机械设计优秀课程设计优质报告.doc

燕 山 大 学
机 械 设 计 课 程 设 计 报 告

题目： 带式输送机传动装置

学 院： 机械工程学院
年级专业： 级机控卓工班
学 号： 0
学生姓名： 蒋东廷
指导老师： 齐效文

目 录

1 项目设计目标和技术要求…………………………………………………………………1
2 传动系统方案制订和分析…………………………………………………………………1
3 传动方案技术设计和分析………………………………………………………………2
3.1电动机选择和确定………………………………………………………………………2
3.1.1 电动机类型和结构形式选择……………………………………………………2
3.1.2 电动机容量确定…………………………………………………………………3
3.1.3 电动机转速选择…………………………………………………………………4
3.2传动装置总传动比确定及分配…………………………………………………………4
3.2.1 传动装置总传动比确定…………………………………………………………4
3.2.2 各级传动比分配…………………………………………………………………4
3.2.2.1分配方案………………………………………………………………………4
3.2.2.2各级传动比确定………………………………………………………………4
3.3各轴运动学、动力学参数确定…………………………………………………………5
4 关键零部件设计和计算…………………………………………………………………5
4.1设计标准及关键零件材料、加工工艺制订……………………………………………5
4.2齿轮传动设计方案………………………………………………………………………6
4.2.1软齿面/硬齿面方案选择…………………………………………………………6
4.2.2 设计及校核标准…………………………………………………………………6
4.2.3直齿轮/斜齿轮选择方案…………………………………………………………6
4.3第一级齿轮传动设计计算………………………………………………………………7
4.3.1 第一级齿轮传动参数设计………………………………………………………7
4.3.2 第一级齿轮传动强度校核………………………………………………………9
4.4第二级齿轮传动设计计算………………………………………………………………10
4.4.1 第二级齿轮传动参数设计………………………………………………………10
4.4.2 第二级齿轮传动强度校核………………………………………………………13
4.5轴径初估…………………………………………………………………………………14
4.6键选择及键联接强度计算…………………………………………………………15
4.6.1 键联接方案选择…………………………………………………………………15
4.6.2 键联接强度计算………………………………………………………………16
4.7滚动轴承选择方案………………………………………………………………………18
5 传动系统结构设计和总成…………………………………………………………………18
5.1轴上零件固定方案……………………………………………………………………18
5.2支承结构基础形式……………………………………………………………………20
5.3经典结构选择和集成设计……………………………………………………………21
5.4轴系结构设计和方案分析………………………………………………………………22
5.4.1 高速轴结构设计和方案分析……………………………………………………22
5.4.2 中间轴结构设计和方案分析……………………………………………………23
5.4.3 低速轴结构设计和方案分析……………………………………………………23
5.5输入和输出轴位置和相对关系；轴系结构和零件定位关系………………………24
5.6关键零部件校核和验算………………………………………………………………24
5.6.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核).……………………………………24
5.6.2 滚动轴承寿命计算……………………………………………………………26
5.7装配图设计………………………………………………………………………………28
5.7.1 装配图布局标准…………………………………………………………………28
5.7.2 装配图整体布局…………………………………………………………………28
6 关键附件和配件选择……………………………………………………………………30
6.1联轴器选择………………………………………………………………………………30
6.2润滑和密封选择………………………………………………………………………31
6.2.1 润滑方案对比及确定……………………………………………………………31
6.2.2 密封方案对比及确定……………………………………………………………32
6.3通气器……………………………………………………………………………………33
6.4油标………………………………………………………………………………………33
6.5螺栓及吊环螺钉…………………………………………………………………………33
6.6油塞………………………………………………………………………………………34
7 零部件精度和公差制订…………………………………………………………………34
7.1精度制订标准……………………………………………………………………………34
7.2精度设计具体实施……………………………………………………………………35
7.3减速器关键结构、配合要求……………………………………………………………35
7.4减速器关键技术要求……………………………………………………………………35
8 项目经济性和安全性分析…………………………………………………………………36
8.1零部件材料、工艺、精度等选择经济性………………………………………………36
8.2减速器总重量估算及加工成本初算……………………………………………………37
8.3安全性分析………………………………………………………………………………37
8.4经济性和安全性综合分析………………………………………………………………37
9 设计小结…………………………………………………………………………………38
10 参考文件…………………………………………………………………………………39
11 附录三维图………………………………………………………………………………39

