资源描述
2 选择电动机
2.1 选择电动机类型
按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用 Y 系列封闭式三相笼型异步电动机， 电压 380V。
2.2 选择电动机的功率
工作机实际转速
工作机所需的功率为
传动装置的总效率为
式中， 为V带传动的效率0.96；为一对轴承的效率0.99；为一对圆柱斜齿轮啮合传动0.97；为联轴器的效率0.99；为带式输送机滚筒的效率0.96。
则电动机到输送带的传动总效率为
电动机所需输出功率为
由附表6-1或有关手册选取额定功率Pe=5.5 kW的电动机。
2.3 确定电动机转速
选择常用的同步转速为1000 r/min 的电动机。
2.4 电动机型号的确定
根据电动机类型、容量和转速，由附录VI或有关手册选定电动机型号为Y132M2-6。查附表6-2或有关手册可知，该电动机的中心高H=132 mm，轴外伸长度E=80 mm，轴外伸轴径D=38 mm。
3 确定传动装置的总传动比和分配传动比
由以上的电动机型号Y132M2-6，可得满载转速=960 r/min
3.1 总传动比
滚筒的速度范围
a = （1±0.05） = （1±0.05）×38.22= 36.309～40.132 r/min
3.2 分配减速器的各级传动比
按展开式布置。为使V带传动外廓尺寸不致过大，根据表2-1，初步取，则齿轮传动比为25.12/2.5=10.05，初步取高速级传动比，低速级传动比
4 计算传动装置的运动和动力参数
4.1 各轴输入转速
r/min
r/min
r/min
r/min
r/min
4.2 各轴输入功率
4.3 各轴输入转矩
电动机轴输出转矩
卷筒轴输入转矩
5 减速器的结构设计
5.1 铸造箱体的结构形式及主要尺寸
减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如表5—1
5.2 箱体内壁的确定
箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于30～50mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。
5.3 减速器附件的选择
（1）检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙还可用来注入润滑油检查要开在便于观察传动件啮合区的位置其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成它和箱体之间加密封垫。
（2）放油螺塞
放油孔设在箱座底面最低处,其附近留有足够的空间,以便于放容器,箱体底面向放油孔方向倾斜一点,并在其附近形成凹坑,以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹,在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。
（3）通气器
通气器用于通气,使箱内外气压一致,以避免由于运转时箱内温度升高,内压增大,而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上,其里面还有过滤网可减少灰尘进入。
（4）油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。
（5）起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。
（6）起盖螺钉
为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时可先拧动此螺钉顶起箱盖。
（7）定位销
在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。
表5-1铸造减速器箱体主要结构尺寸
名称
符号
数值
机座壁厚
8
机盖壁厚
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
12
机座底凸缘厚度
20
地脚螺钉直径
16
地脚螺钉数目
n
6
轴承旁联接螺栓直径
12
机盖与机座联接螺栓直径
8
联接螺栓d2的间距
150～200（画图确定）
轴承端盖螺钉直径
8
窥视孔盖螺钉直径
5
定位销直径
d
6
至外机壁距离
25
至外机壁距离
14
至外机壁距离
22
至凸缘边缘距离
24
至凸缘边缘距离
16
轴承旁凸台半径
22
凸台高度
h
40
圆柱齿轮外圆与内机壁距离
16
圆柱齿轮轮毂端面与内机壁距离
16
机座肋厚
m
7
机盖肋厚
7
轴承端盖凸缘厚度
t
10
轴承旁联接螺栓距离
s
画图而定
6 传动零件的设计计算
6.1 V带传动设计
6.1.1 确定计算功率
由[3]表8—7查的工作情况系数，故
6.1.2 选择V带的带型
根据，由[3]图8—11选用A型。
6.1.3 确定带轮的基准直径并验算带速
1.初选小带轮的基准直径。由[3]表8—6和表8—8，取小带轮的基准直径 。
2.验算带速。按[3]式（8—13）验算带的速度
因为，故带速合适。
3.计算大带轮的基准直径。由[3]式（8—15a）,计算大带轮的基准直径
6.1.4 确定V带的中心距和基准长度
1.根据[3]式（8—20）
初定中心距为。
2.由[3]式（8—22）计算所需基准长度
由[3]表8—2选带基准长度。
3.按[3]式（8—23）计算实际中心距
中心距的变化范围为。
6.1.5 验算小带轮包角
6.1.6 计算带的根数
1.计算单根V带的额定功率
由和，查[3]表8—4a得
根据，和A型带，查[3]表8—4b得
查[3]表8—5得，表8—2得，于是
2.计算V带的根数z
取4根
6.1.7 计算单根V带的初拉力的最小值
由[3]表8—3得A型带单位长度质量，所以
应使带的实际初拉力。
6.1.8 计算压轴力最小值
6.1.9 带轮的结构设计
1.带轮材料的确定
大小带轮材料都选用HT200
2.带轮结构形式
小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照[3]表8—10图8—14确定。大带轮结构简图另附图纸。
6.2 高速级齿轮传动设计
6.2.1、选择齿轮类型、精度等级，材料及齿数
1.按图示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。
