机械设计优秀课程设计项目新版说明书带式运输机传动装置.docx

机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计说明书
题号：43
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，小批量生产，两班制工作，运输带速度许可误差为±5％。滚筒效率：ηj=0.96（包含滚筒和轴承效率损失）。
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
（许可带速误差±5%）。
滚筒直径D= 270 mm。
滚筒效率0.96
（包含滚筒和轴承效率损失）。
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．动力起源
三相交流电，电压380/220V。
5．寿命要求
使用期限，其工作期限（使用折旧期）为，大修期4年，中修期2年，小修期六个月。
6． 制造条件
通常机械厂制造，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）
动力起源： 三相交流电，电压380/220V
电动机是标准件，依据要求两班制，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
依据，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）

依据《机械设计课程设计指导书》第七页表可知：一般V带传动传动比=，圆柱齿轮传动一级减速器传动比=，则总传动比合理范围为=，故电动机转速可选范围为
依据《机械设计课程设计手册》173页表12-1可知：符合这一范围同时转速有
依据额定功率、转速，从表中找出三种适用电动机型号，所以有三种传动比方案，以下表所表示：
型号
额定 功率
/（kw）
级数
同时转速
/（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尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第一方案比较适宜。所以选定电动机型号为Y100L2-4，其关键性能以下表：
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型电动机安装及外形尺寸如表12-3所表示：
故将Y100L2-4型电动机关键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、 确定传动装置总转动比和分配传动比
由选定电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得到传动装置总传动比为：
，式中分别为带传动和减速器传动比
依据《机械设计课程设计指导书》7页表可知：一般V带传动传动比=，圆柱齿轮传动一级减速器传动比=，所以取
四、 计算传动装置运动和动力参数
（1）计算下图中各轴转速：

Ⅲ轴
Ⅱ轴
Ⅰ轴

式中分别为带传动和减速器传动比
（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、 传动零件设计计算
1. 皮带轮传动设计计算
（1） 选择一般V带型号
因为两班制工作，所以机器工作时间为16小时/天，由书本109页表5-5可知：
载荷平稳，Y系列三相交流异步电动机，天天工作16小时，=1，
小带轮转速，由书本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
由书本109页表5.6取小带轮直径为，所以。由书本109页表5.6取大带轮直径为（即使有所降低，但其误差在5%范围内，故许可）
验算带速：，在范围内，带速适宜
（3） 确定带长和中心距
初选：

，取（由书本106页表5.1可知：V带高h=6mm）

由书本106页表5.2选择基准长度
其实际中心距为：

（4） 验算小带轮包角
由书本100页公式5.1可知：
故适宜
（5） 确定V带根数Z
大带轮转速
传动比
由书本107页表5.3可知：，由108页表可知：
由书本110页表5.7，做出包角和包角系数线性关系图，得出时
，由书本106页表5.2可知：长度系数
所以
取根
（6） 求作用在带轮轴上压力
由书本107页表5.3可知：，
由书本110页公式5.20得到单根V带张紧力

由书本111页公式5.21得到作用在带轮上压力

(7)带轮结构设计（因为要依据轴相关尺寸确定，后面会具体介绍，故在此不做设计）
2.齿轮传动设计计算
依据齿轮传动中既要承受径向载荷又要承受轴向载荷实际工况，故需选择圆柱斜齿轮传动。
（1）选择齿轮材料和精度等级
依据书本132页表6.1，初选小齿轮材料为，大齿轮材料为45钢，小齿轮采取硬齿面，进行调质处理，齿面硬度为，取，大齿轮采取软齿面，进行正火处理，齿面硬度为，取，依据书本140页表6.6，初选精度等级为7级。
（2）根据齿面接触疲惫强度进行设计计算
依据书本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 ，由书本133页表6.2可知：
动载系数，由书本134页可知：
齿间载荷分配系数，由书本134页可知：
齿向载荷分布系数，由书本134页可知：
所以
②确定小齿轮名义转矩

