胶带输送机传动专业系统设计.doc

目录
第一章 设计任务书………………………………………2
第二章 传动系统方案总体设计………………………4
第三章 V 带传动设计计算……………………………7
第四章 高速级齿轮设计…………………………………9
第五章 低速级齿轮传动设计……………………………14
第六章 各轴设计方案……………………………………19
第七章 轴强度校核……………………………………25
第八章 滚动轴承选取和寿命计算………………………39
第九章 键连接选取和校核………………………………33
第十章 联轴器选取和计算……………………………35
第十一章 润滑和密封形式选取………………………36
第十二章 箱体及附件构造设计和选取………………37
总 结………………………………………………………39
参照资料……………………………………………………39

第一章 设计任务书
一、设计题目：胶带输送机传动系统设计
1、机器功能规定
胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料惯用设备之一，其重要功能是由输送带完毕运送机器零、部件工作。
2、机器工作条件
（1）载荷性质 单向运送，载荷较平稳；
（2）工作环境 室内工作，有粉尘，环境温度不超过35°C；
（3）运动规定 输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；
（4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；
（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压380/220V；
（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；
（7）生产条件 中型机械厂，小批量生产。
3、工作装置技术数据
（1）输送带工作拉力：F=10.8kN；
（2）输送带工作速度：V=1.3m/s；
（3）滚筒直径：D=400mm。
二、设计任务
1、设计工作内容
（1）胶带输送机传动系统方案设计（涉及方案构思、比选、决策）；
（2）选取电动机型号及规格；
（3）传动装置运动和动力参数计算；
（4）减速器设计(涉及传动零件、轴设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选取，机体构造及其附件设计)；
（5）V带传动选型设计；
（6）联轴器选型设计；
（7）绘制减速器装配图和零件工作图；
（8）编写设计阐明书；
（9）设计答辩。
2、提交设计成品
需要提交设计成品：纸质版、电子版（以班级学号＋中文姓名作为文献名）各1份。内容涉及：
（1）减速器装配图一张；
（2）零件图2张 (完毕传动零件、轴和箱体名称)；
（3）设计计算阐明书一份。
三、设计中应注意事项
1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整顿成果，列表保存。
2.设计中要贯彻原则。（原则件和原则尺寸）
3.全面考虑问题：强度、构造、加工工艺等。
4.设计应有创造性，多方案比较，择优选用。
5.设计过程中注意培养独立工作能力。
6.提交设计成品应符合指引教师给出格式规定。
四、设计阶段
1.筹划阶段；2.方案设计；3.技术设计；4.设计文献汇总。
五、完毕时间
规定在12月10日之前完毕所有设计任务。
指引教师：姚贵英
9月2日

第二章 传动系统方案总体设计
一、带式输送机传动系统方案如下图所示

二、电动机选取
1．电动机容量选取
依照已知条件由计算得知工作机所需有效功率

设：——对V带效率。=0.96
——对滚动轴承效率。=0.99
——为齿式联轴器效率。=0.99
——为7级齿轮传动效率。=0.98
——输送机滚筒效率。=0.96
估算传动系统总效率：

工作机所需电动机攻率为：
Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：，因而综合应选电动机额定功率
2、电动机转速选取
依照已知条件由计算得知输送机滚筒工作转速

查表得V带传动比范畴为i1∈[2,4]；二级圆柱齿轮减速器传动比为i2≤ [8,60 ]。总传动比范畴为[16,240]；则电动机转速范畴为[993,14897]。
方案比较
方案号
型号
额定功率
KW
同步转速
r/min
满载转速
r/min
1
Y160L-2
18.5kW
3000
2930
2
Y180M-4
18.5kW
1500
1470
由表中数据可知两个方案均可行，但方案2传动比较小，传动传动装置构造尺寸较小。因而可采用方案2，选定电动机型号为Y180M-4。其重要参数如下表：
方案号
型号
额定功率
KW
同步转速
r/min
满载转速
r/min
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
2
Y180M-4
18.5kW
1500
1470
2.0
2.2
三、传动比分派
带式输送机传动系统总传动比：