3.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4.选小齿轮齿数，大齿轮齿数。
5.选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。
6.2.2、按齿面接触强度设计
按[3]式（10—21）试算，即
（1）确定公式内的各计算数值
1) 试选载荷系数
2) 小齿轮的传递转矩由前面算得
3) 由[3]表10—7选取齿宽系数
4) 由[3]表10—6查得材料的弹性影响系数。
5) 由[3]图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限
；大齿轮的接触疲劳强度极限。
6）由[3]式10—13计算应力循环次数
7）由[3]图10—19取接触疲劳强度寿命系数，
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由[3]式（10-12）得
9）由[3]图10-30选取区域系数
10）由[3]图10—26查的，,则
11）许用接触应力
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得
2）计算圆周速度
3）计算齿宽b及模数
4）计算纵向重合度
5）计算载荷系数K
已知使用系数，根据，7级精度，由[3]图10—8查的动载系数；由表10—4查的；由表10—13查得；由表10—3差得。故载荷系数
6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[3]式（10—10a）得
7）计算模数
6.2.3、按齿根弯曲强度设计
由[3]式（10—17）
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数
2）根据纵向重合度，从[3]图10—28查的螺旋角影响系数
3）计算当量齿数
4）查齿形系数
由[3]表10—5查得；
5）查取应力校正系数
由[3]表10—5查得；
6）由[3]图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限。
7）由[3]图10—18取弯曲疲劳寿命系数，
8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由[3]式 (10—12)得
9）计算大小齿轮的并加以比较
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，以可满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是
取，则。
6.2.4、几何尺寸计算
1.计算中心距
将中心距圆整为155mm。
2.按圆整后的中心距修正螺旋角
因β值改变不大，故参数等不必修正。
3.计算大小齿轮分度圆直径
4.计算齿轮宽度
圆整后取。
6.2.5、齿轮结构设计（中间轴大齿轮）
因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按[3]图10—39荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图另附图纸。
6.3 低速级齿轮传动设计
6.3.1、选择齿轮类型、精度等级，材料及齿数
1.按图示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。
3.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4.选小齿轮齿数，大齿轮齿数。
5.选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。
6.3.2、按齿面接触强度设计
按[3]式（10—21）试算，即
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数
2）小齿轮的传递转矩由前面算得
3）由[3]表10—7选取齿宽系数
4）由[3]表10—6查得材料的弹性影响系数。
5）由[3]图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限
；大齿轮的接触疲劳强度极限。
6）由[3]式10—13计算应力循环次数
7）由[3]图10—19取接触疲劳强度寿命系数，
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由[3]式（10-12）得
9）由[3]图10-30选取区域系数
10）由[3]图10—26查的，
则
11）许用接触应力
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得
2）计算圆周速度
3）计算齿宽b及模数
4）计算纵向重合度
5）计算载荷系数K
已知使用系数，根据，7级精度，由[3]图10—8查的动载系数；由表10—4查的；由表10—13查得；由表10—3差得。故载荷系数
6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[3]式（10—10a）得
7）计算模数
6.3.3、按齿根弯曲强度设计
由[3]式（10—17）
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数
2）根据纵向重合度，从[3]图10—28查的螺旋角影响系数
3）计算当量齿数
4）查齿形系数
由[3]表10—5查得；
5）查取应力校正系数
由[3]表10—5查得；
6）由[3]图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限。
7）由[3]图10—18取弯曲疲劳寿命系数，
8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由[3]式 (10—12)得
9）计算大小齿轮的并加以比较
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，以可满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是
取，则。
6.3.4、几何尺寸计算
1.计算中心距
将中心距圆整为173mm。
2.按圆整后的中心距修正螺旋角
因β值改变不大，故参数等不必修正。
3.计算大小齿轮分度圆直径
4.计算齿轮宽度
圆整后取。
