机械设计方案报告.doc

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： 车辆与能源学院
年级专业： 3013级车辆工程
学 号： 0
学生姓名： 李 艳 阁
指引教师： 刘 大 伟

前言
带式运送机传动装置设计过程中重要内容为传动方案分析与拟定；选取电动机；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取计算；减速器箱体构造设计及其附件设计、绘制装配图和零件工作图、编写设计计算阐明书以及设计总结和答辩。重要根据《机械设计》和其她学科所学知识，《机械设计课程设计指引手册》有关规定和设计规定，《机械设计课程设计图册》有关某些参照以及其她设计手册和参照文献查阅，最后尚有教师在整个课设过程中指引和不断纠正，来完毕本次课程设计。通过这次课程设计，培养了咱们独立机械设计能力，对机械总体设计有了一种宏观结识，对详细构造及其作用和各某些之间关系有了更加深刻理解，考虑问题更加全面，不但要考虑工艺性，原则化，还要考虑到经济性，环保等。综合各种因素得到一种相对合理方案。本次设计过程涉及到机械装置实体设计，涉及零件应力、强度分析计算，材料选取、构造设计等，涉及到此前学过工程制图、工程材料、机械设计制造、公差配合与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理等方面知识，是对此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 8
3.1 电动机选择与确定 8
3.1.1 电动机类型和结构形式选择 8
3.1.2 电动机容量确定 8
3.1.3 电动机转速选择 9
3.2 传动装置总传动比确定及分配 10
3.2.1 传动装置总传动比确定 10
3.2.2 各级传动比分配 11
3.3 运动学计算 11
3.3.1 各级输入功率 11
3.3.2 各级转速 12
3.3.3 各级转矩 12
四、关键零件的设计与计算 13
4.1设计原则制定 13
4.2 齿轮传动设计方案 14
4.3 一级齿轮传动设计计算 15
4.3.1 第一级齿轮传动参数选择 15
4.3.2 第一级齿轮传动强度校核 20
4.4 二级齿轮传动设计计算 21
4.4.1第二级齿轮传动参数设计 21
4.4.2 第二级齿轮传动强度校核 26
4.5 轴的计算 28
4.5.1 轴径初估 29
4.6键的选择及键联接的强度计算 33
4.6.1 键联接选择方案 33
4.6.3 键联接的强度计算 34
4.6 滚动轴承选择方案 36
五、传统系统结构设计与总成 38
5.1 装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范 38
5.1.1 装配图总体布局 38
5.1.2 轴系结构设计与方案分析 40
5.2 主要零部件的校核与验算 44
5.2.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核) 44
5.2.2 滚动轴承的寿命计算 50
六、主要附件与配件的选择 51
6.1联轴器选择 51
6.2 润滑与密封的选择 53
6.2.2 密封方案对比及确定 54
6.3 通气器 55
6.4 油标 56
6.5 螺栓及吊环螺钉 58
6.6油塞 59
七、零部件精度与公差的制定 60
7.1 精度制定原则 60
7.2 减速器主要结构、配合要求 61
7.2.1减速器主要结构 61
7.2.2 配合要求 62
7.3 减速器主要技术要求 62
八、项目经济性与安全性分析 63
8.1减速器总重量估算及加工成本初算 63
8.2 安全性分析 64
8.3 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
带式运送机通过200近年发展，已被电力、冶金、煤炭、化工、矿山、港口等各行各业广泛应用。带式运送机具备构造简朴，输送量大、输送物料范畴广泛、运距长、装卸料以便、可靠性高、运费低廉、自动化限度高等长处，是国民经济中不可缺少设备。
  传动装置更是带式运送机核心某些，传动装置即本次重点设计减速器，起到减少转速和增大转矩作用，使其运营更加平稳；减速器中齿轮传动效率高、传递载荷大、构造紧凑、可靠性高、寿命长等长处保证了带式运送机广泛应用。因而减速器设计是非常重要。
依照使用地点和使用规定拟定了减速器传动带式（本次选用二级展开式圆柱齿轮），依照带拉力和卷筒转速拟定电机型号及总体传动比，依照所选传动形式分派传动比，设计齿轮类型及尺寸，拟定中心距；接下来进行轴径初估、轴系构造设计（润滑、密封方式拟定、轴承选用）以及箱体总体设计，之后用安全系数发对轴进行校核，对轴承寿命进行计算。最后对整体进行安全性、经济性、环保等进行综合分析对比。
核心词：减速器 整体设计 方案比较 安全性 经济性

