机械设计毕业设计(论文)-单级蜗轮蜗杆减速器解读

1、毕业设计题目单级蜗轮蜗杆减速器系别机电工程系专业机电一体化技术班级机电0908姓名学号指导教师日期滁州职业技术学院毕业设计设计任务书设计题目：蜗杆减速器及相关传动设计要求：减速器在常温下连续工作、单向运动；空载起动，工作时有中等冲击；工作速度v的允许误差为+5%；单班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命8年，大修期为3年，小批量生产；三相交流电源的电压为380/220V设锚链最大有效拉力为F(N)F=2500N，锚链工作速度为v(m/s)v=0.7m/s,锚链滚筒直径为d(mm)，d=300mm设计进度要求：第一周：选择题目以及查阅资料，为毕业设计做准备。第二周：查阅资料了解蜗轮蜗杆减速器。

2、第三周：做设计书，按照老师要求，做好封皮、目录、摘要以及感谢。第四周：做目录一三的内容第五周：做目录四六的内容第六周：做目录七九的内容第七周：做目录十十一的内容第八周：绘制装配图指导教师(签名)：摘要减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电动机一一联轴器一一减速器一一联轴器一一滚筒），本人是在指导老师指导下完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等。设计参数的确定和方案的选择通

3、过查询有关资料所得。蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的CAD图形。关键词：减速器，设计，绘图3目录目录III一 传动系统方案的选择4二 运动学和动力学的计算52.1 电动机的选择52.2 传动装置的运动和动力参数计算62.3 运动和动力参数的计算结果列于下表6三 传动件的设计计算83.1蜗杆副的设计计算83.2 计算蜗杆传动等其他几何尺寸9四 蜗杆副上作用力的计算114.1设计参数11

4、4.2蜗杆上的作用力114.3蜗轮上的作用力11五 减速器箱体的主要结构尺寸125.1 箱体的尺寸126、蜗杆轴的设计计算156.1 轴的详细计算156.2结构设计15七 键连接的设计19八 轴、滚动轴承及键连接校核计算208.1 轴的强度校核208.2 校核轴的强度218.3蜗杆轴的挠度校核218.4 校核键连接强度22九 低速轴的设计与计算239.1 轴的详细设计239.2结构设计23十键连接的设计27十一润滑油的选择28十二附件设计29十三减速器附件的选择31致谢33参考文献34滁州职业技术学院毕业设计7一传动系统方案的选择锚链输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入单级蜗杆减

5、速二 运动学和动力学的计算2.1 电动机的选择2.1.1按工作要求和条件选用Y系列三相异步电动机2.1.2 传动滚筒所需功率Pw二Fv/(1000nW)=2500X0.7/(1000X0.96)=1.82KW锚链工作速度v的允许误差为+5%，所以传动功率的范围为Pw=PW+0.05Pw=(1.7291.911)KW2.1.3 传动装置效率双头蜗杆传动效率n蜗=0.78滚动轴承效率(每对)n轴=0.99联轴器效率n联=0.99传动滚筒效率nW=0.96所以：n=n轴3n联2nwn蜗=0.99x0.99x0.96x0.78=0.712电动机所需功率：Pd=Pw/n=1.82/0.712=2.453

6、KW滚筒工作转速：n=60X1000X丄=60X1000X=44.59r/minw兀D兀x300蜗杆头数为2的传动比i的范围为14100,电动机转速的可选范围为：nd=inw=(1427X44.59=(624.261203.)57min根据计算出的电动机容量和转速，查得所需的电动机Y系列三相异步电动机相应的技术参数及传动比的比较情况如下表所示：、，J万案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速r/min总传动比同步转速满载转速1Y132M-8375071015.922Y132S-63100096021.533Y100L2-431500143032.07综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器

7、的传动比，可见第2方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132S-6其主要性能如下表：位：mm中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底角安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴身尺寸DXE装键部位尺寸FXGXD132475X345X315216X1401238X8010X33X382.2 传动装置的运动和动力参数计算1）各轴的转速n=960r/min0n=960r/min0n=n0=960r/min1n=960r/min1n=n1/i=960/21.53=44.59r/min2n=44.59r/min2n=n2=44.59r/minwn=44.59r/minw2）各轴的输入功率P=Pdn=2.4