四、传动系统运动和动力学参数设计
传动系统各轴转速、功率和转矩计算如下：
0轴——电动机轴

1轴——减速器高速轴

2轴——减速器中间轴

3轴——减速器低速轴

4轴——工作机

轴号
电动机
减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速r/min
1470
1470
264.86
62.03
62.03
功率kw
16.9
16.73
16.23
15.74
15.43
转矩N•m
109.79
108.69
585.13
2423.55
2375.32
联接、传动件
联轴器
齿轮
齿轮
联轴器
传动比
1
5.55
4.27
1
传动效率
0.99
0.97
0.97
0.9801
第三章 V带传动设计计算
1、拟定功率PC
KA为工作状况系数，查课本表8-7可得KA=1.2
即 PC=KAPed=1.2×18.5=22.2kW
2、 选取V带型号
依照计算功率PC=22.2kW，积极轮转速n1=1470r/min，由课本图8-11选取B型普通V带。
3、 拟定带轮基准直径dd1、dd2
由课本表8-8和图8-11得=125mm
取
大带轮基准直径

由课本表选用原则值dd2=600mm，
则实际传动比i、从动轮实际转速分别为

4、 验算带速v

带速在5～25范畴内。
5、 拟定带基准长度Ld和实际中心距a
依照课本（8-20）式得
得
初定中心距，由课本式(8-22)得：

查课本表8-2可得：Ld=3150mm
由课本（8-23）式得实际中心距为

中心距变动范畴为

6、 检查小带轮包角α1
由课本式（8-17）得
7、 拟定V带根数Z
由dd1=140mm和n0=1470r/min，查表得P0=2.85kW。
依照n0=1470r/min，i=4.29和B型带，查表得ΔP0=0.47kW。
查表得Kα=0.925，KL=1.07。

取z=7根。
8、 求初拉力F0及带轮轴上压力FP
查表得B型普通V带每米长质量q=0.18kg/m，依照课本式（8-27）得单根V带初拉力为

由课本(8-28)式得作用在轴上压力FP为

9、 设计成果
选用7根B型V带，中心距a=967mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=600mm，轴上压力FP=3694.6N。
第四章 高速级齿轮设计
已知条件为16.73kW，小齿轮转速=1470r/min，传动比5.55，由电动机驱动，工作寿命8年，两班制，载荷平稳，持续单向运转。
一、选定齿轮类型、精度级别、材料以及齿数
1、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
2、减速器运送机为普通工作机器，工作速度不是太高，因此选用7级精度（GB10095-88）
3、选用材料，由表10-1可选取小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度相差40HBS。
4、选小齿轮齿数为z1=20，大齿轮z2=5.5520=111。
二、按齿面接触强度设计
1、拟定各计算数值
（1）试选载荷系数Kt=1.3。
（2）计算小齿轮传递转矩。

（3）由课本表10-7选用齿宽系数φd=1。
（4）由课本表10-6查得材料弹性影响系数。
（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim1=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
（6）由课本式10-13计算应力循环次数

（7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。
（8）计算接触疲劳许用应力。
取失误概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得

2、计算
（1）试算小齿轮分度圆直径

（2）计算圆周速度v。

（3）计算齿宽b。

（4） 计算齿宽与齿高之比。
模数
齿高

（5）计算载荷系数
依照v=5.01m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.14；
直齿轮，KHσ=KFσ=1；
由课本表10-2查得使用系数KA=1；
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
KHβ=1.422。由b/h=8.9，KHβ=1.422查图10-13KFβ=1.45；故载荷系数
K=KAKvKHαKHβ=11.1411.422=1.621
（6）按实际载荷系数校正所算分度圆直径，由课本式(10-10a)得
（7）计算模数m。

三、按齿根弯曲强度设计
由课本式（10-5）得弯曲强度设计公式为

1、拟定公式内各计算数值
（1）由课本图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮弯曲强度极限σFE1=380MPa；
（2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88;
（3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得

（4）计算载荷系数K。
K=KAKvKFαKFβ=11.1411.45=1.653
（5）查取齿形系数。
由课本表10-5查得 YFa1=2.80；YFa2=2.17。
（6）查取应力校正系数
由课本表10-5查得 YSa1=1.55；YSa2=1.80。
（7）计算大、小齿轮并加以比较。
大齿轮数值大。
2、设计计算