设计过程
一、项目设计目的与技术规定
任务描述：重要任务为减速器设计，通过对减速器设计实现减少转速和增大转矩，考虑到工作地点和其她规定，依照原始数据，任务书中带拉力（F）、带速（v)和卷筒直径（D)，设计出一种相对合理方案，达到预期目的。
技术规定：此传动装置工作地点为煤厂，生产批量为中批，能承受中档冲击，使用年限为四年二班。合理传动方案应保证工作可靠，并且构造简朴、尺寸紧凑、加工以便、成本低廉、传动效率高和使用维护以便，不但以单纯地实现功能为目，还要考虑原则化以及环保等。
二、传动系统方案制定与分析
传动装置总体设计目是拟定传动方案、选取原动机、拟定总传动比和合理分派各级传动比及计算传动装置运动和动力参数。如图1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机械，使用它目是减少转速，增长转矩。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。因而合理地设计传动装置是整部机器设计工作中重要一环，而合理地拟定传动方案又是保证传动装置设计质量基本。
依照设计目的和技术规定，可行设计传动方案如下：
Ø 方案1：二级展开式圆柱齿轮：
长处：传动比普通为8~40，用于平行轴之间传动，构造简朴，加工和维修都比较以便，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，重叠度大，构造紧凑，传动较平稳，合用于高速传动。工作可靠，寿命长。
缺陷：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，规定轴有较大刚度，普通合用于载荷较平稳场合；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
长处：锥齿轮布置在高速级，圆锥为直齿时i=8~20，为斜齿或曲线齿时i=8~40；用于传递相交轴之间传动;构造紧凑，传动效率高。
缺陷：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，故圆周速度不适当过高；且圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数圆锥齿轮，因此只有在变化轴布置方向时采用。
Ø 方案3：蜗杆-齿轮减速器
长处：蜗杆布置在高速级，效率相对较高，构造紧凑、工作平稳、无噪声、以及能得到很大传动比，普通为15~60，最大到480。
缺陷：在制造精度和传动比相似条件下，蜗杆传动效率比齿轮低，同步蜗轮需用贵重减摩材料（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，润滑规定相对苛刻，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
长处：传动比普通为8~40，用于平行轴之间传动，横向尺寸较小，构造简朴，加工以便等，与展开式大体相似。
缺陷：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分运用。
依照使用地点为煤厂，规定构造紧凑，传动效率高；使用年限为四年二班，工作规定可靠且具备相称寿命；要能承受一定冲击。综合考虑以上因素，本次选取二级展开式圆柱齿轮，它不但能达到上述规定，构造紧凑、效率高、工作可靠、寿命长，并且其构造简朴，加工和维修以便，成本大大减少，应用斜齿轮工作更加平稳，寿命延长。综上，选取二级展开式圆柱齿轮减速器。

三、传动方案技术设计与分析
传动系统总体参数、运动和动力参数计算与拟定。涉及电机类别、系列及详细型号选取；给出电机方案选取根据；计算总传动比，分派各级传动比，给出各级传动比分派原则或分派根据阐明；计算各轴转速、功率和转矩等。
3.1 电动机选取与拟定
3.1.1 电动机类型和构造形式选取
如无特殊需要，普通选用Y系列三相交流异步电动机，其具备高效、节能、噪声小、振动小、运营安全可靠特点；依照不同防护规定，电机构造有启动式、防护式、封闭式和防爆式等区别。依照以上规定，可选方案如下：
Ø 方案1：Y系列（IP23）三相异步电动机
该系列普通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某些。该电机类型具备效率高、起动性能好、噪声低、体积小、重量轻等长处。合用于驱动无特殊规定各种机械设备，如水泵，鼓风机等。防护级别为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，运营安全可靠。能防止灰尘、铁屑或其她杂物进入电机内部；具备Y系列（IP23)相似用途外，还能合用于灰尘多、水土飞溅场合，如磨粉机、矿山机械等。防护级别为IP44。
依照使用地点为煤厂，电机要能合用于灰尘，防护级别要高，效率高，工作可靠，故选取选用Y系列（IP44)三相异步电动机，全封闭自扇冷式构造。
3.1.2 电动机容量拟定
1、工作机功率PⅠ

P===1.32（kW）

=
由《机械设计课程设计指引手册》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引册》 P表14-4选用电动机额定功率。
3.1.3 电动机转速选取
1、工作机输出速度