为主动齿轮传输功率，等于I轴输出功率
为主动齿轮转速，等于I轴输出转速
③确定材料弹性影响系数
由书本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
依据书本143页可知取
⑥确定齿轮关键参数
齿数比=传动比
⑦确定圆柱齿轮齿宽系数
依据书本141页表6.8可知：取
⑧计算许用应力
依据书本138页图6.14（b）可知，
依据书本137页公式6.9可知
依据书本140页表6.5可知，取最小安全系数为1.2
依据书本139页公式6.11和图6.16计算寿命系数

查图6.16可知
所以能够得到：
取中最小值，所以则有：
于是有

⑨确定中心距（以下内容是依据《机械设计课程设计指导书》页得到）

应尽可能圆整成尾数为0或5，以利于制造和测量，所以初定
⑩选定模数，齿数

通常初选，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，和要求比较，误差为，可用。于是有
，满足要求
由以上步骤可知：齿轮参数确定为：
，，，，，
⑪计算齿轮分度圆直径

⑫确定轮齿宽度

依据书本141页可知：b圆整为大齿轮宽度，取，则
（3）根据齿根弯曲疲惫强度进行校核计算
依据书本143页公式6.15可知：
确定各参数值
① 确定许用弯曲疲惫强度
依据书本137页公式6.10可知：
依据书本139页图6.15（b）可知：
依据书本139页图6.17可知：
依据书本140页表6.5可知：
所以能够得到：
② 确定齿形系数和应力校正系数
依据书本137页表6.4可知：
③ 依据书本143页可知：
依据书本137页可知：
所以有：

所以，能够判定大小齿轮齿根弯曲疲惫强度全部小于许用值，符合要求，校核完成。

经综合整理可得下表
名称
符号
公式和说明
小齿轮
大齿轮
齿数

依据工作要求确定
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:

总体选择
减速器箱体采取铸造（HT200）制成，采取剖分式结构为了确保齿轮佳合质量，大端盖分机体采取配合。
（1）、 机体有足够刚度：
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
（2）、 考虑到机体内零件润滑，密封散热：
因其传动件速度小于12m/s，故采取侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面距离H为40mm，为确保机盖和机座连接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
（3）、 机体结构有良好工艺性：
铸件壁厚为8，圆角半径为R=6。机体外型简单，拔模方便.

减速器各部位及隶属零件名称和作用
（1）、视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区位置，并有足够空间，方便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔和凸缘一块，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）、油螺塞：
放油孔在油池最底处，并安排在减速器不和其它部件靠近一侧，方便放油，放油孔用螺塞堵住，所以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。
（3）、油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。.
（4）、通气孔：
因为减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡.
（5）、盖螺钉：
启盖螺钉上螺纹长度要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.
（6）、位销：
为确保剖分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联结凸缘长度方向各安装一圆锥定位销，以提升定位精度.
（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

依据低速级轴承座外径确定，方便于扳手操作为准。
外箱壁至轴承座端面距离

50
大齿轮顶圆和内箱壁距离

12
齿轮端面和内箱壁距离

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

尽可能靠近，以M和M互不干涉为准

六、 轴设计计算
1. 高速轴设计计算

(1)已知转速、功率和转矩
转速；功率；轴所传输转矩
(2)轴材料选择并确定许用弯曲应力
由书本226页表11.1可知：选择45#钢，进行调质处理，齿面硬度为，许用弯曲疲惫极限为，抗拉强度极限，；依据书本233页表11.4可确定轴许用弯曲应力为：
(3)按扭转强度概略计算轴最小直径
依据书本232页公式11.2和表11.3，因为高速轴受到弯矩较大而受到扭矩较小，故C=112。

因为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
依据《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)设计轴结构并绘制轴结构草图
1)轴结构分析（键选择和配合方法选择）
显然，轴承只能从轴两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选择一般平键，A型，依据《机械设计课程设计手册》56页可知：b×h=6×6mm(GB/T 1096-)，依据书本77页，所以综合考虑键系列长度，取L=28mm；取轴承定位轴肩直径为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，采取过渡配合固定。
2）确定各轴段直径和长度。

