机械设计优质报告.docx

燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目：二级展开式圆柱齿轮减速器学 院： 车辆和能源学院 年级专业： 3013级车辆工程 学 号： 0 学生姓名： 李 艳 阁 指导老师： 刘 大 伟 序言带式运输机传动装置设计过程中关键内容为传动方案分析和确定；选择电动机；计算传动装置运动参数和动力参数；传动零件、轴设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器选择计算；减速器箱体结构设计及其附件设计、绘制装配图和零件工作图、编写设计计算说明书和设计总结和答辩。关键依据机械设计和其它学科所学知识，机械设计课程设计指导手册相关要求和设计要求，机械设计课程设计图册相关部分参考和其它设计手册和参考文件查阅，最终还有老师在整个课设过程中指导和不停纠正，来完成此次课程设计。经过这次课程设计，培养了我们独立机械设计能力，对机械总体设计有了一个宏观认识，对具体结构及其作用和各部分之间关系有了愈加深刻了解，考虑问题愈加全方面，不仅要考虑工艺性，标准化，还要考虑到经济性，环境保护等。综合多种原因得到一个相对合理方案。此次设计过程包含到机械装置实体设计，包含零件应力、强度分析计算，材料选择、结构设计等，包含到以前学过工程制图、工程材料、机械设计制造、公差配合和技术测量、理论力学、材料力学、机械原理等方面知识，是对以前所学知识一次实践应用，考验学生综合能力，是一次十分难得机会。目录一、项目设计目标与技术要求6二、传动系统方案制定与分析6三、传动方案的技术设计与分析83.1 电动机选择与确定83.1.1 电动机类型和结构形式选择83.1.2 电动机容量确定83.1.3 电动机转速选择93.2 传动装置总传动比确定及分配103.2.1 传动装置总传动比确定103.2.2 各级传动比分配113.3 运动学计算113.3.1 各级输入功率113.3.2 各级转速123.3.3 各级转矩12四、关键零件的设计与计算134.1设计原则制定134.2 齿轮传动设计方案144.3一级齿轮传动设计计算154.3.1第一级齿轮传动参数选择154.3.2第一级齿轮传动强度校核204.4二级齿轮传动设计计算214.4.1第二级齿轮传动参数设计214.4.2 第二级齿轮传动强度校核264.5轴的计算284.5.1轴径初估294.6键的选择及键联接的强度计算334.6.1 键联接选择方案334.6.3 键联接的强度计算344.6滚动轴承选择方案36五、传统系统结构设计与总成385.1 装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范385.1.1 装配图总体布局385.1.2 轴系结构设计与方案分析405.2 主要零部件的校核与验算445.2.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核)445.2.2 滚动轴承的寿命计算50六、主要附件与配件的选择516.1联轴器选择516.2 润滑与密封的选择536.2.2 密封方案对比及确定546.3 通气器556.4 油标566.5 螺栓及吊环螺钉586.6油塞59七、零部件精度与公差的制定607.1 精度制定原则607.2 减速器主要结构、配合要求617.2.1减速器主要结构617.2.2 配合要求627.3 减速器主要技术要求62八、项目经济性与安全性分析638.1减速器总重量估算及加工成本初算638.2 安全性分析648.3 经济性与安全性综合分析64九、设计小结65十、参考文献66摘要带式运输机经过200多年发展，已被电力、冶金、煤炭、化工、矿山、港口等各行各业广泛应用。带式运输机含有结构简单，输送量大、输送物料范围广泛、运距长、装卸料方便、可靠性高、运费低廉、自动化程度高等优点，是国民经济中不可缺乏设备。 传动装置更是带式运输机关键部分，传动装置即此次关键设计减速器，起到降低转速和增大转矩作用，使其运行愈加平稳；减速器中齿轮传动效率高、传输载荷大、结构紧凑、可靠性高、寿命长等优点确保了带式运输机广泛应用。所以减速器设计是很关键。依据使用地点和使用要求确定了减速器传动带式（此次选择二级展开式圆柱齿轮），依据带拉力和卷筒转速确定电机型号及总体传动比，依据所选传动形式分配传动比，设计齿轮类型及尺寸，确定中心距；接下来进行轴径初估、轴系结构设计（润滑、密封方法确实定、轴承选择）和箱体总体设计，以后用安全系数发对轴进行校核，对轴承寿命进行计算。