序言
伴随自动化生产不停发展，，输送机械化得到广泛应用。因为输送机可进行水平倾斜和垂直输送，也可组成空间输送线路，输送线路通常是固定。输送机输送能力大，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。未来输送机将向着大型化发展，扩大适用范围，物料自动分拣，降低能量消耗，降低污染等方面发展。 
一、继续向大型化发展。大型化包含大输送能力、大单机长度和大输送倾角等多个方面。水力输送装置长度已达440公里以上。带式输送机单机长度已近15公里，并已出现由若干台组成联络甲乙两地“带式输送道”。不少国家正在探索长距离、大运量连续输送物料更完善输送机结构。  
  二、扩大输送机使用范围。发展能在高温、低温条件下、有腐蚀性、放射性、易燃性物质环境中工作，和能输送炽热、易爆、易结团、粘性物料输送机。  
  三、使输送机结构满足物料搬运系统自动化控制对单机提出要求。如邮局所用自动分拣包裹小车式输送机应能满足分拣动作要求等。  
  四、降低能量消耗以节省能源，已成为输送技术领域内科研工作一个关键方面。已将1吨物料输送1公里所消耗能量作为输送机选型关键指标之一。  
  五、降低多种输送机在作业时所产生粉尘、噪声和排放废气。伴随中国贸易活动不停增加，带式输送机因作为一个输送量大、运行费用低、使用范围广、结构简单、便于维护、能耗较小、使用成本低输送设备而会得到更宽广应用范围，市场前景十分看好。  
在冶金、电力、煤炭、化工、建材、码头、粮食等方面发展日新月异，为了提升生产率，带式输送机已经利用到各个方面。
其中起到决定性作用是传动装置，不一样传动机构决定着整个机器不一样使用条件，而传动机构性能也间接地反应了更个机器性能，总来说传动机构是带式运输机关键。
摘 要
依据许用切应力计算轴最小直径，并按许用弯曲应力法对轴进行校核；对齿轮按齿面接触疲惫强度进行设计并按齿根弯曲疲惫强度进行校核；对进行键根据手册进行选择并校核键联接强度度；进行了轴承选择，并进行了轴承寿命校核，且对轴承静载荷、极限转速进行验算；算出使用功率并考虑安全系数和裕度条件下选择合适电动机。依据使用地点为室内，载荷性质为平稳特点等条件选择其它附件和配件，如选择：油标尺、简单性通气器、螺栓、联轴器等。