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
各轴段直径和长度确实定：
d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮内孔径，则偶直径应该增大5%，故取d1=22mm。
d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，依据V带轮轴向定位要求，轴直径大小较d1增大5mm，d2=27mm
d3：滚动轴承处轴段，应和轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选择d3=30mm，依据《机械设计课程设计手册》69页表选择轴承型号为深沟球轴承6206
d4：齿轮处轴段，比d3尺寸大2-5mm，选择d4=35mm。
d5：轴肩，用于齿轮轴向定位，故选择d5=45mm。
d6：滚动轴承轴段，要求和d3轴段相同，故选择d6=d3=35mm。
3)各轴段长度确实定
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，选择L1=42mm。
L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。
L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到轴承端面距离确定，选择L3=38mm。
L4：依据小齿轮宽度确定，长度略小于小齿轮宽度以确保齿轮轴向定位可靠，取L4=83mm。
L5：依据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L5=8mm。
L6：由滚动轴承宽度和轴承端面到箱体内壁距离确定，选择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

轴全长：

2. 高速轴轴上零件定位和配合
(1) 键型号确实定
依据第一段轴直径，长度和第四段轴直径，长度，可查《机械设计课程设计手册》56页表4-1(平键连接剖面和键槽尺寸（GB/T 1095—摘录）、一般平键形式和尺寸（GB/T 1095—摘录）)得到，键型号分别为：GB/T 1096 键；GB/T 1096 键。
(2) 轴承配合
依据荷载状态，查《机械设计课程设计手册》85页表6-10（安装向心轴承轴公差带代号）能够确定安装向心轴承轴公差带代号为k5。
依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（安装向心轴承孔公差带代号）能够确定安装向心轴承孔公差带代号为J7。
(3) 齿轮和轴配合
依据高速轴实际运行情况，依据《机械设计课程设计手册》238页表17-2（减速器关键零件荐用配合）可选择配合为。
(4) 带轮和轴配合
依据高速轴实际运行情况，查《机械设计课程设计手册》238页表17-2（减速器关键零件荐用配合）可选择配合为。

图1 高速轴配合关系

（5）高速轴上圆角、倒角等
依据轴肩两端轴直径，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））能够确定，在除标准件外其它过渡圆角半径尽可能取成一致前提下，圆角半径均选择R=2mm。
依据轴两端直径，查《机械设计课程设计手册》表1-25(零件倒圆和倒角（GB/T 6403.4—摘录）)能够确定，倒角尺寸C=1 mm。
在装轴承两端轴肩圆角应该小于轴承圆角半径Ra=1 mm，故所述轴肩过分圆角半径定位R=0.8 mm。
3. 按弯扭合成校核高速轴强度
(1) 高速轴受力简图

(2) 高速轴支反力
1) 带轮压轴力在水平面和竖直平面上分力

2) 水平面上支反力RH
小齿轮受力分析
在分度圆上，法向力能够分解成两个相互垂直分力：切和分度圆圆周力和半径方向径向力 。依据其各自计算公式，可知

3) 竖直面上支反力RV

(3) 高速轴弯矩图
1) 水平面上弯矩图

图2.7.6 轴水平平面弯矩图

2) 竖直平面上弯矩图

图2.7.7 轴竖直平面弯矩图
3) 合成弯矩图

图2.7.8 轴合成弯矩图
4) 扭矩图

图 轴扭矩图
(4) 高速轴当量弯矩图
依据计算公式：
(2-27)
此时

能够得到当量弯矩图：

图 轴当量弯矩图
(5) 高速轴强度校核
针对截面C进行轴强度校核，依据弯曲应力计算公式：
(2-28)
式中：W——表示轴抗弯截面系数，由书本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——轴所受到弯矩，
代入C截面数据后可得：

故该高速轴强度满足条件。
4. 正确校核高速轴强度
(1) 确定危险疲惫截面
考虑影响疲惫强度关键原因（载荷、应力集中、表面质量和绝对尺寸），危险疲惫截面取第3段轴和第4段轴交界处，针对该处左（右）侧进行正确校核。
查书本234页表11.6（疲惫强度许用安全系数）取疲惫强度许用安全系数为：
[S]＝1.4 （载荷可正确计算，材质均匀，材料性能正确可靠）
(2) 危险截面左侧正确校核
1) 危险截面抗弯，抗扭截面模量
由书本233页表 11.5（抗弯、抗扭截面模量计算公式）能够得到左侧截面抗弯、抗扭截面模量计算公式：

2) 危险截面弯曲应力

由弯曲应力计算公式得：

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

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结构尺寸，可得：

依据上诉数据查书本23页图1.15（b）（平板肩部圆角处理论应力集中系数），可得。
依据抗拉强度和应力集中系数，查书本图1.16（钢敏感系数）可得敏感系数。
由应力集中系数计算公式，可得

尺寸系数、
依据抗拉强度和查书本24页图1.17（钢尺寸系数、），可得。
表面状态系数、
依据抗拉强度和精磨制造方法，经过查书本24页图1.19（钢表面状态系数），可得：

将查出数据代入计算公式，可得：

5) 等效系数
弯曲应力等效系数：

切应力等效系数：

6) 复合疲惫强度安全系数
依据疲惫强度安全系数计算公式，可得：

复合安全系数计算公式

故高速轴疲惫强度满足工作要求。
(3) 危险截面右侧正确校核
1) 危险截面抗弯，抗扭截面模量
由书本233页表11.5（抗弯、抗扭截面模量计算公式）能够得到左侧截面抗弯、抗扭截面模量计算公式：

2) 危险截面弯曲应力

由弯曲应力计算公式得：

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

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结构尺寸，可得：

依据上诉数据查书本图1.15（b）（平板肩部圆角处理论应力集中系数），可得。
依据抗拉强度和应力集中系数，查书本图1.16（钢敏感系数）可得敏感系数。
由应力集中系数计算公式，可得

尺寸系数、
依据抗拉强度和查书本图1.17（钢尺寸系数、），可得。
表面状态系数、
依据抗拉强度和精磨制造方法，经过查书本图1.19（钢表面状态系数），可得：

将查出数据代入计算公式，可得：

5) 等效系数
弯曲应力等效系数：

切应力等效系数：

6) 复合疲惫强度安全系数
依据疲惫强度安全系数计算公式，可得：

复合安全系数计算公式

故高速轴疲惫强度满足工作要求。

5.低速轴设计
依据轴最小直径设计公式，可知：
中间轴最小直径，
取。
1)轴结构分析
低速轴设计成一般阶梯轴，轴上齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴另一端装入和拆卸。轴输出端选择A型键，b×h=14×9mm(GB/T 1096-)，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，采取过渡配合固定。
2)确定各轴段长度和直径。

3)各轴段直径确实定
d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器内孔径，d1=32mm。
d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，依据联轴器轴向定位要求，轴直径大小较d1增大5mm，d2=37mm
d3：滚动轴承处轴段，应和轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选择d3=40mm，选择轴承型号为深沟球轴承6208
d4：齿轮处轴段，选择直径d4=45mm。
d5：轴肩，故选择d5=55mm。
d6：滚动轴承轴段，要求和d3轴段相同，故选择d6=d3=40mm。
4)各轴段长度确实定
L1：依据联轴器尺寸规格确定，选择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，选择L3=40.5mm。
L4：依据箱体结构和齿轮宽度确定，选择L4=78mm。
L5：过渡轴段，选择L5=8mm。
L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选择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
轴结构图以下：

