二級圓錐圓柱齒輪減速器設計過程說明書

1、選擇電機1. 選擇電機的轉(zhuǎn)速：a. 計算傳動滾筒的轉(zhuǎn)速nw= 60V/d=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/minb.計算工作機功率 pw=T nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw2.計算電機所需功率： 帶傳動效率：0.96每對軸承傳動效率：0.99一對圓錐滾子軸承的效率 3= 0.98一對球軸承的效率 4= 0.99閉式直齒圓錐齒傳動效率5= 0.95閉式直齒圓柱齒傳動效率6= 0.97b. 總效率=12 23 3456=0.96×0.992 

2、15;0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.808c. 所需電動機的輸出功率 Pr=Pw/=2.4/0.808=3kw3.選擇電動機的型號 查參考文獻得方案號電機類型額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比 1Y100L2-431500142022.294 2Y132S-63100096015.072根據(jù)以上兩種可行同步轉(zhuǎn)速電機對比可見，方案2傳動比小且質(zhì)量價格也比較合理，所以選擇Y132S-6型電動機。三， 動和動力參數(shù)的計算1. 分配傳動比（1） 總傳動比i=15.072（2） 各級傳動比：直齒輪圓錐齒輪傳動比 i12=3.762， 直齒輪圓柱齒輪傳動比 i

3、23=4（3） 實際總傳動比i實=i12i34=3.762×4=15.048,i=0.0210.05，故傳動比滿足要求滿足要求。2. 各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標號均已在圖1.1中標出）n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min各軸的功率p0=pr=3 kw， p1= p02=2.970kw, p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw 4. 各軸的轉(zhuǎn)矩，由式：T=9.55Pi/ni 可

4、得：T0=29.844 N·m, T1=29.545 N·m, T2=86.955 N·m, T3=393.197 N·m, T4=381.527 N·m四，傳動零件的設計計算1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算a選材：小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217255，HP1=580 Mpa，F(xiàn)min1 =220 Mpa大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217，HP2=560 Mpa，F(xiàn)min2 =210 Mpab. 由參考文獻2（以下簡稱2）式（533），計算應力循環(huán)次數(shù)N：N1=60njL=60×960×

5、;1×8×11×250=1.267×10 N2=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×10查圖517得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa，H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 MpaH1> H2，計算取H= H2=533.6 Mpac按齒面接觸強度設計小齒輪

6、大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）： 取齒數(shù) Z1=21，則Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79實際傳動比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tan2=cot1，2=72.2965=7216 35，1=17.7035=1742 12，則小圓錐齒輪的當量齒數(shù)zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cos2=79/cos72.2965=259.79由2圖5-14，5-15得 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81ZH=2/cos×sin=2/cos20×sin

7、20=2.5 由2表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1， 由2 取K=1.4又 T1=28.381 N·m ，u= 3.762，R=0.3 由2式5-56計算小齒輪大端模數(shù)： m4KT1YFaYsa/RZF（1-0.5R）2 u2 +1 將各值代得 m1.498由2表5-9取 m=3 d齒輪參數(shù)計算：大端分度圓直徑 d1=mz1=3×21=63，d2=mz2=3×79=237齒頂圓直徑 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965=238.827齒根圓直徑

8、df1=d1-2.4mcos1=56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2×cos72.2965=231.808齒輪錐距 R=d1+ d2/2=122.615，大端圓周速度 v=d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s，齒寬b=RR =0.3×122.615=36.78由2表5-6，選齒輪精度為8級由1表4.10-2得1=（0.10.2）R=（0.10.2）305.500=30.0560.1取1=10，2=14,c=10輪寬 L1=（0.10.2）d1=（0.10.2）93=12.4L2=（0.10.2）

9、d2=（0.10.2）×291=39e驗算齒面接觸疲勞強度： 按2式5-53H= ZHZE2KT1u+1/bd u（1-0.5R）2 ，代入各值得H=470.899H =533.6 Mpa 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件f齒輪彎曲疲勞強度校核：按2式5-55由2圖5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32及m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4，由2式5-31計算許用彎曲應力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220×2.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmi

