机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器设计F=1524 D=0.277 V=0.8

1、燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目： 二级圆柱齿轮减速器 全套图纸加V信 sheji1120或扣 3346389411 学 院： 机械工程学院 年级专业： 14级机控四班 学 号： 学生姓名： 指导教师： 机械设计课程设计任务书班级：机电控制14-4 姓名：苏雷1、 设计题目： 带式输送机传动装置2、 传动简图三、原始数据： F=1524N D=0.277m V=0.800m/s四、其他条件： 使用地点：室外 生产批量：小批 载荷性质：微振 使用年限：五年一班五、完成期限：六、工作计划：1、传动方案及总体设计计算 2天2、装配草图 8天3、装配图抄正 5天4、零件图 2天

2、5、编写说明书 2天6、答辩 1天七、参考资料： 1、许立忠，龚景安.机械设计.北京：机械工业出版社，2003 2、韩晓娟.机械设计课程设计指导手册.北京：中国标准出版社，2008 3、龚湘义，潘沛霖等.机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社，2006 指导教师： 燕山大学课程设计报告目 录第 1 章 项目设计任务与技术要求······················

3、83;············4第 2 章 传动系统方案制定与分析··································

4、83;4第 3 章 传动方案的技术设计与分析·································63.1 电动机的选择与确定···········

5、································63.1.1 电动机类型和结构形式的选择··············

6、3;·················63.1.2 电动机容量确定······························&#

7、183;·············73.1.3 电动机转速选择··································

8、··········73.2 传动装置总传动比确定及分配···································83.2.1 传动装置总

9、传动比确定······································83.2.2 各级传动比分配·········

10、;···································83.2.2.1 分配方案············

11、3;·································83.2.2.2 各级传动比确定··············

12、··························83.3 运动学计算······················&#

13、183;····························93.3.1 各轴输入功率···················&

14、#183;··························93.3.2 各轴转速·····················&#

15、183;····························9 3.3.3 各轴转矩···················&#

16、183;······························9第 4 章 关健零部件的设计与计算················&#

17、183;·················104.1 设计原则制定······························&#

18、183;·················104.2 齿轮传动设计方案······························

19、··············114.3 第一级齿轮传动设计计算·································&

20、#183;····124.3.1 第一级齿轮传动参数设计··································124.3.2 第一级齿轮传动强度校核·····

21、;·····························164.4 第二级齿轮传动设计计算··················

22、····················184.4.1 第二级齿轮传动参数设计···························

23、;·······184.4.2 第二级齿轮传动强度校核··································224.5 轴的初算····

24、················································244.6 键的选择及键

25、联结的强度计算··································284.6.1 键联结方案选择············&#

26、183;·····························284.6.2 键联结强度计算··················

27、;························294.6.3 滚动轴承选择及轴的支撑方式······················&#

28、183;·······32第 5 章 传动系统结构设计与总成··································335.1 装配图设计及部件结构选择··&

29、#183;································335.1.1 装配图整体布局··············

30、3;··························335.1.2 轴系结构设计与方案分析····················

31、83;············355.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析··························355.1.2.2 中间轴机构分析与方案分析····&

32、#183;·····················385.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析························

33、83;·385.2 零件图设计··············································

34、3;··395.3 主要零部件的校核与验算·····································405.3.1 轴系结构强度校核·····&

35、#183;·································405.3.2 滚动轴承的寿命计算·············&#

36、183;·······················45第 6 章 主要附件与配件的选择·······················&#

37、183;············466.1 联轴器选择···································

38、83;·············466.2 润滑与密封的选择··································&

39、#183;········476.2.1 润滑方案对比及确定·····································476.2.2

40、密封方案对比及确定·····································486.3 通气器··········

41、···········································496.4 油标·····

42、3;·················································506.

