一级圆柱齿轮减速器带式运输机传动装置设计说明书.docx

机械设计课程设计
说明书

机械设计课程设计说明书
一、 传动方案——V带传动
原始题目：
课程设计题目五：带式运输机传动装置
工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5％。滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。
F
ν

1－电动机 2－带传动 3－减速器 4－联轴器 5－滚筒 6－传送带
原始数据
题 号
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
运输带工作拉力(N)
1100
1150
1200
1250
1300
1350
1450
1500
1500
1600
运输带工作速度(m·s－1)
1.50
1.60
1.70
1.50
1.55
1.60
1.55
1.65
1.70
1.80
卷筒直径(mm)
250
260
270
240
250
260
250
260
280
300
已知条件：
1．工作参数
运输带工作拉力F= 1200N。
运输带工作速度V=1.70 m/s
（允许带速误差±5%）。
滚筒直径D= 270 mm。
滚筒效率0.96
（包括滚筒与轴承的效率损失）。
2．使用工况
两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，空载起动。
3．工作环境
室内，灰尘较大，环境最高温度35℃。
4．动力来源
三相交流电，电压380/220V。
5．寿命要求
使用期限10年，其工作期限（使用折旧期）为10年，大修期4年，中修期2年，小修期半年。
6． 制造条件
一般机械厂制造，小批量生产。
二、选择电动机
（1）确定电动机额定功率、工作功率（输出功率）
动力来源： 三相交流电，电压380/220V
电动机是标准件，根据要求两班制，灰尘较大，最高温度35度，三相交流电，笼型异步，封闭式结构，电压380v，Y型
根据，可得电动机额定功率
因为总效率
——为闭式齿轮传动效率（0.97);
——带传动效率（0.96）
——为滚动轴承效率（0.98）；
——联轴器效率（0.99）
——滚筒效率（0.96）
电动机工作功率（输出功率）
（2）确定电动机工作转速（输出转速）

根据《机械设计课程设计指导书》第七页的表可知：普通V带传动的传动比=，圆柱齿轮传动一级减速器传动比=，则总传动比合理范围为=，故电动机转速的可选范围为
根据《机械设计课程设计手册》173页表12-1可知：符合这一范围的同步转速有
根据额定功率、转速，从表中找出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表所示：
型号
额定 功率
/（kw）
级数
同步转速
/（r/min）
满载转速
/（r/min）
参考 比价
传动装置传动比
质量
/kg
总传 动比
V带传动比
减速器
Y100L2-4
3
4
1500
1430
1.87
11.885
3
3.96
38
Y132S-6
3
6
1000
960
3.09
8.312
2.5
3.32
63
Y132M-8
3
8
750
710
3.52
6.234
2.0
3.12
79
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第一方案比较合适。因此选定电动机的型号为Y100L2-4，其主要性能如下表：
型号
额定功率
/（kw）
满载时

转速
电流（380V时）A
效率
%
功率因数
Y100L2-4
3
1430
6.82
82.5
0.81
7
2.2
2.3
由《机械设计课程设计指导书》174页表12-2可知：Y100L2-4型电动机的安装及外形尺寸如表12-3所示：
故将Y100L2-4型电动机的主要外形和安装尺寸列于下表：

中心高
外形尺寸

底脚安装 尺寸

地脚螺栓 孔直径

轴伸 尺寸

装键部位 尺寸

100

12

三、 确定传动装置的总转动比和分配传动比
由选定的电动机的满载转速和工作机的主动轴转速,可得到传动装置的总传动比为：
，式中分别为带传动和减速器的传动比
根据《机械设计课程设计指导书》7页的表可知：普通V带传动的传动比=，圆柱齿轮传动一级减速器传动比=，所以取
四、 计算传动装置的运动和动力参数
（1）计算下图中各轴的转速：

Ⅲ轴
Ⅱ轴
Ⅰ轴

式中分别为带传动和减速器的传动比
（2）计算各轴输入功率

式中分别为闭式齿轮、带传动、轴承和联轴器的传动效率
各轴输出功率（在此不再列出计算过程）
（3）计算各轴输入转矩
电动机轴的输出转矩

（4）各轴输出转矩，则有：

各轴运动和动力参数计算结果整理于下表

轴
名
功率P/KW
转矩T/N.m
转速n
(r/min)
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出