设计计算过程
结果

1 项目设计目标和技术要求
任务描述：依据：使用条件为室内，大批量，载荷性质平稳，使用年限为八年一班，要求输入轴输出轴交错。设计一个带式输送机传动装置使用二级减速器。
技术要求：F=1406N D=0.28m V=1.37m/s
2传动系统方案制订和分析
机器通常是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传输原动机运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置需要，是机器关键组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器工作性能、重量和成本。合理传动方案除满足工作装置功效外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
方案制订：
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采取了单级传动，传动为二级圆锥圆柱齿轮减速器。
分析对比：
A、带传动承载能力较低，在传输相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护优点，还可缓解冲击和振动，故部署在传动高速级，以降低传输转矩，减小带传动结构尺寸。
链传动工作可靠，平均传动比恒定，轴间距大，瞬时速度不均匀、高速时运动不平稳，适应恶劣环境，多用于低速环境。
结论：考虑到工作环境为室内，载荷平稳，工作机应含有缓冲吸振作用，噪音小，经济低廉等角度最终确定以带传动为工作机传动。
B、渐开线圆柱齿轮传动：1、能确保瞬时传动比恒定，传动平稳性好，传输运动正确可靠。
2、传输功率和速度范围大。
3、传动效率高。通常传动效率 =0.94～0.99。
4、结构紧凑，工作可靠，寿命长。设计正确、制造精良、润滑维护良好齿轮传动，可使用数年乃至数十年。
传动也存在以下不足:
1、制造和安装精度要求高，工作时有噪声。
2、中心距过大时将造成齿轮传动机构结构庞大、粗笨，所以，不宜中心距较大场所.
圆锥齿轮传动：加工较困难，尤其是大直径、大模数圆锥齿轮，工作时震动和噪音较大，圆周速度不宜过高。所以只有在需要改变轴部署方向时采取，并尽可能放在高速级。
蜗杆传动平稳，但效率低，适适用于中小功率间歇运转场所。
结论：因为输入轴和输出轴在使用时应保持垂直，且运动连续不间断，所以二级齿轮减速器第一级选择圆锥齿轮，又因为圆柱齿轮性能好，价格低所以第二级选择圆柱齿轮。
C、直齿轮用仿形法、成型法加工比较方便；直齿轮传动能力小，噪音大。
斜齿轮相对加工制造困难，会产生轴向力，不过传动能力大、噪音小。
结论：因为在室内工作，噪音应较小，且应含有较高传动能力，所以选择斜齿轮。
3 传动方案技术设计和分析
3.1 电动机选择和确定
3.1.1 电动机类型和结构形式选择
   选择电动机类型时，首先考虑是电动机性能应能全方面满足被驱动机械负载要求，如开启性能、正反转运行、调速性能、过载能力等。在这个前提下，优先选择结构简单、运行可靠、维护方便、价格廉价电动机。   
   通常情况下，对于不需要调速或对调速要求不高生产机械，可优先选择Y系列笼型三相感应电动机。这时应充足考虑电动机开启容量和电源容量对应关系。一般笼型电动机开启转矩不大，尤其是采取降压开启时，只适适用于空载或轻载开启场所，比如，风机、泵类 负载等。高开启转矩笼型电动机（深槽式、双笼式）可应用于重载开启生产机械，如压缩机、皮带运输机等。对于需要有级调速生产机械，可选择变级多速笼型电动机，如电梯、机床等。对于带有飞轮冲击性负载，则应选择高转差率笼型电动机，如冲压机床、锻压 机床等。 
   对于开启、制动转矩要求较大，需要频繁开启、制动，而且需要调速生产机械，可选择绕线型感应电动机，如起重机、升降机、轧钢机、压缩机等。对于容量较大且不需要调速生产机械，应优先选择同时电动机，让同时电动机运行于过励状态，还能够改善电网功率因数。 
   对于有爆炸性危险场所应选择含有防爆结构电动机。有爆炸性危险场所称为危险场所，危险场所分为若干等级，不相同级危险场所应选择不一样类型防爆电动机。
  按电动机结构及安装型式，可分为卧式安装和立式安装两种，它们又分为端盖无凸缘和端盖有凸缘两种型式。通常情况下大多采取卧式安装，特殊情况下才考虑采取立式安装。立式和有凸缘安装电动机价格较贵
最终选择：依据工作要求和室内工作环境，且从经济角度出发，选择Y系列三相笼型异步电动机，密封卧式结构。 
   3.1.2 电动机容量确定
(1)工作机功率

其中：
查阅机械设计课程设计指导手册p89表12-10，可得
η轴 =0.99， η带=0.96
所以，可求得 Pw =2.05 kw
（2) 电动机实际输出功率

传动装置总效率

由《机械设计课程设计指导手册》表12-10查得：
轴承效率（滚柱轴承），
弹性联轴器效率，
圆柱齿轮传动效率（8级精度齿轮传动），
圆锥齿轮传动效率（8级精度齿轮传动）

故
考虑安全系数和裕度为0.8

由《机械设计课程设计指导手册》P120表14-4选择电动机额定功率。
3.1.3 电动机转速选择
工作机输出速度：

依据《机械设计课程设计指导手册》Ｐ8表2-2推荐传动比合理范围，二级圆锥-圆柱齿轮减速器传动比i=8~20
故电动机转速可选范为
=×=748～1870r/min
则符合这一范围同时转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用电动机型号：
方案
电 动 机型 号
额 定 功 率
电动机转速(r/min)
同 步
满 载
1
Y100L2-4
3kw
1500
1430
2
Y132S-6
3kw
1000
960
3
Y132M-8
3kw
750
710

综合考虑电动机和传动装置尺寸：方案3满载时转速较低不适宜；而方案1，体积较大，价格较高，亦不适宜，所以选定方案2尺寸适中价格廉价，电动机型号为Y132S-6，=960 r/min
3.2 传动装置总传动比确定及分配
3.2.1 传动装置总传动比确定
传动装置总传动比

3.2.2 各级传动比分配
3.2.2.1 分配方案
对于圆锥-圆柱齿轮减速器，为使圆锥齿轮直径较小，通常可取圆锥 齿轮传动比为i1≈（0.25~0.4）i，并尽可能使i1≤3。
3.2.2.2 各级传动比确定
i1=2.57~4.12；取i2=4，则