43、5 螺栓及吊环螺钉·············································506.6 油塞··&

44、#183;·················································&

45、#183;··506.7 其他··············································

46、;·········50第 7 章 零部件精度及公差的制定···································517.1 零件设计制定原则&#

47、183;··········································517.2 减速器主要结构、配合要求····&#

48、183;······························517.3 减速器主要技术要求·················

49、;························53第 8 章 项目经济性分析与安全性分析······················&#

50、183;········538.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性·························538.2 减速器总重量估算及加工成本初算·········

51、·····················538.3 安全性分析···························&

52、#183;······················548.4 经济性与安全性综合分析························&#

53、183;·············54第 9 章 设计小结··································&#

54、183;··············55第10章 参考文献·································

55、83;···············56 附录·································

56、3;···························57 三维效果图展示·····················

57、····························57 应力分析·····················

58、;··································58第 1 章 项目设计任务与技术要求任务描述：主要任务为减速器的设计，通过对减速器的设计实现降低转速和增大转矩，考虑到工作地点和其他要求，根据原始数据，任务书中带的拉力（F）、带速（v)和

59、卷筒直径（D)，设计出一个相对合理的方案，达到预期的目标。技术要求：此传动装置工作地点为户外，生产批量为小批，载荷性质为微振，使用年限为五年一班。合理的传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、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能为目的，还要考虑标准化以及环境的保护等。第 2 章 传动系统方案制定与分析传动装置总体设计的目的是确定传动方案、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的运动和动力参数。如下图所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。减速器是一种相对精密的机械，使用

60、它的目的是降低转速，增加转矩。它的重量和成本在机器中占很大比重，其性能和质量对机器的工作影响也很大。因此合理地设计传动装置是整部机器设计工作中的重要一环，而合理地拟定传动方案又是保证传动装置设计质量的基础。根据设计目标和技术要求，可行设计传动方案如下：Ø 方案1：二级展开式圆柱齿轮优点：传动比一般为840，用于平行轴之间的传动，结构简单，加工和维修都比较方便，效率高，成本低，应用广泛。并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，适用于高速传动。工作可靠，寿命长。缺点：由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度，一般

61、适用于载荷较平稳的场合；斜齿轮还会产生轴向力。Ø 方案2：二级圆锥-圆柱齿轮减速器优点：锥齿轮布置在高速级，圆锥为直齿时i=820，为斜齿或曲线齿时i=840；用于传递相交轴之间的传动;结构紧凑，传动效率高。缺点：和圆柱齿轮相比，直齿圆锥齿轮的制造精度较低，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，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，所以只有在改变轴的布置方向时采用。Ø 方案3：蜗杆-齿轮减速器优点：蜗杆布置在高速级，效率相对较高，结构紧凑、工作平稳、无噪声、以及能得到很大的传动比，一般为1560，最大到480。缺点：在制造精度和传动比相同的条件下，蜗杆传

62、动的效率比齿轮的低，同时蜗轮需用贵重的减摩材料（如青铜）制造；蜗杆单头效率较低，多头虽效率提高，但制造困难。此外，蜗杆传动发热大，温升高，润滑的要求相对苛刻，在设计时还需进行热平衡计算。Ø 方案4：二级同轴式减速器优点：传动比一般为840，用于平行轴之间的传动，横向尺寸较小，结构简单，加工方便等，与展开式大致相同缺点：轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，高速级齿轮的承载能力难以充分利用。根据使用地点为户外，要求一定防护等级，传动效率高；使用年限为五年一班，工作要求可靠且具有相当的寿命。综合考虑以上因素，本次选择二级展开式圆柱齿轮，它不仅能达到上述的要求，结构紧凑、效率高、工作可靠、寿

63、命长，而且其结构简单，加工和维修方便，成本大大降低，应用斜齿轮工作更加平稳，寿命延长。综上，选择二级展开式圆柱齿轮减速器。第 3 章 传动方案的技术设计与分析传动系统的总体参数、运动和动力参数计算与确定。包括电机类别、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原则或分配依据说明；计算各轴转速、功率和转矩等。3.1 电动机的选择与确定3.1.1 电动机类型和结构形式的选择如无特殊需要，一般选用Y系列三相交流异步电动机，其具有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点；根据不同的防护要求，电机结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等区别。根据以上要

