课程设计-二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计计算说明书.docx

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1、沏埼大多设计题目：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计者：学号：同组者：学院：专业班级:指导教师:二。一四年。六月二十一日一、设计任务书2二、总体设计计算41 .电机型号选择2 .各级传动比分配3 .各轴的运动参数和动力参数计算转速、功率、转矩三、传动机构设计计算61 .直齿圆柱传动2 .圆锥齿轮传动四、轴系零件设计计算101 .输入轴的设计计算2 .中间轴的设计计算3 .输出轴的设计计算五、滚动轴承的选择与寿命校核计算20六、键连接的强度校核计算23七、润滑和密封方式的选择24八、箱体的设计25九、附件的结构设计和选择25十、设计总结26参考文献27一、设计任务书1、二级圆锥-圆柱设计方案m条件：输

2、送带牵引力F=3500N带速V=l.7ms卷筒直径D=200mm2整体方案如下：图1-1二级圆锥-圆柱齿轮减速器整体外观参考图图1-2二级圆锥-圆柱齿轮减速器内部结构参考图In轴图1-3二级圆锥-圆柱设计运动方案简图二、总体设计计算1、电机型号选择1）电动机类型选择：Y系列三相异步电动机2电动机功率计算：输出功率：P输出=JFXqlOO0=595KW按机械设计根底课程设计P7表2-4取联轴器=0.99轴承的效率确实定：圆锥齿轮处选用圆锥滚子轴承直齿圆柱处选用圆锥滚子轴承按机械设计根底课程设计P7表2-4取轴承=0.98圆锥齿轮效率确实定：按机械设计根底课程设计P7表2-4取锥齿=0.96直齿圆

3、柱齿轮效率确实定：按机械设计根底课程设计P7表2-4取圆柱=0.97传动装置的总效率：总二3轴承X2联轴器锥齿x圆柱=0.9930.9920.950.97=0.85电机所需的工作功率：P工作二P输出/总=7.02KW2确定电动机转速卷筒转速：n筒=60x1000VnD=6010001.7/5x200=162.33rmin按机械设计根底课程设计P4表2-1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围z,a=3-6取圆锥传动比=2-3,那么总传动比理时范围为冷=618。故电动机转速的可选范围为d=z,a112=6-18)162=972-2916rmin,符合这一范围的同步转速有100O

4、和1500rmi11o根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号：因此有两种传动比方案：1000和1500rmir综合考虑电动机传动平稳和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比拟适合，所以选同步转速为100Ormin。3确定电动机型号按手册P167表12-1,选用Y160M-6型三相异步电动机。Ped=7.5KW,i=970rmin,额定转矩2质量119kg。2、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1传动装置总传动比：i总二nn筒二62分配各级传动比：取低速级圆柱齿轮的传动比”二3,那么高速级圆锥齿轮的传动比=2。所得力、力2值分别符合圆锥、圆柱齿轮传动比的

5、传动范围。3、各轴运动参数及动力参数计算电动机为I轴，减速器高速轴为11轴，低速轴为III轴1)计算各轴转速r/minP输出=5.95KW联轴器=0.99轴承=0.98锥齿=0.95圆柱=0.97总=0.85尸工作=7.02KW11筒=162.33rminn电机=100Ormin电动机型号Y160M-6，总二6低速级圆柱齿轮Z2-3高速级圆锥齿轮z=2rn=970rminOT=mz=9702=485(rmin)m11=1111z2=4853=161.67(rmin)2计算各轴的输入功率KW)PI=Ped义联=7.425KWPII=PIX轴承锥齿=7.425x0,99x0.95=6983KWP1

6、1=P117轴承x圆柱=6.983x0,99x0.97=6706KW计算各轴扭矩(N-mm)T=9.55106Pm=9.551067.425970=73102NmmT11=9.55106P11n11=9.551066.983/485=137500N-mmT11=9.55106P11m11=9.551066.706/162=396056N-mmrn=970rminm=485(rmin)nm=161.67(rmin)P=7.425KWP11=6.983KWP11=6.706KW7=73102N-mm7=137500N-mm7=396056Nmm三、传动机构设计计算1、直齿圆柱齿轮传动的设计计算(1