8、53X0.99=2.428KW1联P=2.428KW1P=P1nn=2.428X0.99X0.78=1.875KW2轴蜗P=1.875KW2P=P2nn=1.875X0.99X0.99=1.838KWW轴联P=1.838KWW3）各轴的输入转矩T=9550P/n0=9550X2.453/960=24.400Nm0dT=24.400Nm0T=9550P/n1=9550X2.428/960=24.157Nm11T=24.157Nm1T=9550P/n2=9550X1.875/44.59=401.618Nm22T=401.618Nm2TW=9550P/n=9550X1.838/44.59=393.6

9、23NmWWT=393.623NmW2.3 运动和动力参数的计算结果列于下表参数电动机轴I轴II轴滚筒轴转速n(r/mii)96096044.5944.59输入功率P/KW2.4352.4281.8751.838输入转矩T(N24.40024.157401.618393.623m)传动比50滁州职业技术学院毕业设计三 传动件的设计计算3.1蜗杆副的设计计算3.1.1 选择材料蜗杆：45钢，表面淬火45-55HRC；蜗轮：10-3铝青铜ZCuAllOFe3，金属模铸造，假设相对滑动速度vs<6m/s3.1.2 确定许用应力许用接触应力aH=120MPa许用弯曲应力aF=90MPa3.1.3

10、 参数的选择蜗杆头数Z=21蜗轮齿数Z=iZ1=21.53X2=43.06则Z取4422使用系数K=1.1A综合弹性系数Z=160E接触系数Zp取d/a=0.4由图12-11得，Zp=2.813.1.4确定中心距aZza>JKT(-e-p)2=3：1.1x401618x(-)2二183.29mm3A2G120VH取整：a=185mmdu0.68a0.875二0.68x185°$75二65.512a-d2x185-65.5十m=1=6.92z442若取m=8,d1=80mm则m2d=5120mm31d2=mZ=44X8=352mm2则中心距a为11a=(d+d)=(80+352)

11、=216mm21223.1.5验算蜗轮圆周速度v、相对滑动速度V、及传动总效率n2S1)蜗轮圆周速度v29滁州职业技术学院毕业设计21=60x1000=土X352x塑=0.821m/s60x10002）导程角mz1=11.31。d1mz由tany=1ny=arctand13）相对滑动速度vs3.14x80x960=4.099m/s<6m/s兀dnv=-1s60x1000cosy60x1000cos11.31o与初选值相符，选用材料合适4）传动总效率n当量摩擦角P'=2.290tan11.31。耳=(095097)=°95阿占匚仁2.29。)=。恋0.802原估计效率0.

12、712与总效率相差较大，需要重新验算3.1.6复核m2d19KT2(iff2H)2=3319.15<m2d1所以原设计合理3.1.7验算蜗轮抗弯强度蜗轮齿根抗弯强度验算公式为1.53KTG=A2Fddmcosy12YFa2<Q其中当量齿数ZV44=46.67cosy3cos11.31o3YFa2=2.41.53x1.1x401618Gf=80x352x8xcos11.31oX2.4=7.34MPa<Q”所以强度足够3.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸3.2.1蜗杆相关几何尺寸分度圆直径d=mq=80mm齿顶高h=m=8mma1全齿高h=2h*m+c=2x1x8+0.2x8=17.

13、6mm1a齿顶圆直径d=m(q+2)=8x(10+2)=96mma1齿根圆直径d=m(q-2.4)=8x(10-2.4)=60.8mm蜗杆螺旋部分长度b>(11+0.06z)m=(11+0.06x44)x8=109.1212(因为当m<10时，bl加长1525mm故取bl=130mm;蜗杆轴向齿距P二兀m二3.14x8二25.12mma13.2.2蜗轮相关几何尺寸分度圆直径d=352mm2齿顶圆直径d=m(z+2)=8x(44+2)=368mma22齿根圆直径d二m(z-2.4)二8x(44-2.4)二332.8mmf22外圆直径d<d+1.5m=380mme2a2蜗轮齿宽b

14、=2m(0.5+Jq+1)=61.07mm2i轮缘宽度B<0.75d=72mma13.2.3热平衡计算取油温t=70°C，空气温度t=20°C，通风良好,at取15W/(m2°C),传动效率n为0.712；由公式1000P(1-n)At=1aAt<At得：=0.93m21000P(1-n)A=aAtt四 蜗杆副上作用力的计算4.1 设计参数1）高速轴T=24157Nmm1n=960r/min1d=80mm12）低速轴T=401618Nmm2n=44.59r/min2d=352mm24.2 蜗杆上的作用力1）圆周力F=2T1=2%24157=603.92