最终对整体进行安全性、经济性、环境保护等进行综合分析对比。关键词：减速器 整体设计 方案比较 安全性 经济性设计过程一、项目设计目标和技术要求任务描述：关键任务为减速器设计，经过对减速器设计实现降低转速和增大转矩，考虑到工作地点和其它要求，依据原始数据，任务书中带拉力（F）、带速（v)和卷筒直径（D)，设计出一个相对合理方案，达成预期目标。 技术要求：此传动装置工作地点为煤厂，生产批量为中批，能承受中等冲击，使用年限为四年二班。合理传动方案应确保工作可靠，而且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便，不仅以单纯地实现功效为目标，还要考虑标准化和环境保护等。二、传动系统方案制订和分析传动装置总体设计目标是确定传动方案、选择原动机、确定总传动比和合理分配各级传动比及计算传动装置运动和动力参数。图1所表示为带式输送机机构简图，原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为卷筒，各部件用联轴器联接并安装在机架上。减速器是一个相对精密机械，使用它目标是降低转速，增加转矩。它重量和成本在机器中占很大比重，其性能和质量对机器工作影响也很大。所以合理地设计传动装置是整部机器设计工作中关键一环，而合理地确定传动方案又是确保传动装置设计质量基础。依据设计目标和技术要求，可行设计传动方案以下： 方案1：二级展开式圆柱齿轮：优点：传动比通常为840，用于平行轴之间传动，结构简单，加工和维修全部比较方便，效率高，成本低，应用广泛。而且高速级和低速级均用斜齿轮，冲击、振动和噪声较小，重合度大，结构紧凑，传动较平稳，适适用于高速传动。工作可靠，寿命长。 缺点：因为齿轮相对于轴承为不对称部署，所以沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度，通常适适用于载荷较平稳场所；斜齿轮还会产生轴向力。 方案2：二级圆锥-圆柱齿轮减速器 优点：锥齿轮部署在高速级，圆锥为直齿时i=820，为斜齿或曲线齿时i=840；用于传输相交轴之间传动;结构紧凑，传动效率高。 缺点：和圆柱齿轮相比，直齿圆锥齿轮制造精度较低，工作振动和噪声比较大，故圆周速度不宜过高；且圆锥齿轮加工较困难，尤其是大直径、大模数圆锥齿轮，所以只有在改变轴部署方向时采取。 方案3：蜗杆-齿轮减速器 优点：蜗杆部署在高速级，效率相对较高，结构紧凑、工作平稳、无噪声、和能得到很大传动比，通常为1560，最大到480。 缺点：在制造精度和传动比相同条件下，蜗杆传动效率比齿轮低，同时蜗轮需用珍贵减摩材料（如青铜）制造；蜗杆单头效率较低，多头虽效率提升，但制造困难。另外，蜗杆传动发烧大，温升高，润滑要求相对苛刻，在设计时还需进行热平衡计算。 方案4：二级同轴式减速器 优点：传动比通常为840，用于平行轴之间传动，横向尺寸较小，结构简单，加工方便等，和展开式大致相同。缺点：轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，高速级齿轮承载能力难以充足利用。依据使用地点为煤厂，要求结构紧凑，传动效率高；使用年限为四年二班，工作要求可靠且含有相当寿命；要能承受一定冲击。综合考虑以上原因，此次选择二级展开式圆柱齿轮，它不仅能达成上述要求，结构紧凑、效率高、工作可靠、寿命长，而且其结构简单，加工和维修方便，成本大大降低，应用斜齿轮工作愈加平稳，寿命延长。综上，选择二级展开式圆柱齿轮减速器。三、传动方案技术设计和分析传动系统总体参数、运动和动力参数计算和确定。包含电机类别、系列及具体型号选择；给出电机方案选择依据；计算总传动比，分配各级传动比，给出各级传动比分配标准或分配依听说明；计算各轴转速、功率和转矩等。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如无特殊需要，通常选择Y系列三相交流异步电动机，其含有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠特点；依据不一样防护要求，电机结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等区分。依据以上要求，可选方案以下： 方案1：Y系列（IP23）三相异步电动机该系列通常见途防护式笼型电动机，能预防手指触及机壳内带电体或转动部分。该电机类型含有效率高、起动性能好、噪声低、体积小、重量轻等优点。适适用于驱动无特殊要求多种机械设备，如水泵，鼓风机等。防护等级为IP23。 