6.3.5、齿轮结构设计（大齿轮）
因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按[3]图10—39荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图另附图纸。
7 轴的计算
7.1低速轴3轴的设计计算
1、3轴的计算
轴的输入功率为，轴的转速为，轴的输入转矩为。
2、求作用在齿轮上的力
由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径 ,则
3、初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[3]表15-3，可查得，于是得
取最小直径为。
输出轴的最小直径轴段安装半联轴器，需选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，由传动平稳，查[3]表14-1 可查得= 1.5，故
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014—2003或手册，选用HL5型弹性柱销联轴器。半联轴器的孔径，故取。半联轴器轴孔长度，半联轴器与轴的配合的毂孔长度。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
选用[3]图15-22a所示的装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足轴向定位要求，I-II轴段右端要制出一轴肩，故取II - III段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。为使轴端挡圈能够有效工作，取。
2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由[1]附表5—4初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313，其尺寸为，故；。
左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由30313的安装高度可知，则
3）取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径；齿轮的右端面与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为，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，故取。齿轮的左端面采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h，取。
4）轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离为，故取。
5）取齿轮距箱体内壁距离，2轴上的大齿轮与3轴上的大齿轮端面间应保持一定的距离，取。考虑到铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离,取，已知滚动轴承宽度,2轴上的大齿轮轮毂长度，则
则有。
至此，已初步确定轴的各段直径和长度。
（3）轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。按由[3]表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴的尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[3]表15-2，取联轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径见图7-1。
5、求轴上的载荷
在确定轴承的支点位置时，从手册中查得30313型圆锥滚子轴承。因此，作为简支架的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。
图 7-1
图 7-2
（1）计算支反力
（2）计算弯矩M
（3）计算总弯矩
（4）计算扭矩T
6、按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则轴的计算应力
根据选定轴的材料为45钢，调质处理，由[3]表15—1查得。因此，故安全。
7.2 高速轴1轴的设计计算
1、1轴的计算
轴的输入功率为，轴的转速为，轴的输入转矩为。
2、求作用在齿轮上的力
由前面齿轮计算所得：高速级齿轮的分度圆直径，则
3、初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[3]表15-3可查得，于是
取最小直径为。应该设计成齿轮轴。
取。大V带轮轴孔长度，大带轮与轴的配合的毂孔长度。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
此轴为齿轮轴，无须对齿轮定位。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足轴向定位要求，I-II轴段要制出一轴肩，故取II-III段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。为使轴端挡圈能够有效工作，取。
2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由[1]附表5—4初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为，故；。
滚动轴承都采用轴肩进行轴向定位。由30307的定位安装高度可知，则
。
3）轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面间的距离为，故取。
4）取齿轮距箱体内壁距离，2轴上的大齿轮与3轴上的大齿轮端面间应保持一定的距离，取。考虑到铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离,取，则 联合轴2，轴3的计算设计可得
则可得
至此，已初步确定轴的各段直径和长度。
图7-3
（3）轴上零件的周向定位