对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数m不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数m大小重要取决于弯曲强度所决定承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数乘积）关于，可取由弯曲强度算得模数2.38并就近圆整为原则值m=2.5mm，按接触强度算得分度圆直径d1=70.04mm，算出小齿轮齿数
大齿轮齿数
这样设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到构造紧凑，避免挥霍。
4、几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=282.5=70mm d2=z2m=1552.5=388mm
（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度
b=φdd1=170=70mm，取B2=70 B1=75mm。
5、齿轮圆周速度v

查表可知，选7级精度是适当。
第五章 低速级齿轮传动设计
已知条件为输入功率16.23kW，小齿轮转速=264.86r/min，传动比4.27由电动机驱动，工作寿命8年，两班制，载荷平稳，持续单向运转。
一、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数
1、传动方案为直齿圆柱齿轮传动。
2、运送机为普通工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.
3、材料选取。由教材《机械设计》第八版，表10-1可选取小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度相差40HBS。
4、选小齿轮齿数为z1=25，大齿轮齿数为z2=254.27=107。
二、按齿面接触强度设计
1、拟定各计算数值
（1）试选载荷系数Kt=1.3.
（2）计算小齿轮传递转矩。

（3）由课本表10-7选用齿宽系数φd=1。
（4）由课本表10-6查得材料弹性影响系数。
（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim1=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
（6）由课本式10-13计算应力循环次数

（7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。
（8）计算接触疲劳许用应力。
取失误概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得

2、计算
（1）试算小齿轮分度圆直径

（2）计算圆周速度v。

（3）计算齿宽b。

（4）计算齿宽与齿高之比。
模数
齿高

（5）计算载荷系数
依照v=1.6m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08；
直齿轮，KHσ=KFσ=1；
由课本表10-2查得使用系数KA=1；
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
KHβ=1.435。由b/h=11.1，KHβ=1.435查图10-13KFβ=1.45；故载荷系数
K=KAKvKHαKHβ=11.0811.435=1.55
（6）按实际载荷系数校正所算分度圆直径，由课本式(10-10a)得
（7）计算模数m。

三、按齿根弯曲强度设计
由课本式（10-5）得弯曲强度设计公式为

1、拟定公式内各计算数值
（1）由课本图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮弯曲强度极限σFE1=380MPa；
（2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.90;
（3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得

（4）计算载荷系数K。
K=KAKvKFαKFβ=11.0811.45=1.566
（5）查取齿形系数。
由课本表10-5查得 YFa1=2.62；YFa2=2.18。
（6）查取应力校正系数
由课本表10-5查得 YSa1=1.59；YSa2=1.79。
（7）计算大、小齿轮并加以比较。
大齿轮数值大。
2、设计计算

对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数m不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数m大小重要取决于弯曲强度所决定承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数乘积）关于，可取由弯曲强度算得模数2.03并就近圆整为原则值m=2.5mm，按接触强度算得分度圆直径d1=122.623mm，算出小齿轮齿数
大齿轮齿数
这样设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到构造紧凑，避免挥霍。
四、几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=492.5=122.5mm d2=z2m=2092.5=522.5mm
（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度
b=φdd1=1122.5=122.5mm，取B2=122 B1=127mm。
五、齿轮圆周速度v

查表可知，选7级精度是适当。
第六章 各轴设计方案
一、高速轴构造设计
1、求1轴上功率
P1=16.73kW，转速n1=1470r/min，转矩T1=108.69N·m。
2、计算作用在齿轮上力
转矩：
圆周力：
径向力：
3、初步估算轴直径
选用45号钢作为轴材料，调质解决。硬度为217-255HBS
查表取A0=112，于是得
为轴最小直径。
4、轴构造设计
（1）拟定轴构造方案
该轴（输入轴）轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图：