电机轴

2.4

16.03
1430
3
0.96
Ⅰ轴
2.304
2.258
46.17
45.25
476.67
3.96
0.95
Ⅱ轴
2.19
2.146
173.80
169.62
120.37
1
0.97
Ⅲ轴
2.125
2.08
168.62
165.25
120.37
五、 传动零件的设计计算
1. 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带型号
由于两班制工作，所以机器的工作时间为16小时/天，由课本109页表5-5可知：
载荷平稳，Y系列三相交流异步电动机，每天工作16小时，=1，
小带轮转速，由课本109页图5.14可知：取Z型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验证带速
由课本109页表5.6取小带轮直径为，所以。由课本109页表5.6取大带轮直径为（虽然有所降低，但其误差在5%范围内，故允许）
验算带速：，在范围内，带速合适
（3） 确定带长和中心距
初选：

，取（由课本106页表5.1可知：V带高h=6mm）

由课本106页表5.2选取基准长度
其实际中心距为：

（4） 验算小带轮包角
由课本100页公式5.1可知：
故合适
（5） 确定V带根数Z
大带轮转速
传动比
由课本107页表5.3可知：，由108页表可知：
由课本110页表5.7，做出包角和包角系数的线性关系图，得出时
，由课本106页表5.2可知：长度系数
所以
取根
（6） 求作用在带轮轴上的压力
由课本107页表5.3可知：，
由课本110页公式5.20得到单根V带的张紧力

由课本111页公式5.21得到作用在带轮上的压力

(7)带轮结构设计（由于要根据轴的相关尺寸确定，后面会详细介绍，故在此不做设计）
2.齿轮传动的设计计算
根据齿轮传动中既要承受径向载荷又要承受轴向载荷的实际工况，故需选用圆柱斜齿轮传动。
（1）选择齿轮材料和精度等级
根据课本132页表6.1，初选小齿轮材料为，大齿轮材料为45钢，小齿轮采用硬齿面，进行调质处理，齿面硬度为，取，大齿轮采用软齿面，进行正火处理，齿面硬度为，取，根据课本140页表6.6，初选精度等级为7级。
（2）按照齿面接触疲劳强度进行设计计算
根据课本136页公式6.6可知：
确定各参数值
①确定载荷系数，
使用系数 ，由课本133页表6.2可知：
动载系数，由课本134页可知：
齿间载荷分配系数，由课本134页可知：
齿向载荷分布系数，由课本134页可知：
所以
②确定小齿轮名义转矩

为主动齿轮传递的功率，等于I轴的输出功率
为主动齿轮的转速，等于I轴的输出转速
③确定材料弹性影响系数
由课本136页表6.3可知：
④确定区域系数
螺旋角常在之间，所以取，由135页图6.12可知
⑤确定重合度系数
根据课本143页可知取
⑥确定齿轮的主要参数
齿数比=传动比
⑦确定圆柱齿轮的齿宽系数
根据课本141页表6.8可知：取
⑧计算许用应力
根据课本138页图6.14（b）可知，
根据课本137页公式6.9可知
根据课本140页表6.5可知，取最小安全系数为1.2
根据课本139页公式6.11和图6.16计算寿命系数

查图6.16可知
所以可以得到：
取中的最小值，所以则有：
于是有

⑨确定中心距（以下内容是根据《机械设计课程设计指导书》页得到）

应尽量圆整成尾数为0或5，以利于制造和测量，所以初定
⑩选定模数，齿数

一般初选，则，代入上式得：
，由标准取，
则有：
取，因为所以
，取，
则有：（不按计算）
齿数比，与的要求比较，误差为，可用。于是有
，满足要求
由以上步骤可知：齿轮的参数确定为：
，，，，，
⑪计算齿轮分度圆直径

