机械设计二级圆锥圆柱齿轮减速器

第页目录第1部分设计任务书 31.1设计题目 31.2设计步骤 3第2部分传动装置总体设计方案 32.1传动方案 32.2该方案的优缺点 3第3部分选择电动机 43.1电动机类型的选择 43.2确定传动装置的效率 43.3选择电动机容量 43.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 5第4部分计算传动装置运动学和动力学参数 64.1电动机输出参数 64.2高速轴的参数 64.3中间轴的参数 64.4低速轴的参数 64.5工作机的参数 7第5部分减速器高速级齿轮传动设计计算 75.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 75.2按齿根弯曲疲劳强度设计 75.3确定传动尺寸 95.4计算锥齿轮传动其它几何参数 105.5齿轮参数和几何尺寸总结 11第6部分减速器低速级齿轮传动设计计算 126.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 126.2按齿面接触疲劳强度设计 126.3确定传动尺寸 156.4校核齿根弯曲疲劳强度 156.5计算齿轮传动其它几何尺寸 166.6齿轮参数和几何尺寸总结 17第7部分轴的设计 177.1高速轴设计计算 177.2中间轴设计计算 227.3低速轴设计计算 27第8部分滚动轴承寿命校核 328.1高速轴上的轴承校核 328.2中间轴上的轴承校核 338.3低速轴上的轴承校核 34第9部分键联接设计计算 359.1高速轴与联轴器键连接校核 359.2高速轴与小锥齿轮键连接校核 369.3中间轴与大锥齿轮键连接校核 369.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 369.5低速轴与联轴器键连接校核 36第10部分联轴器的选择 3710.1高速轴上联轴器 3710.2低速轴上联轴器 37第11部分减速器的密封与润滑 3811.1减速器的密封 3811.2齿轮的润滑 3811.3轴承的润滑 38第12部分减速器附件 3812.1油面指示器 3812.2通气器 3912.3放油孔及放油螺塞 3912.4窥视孔和视孔盖 4012.5定位销 4012.6启盖螺钉 4012.7螺栓及螺钉 40第13部分减速器箱体主要结构尺寸 40第14部分设计小结 41第15部分参考文献 41

第1部分设计任务书1.1设计题目二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=2200N，速度v=1.1m/s，直径D=240mm，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：20年，每年工作天数：365天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.减速器内部传动设计计算6.传动轴的设计7.滚动轴承校核8.键联接设计9.联轴器设计10.润滑密封设计11.箱体结构设计第2部分传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2该方案的优缺点二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。第3部分选择电动机3.1电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.98闭式圆柱齿轮的效率：η4=0.96闭式圆锥齿轮的效率：η3=0.95工作机的效率：ηw=0.96η3.3选择电动机容量工作机所需功率为P电动机所需额定功率:P工作转速：n经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6～16，因此理论传动比范围为：6～16。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(6～16)×87.58=525--1401r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890电机主要外形尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.4确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：i（2）分配传动装置传动比锥齿轮（高速级）传动比i则低速级的传动比为i减速器总传动比i第4部分计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数PnT4.2高速轴的参数PnT4.3中间轴的参数PnT4.4低速轴的参数PnT4.5工作机的参数PnT各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(N•mm)电机轴9603.0630440.62高速轴9603.0330142.19中间轴350.362.8276866.65低速轴87.592.65288931.38工作机87.592.42263854.32第5部分减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为α=20°。（2）参考表10-6选用7级精度。（3）材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（表面淬火），齿面硬度48～55HRC，大齿轮40Cr（表面淬火），齿面硬度48～55HRC（4）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×2.74=83。实际传动比i=2.7675.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式试算齿轮模数，即mt1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KFt=1.3②计算YFa×YSa/[σF]计算由分锥角δδ计算当量齿数zz由图查得齿形系数Y由图查得应力修正系数Y由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σ由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得σσYY两者取较大值，所以Y2）试算齿轮模数mt（2）调整齿轮模数1）圆周速度νv2）齿宽bb=3）齿高h及齿宽比b/hh=b3）计算实际载荷系数KF查图得动载系数KV=1.073取齿间载荷分配系数：KFα=1查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.274查表得齿向载荷分布系数：KFβ=1.054由式实际载荷系数为4）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=5.3确定传动尺寸（1）实际传动比u=（2）大端分度圆直径dd（3）齿宽中点分度圆直径dd（4）锥顶距为R=（5）齿宽为b=取b=33mm⑦计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：σ计算应力循环次数NN由图查取接触疲劳系数：K取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力σσσ故接触强度足够。5.4计算锥齿轮传动其它几何参数（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚h=s=（2）分锥角（由前面计算）δ1=19.872mmδ2=70.128mm（2）计算齿顶圆直径（3）计算齿根圆直径（4）计算齿顶角θa1=θa2=atan(ha/R)=1°17'52"（5）计算齿根角θf1=θf2=atan(hf/R)=1°33'27"（6）计算齿顶锥角δa1=δ1+θa1=21°10'12"δa2=δ2+θa2=71°25'33"（7）计算齿根锥角δf1=δ1-θf1=18°18'52"δf2=δ2-θf2=68°34'13"5.5齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数mm2.52.5齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z3083齿顶高ham×ha*2.52.5齿根高hfm×(ha*+c*)33分度圆直径dd75207.5齿顶圆直径dad+2×ha79.7209.2齿根圆直径dfd-2×hf69.36205.46分锥角δ19°52'19"70°7'40"齿顶角θaatan(ha/R)1°17'52"1°17'52"齿根角θfatan(hf/R)1°33'27"1°33'27"第6部分减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=15°。（2）参考表10-6选用7级精度。（3）材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217～286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度197～286HBS（4）选小齿轮齿数Z1=29，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=29×4=117。实际传动比i=4.0346.