1 2 3 4 5 6 7
轴段1重要用于安装联轴器，其直径应于联轴器孔径相配合，因而要先选取联轴器。联轴器计算转矩为，考虑到转矩变化很小，依照工作状况选用，则：
。
依照工作规定选用弹性套柱销联轴器，查手册选用LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250N·m。半联轴器孔径d1=32mm，半联轴器长度L=82mm。与轴配合轮毂孔长度为L1=60mm。
（2） 拟定各轴段直径和长度
轴段1：为配合轴颈，按半联轴器孔径，选用轴段1直径为d1=32mm。为证定位规定，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短mm，轴段1总长为。
轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定高度其直径拟定为：d2=35mm。对于轴承端盖宽度有取轴承端盖宽度为，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离，故取L=50mm。
轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6307深沟球轴承。宽度。因此轴段1直径应为轴承内圈直径；为保证轴承轴向定位用挡油盘定位。
轴段4：取齿轮距箱体内壁距离a=16mm，考虑到箱体锻造误差，在拟定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取s=8mm，已知滚动轴承宽度为21mm，L=21+8+16+（70-66）=49mm，取其长度为49mm。
轴段5：齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=5mm，则轴环处直径d5=32mm。轴环宽度，取L5=21mm。
轴段6：取这段直径d4=40mm，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为70mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取L4=66mm。
轴段7：为支撑轴颈，用来安装轴承。直径为32mm，长度为82mm。
二、中间轴构造设计
1、求2轴上功率
转速
转矩
2、计算作用在齿轮上力：
转矩：
圆周力：
径向力：
3、初步估算轴直径：
选用45号钢作为轴材料，调质解决。硬度为217-255HBS
查表取A0=112依照公式
计算轴最小直径，并加大3%以考虑键槽影响。
4、拟定轴构造设计
（1）轴构造如图所示。

1 2 3 4 5
（2）依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
该轴（中间轴）轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。
轴段1：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6309深沟球轴承。宽度。因此轴段①直径应为轴承内圈直径；为保证轴承轴向定位用挡油盘定位。
轴段2：为安装齿轮某些，齿轮左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为51mm,为了使挡油盘端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。
轴段3:齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6，则轴环处直径d3=52mm。轴环宽度，取L3=12mm。
轴段4：为安装齿轮某些，齿轮右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为80mm,为了使挡油盘端面可靠地压紧
齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L4=76mm。
轴段5：为支撑轴颈，用来安装轴承。因此轴段⑤直径应为轴承内圈直径；为保证轴承轴向定位用挡油盘定位，长度。
三、低速轴构造设计
1、求Ⅰ轴上功率
转速
转矩
2、计算作用在齿轮上力
转矩：
圆周力：
径向力：
3、初步估算轴直径
选用45号钢作为轴材料，调质解决。硬度为217-255HBS查表取A0=112
依照公式计算轴最小直径，并加大3%以考虑键槽影响。
4、轴构造设计
（1）拟定轴构造方案：
该轴（输入轴）轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图

1 2 3 4 5 6 7
选取联轴器。联轴器计算转矩为，考虑到转矩变化很小，依照工作状况选用，则：
。
依照工作规定选用弹性柱销联轴器，型号为LX5，与输出轴联接半联轴器孔径，因而选用轴段1直径为。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合轮毂孔长度为。
（2）拟定各轴段直径和长度
轴段1:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6310深沟球轴承。宽度。因此轴段1直径应为轴承内圈直径；为保证轴承轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为30mm，则轴段1长度为。
轴段2：为安装齿轮某些，齿轮右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为72mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。
轴段3：齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处直径d3=62mm。轴环宽度，取L3=12mm。
轴段4：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定高度其直径拟定为：。长度为综共计算后得到。
轴段5：为支撑轴颈，用来安装轴承。因此轴段5直径应为轴承内圈直径；为保证轴承轴向定位用挡油盘定位。其长度为。
轴段6：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定高度其直径拟定为：。轴承端盖宽度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离L=30mm，故取L6=50mm。
轴段7:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选用轴段7直径为。为保证定位规定，半联轴器左端用一套筒定位，轴段7长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短mm，轴段7总长为。
第七章 轴强度校核
一．高速轴校核
依照轴构造图作出轴计算简图，依照计算简图作出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。
圆周力
径向力
在垂直面上：

解得：
在水平面上：

解得：
危险截面在安装齿轮处

因此轴安全。弯矩图如下：

二、中间轴校核
依照轴构造图做出轴计算简图，依照计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。
圆周力：
径向力：
作用在小齿轮上力
圆周力：
径向力：
在垂直面上

解得：

在水平面上

解得：

因此轴安全。
三、低速轴校核
依照轴构造图做出轴计算简图，依照计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。
圆周力：
径向力：
在垂直面上