10、n2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×2.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24計算齒跟彎曲應力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5R）=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 300 MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.59×1.81×2.23/（2.8×1.55）=178.28300Mpa兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度2. 閉式直齒輪圓

11、柱齒輪傳動的設計計算a選材：小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217255，HP1=580 Mpa，F(xiàn)min1=220 Mpa大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217，HP2=560 Mpa，F(xiàn)min2=210 Mpab. 由參考文獻2（以下簡稱2）式（533），計算應力循環(huán)次數(shù)N：N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10， N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10查圖517得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（529）得 ZX1=ZX2=1

12、.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28 MPaH2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63 MPaH1> H2，計算取H= H2=560.28 Mpac. 按齒面接觸強度計算中心距（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）：u=i34=4，a=0.4，ZH=2/cos·sin=2/cos200 ·sin200 =2.5且由2表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z

13、=1.1 2式5-18計算中心距： a（1+u）KT1 （ZE ZHZ/H）2 /（2ua）=5×1.1×86955×2.5×189.8/（2×4×0.4×560.28）=147.61 由1表4.2-10 圓整 取 a=160d齒輪參數(shù)設計：m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表5-7取 m=2齒數(shù)Z1=2a/m（1+u）=2×160/2（1+4）=32Z2=uZ1=4×32=128 取Z2=128則實際傳動比 i=149/31=4分度圓直徑 d1=mz1=2&#

14、215;32=64 ，d2=mz2=2×128=256齒頂圓直徑 da1= d1+2m=68，da2=d2+2m=260齒基圓直徑 db1= d1cos=64×cos20o =60.14db2= d2cos=256×cos20o =240.56齒根圓直徑 df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251圓周速度 v=d1n2/60×103 =3.14×256×63.829/60×103 =1.113 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齒寬 b

15、=aa =0.4×160=64由2表5-6，選齒輪精度為8級e. 驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，由2表5-3，取KA=1.0；由2圖5-4（d），按8級精度和VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由2表5-3得Ka=1.2；由2圖5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397 又a1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36；a2 = arccosdb2/da2=arccos（2

16、240.56/260）=22.0061=220 17重合度 a=z（tana1-tan）+ z（tana1-tan）/2=32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）=1.773即Z=（4-a）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZEZ2KT1（u+1）/bd2 1 u=2.5×189.8×0.862×2×1.397×83510×5.8065/（72×622 ×5.024）=240.63H =560.28 Mpa 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比

17、小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件f齒輪彎曲疲勞強度校核：按Z1=32，Z2=128，由2圖5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由2圖5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由2式5-23計算 Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2圖5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32切m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，Sfmin=1.4，由2式5-31計算許用彎曲應力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×2.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2

18、YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24計算齒跟彎曲應力：F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×0.673/（2×64×64）=71.233 300 MpaF2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/（2.56×1.65）=67.644300 Mpa兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度五， 軸的設計計算3. 減速器高速軸I的設計a. 選擇材

19、料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構鋼，調(diào)質(zhì)處理，按 2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算軸伸直徑：按參考文獻2 有 dAp/n n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.110.16d11623 取d1=20c. 考慮I軸與電機伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。并考慮用柱銷聯(lián)軸器，因為電機的軸伸直徑為dD=38，查1表4.7-1選取聯(lián)軸器規(guī)格HL3（Y38×82，Y30×60），根據(jù)軸上零件布置，裝拆和定位需要該軸各段尺寸如圖1.2a所示d. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b ， 齒輪1受力：（1）圓周力Ft1=2T1/

20、dm1=2×29.545/（64×10-3 ）=915.52 N，（2）徑向力Fr1= Ft1·tan·cos1=915.52×tan200 ·cos17.70350 =317.44 N， （3）軸向力Fa1= Ft1·tan·sin1=915.52×tan200 ·sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：MB=0，Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N Y=0，RBY= Ft1-Rcy=915.52-15

21、95.97=-680.45 N，垂直面內(nèi)D點彎矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N·=3.662 N·mf. 水平面內(nèi)的支撐反力：MB=0，RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55）-680.45×64/74=419.07 N，Z=0，RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面內(nèi)D點彎矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.07×55-101.6