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩:T=9.55×③查表选取齿宽系数φd=1④由图查取区域系数ZH=2.45⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zεαααεε取εβ=1Z⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。Z⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：σ计算应力循环次数NN由图查取接触疲劳系数：K取失效概率为1%，安全系数S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ2）试算小齿轮分度圆直径d（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度νv=齿宽bb=2）计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1.25②查图得动载系数Kv=1.066③齿轮的圆周力。FK查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.418实际载荷系数为3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d4）确定模数m6.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=（2）按圆整后的中心距修正螺旋角ββ=14°47'35"（3）计算小、大齿轮的分度圆直径dd（4）计算齿宽b=取B1=65mmB2=60mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1）K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=60齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：Z大齿轮当量齿数：Z查表得：YY查图得重合度系数Yε=0.673查图得螺旋角系数Yβ=0.875查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σ由图查取弯曲疲劳系数：K取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力σσ齿根弯曲疲劳强度校核σσσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.5计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高h=（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径6.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角β左14°47'35"右14°47'35"齿数z29117齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d59.988242.022齿顶圆直径da63.99246.02齿根圆直径df54.99237.02齿宽B6560中心距a151151第7部分轴的设计7.1高速轴设计计算1.已经确定的运动学和动力学参数转速n=960r/min；功率P=3.03kW；轴所传递的转矩T=30142.19N•mm2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa3.按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。d由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%d查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=304.确定各轴段的直径和长度。(1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA=1.3，则:T按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。选用普通平键，A型键，b×h=8×7mm(GBT1096-2003)，键长L=63mm。(2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。。参照工作要求并根据d23=35mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40×80×19mm，故d34=d56=40mm。由手册上查得30208型轴承的定位轴肩高度h=17.5mm，则d45=35mm。(3)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，则l(4)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，小齿轮轮毂宽度L=42mm，则lll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径303540454035长度8050198116635.轴的受力分析第一段轴中点到轴承中点距离l1=99.5mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=99mm，齿轮受力中点到轴承中点距离l3=55.5mm计算支承反力在水平平面上为FF在垂直平面上为FF轴承1的总支承反力为F轴承2的总支承反力为F(1)计算弯矩在水平面上，a-a剖面为Mb-b剖面左侧为M在垂直平面上为MM合成弯矩a-a剖面为Mb-b剖面左侧为M(2)转矩T6.校核轴的强度因a-a弯矩大，且作用有转矩，故a-a为危险剖面其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算1.已经确定的运动学和动力学参数转速n=350.36r/min；功率P=2.82kW；轴所传递的转矩T=76866.65N•mm2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr调质，许用弯曲应力为[σ]=70MPa3.按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。d由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm4.确定轴的直径和长度(1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin=23.05mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40×80×19mm，故d12=d56=40mm。(2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45=47mm；齿轮的右端与右轴承之间采用定距环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2=40mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=38mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=47mm查表，取h=5mm，则轴环处的直径d34=57mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=25mm。(3)左端滚动轴承采用定距环进行轴向定位。(4)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3=65mm，则l23=b365mm，d23=d3=59.988mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2=40mm，为了使定距环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=38mm，d45=47mm。(5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=5mm，则ll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径4063.99574740长度346524.638.4365.轴的受力分析低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）F低速级小齿轮所受的径向力F低速级小齿轮所受的轴向力F轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=57.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=76.3mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=46.2mm计算支承反力在水平面上为FF式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为FF轴承1的总支承反力为F轴承2的总支承反力为F(1)计算弯矩在水平面上，a-a剖面左侧为Ma-a剖面右侧为Mb-b剖面右侧为MM在垂直平面上为MM合成弯矩，a-a剖面左侧为Ma-a剖面右侧为Mb-b剖面左侧为Mb-b剖面右侧为M(2)转矩T6.