64、求，可选方案如下：Ø 方案1：Y系列（IP23）三相异步电动机该系列一般用途防护式笼型电动机，能防止手指触及机壳内带电体或转动部分。该电机类型具有效率高、起动性能好、噪声低、体积小、重量轻等优点。适用于驱动无特殊要求的各种机械设备，如水泵，鼓风机等。防护等级为IP23。Ø 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。能防止灰尘、铁屑或其他杂物进入电机内部；具有Y系列（IP23)相同的用途外，还能适用于灰尘多、水土飞溅的场合，如磨粉机、矿山机械等。防护等级为IP44。根据使用地

65、点为户外，电机要能适用于灰尘，防护等级要高，效率高，工作可靠，故选择选用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=1.29（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），=0.98， （2）电动机实际输出功率 =（kW） （3）电动机额定功率考虑到电机的安全性和裕度，由机械设计（机械设计课程设计指导手册P表14-4选取电动机额定功率。3.1.3 电机转速选择（1）工作机的输出速度（2）电动机的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

66、-2查得：按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮传动比一般为，则电动机转速可选范围为： 符合这一范围的同步转速有，方案对比如下：Ø 方案1：同步转速为的电机体积大，价格昂贵；Ø 方案2：同步转速为价格适中，电机和传动装置的体积适中；Ø 方案3：同步转速为价格适中，传动装置的体积稍大。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等因素，决定选用同步转速为1000r/min的电动机，由机械设计课程设计指导手册选取具体参数。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）电动机同步转速（r/min）电动机转速(r/min)堵转转矩/额定转矩最

67、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 分配方案对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的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，为减速器的总传动比。3.2.2.2 各级传动比确定取 ，。3.3 运动学计算3.3.1 各轴输入功率 电机轴 轴 轴 轴 工作轴 3.3.2 各轴转速 电机轴 轴 轴 =940/4.80=195.83（r/min）轴 =195.83/3

68、.46=56.60（r/min） 卷筒轴 3.3.3 各轴转矩电机轴 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 传动与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1.4815.049401.000.99轴1.4714.939404.800.94轴1.4068.27195.833.460.94轴1.33224.4156.601.000.87卷筒轴1.29217.6656.60第 4 章 关健零部件的设计与计算4.1 设计原则制定关键零部件（主要包括齿轮、轴、键、轴承等）的设计是整个系统能正常运转和保证其寿命和可靠性的基础，所以

69、零部件的设计是传动装置的设计中非常重要的一个环节。其主要原则如下：（1）不同类件的安全系数确定齿轮：在齿轮设计时，按照齿面接触疲劳强度设计，按照齿根弯曲疲劳强度校核。S为疲劳强度安全系数，设计时按照齿轮材料疲劳极限试验所取定的失效概率计算齿轮的疲劳强度，取S=1。轴：其与轴承和齿轮要进行配合且要进行相对转动，为重要轴，所以在进行轴的强度计算时按安全系数校核计算。当材料质地均匀、载荷与应力计算较准确，取=1.31.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取=1.51.8；材料均匀性和计算精度都很低，或尺寸很大的转轴（d），则可取键类零件的安全系数确定。键：键按照等强度设计的观点，其强度计算与安全系数

70、确定与其连接件有关=1.82.5。此处按第一种情况计算，即=1.31.5。（2）关键件或主要件加工工艺制定齿轮用锻钢锻造，接下来进行热处理，之后切齿；轴用的也为45钢，为了保证其力学性能，之后进行热处理。对于箱体和箱座，它们主要是支承其他的零部件，采用铸造即可。（3）材料选择与工艺选择材料选择的问题是由于它们的重要程度及其运动类型和载荷冲击等有关，轴和齿轮有运动和载荷冲击，采用45钢。不同零件具体加工工艺不同，都可以达到它们要求的性能并得到充分的利用如设计齿轮时，一对啮合的齿轮，大齿轮一般用正火，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，设计要求是小批，齿轮的锻造可