3.3各轴运动和动力学参数确定
传动功率计算：
转速计算：

转矩计算：

运动和动力参数计算结果整理于下表:
表3-1 传动和动力装置运动学参数表
轴号
功率P/kW
转矩T/（Nm）
转速n/（r/min）
传动比i
效率η
电机轴
2.35
23.38
960
1.00
0.99
Ⅰ轴
2.33
23.67
960
2.57
0.95
Ⅱ轴
2.21
56.50
373.54
4
0.95
Ⅲ轴
2.10
214.74
93.39
1.00
0.95
卷筒轴
2.00
204.52
93.39

4 关键零部件设计和计算
4.1 设计标准制订
机器设计基础标准是首先要能够胜任对机器提出功效要求（或工作职能），在以前提下，同时满足使用方便、经济合理、安全可靠和外形美观等各方面要求。
关键件或关键件材料及加工工艺制订
（1）箱盖：材料选HT150，铸造工艺，端盖旁凸台上机械加工沉孔锪平，窥视孔盖处机械加工。
（2）箱座：材料选HT150，铸造工艺，端盖旁凸台下机械加工沉孔锪平，底座机械加工。
（3）小锥齿轮材料用45钢（调制），大锥齿轮材料为45钢（正火）因为是大批量，所以毛坯采取模锻，机械加工。
小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（正火）因为是大批量，所以毛坯采取模锻，机械加工。
（4）轴：材料选45钢，机械加工。
（5）窥视孔盖：材料选HT150，铸造，机械加工
（6）轴承端盖：材料选HT150，铸造，机械加工
4.2齿轮传动设计方案
4.2.1软齿面/硬齿面方案选择
通常来说，大功率齿轮减速机齿轮全部是采取硬度高材料铸造而成，硬齿面齿轮减速机不单单齿轮硬度高，其输出轴、输入轴硬度也比一般齿轮减速机高多，因为功率大，其箱体材料也是采取铸铁铸造，能很好应付在高负载时产生振动和冲击力。使用寿命愈加长，适适用于高负载器械使用。因材料和工业上加强，硬齿面减速机价格相对来说要高些。
软齿面减速机应用领域也是很广泛，尤其是多种包装机、传送机等较小功率器械上使用相当广泛。其工艺简单，相对低廉价格也负荷用户要求，是市面上使用最多产品。
考虑到所需功率不大，且从价格，工艺性等方面出发，选择软齿面。
4.2.2设计及校核标准
闭式软齿面以齿面接触疲惫强度进行设计，以齿根弯曲疲惫强度进行校核。
闭式硬齿面以齿根弯曲疲惫强度进行设计，以齿面接触疲惫强度进行校核。
开式齿轮传动以齿根弯曲疲惫强度进行设计，将模数增大10%~15%。
4.2.3直齿轮/斜齿轮选择方案
直齿轮用仿形法、成型法加工比较方便；直齿轮传动能力小，噪音大。
斜齿轮相对加工制造困难，会产生轴向力，不过传动能力大、噪音小。
结论：因为在室内工作，噪音应较小，且应含有较高传动能力，所以选择斜齿轮。
4.3 第一级齿轮传动设计计算
4.3.1 第一级齿轮传动参数设计
(1) 选择齿数：因为此件为常规件,Z1=(20~40),所以,第一级小齿轮选择齿数为24，大齿轮齿数，Z2 =Z1*i=61.68,取Z2 =62
,传动比误差为0.81%,< 5% 所以，满足要求．
(2) 齿宽系数ψR＝0.3
(3) 按齿面接触疲惫强度进行设计：初定小齿轮大端分度圆直径d1

确定公式内各计算数值
ⅰ.确定载荷系数
① 使用系数
因为动力机为电动机，载荷性质为：平稳 由《机械设计》P82页，表6-4查得
② 动载系数Kv
估量圆周速度，，由《机械设计》P82页图6-11(b)查得动载系数
③ 齿间载荷分配系数
对于圆锥齿轮传动，因为制造精度较低，不考虑和重合度相关影响，取=1。
④ 齿向载荷分布系数
由《机械设计》P85图6-17，在非对称部署，软齿面，尺宽系数前提下，查得
故，
ⅱ.确定弹性系数
因为大齿轮和小齿轮均采取45号钢。由《机械设计》P87页表6-5查得材料弹性影响系数
ⅲ.确定区域系数
由《机械设计》P87页图6-19选择区域系数
应力循环系数为
其中，n1，n2分别为小齿轮，大齿轮转速，j为小齿轮每转一圈同一齿面啮合次数，Lh为齿轮工作寿命。
由《机械设计》P95 图6-25取接触疲惫寿命系数

iv. 材料接触疲惫强度极限
由《机械设计》图6-27c）、图6-27b）按齿面硬度（小齿轮采取调质处理，大齿轮采取正火处理）分别查得，
小齿轮接触疲惫强度极限
大齿轮接触疲惫强度极限
v. 齿轮传动许用应力
取失效概率为1%，安全系数，则