2、电动机转速
推算电动机转速可选范畴，由《机械设计课程设计指引
手册》P表2-2查得：按推荐传动比合理范畴，二级圆柱齿轮传动比普通为，则电动机转速可选范畴为：

符合这一范畴同步转速有，方案对例如下：
Ø 方案1：同步转速为
电机体积大，价格昂贵；
Ø 方案2：同步转速为
价格适中，电机和传动装置体积适中；
Ø 方案3：同步转速为
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、价格等因素，决定选用同步转速为1000r/min电动机，由《机械设计（机械设计课程设计指引手册》P表14-4选用品体参数。
电动机详细参数为：
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
最大转矩/额定转矩
Y112M-6
2.2
1000
940
2.0
2.2

3.2 传动装置总传动比拟定及分派
3.2.1 传动装置总传动比拟定

3.2.2 各级传动比分派
3.2.2.1 各级传动比分派方案
对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮材质和热解决条件相似、齿宽系数相等时，为使高、低速级大齿轮浸油深度大体相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下式分派：

式中，为高速级传动比，为减速器总传动比
3.2.2.2 各级传动比拟定

取 ，。
3.3 运动学计算
3.3.1 各级输入功率
电机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
3.3.2 各级转速
电机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴 =940/4.80=195.83（r/min）
Ⅲ轴 =195.83/3.42=57.26（r/min）
卷筒轴
3.3.3 各级转矩
电机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
运动和动力参数计算成果整顿于下表:
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η
电机轴
1.61
16.36
940
1.00
0.99
Ⅰ轴
1.59
16.15
940
4.80
0.95
Ⅱ轴
1.51
73.64
195.83
3.42
0.95
Ⅲ轴
1.44
240.20
57.26
1.00
0.97
卷筒轴
1.40
233.50
57.26

四、核心零件设计与计算
4.1设计原则制定
核心零部件（重要涉及齿轮、轴、键、轴承等）设计是整个系统能正常运转和保证其寿命和可靠性基本，因此零部件设计是传动装置设计中非常重要一种环节。其重要原则如下：
1、不同类件安全系数拟定
①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实验所取定失效概率计算齿轮疲劳强度，取S=1。
②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，因此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、载荷与应力计算较精确，取=1.3~1.5；材料不够均匀、计算不够精确时，可取=1.5~1.8；材料均匀性和计算精度都很低，或尺寸很大转轴（d），则可取=1.8~2.5。此处按第一种状况计算，即=1.3~1.5。
2、核心件或重要件加工工艺制定
齿轮用锻钢锻造，接下来进行热解决，之后切齿；轴用也为45钢，为了保证其力学性能，之后进行热解决。对于箱体和箱座，它们重要是支承其她零部件，采用锻造即可。
3、材料选取与工艺选取
①材料选取问题是由于它们重要限度及其运动类型和载荷冲击等关于，轴和齿轮有运动和载荷冲击，采用45钢。不同零件详细加工工艺不同，可以达到它们都能达到规定性能并得到充分运用如设计齿轮时，一对啮合齿轮，大齿轮普通用正火，小齿轮用调质，使其硬度值差30~50，避免胶合，还可使其寿命相称。此外，设计规定是中批，齿轮锻造可选取自由锻，也可以选取模锻。本人设计选取模锻（区别在于模锻齿轮在轮辐上孔要有斜度）.
②普通平键重要失效形式是压溃，因此，键材料要有足够硬度。依照原则规定，键用强度极限用不低于600MPa钢材制造，此处选精拔钢。
③轴承为原则件，届时直接选取型号即可。轴承普通都是用强度高、耐磨性好轴承合金钢制造。
④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，不承受其她外力，透盖孔径比轴径大，不需要太大刚度，锻造即可，材料可用HT150。
4.2 齿轮传动设计方案
其中涉及软齿面/硬齿面方案选取，设计及校核原则，直齿轮/斜齿轮选取方案。
1,、传动类型：斜齿轮
斜齿轮相比直齿轮运营更加平稳、噪声小、构造更紧凑，接触应力比直齿轮小，使寿命更长。
2、精度级别：圆柱齿轮减速器构造简朴，应用广泛，为通用减速器取8级（《机械设计》P表6-2）
3、材料和热解决 ：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、齿轮设计及校核原则：设计齿轮为闭式软齿面，易发生点蚀、胶合和磨损等，因此按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。

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取
1、选用齿数：闭式软齿面小齿轮在满足弯曲强度条件下，应尽量多齿，以保证运营平稳性及延长刀具寿命，齿数普通为20~40，第一级小齿轮选取齿数Z=20，大齿轮齿Z=204.80=96。
(Z可取92100)
因此，满足规定．
2、选用螺旋角：
螺旋角过小，斜齿轮长处不明显，过大则轴向力增大。普通件螺旋角在8°25°之间，在此初选螺旋角β＝14°
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,ψｄ取0.71.15,由于硬度不同,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

①拟定公式内各计算数值，初定小齿轮分度圆直径
i.拟定载荷系数
a.使用系数
由于动力机为电动机，工作机为中档振动，由《机械设计》P，表6-4查得。
b.动载系数K
预计圆周速度，，由《机械设计》图6-11(b)查得动载系数。
c.齿间载荷分派系数
可由重叠度查表可得，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，尺宽系数前提下，查得
故，
ⅱ.求
a.拟定弹性系数
由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由《机械设计》P表6-5查得材料弹性系数
b.拟定节点区域系数
，，由《机械设计》P图6-19选用节点区域系数。
c.拟定重叠度系数

当时，，则
d.螺旋角系数

iii.许用接触疲劳强度
a．齿轮接触疲劳强度极限：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次数，为齿轮工作寿命。
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
② 拟定各尺寸参数
ⅰ.选定法面模数

通过查阅《机械设计》表6-1，取原则值
ⅱ.拟定中心距

由于中心距都是0,5结尾，初定
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 ，为了保证完全啮合，取
4.3.2 第一级齿轮传动强度校核

1、各项参数计算
①重叠度系数

②螺旋角系数

(由于εβ =1.71>1，按=1计算)
③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 ，分别查得弯曲疲劳寿命系数：

③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，故所选参数适当,第一级齿轮设计完毕。
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、选用齿数：第二级闭式软齿面小齿轮选取根据同上，在满足弯曲强度条件下齿数普通为20~40，第二级小齿轮选取齿数=28
大齿轮齿=283.42=95.76，取96

因此，满足规定。
2、选用螺旋角：
螺旋角过小，斜齿轮长处不明显，过大则轴向力增大。普通件螺旋角在8°25°之间，在此初选螺旋角β＝15°
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,ψｄ取0.71.15,由于硬度不同,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

①拟定公式内各计算数值，初定小齿轮分度圆直径
ⅰ.拟定载荷系数
a.使用系数
由于动力机为电动机，工作机为中档振动，由《机械设计》P，表6-4查得
b.动载系数K
预计圆周速度，，由《机械设计》图6-11(b)查得动载系数4。
c.齿间载荷分派系数
可由重叠度查表可得，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，尺宽系数前提下，查得
故，
ⅱ.求
a.拟定弹性系数
由于大齿轮和小齿轮均采用45号钢。由《机械设计》P表6-5查得材料弹性系数
b.拟定节点区域系数
，，由《机械设计》P图6-19选用节点区域系数。
c.拟定重叠度系数

当时，，则
d.螺旋角系数

=
iii.许用接触疲劳强度
a．齿轮接触疲劳强度极限：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次数，为齿轮工作寿命。
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
② 拟定各尺寸参数
ⅰ.选定法面模数

通过查阅《机械设计》表6-1，取原则值
ⅱ.拟定中心距
a=144.42
由于中心距都是0,5结尾，初定
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 ，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
①重叠度系数

②螺旋角系数

(由于εβ =2.13>1，按=1计算)
③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 ，分别查得弯曲疲劳寿命系数：

③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，故所选参数适当,第二级齿轮设计完毕

4.5 轴计算
轴径初估原则可以按照许用切应力计算，由于按照许用切应力算只需要懂得转矩大小，办法简朴，但计算精度比较低。在设计轴时，应保证尺寸合理性，从材料选取到轴径初估，都要有一定裕度，保证其安全可靠性。在保证可靠性同步，又要考虑经济性，虽然增大轴径是增强轴刚度非常有效办法，但轴径太大会增长减速器整体重量，消耗功率会增长，成本也会大大增长，因而设计时应当在保证安全性基本上，尽量使轴径最小，以节约成本，保证经济性。
4.5.1 轴径初估
1、高速轴轴径初估
①高速轴上转速、功率、和转矩：

