用源。故按实际的载荷系数校正所算得的分度 圆直径IV1.537d1=d1t- =49 .933#

14、3 = 52800 mm错误！未找到引用源。计算模数错误！未找到引用源dim=52.80020mm = 2.64mm5.2.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计(1)确定参数错误！未找到引用源。计算载荷系数K = KAKvKf.Kf-.=1X 1.08 X 1X 1.35=1.458错误！未找到引用源。由设计手册可查得小齿轮的弯曲疲劳极限、；fe1 =500MPa ;大齿轮的强度极限、：FE2 = 380MPa查有关资料取弯 曲疲劳寿命系数KFN1 =0.87 ; KfN2 =0.90(2) 计算弯曲疲劳许用应力(3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4JKFN 仁 FE1SMP310.

15、71MPaK FN 2 FE20.90 380 MPa 二 244.29MPa1.4(4) 查取齿形系数由机械设计手册得;YFa1 =2.8YFa2 二 2.208(5) 查取应力校正系数Ysa1 55丫沁=1.784计算大小齿轮的并加以比较YFa1YSa1 _、f1 _2 80 汇1 55：2.801.55 =0.013968310.71YFa2Ysa2F】22.208 1.784 ,= =0.01612244.29大齿轮数值大(7)设计计算m J 1.458 5210 104 0.01612 mm=1.82mm1 X 202对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯 曲疲劳

16、强度计算的法面模数，取m=2.0已可满足弯曲强度，但为了同时 满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算的分度圆直径di=52.800mm来52.8002计算应有的齿数于是由Z2=26 4.7=122 “生=4.6923Zi这个设计误差 =500合格5.2.1.4几何尺寸计算1.计算分度圆直径di 二z.m =2 26 = 52mmd z.m = 122 2 = 244mmd1 d252 2442. 中心距“ 2 = 248亦3. 齿宽计算b2-dd1_52mm 圆整为 55mm、6 - 60mm5.2.1.6高速级大小齿轮的各参数见表4.2 1表4.2 1齿轮各参数名称符 号计算公式及说明模数mm=

17、2mm压力 角aa =20 =齿顶 高ha人8=1汉2=2口口齿顶高系数ha - 1齿根 高hfhf = (ha+5 F m =(1+0.25卜 2 = 2.5mm ,齿顶隙系数d =0.25全齿 高hh =4 +hf =2 + 2.5 = 4.5mm分度 圆直 径d1d1 =乙m = 2 汉 26 = 52mmd2d2 = z.m = 122 汉 2 = 244mm齿顶 圆直 径da1da1 =di +2ha =52 + 2x2 = 56mmda2da2 =d2 +2ha = 244 +2x 2 = 248mm齿根 圆直 径d f 1d f1 =d1 -2hf = 52 -2 x 2.5 =

18、 47.5mmd f 2df2 = d2 2hf =244 2x 2.5 = 239.5mm基圆 直径db1db1 =d1 cosa = 52 x cos20 = 48.56mmdb2db2 =d2cosa = 244 x cos20 = 229.28mm中心 距aa =巴(乙 +互)=?x(26 +122)2 2= 148 mm取 a=148mm5.2.1减速器输出端锥齿的传动设计计算1.确定齿轮类型、等级精度、材料及齿数1 ）确定精度等级运输机为一般工作机，且载荷小，传动平稳， 转速低，功率小，所以选择7级精度；2 ）选择材料 由资料查取小齿轮材料为 40Cr调质，硬度为 280HBS大齿

19、轮材料为45钢调质，硬度为240HBS两者材料硬度差为 40HBS3 ）选择小齿轮的齿数为 乙=20；大齿轮齿数，Z2二3.4 20 = 68;2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，dt -2.9232KtT3（ Ze ）2r（1-0.5 r）（h）（1）参考资料确定公式上的计算参数1 ）试选载荷系数Kt=1.3 ；2 ）由前面计算已知锥轴转矩T3= 104N mm3）选锥齿齿宽系数；=1/3;14）材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ；5) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二 Hiim =600MPa大齿轮的接触强度极限CHHm =550MPa6）计算应力循环次数N 1