71、选择自由锻，也可以选择模锻。本人设计选择模锻（区别在于模锻的齿轮在轮辐上的孔要有斜度）.普通平键的主要失效形式是压溃，所以，键的材料要有足够的硬度。根据标准规定，键用强度极限用不低于600MPa的钢材制造，此处选精拔钢。轴承为标准件，到时直接选择型号即可。轴承一般都是用强度高、耐磨性好的轴承合金钢制造。箱体和箱座只需承受一定的重量，材料可用HT200；端盖中闷盖只需要轴向定位轴承，不承受其他外力，透盖的孔径比轴径大，不需要太大的刚度，铸造即可，材料可用HT150。4.2 齿轮传动设计方案其中包括软齿面/硬齿面方案选择，设计及校核原则，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

72、轮运行更加平稳、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 ：齿轮的材料选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）齿轮设计及校核原则：设计齿轮为闭式软齿面，易发生点蚀、胶合和磨损等，所以按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。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）选取齿数：闭式软齿面小齿轮在满足弯曲强度的条件下，应尽量多齿，以保证运行的平稳性及延长刀具的寿命，齿数一

73、般为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）选取螺旋角：螺旋角过小，斜齿轮的优点不明显，过大则轴向力增大。一般件的螺旋角在8°25°之间，在此初选螺旋角10°（3）齿宽系数由于小齿轮为硬齿轮,大齿轮为软齿轮,两支撑相对小齿轮做不对称布置,查机械设计P表6-7,取0.71.15,由于硬度不同,取值偏上,令1。（4）按齿面接触强度设计由公式进行试算，即确定公式内的各计算数值，初定小齿轮分度圆直径i.确定载荷系数a.使用系数 由于动力机为电动机，工作机为中等振动，由机械设计P，表6-4查得 。b.动

74、载系数K估计圆周速度，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，在非对称布置（轴刚性大），软齿面，尺宽系数的前提下，查得故，ii.求a.确定弹性系数由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由机械设计P表6-5查得材料的弹性系数 b.确定节点区域系数，由机械设计P图6-19选取节点区域系数。c.确定重合度系数 当时，则d.螺旋角系数 =iii.许用接触疲劳强度a齿轮的接触疲劳强度极限：由机械设计图6-27查得 小齿轮，=240（调质），； 大齿轮，=190（正火），

75、。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的次数，为齿轮的工作寿命。由机械设计 图6-25查接触疲劳寿命系数 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v. 校正计算的分度圆直径 至此可得，速度系数Kv修正后，小齿轮直径最小值是36.46mm 确定各尺寸参数.选定法面模数 通过查阅机械设计表6-1，取标准值.确定中心距 a=117.78由于中心距都是0,5结尾，初定. 按圆整后的中心距修整螺旋角. 计算分度圆直径 v. 计算齿轮宽度 圆整取 ，为

76、了保证完全啮合，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 (由于 =1.71>1，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、许用齿根弯曲疲劳强度(1) 弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限：由机械设计图6-28查得 小齿轮，=240（调质）； 大齿轮，=200（正火）。(2) 疲劳寿命系数由机械设计图6-26按 ，分别查得(3) 弯曲疲劳寿命系数： (4) 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，得 故, (5) 校核弯曲强度满足弯曲强度，故所选参数合适,

77、第一级齿轮设计完毕。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、选取齿数：第二级闭式软齿面小齿轮选择依据同上，在满足弯曲强度的条件下齿数一般为2040，第二级小齿轮选择齿数=20大齿轮齿=203.46=69.2，取70 所以，满足要求。2、选取螺旋角：螺旋角过小，斜齿轮的优点不明显，过大则轴向力增大。一般件的螺旋角在8°25°之间，在此初选螺旋角10°3、齿宽系数 由于小齿轮为硬齿轮,大齿轮为软齿轮,两支撑相对小齿轮做不对称布置,查机械设计P表6-7,取0.71.15,由于硬度不同,取值偏上,令14、按齿面接触强度设计由公式进行试算，即确定

78、公式内的各计算数值，初定小齿轮分度圆直径.确定载荷系数a.使用系数 由于动力机为电动机，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估计圆周速度，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，在非对称布置（轴刚性大），软齿面，尺宽系数的前提下，查得故，ii.求a.确定弹性系数 由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由机械设计P表6-5查得材料的弹性系数 b.确定节点区域系数 ，由机械设计P图6-19选取节点区域系数。c.确定重合度系数 当时，则d.螺旋角