得，
（1）各项参数已求得，初算小齿轮直径

（2）计算圆周速度

（3）修正载荷系数
按 ， 查得动载系数
(4) 校正计算分度圆直径

至此可得，速度系数Kv修正后，小齿轮分度圆直径最小值是58.13mm
(5) 确定各尺寸参数
ⅰ.选定法面模数

经过查阅《机械设计》P76,表6-1，取标准值
ⅱ.分度圆锥角

ⅲ. 分度圆锥距
R=
ⅳ. 计算大端分度圆直径
ⅴ. 计算齿轮宽度 取b1=b2=30m

4.3.2 第一级齿轮传动强度校核
依据齿根弯曲疲惫强度校核

i.计算当量齿数
ⅱ.查取齿形系 由《机械设计》P89 表6-21查得齿形系数

ⅲ.查取应力修正系数 由《机械设计》P89 表6-22查得应力修正系数

强度校核：

所以所选参数适宜
4.4第二级齿轮传动设计计算
4.4.1 第二级齿轮传动参数设计
（1）选择齿数：因为此件为常规件,Z1=(20~40),所以,第一级小齿轮选择齿数为21，大齿轮齿数，Z2 =Z1*i=84，传动比误差为0
（2）选择螺旋角：
通常件螺旋角在8°~25°之间，所以，在此初选螺旋角β＝10°
（3）齿宽系数 ψｄ取0.7~1.15,取ψｄ＝1
按齿面接触强度设计
由公式进行试算，即
(1) 确定公式内各计算数值
ⅰ.确定载荷系数
① 使用系数
因为动力机为电动机，工作状态为平稳，由《机械设计》P82页，表6-4查得
② 动载系数Kv
估量圆周速度，，由《机械设计》P82页图6-11(b)查得动载系数
③ 齿间载荷分配系数
Kα可由重合度ε查表可得，对于圆柱齿轮，有

；
由《机械设计》P84 图6-13 查得
④ 齿向载荷分布系数
由《机械设计》P85图6-17，在非对称部署，软齿面，尺宽系数前提下，查得
故，
ⅱ.确定弹性系数
因为大齿轮和小齿轮均采取45号钢。由《机械设计》P87页表6-5查得材料弹性影响系数
ⅲ.确定节点区域系数
由《机械设计》P887页图6-19选择区域系数
ⅳ.确定重合度系数

当初，，则
ⅴ.螺旋角系数

应力循环系数为
其中，n1，n2分别为小齿轮，大齿轮转速，j为小齿轮每转一圈同一齿面啮合次数，Lh为齿轮工作寿命。
由《机械设计》P95 图6-25取接触疲惫寿命系数
vi. 材料接触疲惫强度极限
由《机械设计》图6-27c）、图6-27b）按齿面硬度（小齿轮采取调质处理，大齿轮采取正火处理）分别查得，

小齿轮接触疲惫强度极限
大齿轮接触疲惫强度极限
v. 齿轮传动许用应力
取失效概率为1%，安全系数，则

得，

（2）各项参数已求得，初算小齿轮直径

（3）计算圆周速度

（3）修正载荷系数
按 ，查得动载系数
(4) 校正计算分度圆直径

至此可得，速度系数Kv修正后，小齿轮直径最小值是51.28mm
(5) 确定各尺寸参数
ⅰ.选定法向模数

经过查阅机械设计P76,表6-1，取标准值
ⅱ.确定中心距
圆整取a=135mm
ⅲ. 按圆整后中心距修整螺旋角

ⅳ. 计算分度圆直径

ⅴ. 计算齿轮宽度

圆整取 ， 取b2=50mm
4.4.2 第二级齿轮传动强度校核

（1）各项参数计算
ⅰ.重合度系数

ⅱ.螺旋角系数
(因为εβ =1.18>1，按εβ=1计算)
ⅲ.计算当量齿数

ⅳ.查取齿形系数
由《机械设计》P89 表6-21查得齿形系数

ⅴ.查取应力修正系数
由《机械设计》P89 表6-22查得应力修正系数

v. 弯曲疲惫强度极限
由《机械设计》P96图6-28c查得，
小齿轮弯曲疲惫强度极限应力，
大齿轮弯曲疲惫强度极限应力
vi. 疲惫寿命系数
由《机械设计》图6-26按 ，分别查得弯曲 疲惫寿命系数：
vii.计算弯曲疲惫许用应力
取失效概率为1%，安全系数，得