22、3×129=-7.095N·mg. 合成彎矩：MD=M+ M= 0 N·m， M=M+ M=7.98 N·mh. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所示，計算扭矩：T=T1 =29.545N·mI. 校核高速軸I：根據(jù)參考文獻3第三強度理論進行校核： 由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， MD M ，取M= M=7.98 N·m， 又抗彎截面系數(shù)：w=d3 min /32=3.14×203 /32=1.045×10m =M+T/ w=7.98+29.545/1.045×10=39.132b-1= 59

23、 Mpa故該軸滿足強度要求。2. 減速器低速軸II的設計a. 選擇材料：因為直齒圓柱齒輪的小輪直徑較小（齒跟圓直徑db1=62）需制成齒輪軸結(jié)構，故與齒輪的材料和熱處理應該一致，即為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構鋼，調(diào)質(zhì)處理按 2表8-3查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 該軸結(jié)構如圖1.3a，受力計算簡圖如圖1.3b齒輪2受力（與齒輪1大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齒輪3受力：（1）圓周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/（64×10-3 ）=2693.87N （2）徑向力Fr3= Ft2

24、·tan=2693.87×tan200 =980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：MB=0，RAy= Ft2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52（70+63）+2693.87×63/183=1919.26 N Y=0，RBY=Ft2+Ft3-Rcy=1690.13 N垂直面內(nèi)C點彎矩：MCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N·m，M= RBY（L2+L3）- Ft3L2 =1690.13×133-2693.87×70= 41.26 N·m，D點彎矩：MDy

25、= RBY L3=1690.13×63= 92.96N·m，M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2=1919.26×120-915.52×70=92.96 N·md. 水平面內(nèi)的支撐反力：MB=0，RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44×133980.49×63-101.33×238.827/2/128=750.70 NZ=0，RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N，水平面內(nèi)C點彎矩：MCz= R

26、AzL1=750.70×50=23.65 N·m，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23×133 - 980.49×70=-10.55N·m，D 點彎矩：MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N·m，M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120-101.33×164.9/2-317.44×70= 29.92N·m e. 合成彎矩：MC=M+ M= 47.56N·mM=M+ M=42.5

27、9 N·mMD=M+ M=97.71 N·m，M=M+ M= 97.66N·mf. 作軸的扭矩圖如圖1.3c所，計算扭矩：T=T2=86.955N·mg. 校核低速軸II強度，由參考文獻3第三強度理論進行校核：1. 由圖1.3可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， MD M ，取M= M=97.71 N·m，抗彎截面系數(shù)：w=d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 =M2 +T2 / w=97.712 +86.9552 /2.65×10-3 =44.27b-1=59 Mpa（2）

28、.由于C點軸徑較小故也應進行校核： MC M ，取M= M=47.56 N·m，抗扭截面系數(shù)：w=d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 =M2 +T2 / w=47.562 +86.9552 /2.65×10-6 =35.14b-1= 59 Mpa故該軸滿足強度要求3. 減速器低速軸III的設計a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構鋼，調(diào)質(zhì)處理，按2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b 齒輪4受力（與齒輪1大小相等方向相反）：圓周力Ft

29、4=2693.87N，徑向力Fr4=980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.87×71/（125+71）=1157.52 N Y=0，Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，垂直面內(nèi)D點彎矩MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50 N·m ，M= RBY L2=1157.52×125=84.50 N·mc. 水平面內(nèi)的支撐反力：MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.49×70/196=421.

30、31NZ=0，RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，水平面內(nèi)D點彎矩MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 N·m，M= RBz L2=421.31×125=30.76 N·me. 合成彎矩：MD=M+ M= 90.20 N·m， M=M+ M=89.92 N·mf. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所，計算扭矩：T=T3=393.197N·mg. 校核低速軸III：根據(jù)參考文獻3第三強度理論校核： 由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強度， MD M ，取M= MD =9

31、0.20 N·m， 又抗彎截面系數(shù)：w=d3 min/32=3.14×423 /32=7.27×10-6 m3 =M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.27×10-6 =55.73b-1= 59 Mpa故該軸滿足強度要求。六，滾動軸承的選擇與壽命計算1. 減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40，由1表4.6-3選用型號為30208，其主要參數(shù)為：d=40，D=80，Cr=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=4280