第一级小齿轮

②切应力法初定最小轴径
选用轴材料为45钢（调质），依照《机械设计》公式初步计算轴径。C值可由《机械设计》表10-2拟定，轴受弯矩时取C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径3%，故得：。普通保证传递功能性以及安全性和可靠性，应保证输入轴最小轴径不不大于14.48mm。
高速轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径与联轴器孔径相适应，故需同步选用联轴器型号（详细联轴器选取在第六节，此处只陈述轴径拟定）。经选取查《机械设计课程设计指引手册》表15-4，选LT3型弹性套柱销联轴器=16mm。
③其她轴径拟定
联轴器轴向定位：,定位轴肩太小起不到定位作用，太大会增长轴重量，进而增长成本，尚有也许与其她部件发生干涉，普通a取2~4mm即可,则直径差4~8mm,又由于密封环内径以0,2,5,8结尾,取=20mm。
与轴承相配合，为了使轴承装入以便，普通使，此处为非定位轴肩，轴承内径以0，5结尾，初取=25mm。
与齿轮相配合，为了使其装入以便，普通使，此处也为非定位轴肩，直径差，初取=30mm。最后选取齿轮轴形式，详细因素将在第5节阐明。
此为齿轮和轴承轴向定位，，之间为定位轴肩，初取=30mm。
与轴承相配合，==25mm。
Ⅰ轴构造如下：

2、中间轴轴径初估
①中间轴上转速、功率、和转矩：
第一级大齿轮
第二级小齿轮
②切应力法初定最小轴径
选用轴材料为45钢（调质），依照《机械设计》公式初步计算轴径。C值可由《机械设计》表10-2拟定，轴受弯矩时取C=118，故得： 。（无键）
中间轴最小直径与轴承相配合，轴承内径以0,5结尾，且中间轴轴承内径应不不大于等于输入轴轴承内径，因此初取=30mm。
③其她轴径拟定
与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。
与第二级小齿轮相配合，为了便于装配，其直径应当不不大于轴承内径
初取=34mm。
与轴承相配合，==30mm
构造图如下：

3、低速轴轴径初估
①低速轴上转速、功率、和转矩：
第二级大齿轮
②切应力法初定最小轴径
选用轴材料为45钢（调质），依照《机械设计》公式初步计算轴径。C值可由《机械设计》表10-2拟定，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，为了使所选轴直径与联轴器孔径相适应，故需同步选用联轴器型号（详细选取在第六节，此处只陈述轴径拟定）。经选取查《机械设计课程设计指引手册》表15-4，选LT6型弹性套柱销联轴器=35mm。
③其她轴径拟定
联轴器轴向定位：,定位轴肩普通a取2~4mm,直径差4~8mm,又由于密封环内径以0,2,5,8结尾,取=35mm。
与轴承相配合，为了使轴承装入以便，普通使，此处为非定位轴肩，轴承内径以0，5结尾，初取40mm。
与齿轮相配合，为了使其装入以便，普通使，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
与轴承相配合，==40mm。
构造图如下：