7、)选定齿轮传动类型、材料、热处理方式及精度等级根据所选传动方案，选用闭式齿轮传动。大、小齿轮均采用软齿面。小齿轮材料选用40Cr,调质，齿面硬度为,280HBS。大齿轮选45钢，调质，齿面硬度250HBS；按手册P129表10-4选8级精度。齿面精糙度RaL63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计确定有关参数如下：传动比/2=3取小齿轮齿数Zl=27。那么大齿轮齿数：Zi=27Z2=z2Zi=327=812=81实际传动比o=8127=3传动比误差：源o=3-33=O%v2.5%可用齿数比：u=io=3u=3取9a=03,那么:d=0.5(+l)a=0.6计算小轮分度圆直径d2kT11(w+l)

8、dw(ZZhZ)21/3确定各参数值均按机械设计根底选取：1载荷系数P80表6-6,取K=L22)小齿轮名义转矩T11=9.55106P1111=9.551066.983/485=137500N-mm3)材料弹性影响系数P81表6-8,取Ze=189.8(MPa)V24区域系数Zh=2.55)重合度系数t=l.88-3.2(1/Z+lZ2)=1.72Z=(4-t)312=0.876许用应力按P80图6-19,可知OHlimI=770MPa,。HIim2=610MPaP81表6-7,按一般可靠度要求取SH=L那么=HimiS=770MPaoh2=(7Hlim2/Sh=610MPa取两式中的较小者

9、，即DH=610MPa;于是：d2kT11(w+l)(ZeZhZ)2/dw1/3=69.51mm(3)确定模数m=dZ=2.57mm取标准值m=3mmm=3mm(4)按齿根弯曲疲劳强度校核计算v=2kT/bm2Z)KfsYr式中：1)小分度圆直径=mZ=81mm=81mm2)齿轮啮合宽度b=dd=48.6mm3复合齿形系数按P82图621得，Kfsi=4.16Kfsi=4.16,Kfs2=3.954)重合度系数r=0.25+0.75t=0.68555许用应力按P83图6-22（八）CrFlimI=310MpaCrFlim2=240Mpa按P81表6-7取SF=L25那么，/I=CrFlimI/

10、Sf=310/L25Mpa=248MpaF2=Fim25,F=240/1.25Mpa=192Mpa6计算大小齿轮的Yfs/Qf并进行比拟：Yfsi/OF=0.01678VYfs2cf2=0.02057于是，F2=(2Tm2Z1)KfsY=67.25MpaF2故满足齿根弯曲疲劳强度要求。(5)几何尺寸计算：=mZ=81mmJ2=mZ2=243mma=m2(Z+Z2)=l62mmb=48.2mm,取b2=5Ommb1=b2+(510)mm,取b=60mm(6)验算初选精度等级是否适宜齿轮圆周速度V=Trdv22/60X1000m/s=2.06ms6m/s按机械设计根底P77表6-5可知选择8级精度

11、适宜。2、圆锥齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBSo大齿轮选用45钢调质，齿面硬度250HBS；初选7级精度。齿面粗糙度RaW1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计dl2.92J2旦Vll1-0.5J2z/确定有关参数如下均按机械设计根底选取：1)传动比九二2取小齿轮齿数Zl=30。那么，大齿轮齿数：Z2=zZ=2X30=60,取Z2=60实际传动比=6830=2传动比误差：九o=(X2.5%,所以可用。齿数比:u=i2=22)齿宽系数按P98可知，熊一般为0.25035,取R=O.33)转

12、矩TiKfs2=3.95r=248MpaF2=192MpaCrF2=67.25Mpa=81mmd2=243mma=162mmb=60mmb2=50mmZ=30Z2=6OT=73102N-mm4）载荷系数k按P80表6-6取k=1.25）许用接触应力口H11=CrHIim/Sh按P80图6-19,可知OHliml=770MPa,。HIim2=610MPaP81表6-7,按一般可靠度要求，取SH=L那么11=HimiS=770MPa11=770MPa112=Hlim2SH=610MPa取两式中的较小者，BPH=610MPa;H2=6lOMPa6）材料弹性影响系数P81表6-8,取ZE=189.8（