32、0查2表9-6當A/R時，X=1，Y=0；當A/R頁：9時，X=0.4，Y=1.6b. 計算軸承D的受力（圖1.5）， （1）支反力RB= R+ R=36.252 +269.272 =271.70 N，RC= R+ R=1184.792 +353.692 =1236.46 N（2）附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 Nc. 軸向外載荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A -SC）= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，F(xiàn)A +S

33、B）= SC =412.15 Ne. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查2表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6， PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×271.7+1.6×310.82）=1090.79 NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1236.46= 2225.63Nf. 計算軸承壽命 又

34、PB PC，故按PC計算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60×960）=0.12×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=60.26L=11年 故該軸承滿足壽命要求。2. 減速器低速II軸滾動軸承的選擇與壽命計算a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=35，由1表4.6-3選用型號為30207，其主要參數(shù)為：d=35，D=72，Cr=51500 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200 查2表9-

35、6當A/R時，X=1，Y=0；當A/R頁：9時，X=0.4，Y=1.6b. 計算軸承D的受力（圖1.6） 1. 支反力RB=R+R=1919.262 +547.232 =1995.75 NRA= R + R =750.702 +353.692 =922.23 N2. 附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 Nc. 軸向外載荷 FA=Fa2=101.33 Nd. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，F(xiàn)A-SB）= FA

36、-SB =522.34 Ne. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查2表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312=0.37，取X=1，Y=0 PB= fd fm（X RB +YAB）=1.2×1.5×1995.75=3592.35 NAA/ RA =522.34/922.23=0.566=0.37，取X=0.4，Y=1.6 PA= fd fm（X RA +YAA）=1.8×（0.4×922.23+1.6×522.34）=2168.34Nf. 計算軸承壽命 又PB PA，故按PB

37、計算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60×303.673）=0.1833×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=91.65L=11年 故該軸承滿足壽命要求。3. 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算a. 高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55，由1表4.6-3選用型號為6211，其主要參數(shù)為：d=55，D=100，Cr=33500 N，Cr0=25000b. 計算軸承D的受力（圖1.5）支反力RB= R+ R=1157.522 +4

38、21.312 =1231.81 N，RC= R+ R=1536.352 +559.182 =1634.95 Nc. 軸向外載荷 FA=0 Nd. 計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查2表9-7 fd =1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 NPC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91Ne. 計算軸承壽命 又PB PC，故按PC計算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /294

39、2.91）10/3 /（60×63.829）=27.41×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=399.45L=11年故該軸承滿足壽命要求。七，鍵聯(lián)接的選擇和驗算1.聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30，查1表4.5-1得 b×h=8×7，因半聯(lián)軸器長為60，故取鍵長L=50 ，即d=30，h=7，L1 =L-b=42，T1=28.38 N·m，由輕微沖擊，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4×29.844/（30×

40、;7×42）=12.87P=100 Mpa故此鍵聯(lián)接強度足夠。2 小圓錐齒輪與高速軸I的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20，查1表4.5-1得 b×h=6×6，因小圓錐齒輪寬為55，故取鍵長L=42 即d=20，h=6，L1 =L-b=36，T1=29.844N·m，由輕微沖擊，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4×29.844/（20×6×36）=27.63P=100 Mpa故此鍵聯(lián)接強度足夠。大圓錐齒輪與低速軸II的的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵（GB

41、1095-79 ，GB1096-79），由d=50，查1表4.5-1得 b×h=14×9，因大圓錐齒輪寬為50，故取鍵長L=44 即d=50，h=9，L1 =L-b=30，T2=86.955 N·m，由輕微沖擊，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4×86.955/（50×9×30）=25.76P=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。4. 大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60，查1表4.5-1得 b×h=18×11，因大圓柱齒輪寬為64，故取鍵長L=54 ，即d=60，h=11，L1 =L-b=36，T3=393.197 N·m，由輕微沖擊，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4×393.197 /（60×11×36）=66.19P=100 Mpa故此鍵聯(lián)接強度足夠。5. 低速軸III與輸出聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB109