減速器和驅動鏈輪軸聯接的聯軸器
齒輪減速器三相異步電動機輸出軸徑42，驅動鏈輪軸徑55。
首先選擇合適的類型，然后再根據軸徑，聯軸器所需要傳遞的計算轉矩Tc及轉速確定聯軸器的型號和結構尺寸。
所以選取：ZLL3型-帶制動輪聯軸器 Y42×112/ZJ55×112(JB/ZQ 4375-1997)，其質量為28.094kg。
2.9軸承軸承座的選取與固定
C=fhfmfdFr/fnfT 2-20
=2.71×1.5×1×9.048/1.11×1
=33.13KN
C——當量動載荷（KN）；
fh——壽命因數；
fm——力矩載荷因數；
fd——沖擊載荷因數；
fn——速度因數；
fT——溫度因數；
查《機械設計手冊》第四版第二卷表7-2-8～表7-2-11得fh=2.71，fm=1.5，fd=1，fn=1.110，fT=1
Fr——徑向載荷（KN）；
C0=S0P0 2-21
=1×9.048
=9.048KN
C0——基本額定靜載荷計算值（KN）
S0——安全系數，查《機械設計手冊》第四版第二卷表7-2-16得S0=1
P0——當量靜載荷（KN），查《機械設計手冊》第四版第二卷表7-2-14得P0= Fr=9.048KN。
結合此段軸的軸徑查《機械設計手冊》第四版第二卷表7-2-14得UCP213型帶立式座外球面球軸承Cr =50.8KN，Cor=49.5KN，能滿足要求，故上部傳動軸的軸承選UCP213型帶立式座外球面球軸承。
此部分公式出自《機械設計手冊》第四版第二卷。
下部從動軸的軸承要根據張緊裝置要求選擇，所以在張緊裝置的設計時選出。
2.10斗式提升機彈簧式拉緊裝置設計
本斗提機采用彈簧式張緊方式張緊。
選用的彈簧計算方法如下：
（1）定運行狀態下牽引件最大靜張力
Smax=1.15H（q+K1q0） 2-22
=1.15×15×（220+200×1.25）
=7762.5N
H——斗提機的提升高度，即上下兩鏈輪中心距（米），此處H=15m；
q——單位長度上提升物料的重力（KN），算得q=220N；
K1——運行阻力系數查雜志《起重運輸機械》1996年第6期文章〈斗式提升機彈簧式拉緊裝置〉附表得K1=1.25；
q0——單位長度上牽引件重力（N），算得q0=200N。
（2）彈簧材料
考慮工作環境及條件，一般選用60Si2Mn。
（3）彈簧尺寸
d≥ 2-23
≥14.7mm
取d=16mm
d——彈簧絲直徑（米）；
K3——溫度系數，查《機械設計師手冊》下冊表27-3得K3=1.3；
K4——拉壓彈簧的曲度系數，查《機械設計師手冊》下冊表27-3，得K4=1.275；
C——直徑系數，查《機械設計師手冊》下冊表27-10得C=6；
[τ]——材料許用應力，查《機械設計師手冊》下冊表27-4得
[τ]=590Mpa。
n=Gd/（8P′C³） 2-24
G——剪切彈性模量；
P′——彈簧張力變化，算得P′=5212N；
彈簧中徑D2=cd
=6×16
=96mm
c——旋繞比，此處c=6。
彈簧節距P=d
=16mm
自由高度H=Pn+2d
=279mm
彈簧螺旋角：
α=1/tg（P/πD2） 2-25
=8º
此部分公式出自雜志《起重運輸機械》1996年第6期文章〈斗式提升機彈簧式拉緊裝置。
為了便于安裝張緊滑塊，同時結合此段軸的軸徑，下部選擇UCK213型帶偏心滑塊座外球面球軸承。
2.11鍵的選取與校核
由于該鍵位于與聯軸器配合處的軸段，軸徑d=55mm所以選擇16×10圓頭平鍵，L=40mm。
所以k=0.5h
=0.5×10
=5mm
l=L-b
=40-16
=24mm
所以σρ=2T×10³/kld 2-26
=2×3582.3×27.5/5×24×55
=29.85Mpa <[σρ]=50Mpa
由于該鍵位于與鏈輪配合處軸段，軸徑d=75mm，所以選擇20×12圓頭平
鍵，L=80mm。
所以k=0.5h
=0.5×12
=6mm
l= L-b
=80-20
=60mm
σρ=2T×10³/kld 2-27
=2×142038.8/6×60×75
=10.52Mpa<[σρ]=50Mpa
T——鍵傳遞的轉矩（T=FXd/2），單位為N•m；
k——鍵與輪轂槽的接觸高度，單位為mm；
h——鍵的高度，單位為mm；
L——鍵的公稱長度，單位為mm；
b——鍵的寬度，單位為mm；
d——軸的直徑，單位為mm；
[σρ]——鍵、軸及輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位為Mpa。