故,
校核弯曲强度
满足弯曲强度，故所选参数适宜。
4.5 轴径初估
输入轴轴设计
1.输入轴上转速、功率、和转矩：

2.切应力法初定最小轴径
选择轴材料为45钢（调质），依据《机械设计课程设计指导手册》公式初步计算轴径。依据《机械设计》P143表10-2得C=118
且因轴上有单键槽，增大轴径3%，故得：

输入轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
查《机械设计课程设计指导手册》P126页表15-1，选GYH2 J1型

II轴设计
1.输入轴上转速、功率、和转矩：

2.切应力法初定最小轴径
选择轴材料为45钢（调质），依据《机械设计课程设计指导手册》公式初步计算轴径。依据《机械设计》P143表10-2得C=118

III轴设计
1.输入轴上转速、功率、和转矩：

2.切应力法初定最小轴径
选择轴材料为45钢（调质），依据《机械设计课程设计指导手册》公式初步计算轴径。依据《机械设计》P143表10-2得C=118
且因轴上有单键槽，增大轴径3%，故得：

最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
查《机械设计课程设计指导手册》P126页表15-1，选GYH4型

4.6 键选择及键联接强度计算
4.6.1 键联接方案选择
键是标准件，通常分为两大类：平键和半圆键，组成松联接；斜键，组成紧联接。
一般平键用于静联接，按结构分为圆头、方头、一端圆头一端方头。圆头键牢靠卧于指状铣刀铣出键槽中；方头键卧于用盘状铣刀铣出键槽中，常见螺钉紧固。一端圆头一端方头键用于轴伸处。
导键和滑键全部用于动联接，导键固定在轴上，而毂能够沿着键作轴向移动。滑键固定在毂上而随毂一同沿着轴上键槽移动。
半圆键用于静联接，优点是工艺性好；缺点是轴上键槽较深，对轴减弱较大。它关键用于载荷较小联接，也常见作锥形轴联结辅助装置。
平键和半圆键联接制造轻易，装拆方便，在通常情况下不影响被联接件定心，所以应用相当广泛。平键和半圆键联接不能实现轴上零件轴向定位，所以也不能传输轴向力。
斜键能传输单向轴向力，扭矩。关键缺点是引发轴上零件于轴配合偏心，在冲击、震动或变载下也轻易松动，所以，不宜用于要求正确定心、高速和冲击、震动或变载联接。
结论：由使用条件为平稳，不需要传输轴向力和扭矩动连接，且应保持轴强度，齿轮等精度等级为8级键应该含有一定定心性，依据键使用地方不为轴伸处且不应用螺钉紧固，最终选择，一般圆头平键联结。
尺寸选择依据：一般平键剖面尺寸,通常应依据( 轴径尺寸 )按标准选择。
一般平键长度关键是依据( 轮毂宽度及长度系列 )来选择。键距轴端为1~3mm距轴肩为3~5mm。
4.6.2 键联接强度计算
III轴受到转矩最大，III轴和大齿轮联接一般圆头平键，对键联接进行强度计算。装齿轮处轴径为50mm，轴长为47mm。联接传输转矩为214.74N.m，载荷平稳。
由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查适当d=（44~50）mm时，键剖面尺寸为宽：b=14mm，高h=9mm。键长l=47-2-5=40mm
由《机械设计》P39页表3-1取联接许用挤压应力为80Mpa。由公式联接所能传输转矩为：

所以，强度经过。
III轴输出端，对键联接进行强度计算。轴径为35mm，轴长为60 mm。联接传输转矩为214.74N.m，载荷平稳。
由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得，键剖面尺寸为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=55mm
由《机械设计》P39页表3-1取联接许用挤压应力为80Mpa。由公式联接所能传输转矩为：