79、系数 =iii.许用接触疲劳强度a齿轮的接触疲劳强度极限：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的次数，为齿轮的工作寿命。由机械设计 图6-25查接触疲劳寿命系数 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、校正计算的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59.3mm 确定各尺寸参数.选定法面模数 通过查阅机械设计表6-1，取标准值.确定中心

80、距 a=137.08由于中心距都是0,5结尾，初定. 按圆整后的中心距修整螺旋角 . 计算分度圆直径 . 计算齿轮宽度 圆整取 ，为了保证完全啮合，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 (由于 =2.13>1，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、许用齿根弯曲疲劳强度弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲疲劳强度极限：由机械设计图6-28查得 小齿轮，=240（调质），； 大齿轮，=200（正火），。 疲劳寿命系数由机械设计图6-26按 ，分别查得弯曲疲劳寿命系数：

81、计算弯曲疲劳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，故所选参数合适,第二级齿轮设计完毕4.5 轴的初算轴径初估的原则可以按照许用切应力计算，因为按照许用切应力计算只需要知道转矩的大小，方法简单，但计算精度比较低。在设计轴时，应保证尺寸的合理性，从材料的选择到轴径的初估，都要有一定的裕度，保证其安全可靠性。在保证可靠性的同时，又要考虑经济性，虽然增大轴径是增强轴刚度非常有效的办法，但轴径太大会增加减速器整体的重量，消耗的功率会增加，成本也会大大增加，因此设计时应该在保证安全性的基础上，尽量使轴径最小，以节省成本，保证经济性。1、高速轴轴径初估高速轴上的转速、功率、

82、和转矩： n=940 rpm; P=1.47 kW; T=14.93 Nm 切应力法初定最小轴径选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计公式初步计算轴径。C的值可由机械设计表10-2确定，轴受弯矩时取C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得：。一般保证传递的功能性以及安全性和可靠性，应保证输入轴最小轴径大于13.39mm。高速轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号（具体的联轴器选择在第六节，此处只陈述轴径的确定）。经选择查机械设计课程设计指导手册表15-4，选LT5型弹性套柱销联轴器=20mm。其他轴径的确定 联轴器轴向定位：

83、,定位轴肩太小起不到定位的作用，太大会增加轴的重量，进而增加成本，还有可能与其他部件发生干涉，一般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=25mm。 与轴承相配合，此处为非定位轴肩，轴承内径以0，5结尾，初取=30mm。 与齿轮相配合，此处也为非定位轴肩，直径差，初取=33mm。最后选择齿轮轴形式，具体原因将在第5节说明。 与轴承相配合，=30mm。轴结构如下：2、中间轴轴径初估中间轴上的转速、功率、和转矩：n= 195.83 rpm; P=1.40kW; T=68.27Nm切应力法初定最小轴径选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计公式初步计算轴径。C

84、的值可由机械设计表10-2确定，轴受弯矩时取C=107，故得： 。（无键）中间轴的最小直径与轴承相配合，轴承内径以0,5结尾，且中间轴的轴承内径应大于等于输入轴的轴承内径，所以初取=30mm。其他轴径的确定 与第一级大齿轮相配合，它们之间为非定位轴肩， 初取=33mm。 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。 与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=33mm。 与轴承相配合，=30mm结构图如下：3、低速轴轴径初估低速轴上的转速、功率、和转矩： n=56.6 rpm; P=1.40 kW; T=224.41Nm切应力法初定最小轴径选取轴

85、的材料为45钢（调质），根据机械设计公式初步计算轴径。C的值可由机械设计表10-2确定，轴受弯矩时取C=112，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得： 。低速轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号（具体的选择在第六节，此处只陈述轴径的确定）。经选择查机械设计课程设计指导手册表15-1，选GY5型刚性固定式联轴器=35mm。其他轴径的确定 联轴器轴向定位：,定位轴肩一般a取24mm,直径差48mm,又因为密封环内径以0,2,5,8结尾,取=38mm。 与轴承相配合，此处为非定位轴肩，轴承内径以0，5结尾，初取40mm。 无配合，此处为定位

86、轴肩，直径差48mm，初取=44mm。 此为齿轮的轴向定位，两者之间为定位轴肩，初取=48mm 与齿轮相配合，=44mm。 与轴承相配合，取=40mm。结构图如下：4.6键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接选择方案键联接常用于轴与轴上零件之间的可拆联结。根据需要，采用不同键，不同的配合方式。键为标准零件，一般分为两大类：一类是平键和半圆键，另一类是斜键。选择的方案如下：Ø 方案1：平键平键连接中键的侧面是工作面，靠键与键槽的互相挤压传递转矩，普通平键中，圆头键牢固地卧于指状铣刀铣出的键槽中；方头键常用螺钉紧固；一端圆头一端方头键用于轴伸处。平键中还有导键和滑键，他们都用于动联

87、接。平键制造容易，对中性好，拆装方便，在一般情况下不影响被联接件的定心，可用于承受高速、承受冲击和变载荷的轴，应用广泛。Ø 方案2：半圆键半圆键用于静联接，键的侧面为工作面。它的优点是工艺性好，同平键一样具有制造容易，装卸方便，不影响定心等。它的缺点是轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，所以主要用于载荷较小的联接，也常用作锥形轴联接的辅助装置。Ø 方案3：斜键楔键和切向键等都属于斜键，它靠键、轴、毂之间的摩擦力或工作面之间的挤压来传递转矩，还可以传递单向的轴向力。楔键相对于平键的优点是可以传递单向的轴向力。斜键的主要缺点引起轴上零件与轴的配合偏心，在冲击、振动或变载下容易松动，

88、因此不宜用于要求准确定心、高速和冲击、振动或变载的联接。它的应用范围在逐渐缩小。综上，由于使用的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，半圆键对轴的削弱大，要想保证刚度，就要使轴径变大，最后会影响整体重量和成本，所以，选择普通平键。普通平键的配合分为松联接、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，用于载荷不大的场合；紧密联接比上一种配合更紧，主要用于载荷较大，载荷具有冲击性，以及双向传递转矩的场合。键的主要尺寸是键宽b和键高h，其中键宽b为基本尺寸，b的大小根据轴径而定，h的大小随即确定，键长根据轴和毂的长度定。4

89、.6.2 键联接的强度计算本次设计共有五个键联接，键的选取及其强度计算如下：1、高速轴与联轴器之间的键键的确定：轴径=20mm，轴长=50mm，一般键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），b=6mm，h=6mm，L=45mm；键： 6×45 GB1096-2003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=39mm，由机械设计表3-1查得，由于是静联接轻微冲击取P=100，则T=46.8N.m T=14.93N.m，满足要求。2、中间轴与第一级大齿轮之间的键 键的确定：轴径d=32mm，轴

90、长l=48mm，一般键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=45mm；键： 10×45 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=35mm，机械设计表3-1查得，由于是轻微冲击取则P=100，T=89.6N.m, T=68.27N.m，满足要求。3、中间轴与第二级小齿轮之间的键 键的确定：轴径d=32mm，轴长l=68mm，一般键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），

91、b=10mm，h=8mm，L=63mm；键: 10×63 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=53mm，机械设计表3-1查得，由于是轻微冲击取P=100，则T=135.68N.m，T=68.27N.m，满足要求。4、低速轴与第二级大齿轮之间的键 键的确定：轴径d=42mm，轴长l=63mm，一般键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），b=12mm，h=8mm，L=56mm；键： 12×56 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=44mm，由机械设计表3-1查得，由于是轻微冲击取P=100，则T=369.6N.m， T=224.41N.m，满足要求。 5、低速轴与联轴器之间的键 键的确定：轴径d=35mm，轴长l=80mm，一般键距离装入端13mm，距离另一端35mm，由机械设计课程设计指导手册表17-30查得键的尺寸如下：圆头普通平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=