20、=60njjLh=60 240 1 8 2 5 300=3.456 108N2=N/3.4=1.016 1087）查资料可得接触疲劳寿命系数Khn1=0.96；Khn2=0.98;8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1，得kS h1= HNT lim1 =0.96X600 MR=576MPaMPSS h2=K hn 2 lim 2=0.98X 550MP=539MP许用接触应力为6 =539MPa (2)计算错误！未找到引用源。 试算小齿轮分度圆直径 错误！未找到 引用源。，由计算公式得41.3 22.11 101（1 _ 0.5）2 433=97.72mm 计算圆周速度V

21、= n dt1 n3 = 1.05m/s60 1000 计算分度圆锥角小轮：二arctan()=73.61z大轮：二2 =90 -73.610 =16.39。又 d1t =2r sin J；贝U R=d1t2si n75.96所以 b = Rdlt = 50.90mm2 si nq 计算分度圆齿高与模数模数：g - d1t -4.89mm分度圆齿高：h=2.25 4.11 =11.00mm 计算载荷系数根据v 1.05m/s ,7 级精度选取值Ka = 1.00；K Ha = KFa =1 ；按低一级精度选取，Kv=1.12 K 1.1Kh 二1424K = KAKVK. KH ：be = 1

22、X 1.12X 1.1 .424=1.754 载荷系数 校核分度圆直径，FT4 =d1t3107.98 mm1 K计算模数m =也=5.399mmZ1(3)根据齿根弯曲疲劳强度计算4KTYFaYsam 启3|2.r(10.5钻)2 Z1 EfJu2 +1 确定公式内各计算数值查资料得小圆锥齿轮弯曲疲劳强度极限匚fe1 =500MPa大锥齿弯曲疲劳强度极限；FE2 =380MPa疲劳系数 Kfn1 =0.85; Kfn2 =0.87取弯曲疲劳安全系数S = 1.4 计算弯曲疲劳许用应力 汩=Kfn1” FE1 =303.57MPaSK :一2=- FE2236.14MPaS 计算载荷系数KK 二

23、 KaKvKf： K=1.595 查取齿形系数由机械设计手册得;YFa1 =2.8YFa2 =2.238查取应力校正系数Ysai =1.55Ysa2 =1.774 计算大，小齿轮的晋并加以比较YFa2Ysa2 L F 2=2.238 1.774 =0.01681236.14设计计算4KTYFaYsar(1 -0.5 r)2Zi26 u2 1=3.84mmYFa1Ysa1 _F】1=280 1.55=0.01429303.75对此结果，由齿面接触疲劳强度计算 m大于齿根弯曲疲劳强度计算 m值，由于齿轮m数主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而 齿面接触疲劳强度所决定的的承载能力与齿轮直径有关

24、，可取弯曲强度 算的m =3.84mm并圆整为标准值4.0mm ,按接触疲劳强度算得 d107.98 108mm算出小圆锥齿轮齿数 乙二色=27m1大齿轮 Z2 =3.4 27 =91.8： 923.几何尺寸计算 分度圆直径d1二Z1 m = 27 4 = 108mmd2 = 92 4 = 368mm 分度圆锥角：二arcta门(玉)=73.6440Z1二 2 =90-73.64 =16.366齿顶圆直径 da1 = d1 2ha cosj = 110.25mmda2 =d2 2hacosJ =375.68mm齿根圆直径 df1 =d1 -2hf co 105.89mmdf2 = 360.80

25、mm锥距:=191.76mm齿宽 b 二 rR =63.92mm六.轴的设计计算6.1高速轴的计算选择材料，确定许用应力该轴的小齿轮分度圆比较小过选择和做在一起，又因轴无特殊要求，因而选用40cr，调质处理，由表知材料的极限强度、：B=735MPa查表知 对称循环状态下许用应力 1 d b =70MPa。计算基本直径dmin，查表7-11，取A=1055.13血三厲评=10珂1矿18.36圖由于带轮处有键槽，故轴需加大5-7 %，则dmin 丄 18.36 1.07=19.64mm取 dmin =20mm输入轴的最小直径有半联轴器安装在上面，Tea = KA，考虑到转矩的 变化查设计手册 K

26、a =1.5 于是Tea = 7.65 104 Nmm由于轴主要受径 向力作用，选用0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6307,其尺 寸为 d D B = 35mm 80mm 21mm 。绘制结构简图1C/r1Z/7各零件装配方案及固定方式零件装配万案轴向固定周向固定左右右 轴 承从右 装入套筒轴 承 端 盖过盈左 轴 承从左 装入轴承端 盖套 筒过盈（五）确定各轴段尺寸a确定各轴的直径错误！未找到引用源。段：根据前面的估算取d 20mm，此段轴上装半联轴器，根据此段轴的直径和此段轴上的转矩查取机械设计手册选取LM 3型弹性联轴器，器孔径长 L=38,由于Li比 L 小 1 2mr故取 L