13、MPa）i2故得：612.923（2.旦=78.7mmV%1-O.5J2Z/m*Z=2.62mm（3）按齿根弯曲疲劳强度校核bp=4k7F幺（1-0.5底）2r113J2+1确定参数D载荷系数按P80表6-6取k=1.22）转矩TlT=73102N-mm3）齿宽系数按P98可知，61?一般为0.250.35,取R=O.34）复合齿形系数分度圆锥角=22.62=arccot（Z2/Z1）=26.62=90o-1=63.4当量齿数2=67.38Zvi=Zcos=33.54Zv=33.54Zv2=Z2cos2=i34.OO按P82图621得，Zv2=134.00Yfsi=4.07,Kfs2=3.95

14、5）许用应力按P83图622（八）OFlimI=310MpaCrFlim2=240MpaP81表6-7取SF=L25那么，0F=oFimiSF=310L25Mpa=248MpaF2=Fim25F=2401.25Mpa=192Mpa6计算大小齿轮的Yfs/。并进行比拟：rFsF=0.01641dZ=2.62m按P97表6-12,取m=4mm重新计算F2=93.75p2故不满足齿根弯曲疲劳强度要求。(4)几何尺寸计算=mZ=120mmd2=mZ2=240mma=m2X(Z+Z2)=l8Ommb=40mm,取b2=4Ommb1=b2,(b=40mm(5)验算初选精度等级是否适宜齿轮圆周速度V=11d

15、m601000m/s=6.09ms10ms按机械设计根底P77表6-5可知选择7级精度适宜。r=248Mpar2=192Mpa=2.25mm=120mmJ2=240mma=180mmb=40mmb2=4Omm四、轴系零件设计计算1、输入轴(I轴)的设计计算(1)条件11=970rminPI=Ped义联=7.425KWT=73102N-mm高速级小圆锥齿轮的分度圆直径：=mZ=120mm(2)作用在齿轮上的力高速级小圆锥齿轮分度圆锥的平均直径：dml=&(1一0.5。H)=I20(l-0.50.3)=102.12mm2TFt=1402J6NdmlFr=Fttancifcos1=1402.76ta

16、n20cos26.6456.5NFa=Fttanorsin=1402.76tan20s26.6o=231.1N(3)确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，按机械设计根底P229表14-2,取C=Io3126。p7425d=03,=(103126)X3=20.3024.83mmmmNnlV970因轴需要与电机相连接，Y160M-6输出轴轴径为42mm,故取nin=42mm(4)各轴段直径确实定1轴段12应与联轴器相配合确定联轴器型号Tca=KaT1=102342Nmm其中KA为工况系数，按机械设计根底P241表15-1取Ka=1.4按手册P99表8-7(GB/T50142003L选用J

17、型轴孔LX3弹性柱销联轴器；公称转矩500Nm许用转速6300rmin,转动惯量0009Kgm2,di=42mm,L=84mmo所以根据联轴器d2=42mm,L=84mm,故取di2=42mm,L12=8Omm2轴段23应为联轴器的定位轴肩，装套筒根据轴段12直径为di2=42mm,轴段23直径J23=48mm,L23=6Ommo3轴段34应与轴承相配合11=1430rminPi=2.178KWT=14545N-md=45mmFr=1402.76NFr=456.5N工=231.7Nin=25mmdi2=42mmJ型轴孔LX3弹性柱销联轴器Li2=80mm3=48mmL23=6Omm6/34=5

18、OmmL34=22mm6/45=19mmL45=2mmd56=64mmL56=8Ommd67=49mmL7=2mmJ78=50mmL78=20mmd89=45mmL89=78mm确定轴承型号因为轴承既承受轴向力又承受径向力的作用，所以选用圆锥滚子轴承，根据轴段23直径d23=48mm,故d34=25mm0根据轴段34直径d34=50mm,按手册P75表6-7,选用30210型轴承；B=20mmo根据所选轴承，L34=20mm4）轴段45应为砂轮越程槽按手册P15表1-25取d45=49mm,L45=2mm5）轴段56应为两轴承定位轴肩取d56=64mm,L56=8Omm6）轴段67应为砂轮越程