方案2：Y系列（IP44）三相异步电动机该系列电动机为封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，效率高、节能，堵转转矩高、噪声低、振动小，运行安全可靠。能预防灰尘、铁屑或其它杂物进入电机内部；含有Y系列（IP23)相同用途外，还能适适用于灰尘多、水土飞溅场所，如磨粉机、矿山机械等。防护等级为IP44。依据使用地点为煤厂，电机要能适适用于灰尘，防护等级要高，效率高，工作可靠，故选择选择Y系列（IP44)三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构。3.1.2 电动机容量确定 1、工作机功率P P=1.32（kW） = 由机械设计课程设计指导手册P表12-10查得：轴承效率（滚珠轴承），弹性联轴器效率，齿轮传动效率（8级精度齿轮传动），=0.96，2、电动机实际输出功率 =（kW） 3、电动机额定功率考虑到电机安全性和裕度，由机械设计（机械设计课程设计指导册 P表14-4选择电动机额定功率。3.1.3 电动机转速选择1、工作机输出速度2、电动机转速 推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导手册P表2-2查得：按推荐传动比合理范围，二级圆柱齿轮传动比通常为，则电动机转速可选范围为： 符合这一范围同时转速有，方案对比以下： 方案1：同时转速为 电机体积大，价格昂贵； 方案2：同时转速为 价格适中，电机和传动装置体积适中； 方案3：同时转速为 价格适中，传动装置体积稍大。 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格等原因，决定选择同时转速为1000r/min电动机，由机械设计（机械设计课程设计指导手册P表14-4选择具体参数。电动机具体参数为： 表3-1 Y112M-6电机参数表电动机型号额定功率（kW）电动机同时转速（r/min）电动机转速(r/min)堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y112M-62.210009402.02.23.2 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 3.2.2 各级传动比分配3.2.2.1 各级传动比分配方案对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮材质和热处理条件相同、齿宽系数相等时，为使高、低速级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下式分配： 式中，为高速级传动比，为减速器总传动比3.2.2.2 各级传动比确定 取 ，。3.3 运动学计算3.3.1 各级输入功率电机轴 轴 轴 轴 卷筒轴 3.3.2 各级转速电机轴 轴 轴 =940/4.80=195.83（r/min）轴 =195.83/3.42=57.26（r/min） 卷筒轴 3.3.3 各级转矩电机轴 轴 轴 轴 卷筒轴 运动和动力参数计算结果整理于下表: 表3-2 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效率电机轴1.6116.369401.000.99轴1.5916.159404.800.95轴1.5173.64195.833.420.95轴1.44240.2057.261.000.97卷筒轴1.40233.5057.26四、关键零件设计和计算4.1设计标准制订关键零部件（关键包含齿轮、轴、键、轴承等）设计是整个系统能正常运转和确保其寿命和可靠性基础，所以零部件设计是传动装置设计中很关键一个步骤。其关键标准以下：1、不一样类件安全系数确定齿轮：在齿轮设计时，根据齿面接触疲惫强度设计，根据齿根弯曲疲惫强度校核。S为疲惫强度安全系数，设计时根据齿轮材料疲惫极限试验所取定失效概率计算齿轮疲惫强度，取S=1。轴：其和轴承和齿轮要进行配合且要进行相对转动，为关键轴，所以在进行轴强度计算时按安全系数校核计算。当材料质地均匀、载荷和应力计算较正确，取=1.31.5；材料不够均匀、计算不够正确时，可取=1.51.8；材料均匀性和计算精度全部很低，或尺寸很大转轴（d），则可取=1.82.5。此处按第一个情况计算，即=1.31.5。2、关键件或关键件加工工艺制订齿轮用锻钢铸造，接下来进行热处理，以后切齿；轴用也为45钢，为了确保其力学性能，以后进行热处理。对于箱体和箱座，它们关键是支承其它零部件，采取铸造即可。3、材料选择和工艺选择材料选择问题是因为它们关键程度及其运动类型和载荷冲击等相关，轴和齿轮有运动和载荷冲击，采取45钢。不一样零件具体加工工艺不一样，能够达成它们全部能达成要求性能并得到充足利用如设计齿轮时，一对啮合齿轮，大齿轮通常见正火，小齿轮用调质，使其硬度值差3050，避免胶合，还可使其寿命相当。另外，设计要求是中批，齿轮铸造可选择自由锻，也能够选择模锻。本人设计选择模锻（区分在于模锻齿轮在轮辐上孔要有斜度）.一般平键关键失效形式是压溃，所以，键材料要有足够硬度。依据标准要求，键用强度极限用不低于600MPa钢材制造，此处选精拔钢。轴承为标准件，到时直接选择型号即可。轴承通常全部是用强度高、耐磨性好轴承合金钢制造。箱体和箱座只需承受一定重量，材料可用HT200；端盖中闷盖只需要轴向定位轴承，不承受其它外力，透盖孔径比轴径大，不需要太大刚度，铸造即可，材料可用HT150。4.2 齿轮传动设计方案其中包含软齿面/硬齿面方案选择，设计及校核标准，直齿轮/斜齿轮选择方案。1,、传动类型：斜齿轮斜齿轮相比直齿轮运行愈加平稳、噪声小、结构更紧凑，接触应力比直齿轮小，使寿命更长。2、精度等级：圆柱齿轮减速器结构简单，应用广泛，为通用减速器取8级（机械设计P表6-2）3、材料和热处理 ：齿轮材料选45钢，软齿面（HB350）由机械设计P表6-3查得小轮调质 HB=240大轮正火HB=190（HB=50）4、齿轮设计及校核标准：设计齿轮为闭式软齿面，易发生点蚀、胶合和磨损等，所以按齿面接触疲惫强度设计，按齿根弯曲疲惫强度校核。4.3 一级齿轮传动设计计算4.3.1 第一级齿轮传动参数选择1、选择齿数：闭式软齿面小齿轮在满足弯曲强度条件下，应尽可能多齿，以确保运行平稳性及延长刀具寿命，齿数通常为2040，第一级小齿轮选择齿数Z=20，大齿轮齿Z=204.80=96。 (Z可取92100)所以，满足要求2、选择螺旋角：螺旋角过小，斜齿轮优点不显著，过大则轴向力增大。通常件螺旋角在825之间，在此初选螺旋角143、齿宽系数因为小齿轮为硬齿轮,大齿轮为软齿轮,两支撑相对小齿轮做不对称部署,查机械设计P表6-7,取0.71.15,因为硬度不一样,取值偏上,令0.8。4、按齿面接触强度设计由公式进行试算，即确定公式内各计算数值，初定小齿轮分度圆直径i.确定载荷系数a.使用系数 因为动力机为电动机，工作机为中等振动，由机械设计P，表6-4查得。b.动载系数K估量圆周速度，由机械设计图6-11(b)查得动载系数。c.齿间载荷分配系数可由重合度查表可得，对于圆柱齿轮，为之和， 由机械设计P图6-13 查得 d.齿向载荷分布系数由机械设计P图6-17，在非对称部署（轴刚性大），软齿面，尺宽系数前提下，查得故，.求a.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P表6-5查得材料弹性系数 b.确定节点区域系数，由机械设计P图6-19选择节点区域系数。c.确定重合度系数 当初，则 d.螺旋角系数 iii.许用接触疲惫强度a齿轮接触疲惫强度极限：由机械设计图6-27查得 小齿轮，=240（调质）； 大齿轮，=200（正火）。b应力循环次数为其中，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，为齿轮工作寿命。由机械设计 图6-25查接触疲惫寿命系数 取失效概率为1%，安全系数，则得， iv.各项参数已求得，初算小齿轮直径 v.计算圆周速度 ： 修正载荷系数按 ，由机械设计图6-11(b)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38.55mm 确定各尺寸参数.选定法面模数 经过查阅机械设计表6-1，取标准值.确定中心距 因为中心距全部是0,5结尾，初定. 按圆整后中心距修整螺旋角 . 计算分度圆直径 . 计算齿轮宽度 圆整取 ，为了确保完全啮合，取4.3.2 第一级齿轮传动强度校核1、各项参数计算重合度系数 螺旋角系数 (因为 =1.711，按=1计算)计算当量齿数，查取齿形系数和应力修正系数由机械设计 图6-21查得齿形系数 由机械设计 图6-22查得应力修正系数 2、许用齿根弯曲疲惫强度弯曲疲惫强度极限齿轮弯曲疲惫强度极限：由机械设计图6-28查得 小齿轮，=240（调质）； 大齿轮，=200（正火）。 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： 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,第一级齿轮设计完成。4.4 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：第二级闭式软齿面小齿轮选择依据同上，在满足弯曲强度条件下齿数通常为2040，第二级小齿轮选择齿数=28大齿轮齿=283.42=95.76，取96 所以，满足要求。2、选择螺旋角：螺旋角过小，斜齿轮优点不显著，过大则轴向力增大。通常件螺旋角在825之间，在此初选螺旋角153、齿宽系数 因为小齿轮为硬齿轮,大齿轮为软齿轮,两支撑相对小齿轮做不对称部署,查机械设计P表6-7,取0.71.15,因为硬度不一样,取值偏上,令0.84、按齿面接触强度设计由公式进行试算，即确定公式内各计算数值，初定小齿轮分度圆直径.确定载荷系数a.使用系数 因为动力机为电动机，工作机为中等振动，由机械设计P，表6-4查得b.动载系数K估量圆周速度，由机械设计图6-11(b)查得动载系数4。c.齿间载荷分配系数可由重合度查表可得，对于圆柱齿轮，为之和， 由机械设计P图6-13 查得d.齿向载荷分布系数 由机械设计P图6-17，在非对称部署（轴刚性大），软齿面，尺宽系数前提下，查得故，.求a.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P表6-5查得材料弹性系数 b.确定节点区域系数 ，由机械设计P图6-19选择节点区域系数。c.确定重合度系数 当初，则d.螺旋角系数 =iii.许用接触疲惫强度a齿轮接触疲惫强度极限：由机械设计图6-27查得 小齿轮 =240（调质）； 大齿轮 =200（正火）。 b应力循环次数为 其中，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，为齿轮工作寿命。由机械设计 图6-25查接触疲惫寿命系数 取失效概率为1%，安全系数，则得， iv.各项参数已求得，初算小齿轮直径 v.计算圆周速度 ： 修正载荷系数按 ，由机械设计图6-11(b) 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65.5mm 确定各尺寸参数.选定法面模数 经过查阅机械设计表6-1，取标准值.确定中心距 a=144.42因为中心距全部是0,5结尾，初定. 按圆整后中心距修整螺旋角 . 计算分度圆直径 . 计算齿轮宽度 圆整取 ，为了确保完全啮合，取4.4.2 第二级齿轮传动强度校核1、各项参数计算重合度系数 螺旋角系数 (因为 =2.131，按=1计算) 计算当量齿数，查取齿形系数和应力修正系数由机械设计 图6-21查得齿形系数 由机械设计 图6-22查得应力修正系数 2、许用齿根弯曲疲惫强度弯曲疲惫强度极限齿轮弯曲疲惫强度极限：由机械设计图6-28查得 小齿轮，=240（调质），； 大齿轮，=200（正火），。 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： 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,第二级齿轮设计完成4.5 轴计算轴径初估标准能够根据许用切应力计算，因为根据许用切应力算只需要知道转矩大小，方法简单，但计算精度比较低。在设计轴时，应确保尺寸合理性，从材料选择到轴径初估，全部要有一定裕度，确保其安全可靠性。在确保可靠性同时，又要考虑经济性，即使增大轴径是增强轴刚度很有效措施，但轴径太大会增加减速器整体重量，消耗功率会增加，成本也会大大增加，所以设计时应该在确保安全性基础上，尽可能使轴径最小，以节省成本，确保经济性。4.5.1 轴径初估1、高速轴轴径初估高速轴上转速、功率、和转矩： 第一级小齿轮 切应力法初定最小轴径选择轴材料为45钢（调质），依据机械设计公式初步计算轴径。C值可由机械设计表10-2确定，轴受弯矩时取C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径3%，故得：。通常确保传输功效性和安全性和可靠性，应确保输入轴最小轴径大于14.48mm。高速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（具体联轴器选择在第六节，此处只陈说轴径确实定）。经选择查机械设计课程设计指导手册表15-4，选LT3型弹性套柱销联轴器=16mm。其它轴径确实定 联轴器轴向定位：,定位轴肩太小起不到定位作用，太大会增加轴重量，进而增加成本，还有可能和其它部件发生干涉，通常a取24mm即可,则直径差48mm,又因为密封环内径以0,2,5,8结尾,取=20mm。 和轴承相配合，为了使轴承装入方便，通常使，此处为非定位轴肩，轴承内径以0，5结尾，初取=25mm。 和齿轮相配合，为了使其装入方便，通常使，此处也为非定位轴肩，直径差，初取=30mm。最终选择齿轮轴形式，具体原因将在第5节说明。 此为齿轮和轴承轴向定位，之间为定位轴肩，初取=30mm。 和轴承相配合，=25mm。轴结构以下：2、中间轴轴径初估中间轴上转速、功率、和转矩：第一级大齿轮 第二级小齿轮 切应力法初定最小轴径选择轴材料为45钢（调质），依据机械设计公式初步计算轴径。C值可由机械设计表10-2确定，轴受弯矩时取C=118，故得： 。（无键）中间轴最小直径和轴承相配合，轴承内径以0,5结尾，且中间轴轴承内径应大于等于输入轴轴承内径，所以初取=30mm。其它轴径确实定 和第一级大齿轮相配合，为便于装配，它们之间为非定位轴肩， 初取=34mm。 此段轴给第一级大齿轮和第二级小齿轮轴向定位，为定位轴肩，初取=40mm。 和第二级小齿轮相配合，为了便于装配，其直径应该大于轴承内径初取=34mm。 和轴承相配合，=30mm结构图以下：3、低速轴轴径初估低速轴上转速、功率、和转矩： 第二级大齿轮 切应力法初定最小轴径选择轴材料为45钢（调质），依据机械设计公式初步计算轴径。C值可由机械设计表10-2确定，轴受弯矩时取C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径3%，故得： 。低速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（具体选择在第六节，此处只陈说轴径确实定）。经选择查机械设计课程设计指导手册表15-4，选LT6型弹性套柱销联轴器=35mm。其它轴径确实定 联轴器轴向定位：,定位轴肩通常a取24mm,直径差48mm,又因为密封环内径以0,2,5,8结尾,取=35mm。 和轴承相配合，为了使轴承装入方便，通常使，此处为非定位轴肩，轴承内径以0，5结尾，初取40mm。 和齿轮相配合，为了使其装入方便，通常使，此处也为非定位轴肩，直径差，初取=42mm。 此为齿轮和轴承轴向定位，之间为定位轴肩，初取=46mm 和轴承相配合，=40mm。结构图以下：4.6键选择及键联接强度计算4.6.1 键联接选择方案键联接常见于轴和轴上零件之间可拆联结。依据需要，采取不一样键，不一样配合方法。键为标准零件，通常分为两大类：一类是平键和半圆键，另一类是斜键。选择方案以下： 方案1：平键 平键连接中键侧面是工作面，靠键和键槽相互挤压传输转矩，一般平键中，圆头键牢靠地卧于指状铣刀铣出键槽中；方头键常见螺钉紧固；一端圆头一端方头键用于轴伸处。平键中还有导键和滑键，她们全部用于动联接。 平键制造轻易，对中性好，拆装方便，在通常情况下不影响被联接件定心，可用于承受高速、承受冲击和变载荷轴，应用广泛。 方案2：半圆键 半圆键用于静联接，键侧面为工作面。它优点是工艺性好，同平键一样含有制造轻易，装卸方便，不影响定心等。 它缺点是轴上键槽较深，对轴减弱较大，所以关键用于载荷较小联接，也常见作锥形轴联接辅助装置。 方案3：斜键 楔键和切向键等全部属于斜键，它靠键、轴、毂之间摩擦力或工作面之间挤压来传输转矩，还能够传输单向轴向力。楔键相对于平键优点是能够传输单向轴向力。 斜键关键缺点引发轴上零件和轴配合偏心，在冲击、振动或变载下轻易松动，所以不宜用于要求正确定心、高速和冲击、振动或变载联接。它应用范围在逐步缩小。综上，因为使用要求要能承受中等冲击、在输入轴端速度较高，应选平键或半圆键，半圆键对轴减弱大，要想确保刚度，就要使轴径变大，最终会影响整体重量和成本，所以，选择一般平键。一般平键配合分为松联接、正常联接和紧密联接三种形式。松联接时，键在轴上及轮毂中均能滑动；正常联接时，键在轴上及轮毂上均固定，用于载荷不大场所；紧密联接比上一个配合更紧，关键用于载荷较大，载荷含有冲击性，和双向传输转矩场所。键关键尺寸是键宽b和键高h，其中键宽b为基础尺寸，b大小依据轴径而定，h大小随即确定，键长依据轴和毂长度定。