带轮的周向定位采用平键连接。按由[3]表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴的尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[3]表15-2，带轮端倒角为2，各轴肩处的圆角半径为C2。
7.3 中速轴2轴的设计计算
1、2轴的计算
轴的输入功率为，轴的转速为，轴的输入转矩为。
2、求作用在齿轮上的力
因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的力都是作用力与反作用力，则中速轴的大齿轮所受的力为
同理有中速轴的小齿轮所受的力为
3、初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[3]表15-3可查得，于是
取最小直径为。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
选用下图所示的草图装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）初步选择滚动轴承。轴承同时受有径向力和轴向力作用，选择角接触7008AC。则其尺寸为，故。
2）取安装小齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知小齿轮轮毂的宽度为，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，故。
3）取安装大齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径；齿轮的右端与右端轴承之间采
用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为，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，故。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。
4）取齿轮距箱体内壁距离，2轴上的大齿轮与3轴上的大齿轮端面间应保持一定的距离，取。考虑到铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离,取，则
则有
至此，已初步确定轴的各段直径和长度。
（3）轴上零件的周向定位
中速级齿轮的与轴采用平键连接。按由[3]表6-1查得平键截面都为，键槽用键槽铣刀加工，长分别为，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴的尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
图7-4
5、轴的强度校核
（1）轴的载荷分析图7-5
（2）大小齿轮截面处的力及力矩数据
由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的，，的值列于表7-1
（3）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮）中心线截面的强度。根据[3]式（15—5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力
已选轴的材料为45钢，调质处理，由表[3]15—1查得。因此，。故安全。
表7-1
载荷
水平面
垂直面
支反力
弯矩
总弯矩
扭矩
（4）精确校核轴的疲劳强度
从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面II，III，IV，V处应力集中的影响接近，但截面III，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。
1）截面II左侧
截面左侧的弯矩为
截面上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理，由[3]表15—1查得，
。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按[3]附表3—2查取。因，，经插值可查得
又由[3]附图3—1可得轴的材料敏感系数为
故有效应力集中系数按[1]式（附表3—4）为
由[3]附图3—2尺寸系数，又由附图3—3的扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由[3]附图3—4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，及，按[3]式（3—2）及式（3—12a）得综合系数为
由[3]§3—1及§3—2得碳的特性系数
，取
，取
于是，计算安全系数值，按[3]式（15—6）~（15—8）则得
故可知其安全。
2）截面II右侧
抗弯截面系数按[3]表15—4中的公式计算
弯矩及弯曲应力为
图7-5 弯矩扭矩受力图
扭矩及扭转应力为
过盈配合处的，由[3]附表3—8用插值法求出，并取于是得
轴按磨削加工由[3]附图3—4得表面质量系数为
故得综合系数
所以轴在截面右侧安全系数为
故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。
8 键的选择与校核
8.1 高速轴1轴
（1）键联接的类型和尺寸选择
由于精度等级为7级，应选用平键联接。当轴的直径为，根据从[3]表6—1中查得键的截面尺寸为：宽度，高度。 由带轮与轴的配合的毂孔长度并参考键的长度系列，取键长。
（2）键联接强度的校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由[3]表6-2查得许用挤压应力
，取其平均值。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度 。
由计算公式可得
可见联接的挤压强度满足要求。
8.2 中速轴2轴
（1）大齿轮
1）键联接的类型和尺寸选择
由于精度等级为7级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。
根据，从[3]表6—1中查得键的截面尺寸为：宽度，高度。 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长。
2）键联接强度的校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由[3]表6-2查得许用挤压应力