⑫确定轮齿宽度

根据课本141页可知：b圆整为大齿轮宽度，取，则
（3）按照齿根弯曲疲劳强度进行校核计算
根据课本143页公式6.15可知：
确定各参数的值
① 确定许用弯曲疲劳强度
根据课本137页公式6.10可知：
根据课本139页图6.15（b）可知：
根据课本139页图6.17可知：
根据课本140页表6.5可知：
所以可以得到：
② 确定齿形系数和应力校正系数
根据课本137页表6.4可知：
③ 根据课本143页可知：
根据课本137页可知：
因此有：

所以，可以判断大小齿轮的齿根弯曲疲劳强度都小于许用值，符合要求，校核完毕。

经综合整理可得下表
名称
符号
公式与说明
小齿轮
大齿轮
齿数

根据工作要求确定
25
101
模数

，
为标准值
2.07
中心距

130
分度圆直径

51.587
208.413
齿顶高

2
齿根高

2.5
齿全高

4.5
齿顶圆直径

55.587
212.413
齿根圆直径

46.587
203.413

减速器机体结构:

总体选取
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。
（1）、 机体有足够的刚度：
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
（2）、 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
（3）、 机体结构有良好的工艺性：
铸件壁厚为8，圆角半径为R=6。机体外型简单，拔模方便.

减速器各部位及附属零件的名称和作用
（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，盖板用铸铁制成，用M6紧固
（2）、油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
（3）、油标：
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。.
（4）、通气孔：
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.
（5）、盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
（6）、位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
（7）、吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
铸铁减速器机体结构尺寸
名称
符号
减速器型式及尺寸关系/mm
机座壁厚

8
机盖壁厚

8
机座凸缘厚度

12
机盖凸缘厚度

12
机座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

14
地脚螺钉数目

4
轴承旁联接螺栓直径

14
盖、座联接螺栓直径

10
联接螺栓的间距

160
轴承端盖螺钉直径

10
窥视孔盖螺钉直径

8
定位销直径

8
、、到外箱壁距离

24，20、16
、至凸缘边缘距离

22、14
轴承旁凸台半径

20
轴承旁凸台高度

根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
外箱壁至轴承座端面距离

50
大齿轮顶圆与内箱壁距离

12
齿轮端面与内箱壁距离

12
机盖、机座肋厚
、
7、7
轴承端盖外径

联接式：D +(5～5.5) ； 嵌入式：1.25D +10；D为轴承孔直径。
轴承端盖凸缘厚度

12
轴承旁联接螺栓距离

尽量靠近，以M和M互不干涉为准

六、 轴的设计计算
1. 高速轴的设计计算

(1)已知的转速、功率和转矩
转速；功率；轴所传递的转矩
(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由课本226页表11.1可知：选用45#钢，进行调质处理，齿面硬度为，许用弯曲疲劳极限为，抗拉强度极限，；根据课本233页表11.4可确定轴的许用弯曲应力为：
(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径
根据课本232页公式11.2和表11.3，由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故C=112。

由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%
dmin=1+0.05×18.94=19.887mm
根据《机械设计课程设计手册》97页表8-1可知：标准轴孔直径有20mm，故取
(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图
1)轴的结构分析（键的选择和配合方式的选择）
显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，根据《机械设计课程设计手册》56页可知：b×h=6×6mm(GB/T 1096-2003)，根据课本77页，所以综合考虑键的系列长度，取L=28mm；取轴承的定位轴肩直径为27mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
2）确定各轴段的直径和长度。

外传动件到轴承透盖端面距离K=24mm
轴承端盖厚度e=12mm
调整垫片厚度△t=2mm
箱体内壁到轴承端面距离△=12mm
各轴段直径和长度的确定：
d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，则偶的直径应该增大5%，故取d1=22mm。
d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=27mm
d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=30mm，根据《机械设计课程设计手册》69页表选取轴承型号为深沟球轴承6206
d4：齿轮处轴段，比d3尺寸大2-5mm，选取d4=35mm。
d5：轴肩，用于齿轮的轴向定位，故选取d5=45mm。
d6：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=35mm。
3)各轴段长度的确定
L1：和大带轮配合，为便于安装和定位，略小于大带轮轮毂宽度，选取L1=42mm。
L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。
L3：由滚动轴承宽度以及齿轮端面到轴承端面距离确定，选取L3=38mm。
L4：根据小齿轮宽度确定，长度略小于小齿轮宽度以保证齿轮轴向定位可靠，取L4=83mm。
L5：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L5=8mm。
L6：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L6=28mm。