15、5Nt1d801其方向与力作用点圆周速度方向相反2）轴向力F=F=聖=2*401618=2281.92Na1t2d3522其方向与蜗轮的转动方向相反3）径向力F二Ftana二830.55Nr1a1n其中an=20°其方向力由力的作用点指向轮1的转动中心4.3 蜗轮上的作用力蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反，即蜗轮上的作用力为：Fa=Ft1；Ft=Fa1；Fr=Fr1222五 减速器箱体的主要结构尺寸5.1 箱体的尺寸单位：mm名称符号尺寸关系尺寸大小箱座壁厚60.04a+3三812箱盖壁厚6161=0.0856三810箱盖凸缘厚

16、度b11.56115箱座凸缘厚度b1.5618箱座底凸缘厚度b22.5630地角螺钉直径df0.036a+12M20地角螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM16盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6)dfM10连接螺栓Md2的间距l150200170轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)dfM8视孔盖螺钉直径d4(0.30.64)dfM6定位销直径d(0.70.8)d2M8Mdf、Md1、Md至外箱壁距离C1见表4-326,22,16Mdf、Md1、Md至凸缘边缘距C2见表4-324,20,14离轴承旁凸台半径R1C214凸台高度h根据低速轴轴承座外径确定外箱壁至轴承座端面距离l1C

17、+C+(510)125560箱盖、箱座肋骨m、m12m心0.8561、m心0.856128.5、10.2轴承端盖外径D2D+(55.5),D-轴承外径(125)130轴承旁螺栓距离ssD2130代号名称代号名称1齿顶圆至箱体内壁距离7箱底至箱底内壁的距离2齿轮端面至箱体内壁距离H减速器中心高轴承端面至箱体内壁距离3轴承用脂润滑时L1箱体内壁至轴承座孔外端面的距离轴承用油润滑时4旋转零件间的轴向距离L2箱体内壁轴向间距5齿轮顶圆至周彪面的距离L3轴承座孔外端面间距6大齿轮顶圆至箱体底面内壁e轴承端盖凸缘厚度间距名称符号尺寸关系尺寸大小箱座壁厚60.04a+3三812箱盖壁厚616=0.0856三

18、8110箱盖凸缘厚度b11.56115箱座凸缘厚度b1.5618箱座底凸缘厚度b22.5630地角螺钉直径df0.036a+12M20地角螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM16盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6)dfM10连接螺栓Md2的间距l150200170轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)dfM8视孔盖螺钉直径d4(0.30.64)dfM6定位销直径d(0.70.8)d2M8Mdf、Md1、Md至外箱壁距C1见表4-326,22,16离Mdf、Md1、Md至凸缘边缘C2见表4-324,20,14距离轴承旁凸台半径R1C214凸台高度h根据低速轴轴承座外径确定外箱壁至轴

19、承座端面距l1C+C+(510)125560离箱盖、箱座肋骨m、m12m心0.8561、m心0.856128.5、10.2轴承端盖外径D2D+(55.5)D-轴承外径(125)130轴承旁螺栓距离ssD21306、蜗杆轴的设计计算6.1 轴的详细计算6.1.1 参数P=2.428KW1n=960r/min1T=24.157Nm1d=80mm，d二60.8mmf1b=130mm16.1.2 材料的选择因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用的45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此蜗杆表面采用淬火处理。6.1.3 初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器

20、，故轴径可由下式求得：7、-9.55x106帀、厂Pd>33>C3，mm=16.08mm30.2knn45钢的C值为118107，故取1186.2 结构设计6.2.1 轴承部件结构设计蜗杆的速度为兀dn-i60x10003.14x80x96060x1000=4.0192m/s当蜗杆圆周速度vW45m/s时，采用蜗杆下置式当蜗杆圆周速度v>45m/s时，采用蜗杆上置式蜗杆下置时，润滑和冷却的条件比较好；结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。为了方便蜗轮轴安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结构，对于蜗杆轴，可按轴上零件的安装顺序进行设计。6.2.2各轴段的设计1) 轴段的设计

21、因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为了补偿误差，故采用弹性联轴器，工作情况系数KA为2.3T二KT二2.3x24.157二55.56NmCA12) 联轴器类型的确定及轴段的设计电动机的轴伸尺寸DXE=38X80所以联轴器取型号为LT6弹性套住销联轴器，其公称转矩为250Nm,许用转速为3800r/min(钢)轴孔直径范围为3242mm，毂孔直径取38mm，轴孔长度去60mm,J型轴孔，联轴器从动端代号为LT638X60GB/T4323-2002。则相应的轴段直径为d=38mm，轴段长度略小于轮毂直径，故取L1=58mm13) 轴段的直径轴肩高度为h=(0.070.1)d=(0