所以，强度经过。
II轴小齿轮处，对键联接进行强度计算。轴径为37mm，轴长为50 mm。联接传输转矩为56.50N.m，载荷平稳。
由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得，键剖面尺寸为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=45mm
由《机械设计》P39页表3-1取联接许用挤压应力为80Mpa。由公式联接所能传输转矩为：

所以，强度经过。
II轴大锥齿轮处，对键联接进行强度计算。轴径为37mm，轴长为50 mm。联接传输转矩为56.50N.m，载荷平稳。
由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得，键剖面尺寸为宽：b=10mm，高h=8mm。键长l=45mm
由《机械设计》P39页表3-1取联接许用挤压应力为80Mpa。由公式联接所能传输转矩为：

所以，强度经过。
I轴输入端处，对键联接进行强度计算。轴径为25mm，轴长为44 mm。联接传输转矩为23.67N.m，载荷平稳。
由《机械设计课程设计指导手册》P191页续表17-30查得，键剖面尺寸为宽：b=8mm，高h=7mm。键长l=35mm
由《机械设计》P39页表3-1取联接许用挤压应力为80Mpa。由公式联接所能传输转矩为：

所以，强度经过。
4.7 滚动轴承选择方案
滚动轴承选择方案：
因为第一级为锥齿轮，第二级为斜齿圆柱齿轮，全部会产生一定轴向力。所以能够为角接触轴承或圆锥滚子轴承。
角接触轴承能同时承受较大径向载荷和单向轴向载荷，这类轴承宜成对使用，使用旋转精度较高支承。
圆锥滚子轴承能同时承受较大径向载荷和单向轴向载荷，且比角接触轴承大。但极限转速低，轴承外圈可分离，安装、调整方便，宜成对使用。
最终选择承载能力更大，使用方便，无需较高旋转精度支承圆锥滚子轴承。
5 传动系统结构设计和总成
5.1 轴上零件固定方法
固定方法
简图
特点

平键

制造简单，装拆方便，对中性好。用于较高精度、高转速及受冲击或变载荷作用下固定联接中，还可用于通常要求导向联接中。

过盈配合

结构简单对中性好，承载能力高，可同时起周向和轴向固定作用，但不宜于常拆卸场所。对于过盈量在中等以下配合，常和平键联接同时采取，以承受较大交变、振动和冲击

固定方法
简图
特点

轴肩
轴环
轴伸

结构简单，定位可靠，可承受较大轴向力。常见于齿轮、链轮、带轮、联轴器和轴承等定位。

套筒

结构简单，定位可靠，轴上不需开槽、钻孔和切制螺纹，所以不影响轴疲惫强度。通常见于零件间距较小场所，以免增加结构重量。轴转速很高时不宜采取。

圆螺母

固定可靠，装拆方便，可承受较大轴向力。因为轴上切制螺纹，使轴疲惫强度降低。常见双圆螺母或圆螺母和止动垫圈固定轴端零件。

弹性挡圈

结构简单紧凑，只能承受很小轴向力，常见于固定滚动轴承。

端盖固定

能够承受较大轴向力，拆装方便，可靠性高。

结论：齿轮固定选择受冲击能力强，转速高平键联接。轴承内圈和轴采取过盈量较小过分配合，轴承内圈轴向固定采取轴肩或套筒固定方法，其中输入轴靠近输入端轴承内圈因轴有较大径向力所以采取圆螺母固定方法。轴承外圈采取端盖固定。
5.2支承结构基础形式
1）两端固定支承 指两个支承端各限制一个方向轴向位移
在纯径向载荷或轴向载荷较小联合载荷作用下轴，通常采取采取向心型轴承组成两端固定支承，并在其中一个支承端，使轴承外圈和外壳孔间采取较轻松配合，同时在外圈和端盖间留出合适空隙，以适应轴受热伸长。

两端固定支承

2） 固定-游动支承 指在轴一个支承端使轴承和轴及外壳孔位置相对固定。以实现轴轴向定位。而在轴另一支承端，使轴承和轴或外壳孔间能够相对移动，以赔偿轴因热变形及制造安装误差引发长度改变
固定-游动支承运转精度高，对多种工作条件适应性强。所以，在多种机床主轴、工作温度较高蜗杆轴和跨距较大长轴支承中得到广泛应用。

固定-游动支承
3） 两端游动支承 两端游动支承结构中两个支承端轴承，全部对轴不作确轴向定位，所以全部属于游动
因为选择锥齿轮、斜齿圆柱齿轮会