錐齒輪減速器設(shè)計計算說明書

1、減速器設(shè)計說明書 學(xué)院： 機械工程學(xué)院 班級： 機自1005 姓名： 學(xué)號： 指導(dǎo)老師： 設(shè)計任務(wù)書:原始數(shù)據(jù)：傳動方案示意圖: 工作條件: 三班制，使用年限為5年，連續(xù)單向于運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的。（1）電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 (2)傳動零件的設(shè)計計算（3）軸承、鍵的校核（4）其他附件的選擇設(shè)計1.1 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，y系列，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380v，頻率50hz。1.2 選擇電動機容量（1） 工作機所需功率 f-工作機阻力 v-工作機線速度 （2）電動機輸出功率 為從電動機到工作機主

2、動軸之間的總效率，即 =0.859 其中： -聯(lián)軸器效率取0.99 -滾動軸承傳動效率取0.99 -圓錐齒輪傳動效率取0.96 -圓柱齒輪傳動效率取0.97 -卷筒效率取0.96 則 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。所以可以暫定電動機的額定功率為4.0kw。（3）確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速 按課程設(shè)計指導(dǎo)書查得圓錐圓柱齒輪的傳動比一般范圍為：=815，故電動機轉(zhuǎn)速 =(8-15） =611.51146.43r/min。 這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min 滿載轉(zhuǎn)速為960r/min型號為y132-6型電機。1.3傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 (1)傳動裝置總傳動比 =96

3、0/76.43=12.56（2） 分配各級傳動比高速級為圓錐齒輪其傳動比應(yīng)小些約，又錐齒輪的傳動比一般不大于3，故取 =3 =4.191.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) (1)各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標號均已在圖中標出） =960r/min =960/3=320r/min /=320/4.19=76.43r/min =76.43r/min (2) 各軸輸入功率 （3） 各軸轉(zhuǎn)矩 =39.49n.m =112.6n.m =452.70n.m =443.58n.m 將計算結(jié)果匯總列表如下表3 軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸高速級軸i中間軸ii低速級軸iii工作機軸iv轉(zhuǎn)速（r/min）960960320

4、76.4376.43功率（kw）43.973.7733.6233.551轉(zhuǎn)矩()39.7939.49112.6452.70443.58傳動比134.191效率0.990.95040.96030.98012.1直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計已知輸入功率為=3.97kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=960r/min、大齒輪的轉(zhuǎn)速為=320r/min.傳動比。由電動機驅(qū)動。工作壽命5年（設(shè)每年工作300天），三班制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。(1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1、圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用7級精度（gb10095-88） 2、材料選擇 由機械設(shè)計（第八版）表10-1 小齒

5、輪材料可選為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度相差40hbs。選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù)（2） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 公式： 1、確定公式內(nèi)的各計算值 1）查得材料彈性影響系數(shù)，, 試選載荷系數(shù)=1.6。 2）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，大齒輪的接觸疲勞極限。 3）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪：大齒輪： 4）查得接觸批量壽命系數(shù)(機械設(shè)計書本p207圖10-19) 5）計算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1） 2、設(shè)計計算 1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得 2）計算圓周速度v 3）計算載荷系

6、數(shù) 系數(shù)=1，根據(jù)v=3.046m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.1 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.2 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得=1.25 則 = 得載荷系數(shù) =2.475 4）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 = 5）計算模數(shù)m （3）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 設(shè)計公式： m 1、確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1） 計算載荷系數(shù) =2.4752） 計算當量齒數(shù) 3） 由教材p200表10-5查得齒形系數(shù) 應(yīng)力校正系數(shù) 4) 由教材查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限5) 由機械設(shè)計p206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)k=

7、0.91 k=0.89(根據(jù)循環(huán)次數(shù)查)6) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 = =7) 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.8) 設(shè)計計算 綜合分析考慮，取m=3。 9) 幾何尺寸計算 計算大端分度圓直徑 5） 節(jié)圓錐角 6） 計算圓錐齒輪其它參數(shù) =39.53mm 圓整取 2.2 圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算已知輸入功率為=3.773kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=320r/min、齒數(shù)比為4.19。工作壽命5年（設(shè)每年工作300天），三班制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 (1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7

8、級精度。（gb10095-88） （2）材料選擇 由機械設(shè)計（第八版）表10-1小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度相差40hbs。（3) 選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角。 (2)按齒面接觸疲勞強度計算按下式設(shè)計計算 1、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)=1.62） 查教材圖表（p217圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.443） 查教材p201表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 4） 查教材圖表（圖10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6455） 計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)=60j =603201（243

9、005）=9.21610h =2.20110h6） 查教材圖10-19得：k=1.03 k=1.087） 查取齒輪的接觸疲勞強度極限600mpa 550mpa 8） 由教材表10-7查得齒寬系數(shù)=19） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩10） 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=1.03600=618 =1.08550= 594 許用接觸應(yīng)力為 進行計算 2、設(shè)計計算1） 按式計算小齒輪分度圓直徑 =2） 計算圓周速度m/s3） 計算齒寬b及模數(shù) b=56.2mm =4） 計算齒寬與高之比 齒高h= =5.58 = 5） 計算縱向重合度6） 計算載荷系數(shù)k 系