22、.070.1)x80=2.663.8mm1故，轴段的直径为d=d+2x(2.663.8)=63.3265.6mm21该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为65F2/T902010-91,则d=65mm24) 轴段及轴段的设计因为轴段及轴段上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆锥滚子轴承,轴段上安装轴承，现取轴承为30214，轴承内径d=70mm，外径D=125mm，宽B=24mm，T=26.25，内圈定位轴肩直径da=79mm，外圈定位轴肩直径Da=110mm，a25.8mm蜗杆采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取A3=4mm，蜗杆浸油深度为（0.751）件沁（0.751）x17

23、.6沁（13.217.6）mm蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为（D-d）/2二（125-96）/2二14.5mma1故取d=70mm,3即d=d=70mm,l3=l7=B=24mm375）轴段的长度设计因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离=12mm（可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和向力内壁的位置）由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、箱体凸缘连接螺栓直径和地脚螺栓直径。轴承端盖连接螺栓直径M8,取螺栓GB/T5782M8X35，故轴承端盖厚e=1.2Xd端螺=1.2X8mm=9.6mm,取e=10mm。调整垫

24、片厚度t=2mm,联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离Kl=16mm。轴承座外伸凸台高t'=5mm,轴承座长度为L，55mm。则:L=K+e+At+L，-L=16+10+2+55-4-24=57mm21336）轴段和轴段的设计该轴段直径可以取轴承定位轴肩的直径:d=d=79mm46轴段和的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离厶=15mm和蜗杆宽b=130mm，及壁厚、凸台高、11轴承座长等确定:debL二L二2+1+6+t，-L，+3=106mm46227）轴段的设计轴段即为蜗杆段长L=b=130mm分度圆直径为80mm,齿根圆直径51d=60.8mmf18）轴上力作用点间距轴承反

25、力的作用点距轴承外圈大端面的距a=25.8m,则可得轴的支点及受力点间的距离为l二60+L+L-T+a二(30+57+24-26.25+25.8)二110.55mm1223L1 =l=T一a+L+5=(26.25一25.8+106+65)mm=171.45mm2 342d1l1d212d313d4l438586557702479106d5l5d6l6d7l7961307910670249）蜗杆的基本尺寸单位：mm10）画出轴的结构及相应尺寸七键连接的设计联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，键的类型为:GB/T1096键10X8X3225八轴、滚动轴承及键连接校核计算8.1轴的强度校核8.1.1

26、求出水平面的支承反力FlR=R=ti-3-AHBHl+l23603.925x171.45171.45+171.45=301.962N8.1.2求出垂直面的支承反力RAVFl+Fd/2830.55x171.45+2281.92x80/24=681.466Nl+1171.45+171.4523R二F-RBVr1AV二830.55-681.466二149.084N8.1.3轴承A的总支承反力R=':R2+r2.'301,9622+681.4662二745.371NA'AHAV轴承B的总支承反力R=':R2+R2=Y301.9622+149.0842=336.760NB

27、BHBV8.1.4绘弯矩图1）绘垂直面的弯矩图M=R1=681.466x171.45=116837.35Nmm1VAV22）绘水平面的弯矩图M=Rl=301.962x171.45=51771.47Nmm1HH23）蜗杆受力点截面右侧为M'=R1=149.084x171.45=25560.45Nmm1VBV34）合成弯矩蜗杆受力点截面左侧为M1=、：M2+M2=<5177.472+116837.352=127793.78Nmm1H1V蜗杆受力点截面右侧为M'=JM2+M'2=5177.472+25560.452=57737.52Nmm1I1H1V滁州职业技术学院毕业

28、设计5)画转矩图T=24157Nmm由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面，其抗弯截面系数为曲3兀x60.83W=f=22054.15mm3抗扭截面系数为WT最大弯曲应力为3232nd316兀x60.8316=44108.3mm38.2校核轴的强度127793.781W22054.15扭剪应力为T24157t=u=0.548MPaW44108.3T如认为轴的扭切应力时脉动循环变应力，取折合系数a=0.6，当量应力为c=22+4(aT)2=<5.7952+4(0.6x0.548)2二5.832MPa(第三强度理论)e”1aeVa0b所以强度足够8.3 蜗杆轴的挠度校核蜗杆的当量轴径为=