19、槽按手册P15表1-25取7-49mm,L67=2mm7轴段78应与轴承相配合（直径确定同轴段34相同）另为保证套筒与轴承贴紧，将该轴段减少2mm故取d78=50mm,L78=20mm8）轴段89应与高速级小圆锥齿轮配合取J9=45mm,按机械设计根底P99L=（I1.2）ds其中,轴径ds=d89=45mm,故得，L=（4554）mm取L=56mm因为轴段89上应有套筒将轴承和齿轮隔开并定位，取套筒长I=20mm综上，L78=78mm（5）输入轴（I轴）的强度校核1）轴承的径向支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立如下列图所示的力学模型。水平面的径向支反力:Fhb=

20、113.148N尸HA=596.67N在垂直面内Fhb=(231.3*51.06-462.5*50)/100=-U3.148NFha=Fhb(-113.148)=596.67N弯矩图如下：Fvb=701.38NFVA=2104.14NFvB=Ft*50100=-701.38NFva=FtiFVB=2104.14N弯矩图如下：剖面B处的弯矩：Mhb=11.3N-mMvb=70.14N-r水平面的弯矩：Mhb=II.3N-m垂直面的弯矩：MVB=70.14Nm合成弯矩：Mb=(Mhb2+Mvb2)1/2=71.04N-m2轴所受扭矩T=Ft*2=71.625N-m画扭矩图：71.625N-m3计算

21、剖面B处当量弯矩因轴是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6MeB=(MB2+(x77)2)12=82.48N-m4判断危险截面并验算强度剖面B处当量弯矩最大而其直径与相邻段相差不大，所以剖面B为危险截面，轴的材料为45#钢，调质处理，按机械设计根底P224表14-1查得，许用弯曲应力d=60Mpa0Se=Me/W=Me(0.ld3)=6.598Mpa-=60Mpa故输入轴确定的尺寸是平安的。2、中间轴(II轴)的设计计算(1)条件m=485(rmin)Pii=6.983KWm=485（rmin）Pii=6.983KWT11=137500N-mm高速级大圆锥齿轮的分度圆直径：T11=137500N

22、-mmd=240mm低速级小圆柱直齿圆柱齿轮的分度圆直径Ji=81mm(2)作用在齿轮上的力高速级大圆锥齿轮受力：力的大小与高速级小齿轮力对应相等Ft=1346NFt=1346NFr=219NFr=219NFa=438NFa=438N低速级小直齿圆柱齿轮受力：里;2x137500=3395N“di45Ftl=3395NFri=Fatan=3395tan20o=1236N(3)确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr钢，调质处理，按机械设计根底P229表14-2,取C=Io3-126。工=1236Ndmin=CJ&=（97112）X（喂=23.6027.25mm因轴上有两个键槽，故直径增大23mm

23、,暂取4nin=28mmd111in=28mm(4)各轴段直径确实定1轴段12应与轴承相配合，与套筒相联接确定轴承型号因为轴承既承受轴向力又承受径向力的作用，所以选用圆锥滚子di2=35mmLi2=32mmJ23=40mmL23=50md34=52mmL34=25mmd45=87mmL45=6Omm6=48mmL56=15mmd67=34.2mmL7=2mmd78=35mmL78=l8mm轴承，根据轴最小直径dmin=28mm,故取di2=35mm0按手册P75表6-7,选用30307轴承；B=20mm,套筒长度一般选为I=IOmm所以Li2=B+l+2=32mmo2轴段23应与高速级圆锥大齿

24、轮相配合取J23=48mm,按机械设计根底P99L=(I1.2)ds其中，轴径Js=J23=40mm,故得，L=(4048)mm取L23=50mm3轴段34应为两齿轮定位轴肩取d34=52mm,L34=25mm4轴段45应为小直齿圆柱齿轮轴段局部，为确保齿轮强度，将轴与齿轮作为一体取d45=81+32=87mm,L45=60mmo5轴段56为过渡轴段，为轴承定位轴肩6/56=48mm,Ls6=15mm6轴段67为砂轮越程槽d67=34.2mm,L7=2mm7轴段78为应与轴承配合d78=35mm,L78=l8mm(5)中间轴UIft)的强度校核1轴承的径向支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和