解得：
在水平面上

解得：
危险截面在安装齿轮处

因此轴安全。弯矩图如下：

第八章 滚动轴承选取和寿命计算
一、高速轴上轴承
采用6307型深沟球轴承，重要承受径向载荷也可同步承受小轴向载荷，大量生产，价格最低。
内径d=35mm 外径D=80mm 宽度B=21mm
校核1轴轴承与否满足工作规定
1、求轴承径向支反力Fr1、Fr2
（1）垂直平面支反力Fv1、Fv2

（2）水平面支反力FH1FH2

（3）合成支反力Fr1、Fr2

2、计算轴承当量载荷Pr1、Pr2
（1）查表13-5有X1=1，Y1=0，取fp=1.1 得

（2）查表13-5有X2=1，Y2=0，取fp=1.1 得

因而轴承1危险。
3、校核所选轴承
（1）由于两支承用相似轴承，故按当量动载荷较大轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数ft=1，计算轴承工作寿命：

满足使用寿命规定
结论：轴承型号最后拟定为：6307
中间轴上轴承采用6309型深沟球轴承，重要承受径向载荷也可同步承受小轴向载荷，大量生产，价格最低。
内径d=30mm 外径D=72mm 宽度B=19mm
校核Ⅱ轴轴承与否满足工作规定
（2）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、

（b）水平面支反力、

（c）合成支反力、

（3）计算轴承当量载荷、
①查表13-5有：，取，得：
②查表13-5有：，取，得：

因而轴承2危险。
二、低速轴上轴承
采用6309型深沟球轴承，重要承受径向载荷也可同步承受小轴向载荷，大量生产，价格最低.
内径d=45mm 外径D=100mm 宽度B=25mm
校核Ⅲ轴轴承与否满足工作规定
（1）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、

（b）水平面支反力、

（c）合成支反力、

（2）计算轴承当量载荷、
①查表13-5 有：，取，得：
②查表13-5有：，取，得：
，
因而轴承2危险。
（3）校核所选轴承
由于两支承用相似轴承，故按当量动载荷较大轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数ft=1，计算轴承工作寿命：