27、l=36mm错误！未找到引用源。 段：需一轴肩对半联轴器进行定位故取直径d227mm，根据轴承端盖的宽度。取L2 =45mm。错误！未找到引用源。段；安装轴承，初选轴承 6307查设计手册的 d3=35mm轴承宽度为21mm则轴段相对取长一些， 故取L3二35mm.d4 = 20段；左端轴承右端面进行轴肩定位，故有d4二42mm 段，由于齿轮直径只有52mm所以轴和齿轮做在一起取da=52mm齿宽为60mm取La =60mm段；右端轴承左端面进行轴肩定位，故有d6 = d4二42mm ，L6 =20mm段；根据轴承的标准，取d7二d3 = 35mm， L7 =35mm。轴的总长度La = L1

28、6.71.019.64 mm 此处设计尺寸为 20mm故安全,由以上计算知此轴设计合理可以使用6.2中速级轴的设计与计算选择材料，确定许用应力该轴无特殊要求，因而选用45钢，调制处理，由表知材料的极限强 度、：B=640MPa查表知对称循环状态下许用应力b =60MPa。计算基本直径dmin，查表，A=126dmin - A3 n=126 必曲呦由于与联轴器相连处有键槽，故轴需加大5一7 %，则dmin_36.3 1.07 = 38.8mm联轴器的计算转矩Tca=KAT3取 K A1 .5 则Tea T.5 227.9 = 342N.m按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查机械设计手册选用

29、LT9型弹性柱销联轴器其公称转矩为1000N.m孔径为55mm长度L=84mm绘制结构简图各零件装配方案及固定方式零件装配方案轴向固定周向固疋左右联轴器从右装入轴端挡圈轴肩键右轴 承从右装入套筒轴承端盖过盈左轴 承从左装入轴承端盖轴肩过盈（六）确定各轴段尺寸a确定各轴的直径错误！未找到引用源。段：根据所选的连轴器得di = 55mm , 此段轴上装半联轴器，根据此段轴的直径和此段轴上的转矩查 取机械设计手册选取LT9型弹性联轴器，器孔径长L=84,由于Li 比 L 小 1 2mr故取 Li =82mm错误！未找到引用源。 段：需一轴肩对半联轴器进行定位故取直径d2二62mm，根据轴承端盖的宽度

30、。取L2二45mm。错误！未找到引用源。段；安装轴承，初选轴承6313其尺寸为d D B =65仁0 23查设计手册的d65mm，轴承宽度为 33mm则轴段相对取长一些，故取L3 =65mm段；对左轴承右端进行定位，查设计手册取 d4 =70mm此段安装齿轮段又齿轮的宽度为55mm取 L4二53mm。 段之间；由于齿轮右端为轴肩定位所以去d82mm L 20mm 段；根据轴承的标准，取d6二d3二65mm，轴段取相对长一些L6 =45mmLa = Li L2 L3 L4 L5 L6 L 82 50 60 53 20 45 = 310mm两个支撑点的间距轴承中间平面间的间距LAL4 L5 L6/

31、2=128mm2左端轴承中间平面到齿轮中间平面即受力中心的距离LD = L L4 /2 二 59mm2b. 轴的受力与弯矩扭矩的计算圆周力Ft2TFt1868 Nt d径向力FrFrFt tan an1868 tan20。-680NFt 汉 59Fih 二 t =861NF2H =1868-861 =1007N128 2H680 汉 59F1V313NF2V =680-313 = 367N12859 汉69M H1868 =59411 N.mm128592汉8沃5沃300 = 24000160niP 丿 60汉960 Lh“ 右端的轴承满主要求，左边的不用校核 故高速轴轴上的两个轴承满足要求。

32、7.2错误！未找到引用源。轴上滚动轴承的选择计算7.2.1 轴承承受到的径向载荷Fr1和Fr2Fr1 = FH12 FV12 = 8132 2962 = 865NFr2 二.FH22 - FV22 二 10552 3842 =1123N7.2.2 前面知选的30000系列的30213轴承查深沟球轴承30213的基本动载荷C=121KN基本额定静载荷Cor -153KN因为Fr1Fr2先校核右端的轴承取f=1.87.2.3 P=1.8 1123=2021N7.2.4 验算轴承寿命106 60n P .丿10660 204.3广121000弋Lh左端的轴承满主要求，右边的不用校核故高速轴轴上的两个