25、齿轮在轴上的安装位置,建立下列图所示的力学模型FhaFr2FhbFha=F3*55-F2*135-Fa*102.12180=-35NFhb=F3-Fhb-Fvi=1052N弯矩图如下：FvA=(Ft2*135+Ft3*55)180=2047NFvb=Ft+Ft3-FvA=2694N弯矩图如下：剖面D、C处的弯矩：水平面的弯矩：Mhdi=1.58N-mMhd2=-43.15N-mfvc=-57.87N-m垂直面的弯矩：MVD=92.12N-mMmc=148.20N-m合成弯矩：Mdi=(Mhdi2+Mvd2)12=92.13N-mMm=(Mhd22+Mvd2)1/2=101.7N-mMC=(MH

26、C2+Mvc2)i2=159.lN,m2轴所受扭矩T=Ft2*i22=43.98N-m画扭矩图：43.98N-mMdi=92.13N-mMD2=101.7N,mMc=159.1N-mT=43.98N-mSeB=3IMPaSeC=I7.32MpaOTi=162rminP11=6.706KWT11=396056N-mmFt2=3259.723计算剖面B、C当量弯矩因轴是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6MeD=(MD22+(1T)2)l2=11O.82N,11MeC=(MC2+(QT)2)1/2=165.03Nm4判断B、C截面并验算强度因为危险截面在B或C截面上，轴的材料为40Cr钢，调质处理，

27、按机械设计根底P224表14-1查得，许用弯曲应力d=70Mpa0SeD=MeB/W=Me(O.Id3)=3.1IMpa-l=70MpaSeC=Mec/W=Mec(0.Id3)=17.32Mpa-=70Mpa故中间轴确定的尺寸是平安的。3、输出轴(III轴)的设计计算(1)条件mu=162rminPm=6.706KWT11=396056N-mm低速级大圆柱直齿圆柱齿轮的分度圆直径d2=243mm(2)作用在齿轮上的力低速级大圆柱直齿齿轮受力：受力大小与低速级小齿轮受力对应相等Ft4=3259.72NFr4=1186.44N(3)确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr合金钢，调质处理，按机械设计

28、根底P229表14-2,取C=IO3126。dmm=C於=(97112)j因轴上有一个键槽，故直径增大(4)各轴段直径确实定1轴段12应与联轴器相配合确定联轴器型号Tca=KATm=132900Nm33.5538.74加1625%,暂取d11iin=40mm1NFr2=1186.44N其中KA为工况系数，按机械设计根底P241表15-1取Ka=1.9按手册P99表8-7(GB/T50142003L选用J型轴孔LX3弹性柱销联轴器；公称转矩500N-m许用转速6300rmin,转动惯量0.009Kgm2,di=42mm,L=84mm0所以根据联轴器必二42mm,L=84mm,故取di2=42mm

29、,L12=8Omm2轴段23应为联轴器的定位轴肩根据轴段12直径为di2=42mm,轴段23直径d23=48mm,L23=60mmo3轴段34应与轴承相配合确定轴承型号因为轴承只承受径向力的作用，所以选用深沟球轴承，根据J23=33mmo按手册P65表6-1,选用6310型轴承；d=50mm,B=27mm,所以6/34=50mm,L34=30mmo4轴段45为过渡轴段取J45=64mm,取L45=73mm5轴段56应为齿轮定位轴肩取6=70mm,L56=12mm6轴段67应与低速级大直齿圆柱齿轮相配合取J7=56mm,因为b2=55mmIZb2,轴段67长度应比低速级直齿圆柱大齿轮轮毂长略短，

30、故取L67=52mm8轴段78应与轴承相配合轴段长度确定与轴段34相似故，J9=50mm,L9=50mm(5)输出轴III轴)的强度校核1轴承的径向支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立如下列图所示的力学模型。dmin=40mmdi2=42mmL12=8Omm3=48mmL23=6OmmJ34=50mmL34=30mmd45=64mmL45=73mm6=70mmLs6=12mm7=40mmL67=27mm78=5OmmL78=50mm12661/水平面的径向支反力：FtFhcFhaFhb=Ft*126(126+61)=2196.39NFha=FtFhc=1063.33