4.6键选取及键联接强度计算
4.6.1 键联接选取方案
键联接惯用于轴与轴上零件之间可拆联结。依照需要，采用不同键，不同配合方式。键为原则零件，普通分为两大类：一类是平键和半圆键，另一类是斜键。选取方案如下：
Ø 方案1：平键
平键连接中键侧面是工作面，靠键与键槽互相挤压传递转矩，普通平键中，圆头键牢固地卧于指状铣刀铣出键槽中；方头键惯用螺钉紧固；一端圆头一端方头键用于轴伸处。平键中尚有导键和滑键，她们都用于动联接。
平键制造容易，对中性好，拆装以便，在普通状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。
Ø 方案2：半圆键
半圆键用于静联接，键侧面为工作面。它长处是工艺性好，同平键同样具备制造容易，装卸以便，不影响定心等。
它缺陷是轴上键槽较深，对轴削弱较大，因此重要用于载荷较小联接，也惯用作锥形轴联接辅助装置。
Ø 方案3：斜键
楔键和切向键等都属于斜键，它靠键、轴、毂之间摩擦力或工作面之间挤压来传递转矩，还可以传递单向轴向力。楔键相对于平键长处是可以传递单向轴向力。
斜键重要缺陷引起轴上零件与轴配合偏心，在冲击、振动或变载下容易松动，因而不适当用于规定准拟定心、高速和冲击、振动或变载联接。它应用范畴在逐渐缩小。
综上，由于使用规定要能承受中档冲击、在输入轴端速度较高，应选平键或半圆键，半圆键对轴削弱大，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，因此，选取普通平键。
普通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，用于载荷不大场合；紧密联接比上一种配合更紧，重要用于载荷较大，载荷具备冲击性，以及双向传递转矩场合。
键重要尺寸是键宽b和键高h，其中键宽b为基本尺寸，b大小依照轴径而定，h大小随后拟定，键长依照轴和毂长度定。
4.6.3 键联接强度计算
本次设计共有五个键联接，键选用及其强度计算如下：
1、高速轴与联轴器之间键
①键拟定：
轴径=16mm，轴长=42mm，普通键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指引手册》表17-30查得键尺寸如下：
圆头普通平键（A型），b=5mm，h=5mm，L=36mm；
键： 5×36 GB1096
②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，由于是动联接中档冲击取[P]=40，则T=24.8N.m TⅠ=16.36N.m，满足规定。
2、中间轴与第一级大齿轮之间键
① 键拟定：
轴径d=34mm，轴长l=48mm，普通键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指引手册》表17-30查得键尺寸如下：
圆头普通平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=40mm；
键： 10×40 GB1096
② 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，由于是中档冲击取则T=81.6N.m， TⅡ=73.92N.m，满足规定。
3、中间轴与第二级小齿轮之间键
① 键拟定：
轴径d=34mm，轴长l=60mm，普通键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指引手册》表17-30查得键尺寸如下：
圆头普通平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=50mm；
键： 10×50 GB1096
② 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，由于是中档冲击取，则T=108.8N.m，TⅡ=73.92N.m，满足规定。
4、低速轴与第二级大齿轮之间键
① 键拟定：
轴径d=42mm，轴长l=52mm，普通键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指引手册》表17-30查得键尺寸如下：
圆头普通平键（A型），b=12mm，h=10mm，L=45mm；
键： 12×45 GB1096
② 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，由于是中档冲击取，则T=138.6N.m， TⅢ=240.32N.m，满足规定。
5、低速轴与联轴器之间键
① 键拟定：
轴径d=35mm，轴长l=42mm，普通键距离装入端1~3mm，距离另一端3~5mm，由《机械设计课程设计指引手册》表17-30查得键尺寸如下：
圆头普通平键（A型），b=10mm，h=8mm，L=36mm；
键： 10×36 GB1096
② 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，由于是中档冲击取，则T=72.8N.m，TⅢ=240.32N.m，满足规定。
五个键选用和强度计算完毕。
4.6 滚动轴承选取方案
典型滚动轴承由内圈、外圈、滚动体、保持架构成，保持架多用低碳钢冲压制成，别的采用强度高、耐磨性好轴承合金钢制造。
轴承选用，涉及类型、尺寸、精度、游隙、配合以及支撑型式选取与寿命计算（此处只进行轴承选取与对比，寿命计算将在5.3.2进行），本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，故应当选取球轴承。滚子轴承普通合用于转速低，载荷较大或有冲击载荷时，此处不予详细分析。下面对几种可选取球轴承方案进行对比分析：
Ø 方案1：深沟球轴承
它重要承受径向载荷和一定双向轴向载荷，极限转速高，构造简朴，价格低廉，性价比高。
Ø 方案2：调心球轴承
重要承受径向载荷和轴向力不大双向轴向载荷。此外，相比与深沟球轴承，它可以自动调心，内外圈轴线容许有不大于3度相对偏转角，以适应轴变形和安装误差。重要合用于弯曲刚度小轴、两轴承孔同心度较低及多支点支承中。
Ø 方案3：角接触球轴承
能同步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。此类轴承宜成对使用，合用于旋转精度高支承。
Ø 方案4：推力球轴承
两套圈内孔径不同，孔径小与轴配合称为紧圈，孔径大与轴有间隙称为松圈。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。
综上由于展开式加速器轴承中重要承受径向载荷，因此，不应选取推力球轴承；又由于其轴长度不是很长，挠度变化不大，轴刚度较大，故不适当选取调心球轴承。角接触球轴承普通用于径向载荷和轴向载荷都比较大状况下，相对于深沟球轴承，构造复杂，加工相对困难。深沟球轴承已经能满足减速器规定，从经济性角度考虑，同精度轴承中深沟球轴承最便宜。故选取深沟球轴承。

五、老式系统构造设计与总成
5.1 装配图设计及部件构造选取、执行机械设计原则与规范

5.1.1 装配图总体布局
主视图：

俯视图：

侧视图：

5.1.2 轴系构造设计与方案分析
5.1