29、72.08mmd(Ta)+dl+dl+dl+d(Ta)=T45-67l+l23转动惯量为=1.324x106mm4nd23.14x72.082=6464对于淬火钢需用最大挠度r=0.004m=0.004X8=0.032mm取弹性模量E=2.1X105Mpa,则蜗杆中点挠度为x(171.45+171.45)3二0.00157<yQ仃+仃13二冋妙52+83°.55248EI48x2.1x105x2.612x106所以挠度满足8.4 校核键连接强度联轴器处键连接的挤压应力为4T4x24157G=-=6.36MPa<Q=125150MPapdhl38x8x50p1所以强度符合滁

30、州职业技术学院毕业设计九低速轴的设计与计算9.1 轴的详细设计9.1.1 参数P=1.875KW2n=44.59r/min2T=401.618Nm,2d=352mm,b=61.07mm29.1.2 材料的选择和处理因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,所以选用常用的45号钢,考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动,因此采用调质处理。9.1.3 初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器,故轴径可由下式求得：d>，9.5551063；P>C'Pmm二41.03mm30.2b3n3n45钢的C值为118107,故取118因为轴上有键,应增大轴径3%5%,则d&g

31、t;41.03+41.03X(0.030.05)=42.2643.08mm，故取dmin=43mm9.2结构设计9.2.1各轴段的设计1) 轴段的设计因为该段轴上安装联轴器,故此段设计与联轴器同步设计。为了补偿误差,故采用弹性联轴器，工作情况系数KA为2.3T二KT二2.35401618二923721.4NmmCA2所以联轴器取型号为GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求，其公称转矩为1250Nm,许用转速为4750r/min（钢）轴孔直径范围为4048mm，毂孔直径取48mm，轴孔长度取84mm,J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX338X60GB/T5014-2003。则

32、相应的轴段直径为d1=48mm，轴段长度略小于轮毂直径，故取L1=82mm2）轴段的直径轴肩高度为h=（0.070.1）d=（0.070.1）x48=3.154.5mm1故，轴段的直径为d=d+2x（2.663.8）=54.757.6mm21该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为55JB/ZQ4606-1997,则d2=55mm3）轴段及轴段的设计因为轴段及轴段上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆锥滚子轴承,轴段上安装轴承，现取轴承为30212，轴承内径d=60mm，外径D=110mm，宽B=22mm,T=23.75,内圈定位轴肩直径da=69mm,外圈定位轴肩直径Da=96101mm，a2

33、1m，故取d=60mm。3轴承采用脂润滑，需要设计挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=10mm。故d=d=60mm,3364）轴段的设计轴段上安装蜗轮，为方便蜗轮的安装，d应该略大于d，可定d=65mm,434蜗轮轮毂的宽度范围为（1.21.8）d=78117mm，取其轮毂宽度H=80mm，其右端4采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应该比轮毂略短，故取L=78mm45）轴段的长度设计取蜗轮轮毂到内壁距离厶=15mm，则2L=B+A+H-L=（22+10+15+80-78）=49mm33246）轴段的长度设计因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与

34、轴承座宽度及轴承端盖等零件的尺寸有关。轴承端盖连接螺栓直径为M8，取螺栓GB/T5782M8X35，故轴承39端盖厚e=1.2Xd端螺=1.2X8mm=9.6mm，取e=10mm。调整垫片厚度t=2mm，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离Kl=15mm。轴承座外伸凸台高At'=5mm，轴承座厚度为L'=6+cl+c2+(58)=6770mm。贝V：取L'=68mmL2二Kl+e+At+L'3-B=15+10+2+68-10-22=63mm7）轴段的设计该轴段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为h=(0.070.l)d4=3.855.5mm取h=5mm,则d=75mm,

35、取轴段的长度L=10mm558）轴段的长度设计保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，贝L=LL2mm=（49l02）=37mm6359）轴上力作用点间距轴的支点及受力点间的距离为l二60+L+L-T+a-H-A-A-(T-a)122323二(30+65+49+78-80-23.75+20-15-10+21)二114.25mml=l=Ta+A+A+=(23.7521+10+15+)mm67.75mm23232210）低速轴的设计尺寸单位：mmd1I】d2J48825563dldl556675106049d313d460496578十键连接的设计联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，键的类型为GB/T

36、1096键12X8X32和键16X10十一润滑油的选择减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。蜗杆轴承采用全损耗系统用油L-AN150润滑油润滑。蜗轮轴承采用ZL-1锂基润滑脂润滑。十二附件设计经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器定位销的组合设计，经校核确定以下零件：键的类型：单位：mm安装位置类型b(h9)h(h11)L9(h14)蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处GB/T1096键10X810832蜗轮与蜗轮轴联接处GB/T1096键12X812832蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处GB/T1096键16X10161032圆锥滚动轴承：单位：mm安装位