轴段
1
2
3
4
5
6
直径(mm)
22
27
30
35
45
30
长度(mm)
42
63
38
83
8
28

轴的全长：

2. 高速轴的轴上零件定位与配合
(1) 键型号的确定
根据第一段轴的直径，长度和第四段轴的直径，长度，可查《机械设计课程设计手册》56页表4-1(平键连接的剖面和键槽尺寸（GB/T 1095—2003摘录）、普通平键的形式和尺寸（GB/T 1095—2003摘录）)得到，键的型号分别为：GB/T 1096 键；GB/T 1096 键。
(2) 轴承的配合
根据荷载的状态，查《机械设计课程设计手册》85页表6-10（安装向心轴承的轴公差带代号）可以确定安装向心轴承的轴的公差带代号为k5。
根据运载状态和载荷状态，查《机械设计课程设计手册》85页表6-11（安装向心轴承的孔公差带代号）可以确定安装向心轴承的孔的公差带代号为J7。
(3) 齿轮与轴的配合
根据高速轴的实际运行情况，根据《机械设计课程设计手册》238页表17-2（减速器主要零件的荐用配合）可选用的配合为。
(4) 带轮与轴的配合
根据高速轴的实际运行情况，查《机械设计课程设计手册》238页表17-2（减速器主要零件的荐用配合）可选用的配合为。

图1 高速轴的配合关系

（5）高速轴上圆角、倒角等
根据轴肩两端轴的直径，查《机械设计课程设计手册》表1-26（圆形零件自由表面过渡圆角（参考））可以确定，在除标准件外其余过渡圆角半径尽量取成一致的前提下，圆角的半径均选取R=2mm。
根据轴两端的直径，查《机械设计课程设计手册》表1-25(零件倒圆与倒角（GB/T 6403.4—2008摘录）)可以确定，倒角的尺寸C=1 mm。
在装轴承的两端的轴肩圆角应该小于轴承的圆角半径Ra=1 mm，故所述轴肩的过度圆角半径定位R=0.8 mm。
3. 按弯扭合成校核高速轴的强度
(1) 高速轴的受力简图

(2) 高速轴的支反力
1) 带轮的压轴力在水平面和竖直平面上的分力

2) 水平面上的支反力RH
小齿轮受力分析
在分度圆上，法向力可以分解成两个相互垂直的分力：切与分度圆的圆周力和半径方向的径向力 。根据其各自的计算公式，可知

3) 竖直面上的支反力RV

(3) 高速轴的弯矩图
1) 水平面上的弯矩图

图2.7.6 轴的水平平面弯矩图

2) 竖直平面上的弯矩图

图2.7.7 轴的竖直平面弯矩图
3) 合成弯矩图

图2.7.8 轴的合成弯矩图
4) 扭矩图

图 轴的扭矩图
(4) 高速轴的当量弯矩图
根据计算公式：
(2-27)
此时

可以得到当量弯矩图：

图 轴的当量弯矩图
(5) 高速轴的强度校核
针对截面C进行轴的强度校核，根据弯曲应力的计算公式：
(2-28)
式中：W——表示轴的抗弯截面系数，由课本233页表11.5（抗弯、抗扭截面模量计算公式）可知 ，查《机械设计课程设计手册》56页表4-1可知t=5mm。

Mca——轴所受到的弯矩，
代入C截面的数据后可得：

故该高速轴的强度满足条件。
4. 精确校核高速轴的强度
(1) 确定危险疲劳截面
考虑影响疲劳强度的主要因素（载荷、应力集中、表面质量和绝对尺寸），危险疲劳截面取第3段轴和第4段轴的交界处，针对该处的左（右）侧进行精确校核。
查课本234页表11.6（疲劳强度的许用安全系数）取疲劳强度的许用安全系数为：
[S]＝1.4 （载荷可精确计算，材质均匀，材料性能精确可靠）
(2) 危险截面左侧的精确校核
1) 危险截面的抗弯，抗扭截面模量
由课本233页表 11.5（抗弯、抗扭截面模量计算公式）可以得到左侧截面的抗弯、抗扭截面的模量计算公式：