33、轴承满足要求。7. 3错误！未找到引用源。轴上滚动轴承的选择计算7.3.1 轴承承受到的径向载荷Fr1和Fr2Fr1 = . Fh12 - Fv12 二 17082 6222 = 1818NFr2 = FH22 - FV22 二238628682 = 2539 N7.3.2 前面知选的6000系列的6313轴承查深沟球轴承30213的基本动载荷C=121KN基本额定静载荷Cor -153KN因为Fr1 Fr2先校核右端的轴承取f=1.87.3.3 P=1.8 5782=10408N7.3.4 验算轴承寿命106C 60n jP 丿10660 204.3/、3121000 、 Lh左端的轴承满主

34、要求，右边的不用校核 故高速轴轴上的两个轴承满足要求。八键联接的选择计算8.1高速轴轴上键联接的选择计算8.1.1高速轴上键的选择由d1 =20mm，查设计手册可选用 A型平键，其尺寸b h = 6 6 又由轮毂 L2 =36mm键的长度L =28mm8.1.2校核强度查设计手册的许用挤压应力I J = 110MPa，键与键槽的接触疲劳强 度-2T ，其中 k=0.5h，l=L-所以又p kid2盂 2T251000t 1A68MPavi p 110MPakid 3 25 20故此键能安全工作，键为 6 6 28GB/T1096-20038.2 中速轴上键联接的选择计算8.2.1中速轴上键的选

35、择由d2 =55mm，查设计手册可选用 A型平键，其尺寸b h =16 10 又由轮毂 L2 =82mm键的长度L =70mm8.2.2校核强度查设计手册的许用挤压应力J = 110MPa，键与键槽的接触疲劳强2Tkid其中 k=0.5hi=L-b/2所以又-p12Tkid2 2279005 62 55= 26.7MPa v 1 p L 110MPa故此键能安全工作，键为16 10 70 GB/T1096-2003。8.3.1低速轴上键的选择由d1 =55mm，查设计手册可选用 A型平键，其尺寸b h = 16 10又由轮毂 L82mm键的长度L =70mm8.3.2校核强度查设计手册的许用挤

36、压应力I .J = 110MPa，键与键槽的接触疲劳强2Tkld其中 k=0.5hl=L-所以又 p12Tkld2 2211005 62 55= 25.9MPav Lp I - 110MPa故此键能安全工作，键为16 10 70GB/T1096-2003九润滑和密封类型的选择9.1润滑方式箱体内齿轮采用浸油润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，开 式锥齿传动上的齿轮用脂润滑，锥轴右端那个轴承采用脂润滑。9.2密封类型的选择9.2.1轴伸出端的密封轴伸出端的密圭寸选择毛毡圈式密圭寸。9.2.2箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。9.2.3轴承箱体内，外侧的密封(1) 轴承箱体

37、内侧采用挡油环密封。(2) 轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。十联轴器的校核联轴器的选择：联轴器在轴的设计计算时已经选择这不在重复，只做 归纳如下10.1高速轴上的联轴器10.1.1 高速轴上的联轴器选用LM 3型弹性套柱销联轴器10.1.2其主要参数如下：1.公称转矩为：T=63N.m2.孔径：d = 20mm3.孔径长：L =38 mm10.1.3联轴器的的校核Tea -1.5 51000 =76500N.mm100000N.mm 安全，可以使用.10.2 低速轴上的联轴器10.2.1低速轴上的联轴器选用LT9型弹性套柱销联轴器10.2.3其主要参数如下：1. 公称转矩为：T=1000N.m2.

38、 孔径：d =55mm3. 孔径长：L = 84mm10.2.4联轴器的的校核10.2.5 Tea =1.5 221100 = 332000N.mm 1000000N.mm 安全可以使用十一的附件选择设计11.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内 注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑 油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。11.2 油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。11.3 通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表选M12X.25型通气帽。11.4 放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞 堵住。查表选M20 1.5型外六角螺塞。11.5 起吊环、吊耳的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊起 整台减速器，在箱座两端凸缘下部铸出吊钩。1