10、數(shù)=1，根據(jù)v=0.94m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得 動載系數(shù)=1.18 查教材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.2 由教材圖表(表10-4）查得=1.420 查教材圖表（圖10-13）得=1.32 所以載荷系數(shù) =2.0457） 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =8） 計算模數(shù) = （3）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由彎曲強度的設(shè)計公式設(shè)計 1、確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1） 計算載荷系數(shù) =1.9222） 根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表（圖10-28）查得螺旋影響系數(shù)=0.883） 計算當量齒數(shù) =24.08 4） 查取齒形系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=2.6476

11、 ，=2.187345） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=1.5808 ，=1.786336） 查教材圖表（圖10-20c）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=610mpa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=450mpa 。7） 查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)k=0.94 k=0.92 8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式得 = =9） 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大.選用. 2、設(shè)計計算1） 計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒

12、面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按gb/t1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=68來計算應(yīng)有的齒數(shù).2） 計算齒數(shù) z= 取 那么 3、幾何尺寸計算1）計算中心距 a=2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.3）計算大.小齒輪的分度圓直徑 d= d=4） 計算齒輪寬度 2.3輸入軸的設(shè)計計算 （1）.求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面的計算可得 =3.97 kw =960r/min =39.49n.m （2）.求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓

13、直徑為 則 （3）初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取，得 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-4，選tl4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為63n.m，而電動機軸的直徑為38mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小。取，半聯(lián)軸器長度l=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于小錐齒輪小端齒根圓到鍵槽底部的距離小于1.6倍模數(shù)時,應(yīng)做成

14、齒輪軸 1、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，l1段軸右端需制出一軸肩，故取l2段的直徑。左端用軸端擋圈定位，l1段長度應(yīng)適當小于l所以取=48mm1） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸 30mm52mm16mm所以 而 這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1查得36206型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒直徑為d=36mm，同時則 為使擋油環(huán)可靠地壓緊軸承，l5段應(yīng)略短于軸承寬度與擋

15、油環(huán)寬度之和，故取2） 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，取=50mm。 錐齒輪輪轂寬度為36mm，即3）軸上的周向定位聯(lián)軸器處的周向定位采用c型平鍵連接，按由機械設(shè)計（第八版）表6-1，查得平鍵截面為與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按r1.6-r2適當選取。5） 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）作出軸的計算簡圖（圖6）（齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。載荷水平面h垂直面v支反力

16、f彎矩m 總彎矩扭矩t =39.49n.m 6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。2.4中間軸（ii軸）的設(shè)計 1、求輸入軸上的功率p、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩t =320r/min =112.61n.m 2、求作用在齒輪上的力 已知小斜齒輪的分度圓直徑為 已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取，得，中間軸最小

17、直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬定軸上零件的裝配方案 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13.1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13.1查得30306型軸承的定位軸肩高度37mm，因此擋油環(huán)直徑37mm。 2、取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，齒輪的右端

18、采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。 3、已知圓柱直齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取。 4、齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm。則取 3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為35mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為58mm，同時為保證齒輪與軸配合

19、有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按r1.6-r2適當選取 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，做出彎矩和扭矩圖（見圖）。由圖可知斜齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m 總彎矩扭矩t =112.61n.mm 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。2.4輸

20、出軸（軸）的設(shè)計 1、求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =3.623 kw =76.43r/min =452.70n.m 2、求作用在齒輪上的力 已知大斜齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖六所示 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取，得 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-4選lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250n.m半聯(lián)軸器

21、的孔徑=42mm，所以取=41mm，半聯(lián)軸器長度l=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1) 擬定軸上零件的裝配方案（見圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，6段軸左端需制出一軸肩，故取l6段的直徑，7段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故7段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，

22、其尺寸為，為保證5段擋油環(huán)的尺寸，因而可以取。左端軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位，擋油環(huán)左端采用軸肩定位，定位高度，因此4段直徑取。3） 齒輪左端和左軸承之間采用擋油環(huán)定位，已知齒輪輪轂的寬度為57mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪的輪轂直徑取為54mm所以。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取4） 軸承端蓋的總寬度為35mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故5） 齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁

23、一段距離s=8mm?？汕蟮?5、軸上的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由機械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒 輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 6、確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按r1.6-r2適當選取。 7、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30310型的支點距離a=23mm。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為l1=61.25mm，

24、l2=131.25mm。做出彎矩和扭矩圖（見圖六）。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m 總彎矩扭矩t =452.7n.m 8、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。 3.1軸承的校核 1、輸入軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為30mm52mm16mm，軸向力 ， ，y=1.7，x=0.4載荷水平面h垂直面v支反力f則 則則則則

25、預(yù)計壽命合格 2、中間軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306。軸向力 ， ，y=1.9，x=0.4則 則，則左端軸承被壓緊，所以：則則 合格 3、輸出軸軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310. 軸向力 ， ，y=1.7，x=0.4則 則 則則則 合格 3.2鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1、輸入軸鍵計算 校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵即可。 2、中間軸鍵計算 1）校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與

26、輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 2）校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 3、輸出軸鍵計算 1）校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 2）校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。4.1聯(lián)軸器的選擇在軸的計算中已選定了聯(lián)軸器型號。輸入軸選lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm，z型軸孔。輸出軸選選lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，z型軸孔。4.2潤滑與密封齒輪采用浸油潤滑，由機械設(shè)計表10-11和表10-12查得選用100號中負荷工業(yè)閉式齒輪油（gb5903-1995），油量大約為3.5l。當齒輪圓周速度時，圓錐齒輪浸入油的深度至少為半齒寬，圓柱齒輪一般浸入油的深度為一齒高、但不小于10mm，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3050mm。由于大圓柱齒輪