31、N弯矩图如下：在垂直面内：FVB=799.4NFva=387.1NFhc=2196.39NFha=1063.33NFrFvaFvbFvb=F*126187=799.4NFva=F-Fvb=387.IN弯矩图如下：剖面B处的弯矩：水平面的弯矩：MHB=I32.98Nm垂直面的弯矩：MVB=48.76N-m合成弯矩：Mb=(Mhb2+Mvb2)1/2=142.58N-m2轴所受扭矩T=Ft*2=396.1N-m396.1N-m画扭矩图:3计算剖面B处当量弯矩因轴是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6MeB=(MB2+(QT)2)1/2=277.12Nm4判断危险截面并验算强度剖面C处当量弯矩最大而其

32、直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面，轴的材料为40Cr合金钢，调质处理，按机械设计根底P224表14-1查得，许用弯曲应力H=70Mpa0Sei=MeN=MeB(0.1d3)=15.8MPa-=70Mpa另外，轴段12截面最小，为危险截面Se2=MeN=Me(0.ld3)=37.4MPaFA所以轴承A端为压紧端，轴承B端为放松端。即，FaA=P+Fa=213.3NFaB=F,B=ON切计算轴承的当量动载荷PFaAlFrA=O.295eFaFrB=O.103PA,所以，应以轴承B的径向当量动载荷PB为计算依据。预期寿命Lh=58400h因常温下工作，按机械设计根底P202表12-5,取温

33、度系数代=1；受冲击载荷较小，按机械设计根底P202表12-6取冲击载荷系数%=L5；即，CrB,=dPB6OnLh/106)1/3优=3878842N按机械设计根底P201表12-4可知，Cr=72200NGb尸A所以轴承A端为压紧端，轴承B端为放松端。即，FaA=Pb+Fa=219NFaB=FB=ONe计算轴承的当量动载荷PFaAlFa=O.214eFaB/FrB=O.153Pb，所以，应以轴承B的径向当量动载荷PB为计算依据。预期寿命=58400h因常温下工作，按机械设计根底P202表12-5,取温度系数代=1；受冲击载荷较小，按机械设计根底P202表12-6取冲击载荷系数%=L5；即，

34、CrA,=dPB(60nIh106)310t=39.816KN按机械设计根底P201表12-4可知，Cr=71.2KNCrA,Cr所以选用的30307型轴承是平安的。5计算输出轴轴承确定轴承型号因为轴承只承受径向力的作用，可选用深沟球轴承，根据J=50mmo按手册P65表6-1,选用30310型轴承；d=50mm,B=27mm,a1111=162rminFhb=2196.39NFha=1063.33NFvb=799.44NFva=387NFa=ONb两轴承采用正装，即窄边相对。C计算径向力尸A、FrBFrA=(Fha2+Fva2)iz2=1131.56NFrB=(Fhb2+Fvb2)12=23

35、37.4N计算轴承的当量动载荷PPa=1131.56NPb=2237.4NH计算所需的根本额定动载荷Cr因为PAVPB,所以，应以轴承A的径向当量动载荷PA为计算依据。预期寿命=58400h因常温下工作，按机械设计根底P202表12-5,取温度系数五二1；受冲击载荷较小，按机械设计根底P202表12-6取冲击载荷系数d=1.5;即，CrA=dPa(60nIh106)310t=27.72KN按机械设计根底P201表12-4可知，Cr=122000NGaC所以选用的30310型轴承是平安的。六、键联接的选择及强度校核计算Ca,=39.816KN30310型轴承Fa=1131.56NFb=2237.

36、4NPa=1131.56NPb=2237.4NGa=27.72KN1输入轴与联轴器连接采用平键联接A型平键轴径d=42mmL=80mmT=73102N-mm查手册P53GB/T1096选C型平键键128L=65mm键128=L-=65-12=53mmz=8mm因为联轴器材料为钢制的，且承受轻微冲击按机械设计根底P181表11-7p=110Mpap=47JzZ=47310253842)=16.42Mpap=110MpaL=65mm2输入轴与高速级小圆锥齿轮连接采用平键联接轴径d=45mmL=80mmT=73102N-mmA型平键查手册P53GB/T1096选A型平键键128键12x8L=45mm=Lf=45T2=33mmh=8mm因为齿轮材料为40Cr,且承受轻微冲击按机械设计根底P181表11-7p=110Mpap=4TJzZ=47310245x8x33=24.61Mpap=110MpaL=45mm3中间轴与高速级大圆锥齿轮连接用平键联接轴径d=40mmL=48mmT11=137500N-mm