，取其平均值。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度 。
由计算公式可得
可见联接的挤压强度满足要求。
（2）小齿轮
1）键联接的类型和尺寸选择
由于精度等级为7级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。
根据，从[3]表6—1中查得键的截面尺寸为：宽度，高度。 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长。
2）键联接强度的校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由[3]表6-2查得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度 。
由计算公式可得：
可见联接的挤压强度满足要求。
8.3 低速轴3轴
（1）键联接的类型和尺寸选择
由于精度等级为7级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。
根据，从[3]表6—1中查得键的截面尺寸为：宽度，高度。 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长。
（2）键联接强度的校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由[3]表6-2查得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度。
由计算公式可得
可见联接的挤压强度满足要求。
9 轴承的的选择与寿命校核
9.1 低速轴3轴的轴承计算
已知：
轴承预期计算寿命：，轴的转速为
查[1]可知圆锥滚子轴承30313的基本额定动载荷
（1）选择轴承型号为30313。
（2）求两轴承受到的径向载荷和。
将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。
由力分析可知
、、、分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向载荷；、分别为左右轴承的径向载荷。
(3) 求两轴承的计算轴向力和
对于30313型轴承，按[3]表13-7，轴承派生轴向力
查[1]附表5-4得，， 。则
按[3]式13-11得
图9-1
（4）求当量载荷、
由[3]表13-5分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷系数为
对轴承1
对轴承2
因轴承运转中载荷变动较小，按[3]表13-6，
故左右轴承当量动载荷为：
因为，所以按轴承1的受力大小验算：
故所选轴承可满足寿命要求。
10 联轴器的选择
1、低速轴联轴器的设计计算
（1）为了隔离震动与冲击，选用弹性柱销联轴器。
（2）载荷计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为。
由公称转矩
计算转矩为
（3）型号选择
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014—2003或手册，选用HL5型弹性柱销联轴器。其许用转矩为，许用最大转速为，轴径为之间，故结合前面轴的设计可知，此联轴器合用。
11 润滑方法、润滑油牌号及密封
11.1润滑
由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大,且它们的速度都不大,所以齿轮传动可采用浸油润滑,查[1]表4-14和表4-16,选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN46。 由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查[1]表4-17，选用钙基润滑脂（GB/T 491-91），代号为L-XAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。
11.2密封
为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。输入轴与输出轴处用毡圈密封。
11 设计总结
大学以来学了《理论力学》，《材料力学》，《机械原理》，《机械设计》，《互换性与测量基础》，《工程材料与成型技术基础》，还真不知道它们有什么用，我能将它们用在什么地方。通过这次课程设计，我发现以前学的理论基础课程还不是很牢固，没有真正联系实际。自己设计的数据和实践有很大差距，有的不符合机械设计指导书上的要求，还有就是知识的遗忘性大，不会将所学的知识融会贯通等等。
通过这次设计我发现搞机械设计这一行需要自己有丰富的经验和牢固的基础理论知识。这次设计过程中好多内容是参考书上的，很多数据的选取都是借鉴书上的数据，还有很多数据是自己选的不知道合不合理，好多设计的关键地方都是在老师的指导下完成的。毫无疑问，我们的设计的内容有好多错误的地方。我们设计的减速器也很难经的起实践的考验。不过，这次设计毕竟是自己第一次将所学的知识联系到实践中，有很多设计不合理的地方那是必然的。通过这次设计我了解了一些设计的步骤和准则。我们不能违反这些准则否则我们的设计将会出错。这次设计也培养了我一些良好的习惯比如，设计时要专门准备好草稿纸，在稿纸上一步一步将自己的设计内容写清楚等。搞机械这一行需要有严谨的作风，我这次设计过程中始终记住了这一点。设计过程中有好多数据有错误或则不合理，但不是很严重，好多同学都忽略了。这次我没有像以前那样忽略这些小的细节。在这次设计过程中我还发现我有些应用软件如cad等使用起来不是很熟练，机械手册查起来不熟练等问题，接下来在这些方面我还要进一步的加强。
总之，这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力。
12 参考文献
[1]赵又红、周知进.机械设计机械设计基础课程设计指导.长沙：中南大学出版社，2011.5
[2]孙桓、陈作模、葛文杰.机械原理.第七版.北京：高等教育出版社，2006.5
[3]濮良贵、纪名刚.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2006.5
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