校核轴的强度因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为危险剖面其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得40Cr调质处理，抗拉强度极限σB=735MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。7.3低速轴设计计算1.已经确定的运动学和动力学参数转速n=87.59r/min；功率P=2.65kW；轴所传递的转矩T=288931.38N•mm2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa3.按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。d由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%d查表可知标准轴孔直径为38mm故取dmin=384.确定轴的直径和长度(1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA=1.3，则:T按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。选用普通平键，A型，b×h=10×8mm(GBT1096-2003)，键长L=63mm。(2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=43mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d×D×T=45×85×20mm，故d34=d78=45mm。l34=T=20mm。轴承采用轴肩定位，由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取d45=50mm(3)取安装齿轮处的轴段的直径d67=47mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=60mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=58mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=47mm，故取h=6mm，则轴环处的直径d56=60mm，取l56=12mm。(4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则l(5)5）取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=5mm，则ll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径38434550604745长度80642070.5125839.55.轴的受力分析低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）F低速级大齿轮所受的径向力F低速级大齿轮所受的轴向力F齿轮中点到轴承压力中心距离l1=59mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=122mm，第一段中点到轴承压力中心距离l3=114.5mm计算支承反力在水平面上为FF式中负号表示该力方向与图中所画的方向相反在垂直平面上为FF轴承1的总支承反力为F轴承2的总支承反力为F(1)计算弯矩在水平面上，a-a剖面左侧为Ma-a剖面右侧为M在垂直平面上为M合成弯矩，a-a剖面左侧为Ma-a剖面右侧为M(2)转矩T6.校核轴的强度因a-a右侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a右侧为危险剖面其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。第8部分滚动轴承寿命校核8.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020840801863根据前面的计算，选用30208轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=63kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=58400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2中间轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020840801863根据前面的计算，选用30208轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=63kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=58400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。8.3低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020945851967.8根据前面的计算，选用30209轴承，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.4。当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承基本额定动载荷Cr=67.8kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=58400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.5，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。第9部分键联接设计计算9.1高速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长63mm。键的工作长度l=L-b=55mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长45mm。键的工作长度l=L-b=35mm小锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.3中间轴与大锥齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,键长28mm。键的工作长度l=L-b=14mm大锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,键长45mm。键的工作长度l=L-b=31mm低速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ9.5低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长63mm。键的工作长度l=L-b=53mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ第10部分联轴器的选择10.1高速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=39.18N•m选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=30mm，轴孔长度L1=82mm。Tc=39.18N•m<Tn=1250N•mn=960r/min<[n]=4700r/min10.2低速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=375.61N•m选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=32mm，轴孔长度L1=82mm。Tc=375.61N•m<Tn=1250N•mn=87.59r/min<[n]=4700r/min第11部分减速器的密封与润滑11.1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。11.2齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);，牌号为L-AN10。11.3轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿＞2m/s，所以均选择油润滑。第12部分减速器附件12.1油面指示器用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。12.2通气器由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。12.3放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。12.4窥视孔和视孔盖在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，