（说明：低速轴校核和高速轴方法一致，在这里不在占用篇幅计算）
七.轴承寿命校核
由1.2.2可知，使用期限为，每十二个月工作时间为250天，每日工作天数为16小时。由表2-3可知，高速轴转速为。则可得到轴承预期寿命：

确定采取深沟球轴承，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））可得轴承基础额定动载荷为，基础额定静载荷为。
查书本表8.3（温度系数）可得，温度系数。
1.轴承当量动载荷
只承受径向载荷轴承当量动载荷计算公式：

式中： ——载荷系数；
——纯径向载荷。
依据实际工作情况，依据书本表8.6（负荷系数），可得。
依据轴承受力情况，可知轴承2受到径向力较大，故径向力 ：

将上述数据，代入当量动载荷计算公式，可得：

2.轴承寿命
依据轴承寿命计算公式:

故轴承寿命足够，满足使用条件。
3.键联接校核
由一般平键联接强度校核公式：
(2-32)
式中：——传输转矩，；
——键高度，；
——键工作长度，；
——轴直径，；
——键、轴、轮毂三者中最弱材料需用挤压应力，。
4. 高速轴带轮键联接校核
由2.3.4中表2-3，可得传输转矩。
键高度。
键工作长度。
此处键和轴选为钢，带轮选为铸铁。查书本表3.1（键连接许用挤压应力和许用压强）可得，铸铁轻度冲击载荷为。
代入上述数据后，可得：

故强度满足条件。
5.高速轴齿轮键联接校核
由2.3.4中表2-3，可得传输转矩。
键高度。
键工作长度。
此处键、轴和齿轮选为钢，查书本表3.1（键连接许用挤压应力和许用压强）可得，铸铁轻度冲击载荷为。
代入上述数据后，可得：

故强度满足条件。
八、 减速器润滑方法和密封类型选择
1.轴承润滑方法
因为轴承转速不高，所以轴承润滑方法：采取脂润滑。
2.密封形式
用凸缘式端盖易于调整，采取闷盖安装骨架式旋转轴唇形密封圈实现密封。轴和轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号依据轴段选择。
设计总结
经过此次对一整传动装置系统设计，使我充足将书本上所学知识利用于实际设计之中。经过了这一过程，我感觉我对所学知识有了更为清楚、透彻、深刻了解，知识条理性也愈加明了，明确设计思绪，提升了设计严谨性。在做这次设计之前，总认为设计是一个离自己很远东西，很复杂，很高深，让人摸不到头脑，可现在看来，设计即使繁琐但却条理清楚，思绪严谨，关键在于把所学理论知识合理利用到实际之中去，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基础能力，只明白理论知识而无法将其利用于实际设计之中话，可谓是无济于事，对于我们专业能力提升并没有过多意义。一样，假如在设计过程中没有理论知识支持，只是一味凭感觉，也是不合理、不科学、不严谨。
现在我相比以前在看待问题时多了一份理性和严谨，能够愈加正确，专业对待所碰到设计问题，在思索相关机械问题时也没有了之前迷茫和害怕，处理问题时变得愈加有头绪，有方法。我想这是这次设计所带给我最为关键东西。致谢
这一学期机械设计课程学习，让作为一名机械专业学生我有了很大程度专业提升，在这过程中很感谢杨老师为我们付出。我们能感觉到陈老师每一节课全部十分认真备课，课上不仅清楚仔细给我们教讲课内内容，还常常给我们补充很多相关课外知识，并在讲课过程中将实际应用中药注意问题，和很多实际经验告诉我们。同时，每次作业老师也全部批改很立即也很仔细，每次我们在群里问老师很多问题，老师也全部很耐心立即回复，所以说老师敬业和负责我们每个人全部看在眼里，记在心里。
这学期下来，对于陈老师我更多是一个敬佩，敬佩老师认真、敬业、严谨、负责、细心，也为老师专业素质感到深深敬意。所以说，对老师感谢中也有我衷心尊敬之意。感谢老师悉心栽培，祝您工作愉快，身体健康。

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