2) 危险截面的弯曲应力

由弯曲应力的计算公式得：

此时弯曲应力为对称循环应力，故，。
3) 危险截面的切应力
由扭转切应力的计算公式可得：

此时切应力为脉动循环应力，故，。
4) 综合影响系数、
由综合影响系数计算公式：
(2-29)
(2-30)
式中： 、——应力集中系数
、——尺寸系数
、——表面状态系数
计算应力集中系数、
由截面3的结构尺寸，可得：

根据上诉数据查课本23页图1.15（b）（平板肩部圆角处的理论应力集中系数），可得。
根据抗拉强度和应力集中系数，查课本图1.16（钢的敏感系数）可得敏感系数。
由应力集中系数的计算公式，可得

尺寸系数、
根据抗拉强度和查课本24页图1.17（钢的尺寸系数、），可得。
表面状态系数、
根据抗拉强度和精磨的制造方法，通过查课本24页图1.19（钢的表面状态系数），可得：

将查出的数据代入计算公式，可得：

5) 等效系数
弯曲应力的等效系数：

切应力的等效系数：

6) 复合疲劳强度安全系数
根据疲劳强度安全系数计算公式，可得：

复合安全系数的计算公式

故高速轴的疲劳强度满足工作要求。
(3) 危险截面右侧的精确校核
1) 危险截面的抗弯，抗扭截面模量
由课本233页表11.5（抗弯、抗扭截面模量计算公式）可以得到左侧截面的抗弯、抗扭截面的模量计算公式：

2) 危险截面的弯曲应力

由弯曲应力的计算公式得：

此时弯曲应力为对称循环应力，故，。
3) 危险截面的切应力
由扭转切应力的计算公式可得：

此时切应力为脉动循环应力，故，。
4) 综合影响系数、
由综合影响系数计算公式：
(2-29)
(2-30)
式中： 、——应力集中系数
、——尺寸系数
、——表面状态系数
计算应力集中系数、
由截面3的结构尺寸，可得：

根据上诉数据查课本图1.15（b）（平板肩部圆角处的理论应力集中系数），可得。
根据抗拉强度和应力集中系数，查课本图1.16（钢的敏感系数）可得敏感系数。
由应力集中系数的计算公式，可得

尺寸系数、
根据抗拉强度和查课本图1.17（钢的尺寸系数、），可得。
表面状态系数、
根据抗拉强度和精磨的制造方法，通过查课本图1.19（钢的表面状态系数），可得：

将查出的数据代入计算公式，可得：

5) 等效系数
弯曲应力的等效系数：

切应力的等效系数：

6) 复合疲劳强度安全系数
根据疲劳强度安全系数计算公式，可得：

复合安全系数的计算公式

故高速轴的疲劳强度满足工作要求。

5.低速轴的设计
根据轴的最小直径的设计公式，可知：
中间轴的最小直径，
取。
1)轴的结构分析
低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=14×9mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为37mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
2)确定各轴段的长度和直径。

3)各轴段直径的确定
d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=32mm。
d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=37mm
d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=40mm，选取轴承型号为深沟球轴承6208
d4：齿轮处轴段，选取直径d4=45mm。
d5：轴肩，故选取d5=55mm。
d6：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=40mm。
4)各轴段长度的确定
L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm。
L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=61mm。
L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=40.5mm。
L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=78mm。
L5：过渡轴段，选取L5=8mm。
L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L6=32.5mm。
轴段
1
2
3
4
5
6
直径(mm)
32
37
40
45
55
40
长度(mm)
80
61
40
78
8
32
轴的结构图如下：

（说明：低速轴的校核与高速轴方法一致，在这里不在占用篇幅计算）
七.轴承寿命的校核
由1.2.2可知，使用期限为10年，每年的工作时间为250天，每日工作天数为16小时。由表2-3可知，高速轴的转速为。则可得到轴承的预期寿命：

确定采用深沟球轴承，轴承代号为6206。
查《机械设计课程设计手册》表6-1（深沟球轴承（GB/T 276—1994摘录））可得轴承的基本额定动载荷为，基本额定静载荷为。
查课本表8.3（温度系数）可得，温度系数。
1.轴承的当量动载荷
只承受径向载荷的轴承的当量动载荷的计算公式：