4.6.3 键联接强度计算此次设计共有五个键联接，键选择及其强度计算以下：1、高速轴和联轴器之间键键确实定：轴径=16mm，轴长=42mm，通常键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键尺寸以下：圆头一般平键（A型），b=5mm，h=5mm，L=36mm；键： 536 GB1096强度校核：由机械设计静联接强度计算公式进行校核，l=L-b=31mm，由机械设计表3-1查得，因为是动联接中等冲击取P=40，则T=24.8N.m T=16.36N.m，满足要求。2、中间轴和第一级大齿轮之间键 键确实定：轴径d=34mm，轴长l=48mm，通常键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键尺寸以下：圆头一般平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=40mm；键： 1040 GB1096 强度校核：由机械设计动联接强度计算公式行校核，l=L-b=30mm，机械设计表3-1查得，因为是中等冲击取则T=81.6N.m, T=73.92N.m，满足要求。3、中间轴和第二级小齿轮之间键 键确实定：轴径d=34mm，轴长l=60mm，通常键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键尺寸以下：圆头一般平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=50mm；键: 1050 GB1096 强度校核：由机械设计静联接强度计算公式进行校核，l=L-b=40mm，机械设计表3-1查得，因为是中等冲击取，则T=108.8N.m，T=73.92N.m，满足要求。4、低速轴和第二级大齿轮之间键 键确实定：轴径d=42mm，轴长l=52mm，通常键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键尺寸以下：圆头一般平键（A型），b=12mm，h=10mm，L=45mm；键： 1245 GB1096 强度校核： 由机械设计静联接强度计算公式进行校核，l=L-b=33mm，由机械设计表3-1查得，因为是中等冲击取，则T=138.6N.m， T=240.32N.m，满足要求。 5、低速轴和联轴器之间键 键确实定：轴径d=35mm，轴长l=42mm，通常键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键尺寸以下：圆头一般平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=36mm；键： 1036 GB1096 强度校核：由机械设计静联接强度计算公式进行校核，l=L-b=26，由机械设计表3-1查得，因为是中等冲击取，则T=72.8N.m，T=240.32N.m，满足要求。五个键选择和强度计算完成。4.6 滚动轴承选择方案经典滚动轴承由内圈、外圈、滚动体、保持架组成，保持架多用低碳钢冲压制成，其它采取强度高、耐磨性好轴承合金钢制造。轴承选择，包含类型、尺寸、精度、游隙、配合和支撑型式选择和寿命计算（此处只进行轴承选择和对比，寿命计算将在5.3.2进行），此次设计是二级展开式圆柱齿轮减速器，其中轴承转速相对较高，载荷不大，旋转精度相对较高，故应该选择球轴承。滚子轴承通常适适用于转速低，载荷较大或有冲击载荷时，此处不予具体分析。下面对多个可选择球轴承方案进行对比分析： 方案1：深沟球轴承 它关键承受径向载荷和一定双向轴向载荷，极限转速高，结构简单，价格低廉，性价比高。 方案2：调心球轴承 关键承受径向载荷和轴向力不大双向轴向载荷。另外，相比和深沟球轴承，它能够自动调心，内外圈轴线许可有小于3度相对偏转角，以适应轴变形和安装误差。关键适适用于弯曲刚度小轴、两轴承孔同心度较低及多支点支承中。 方案3：角接触球轴承 能同时承受较大径向载荷和单向轴向载荷，接触角越大承受轴向载荷能力越大。这类轴承宜成对使用，适适用于旋转精度高支承。 方案4：推力球轴承 两套圈内孔径不一样，孔径小和轴配合称为紧圈，孔径大和轴有间隙称为松圈。它只能承受单向轴向载荷，应用于轴向载荷大，转速不很高支承中。综上因为展开式加速器轴承中关键承受径向载荷，所以，不应选择推力球轴承；又因为其轴长度不是很长，挠度改变不大，轴刚度较大，故不宜选择调心球轴承。角接触球轴承通常见于径向载荷和轴向载荷全部比较大情况下，相对于深沟球轴承，结构复杂，加工相对困难。深沟球轴承已经能满足减速器要求，从经济性角度考虑，同精度轴承中深沟球轴承最廉价。故选择深沟球轴承。五、传统系统结构设计和总成5.1 装配图设计及部件结构选择、实施机械设计标准和规范5.1.1 装配图总体布局主视图：俯视图：