满足使用寿命规定
结论：轴承型号最后拟定为：6309
第九章 键连接选取和校核
一、高速轴上键选取和校核
1、键选取
选用普通圆头平键A型，轴径；
查表13-20得
（联轴器）键1：
（小齿轮）键2：
2、键校核
键长度不大于轮毂长度且键长不适当超过，前面算得大齿轮宽度，依照键长度系列选键长
键1：；键2：
查表6-2得
键与钢制轴在轻微冲击载荷下许用挤压应力为：
，则：
键1：
键2：
因此所选用平键强度足够
取键标记为：键1：6×32 GB1096-79
键2：8×40 GB1096-79
二、中间轴上键选取和校核
1．键选取
选用普通圆头平键A型，轴径；
查表13-20得
（大齿轮）键1：
（小齿轮）键2：
2．键校核
键长度不大于轮毂长度且键长不适当超过，前面算得大齿轮宽度，依照键长度系列选键长。
键1：
键2：
查表6-2得
键与钢制轴在轻微冲击载荷下许用挤压应力为：
，则：
键1：
键2：
因此所选用平键强度足够
取键标记为：键1：10×40 GB1096-79 键2：10×63 GB1096-79
三、低速轴上键选取和校核
1．键选取
选用普通圆头平键A型，轴径；
查表13-20得：
（大齿轮）键1：
（联轴器）键2：
2．键校核
键长度不大于轮毂长度且键长不适当超过，前面算得大齿轮宽度，依照键长度系列选键长。
键1：；键2：
查表6-2得
键与钢制轴在轻微冲击载荷下许用挤压应力为：，则：
键1：
键2：
因此所选用平键强度足够
取键标记为：键1：14×63 GB1096-79 键2：12×70 GB1096-79
第十章 联轴器选取和计算
高速轴上联轴器选取,联轴器计算转矩为，考虑到转矩变化很小，依照工作状况选用，则：
。
依照工作规定选用弹性柱销联轴器，型号为TL4，与输入轴联接半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合轮毂孔长度为。
低速轴上选取联轴器，联轴器计算转矩为，则：
。
依照工作规定选用弹性柱销联轴器，型号为HL3，与输出轴联接半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合轮毂孔长度为。
第十一章 润滑和密封形式选取
一、传动零件润滑
1．齿轮传动润滑
由于齿轮圆周速度，并且传动装置属于轻型，且传速较低，因此采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中50号油润滑，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油深度约一种齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮齿顶到油底面距离≥3060mm。
2． 滚动轴承润滑
轴承润滑采用润滑脂，润滑脂加入量为轴承空隙体积，采用稠度较小润滑脂。
二、减速器密封
为防止外界灰尘、水分等侵入轴承，并制止润滑剂漏失。
1.轴外伸端密封
毛毡圈油封。
2.轴承靠箱体内侧密封
挡油环
3.箱体结合面密封
箱体结合面密封性规定是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不容许浮现漏油和渗油现象，剖分面上不容许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3,密封表面要通过刮研。并且，凸缘联接螺柱之间距离不适当太大。
第十二章 箱体及附件构造设计和选取
箱座壁厚：，因此，取。
箱盖壁厚：，因此，取。
箱座、箱盖、箱底座凸缘厚度：b=12mm，b1=12mm，b2=20mm。
箱座、箱盖加强肋厚：。
地脚螺钉直径：df=20mm；数目：6。
轴承旁联接螺栓直径：；
箱盖、箱座联接螺栓直径：d2=12mm
轴承盖螺钉直径和数目：轴Ⅰ：
轴承盖外径：
（其中，D为轴承外径，为轴承盖螺钉直径）。
轴承旁凸台高度和半径：R1=c2=22mm。
齿轮顶圆与内箱壁距离：=10mm。
齿轮端面与内箱壁距离：=11mm。
轴承端面至箱体内壁距离，=10mm。
旋转零件间轴向距离：=14.5mm。
齿顶圆至轴表面距离：
大齿轮顶圆至箱底内表面距离：=40mm
箱底至箱底内壁距离：=20mm
减速器中心高：
箱体内壁轴向距离：
附件设计
（1）视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区位置，并有足够空间，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表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。
（2）油标：
油标位在便于观测减速器油面及油面稳定之处。
油尺安顿部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
（3）油塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其她部件接近一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因而油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支承面，并加封油圈加以密封。
（4）起盖螺钉：
启盖螺钉上螺纹长度要不不大于机盖联结凸缘厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。
5）通气孔：减速器每工作一段时间后，温度会逐渐升高，这将引起箱内空气膨胀，在机盖顶部窥视孔盖上安装通气孔，油蒸汽由该孔及时排出，以便达到箱体内为压力平衡。从而保证箱体密封不致被破坏。
6）吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体。
7）定位销：
为保证箱体轴承座孔镗制和装配精度，在加工时，要先将箱盖和箱座用两个圆锥销定位，并用联接螺栓紧固，然后再镗轴承孔。后来安装中，也由销定位。普通采用两个销，在箱盖和箱座联接凸缘上，沿对角线布置，两销间距应尽量远些。
总结
通过三周胶带输送机传动系统设计课程设计，让我对机械某些零件有了更深刻理解与运用，懂得在二级减速器中选取符合规格组装零件很重要，由于这些参数直接影响着二级减速器使用寿命及与否能正常运转等条件。如何选轴承，与否能承受其带来转矩，不能应及时改进，二就是怎么选轴承，斜齿轮要用角接触轴承，不能用深沟球轴承；直齿轮要用深沟球轴承类，而不能用角接触之类轴承，三是齿轮选取，有直齿轮和斜齿轮之分，其选着则需要依照设计人员规定来选着，三者材料选取也是很重要，要能承受她们之间互相挤压。再就是减速器设计时密封性要好，否则灰尘进入，有也许使齿轮产生点蚀破坏之类，影响齿轮寿命。总之，二级减速器设计有诸多细节值得重要东西，也值得咱们努力学习，同步这次也使我对二级减速器有了更深理解。
参照资料
1.《机械原理》 孙桓、陈作模、葛文杰主编 高等教诲出版社
2.《机械设计》 濮良贵 纪名刚主编 高等教诲出版社
3、《机械设计课程设计手册》第三版 吴宗泽、罗生国主编 高等教诲出版社
4、《机械制图》 马希青主编 机械工业出版社
5、《互换性与技术测量》 第五版 廖念钊等主编 中华人民共和国计量出版社
6、《机电传动控制》第四版 邓星钟等主编 华中科技大学出版社
7、《材料力学》第三版 单辉祖主编 高等教诲出版社