式中： ——载荷系数；
——纯径向载荷。
根据实际工作情况，根据课本表8.6（负荷系数），可得。
根据轴承的受力情况，可知轴承2受到的径向力较大，故径向力 ：

将上述数据，代入当量动载荷计算公式，可得：

2.轴承的寿命
根据轴承的寿命计算公式:

故轴承的寿命足够，满足使用条件。
3.键联接的校核
由普通平键联接的强度校核公式：
(2-32)
式中：——传递的转矩，；
——键的高度，；
——键的工作长度，；
——轴的直径，；
——键、轴、轮毂三者中最弱材料的需用挤压应力，。
4. 高速轴带轮的键联接校核
由2.3.4中的表2-3，可得传递的转矩。
键的高度。
键的工作长度。
此处键和轴选为钢，带轮选为铸铁。查课本表3.1（键连接的许用挤压应力和许用压强）可得，铸铁的轻度冲击载荷为。
代入上述数据后，可得：

故强度满足条件。
5.高速轴齿轮的键联接校核
由2.3.4中的表2-3，可得传递的转矩。
键的高度。
键的工作长度。
此处键、轴和齿轮选为钢，查课本表3.1（键连接的许用挤压应力和许用压强）可得，铸铁的轻度冲击载荷为。
代入上述数据后，可得：

故强度满足条件。
八、 减速器的润滑方式和密封类型的选择
1.轴承的润滑方式
因为轴承的转速不高，所以轴承的润滑方式：采用脂润滑。
2.密封的形式
用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇形密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。
设计总结
通过此次对一整传动装置系统的设计，使我充分的将课本上所学的知识运用于实际设计之中。经过了这一过程，我感觉我对所学知识有了更为清晰、透彻、深刻的理解，知识的条理性也更加明了，明确设计思路，提高了设计的严谨性。在做这次的设计之前，总认为设计是一个离自己很远的东西，很复杂，很高深，让人摸不到头脑，可现在看来，设计虽然繁琐但却条理清晰，思路严谨，重点在于把所学的理论知识合理的运用到实际之中去，从实际角度考虑问题。机械设计是我们机械专业用来立足谋生的基本能力，只明白理论知识而无法将其运用于实际设计之中的话，可谓是无济于事，对于我们专业能力的提升并没有过多的意义。同样的，如果在设计的过程中没有理论知识的支持，只是一味的凭感觉，也是不合理、不科学、不严谨的。
如今的我相比以前在看待问题时多了一份理性和严谨，可以更加准确，专业的对待所遇到的设计问题，在思考相关机械问题时也没有了之前的迷茫和胆怯，解决问题时变得更加有头绪，有方法。我想这是这次设计所带给我最为重要的东西。致谢
这一学期的机械设计课程的学习，让作为一名机械专业学生的我有了很大程度的专业提高，在这过程中非常感谢杨老师为我们的付出。我们能感觉到陈老师的每一节课都十分认真的备课，课上不但清晰仔细的给我们教授课内内容，还常常给我们补充许多相关的课外知识，并在讲课的过程中将实际应用中药注意的问题，以及很多实际经验告诉我们。同时，每次的作业老师也都批改的很及时也很仔细，每次我们在群里问老师很多问题，老师也都很耐心的及时回复，所以说老师的敬业和负责我们每个人都看在眼里，记在心里。
这学期下来，对于陈老师我更多的是一种敬佩，敬佩老师的认真、敬业、严谨、负责、细心，也为老师的专业素质感到深深的敬意。所以说，对老师的感谢中也有我衷心的尊敬之意。感谢老师的悉心栽培，祝您工作愉快，身体健康。

参考文献
[1] 吴宗泽.机械设计课程设计手册.高等教育出版社，2012.
[2] 龚溎义，等.机械设计课程设计指导书.高等教育出版社，2014.
[3] 杨明忠、朱家诚.机械设计[M].武汉理工大学出版社，2015.
[4] 龚溎义，等.机械设计课程设计图册.高等教育出版社，2006.
[5] 孙恒，等.机械原理.高等教育出版社，2006.