二级同轴式圆柱齿轮减速器设计说明书--机械设计课程设计报告.docx

燕 山 大 学
机 械 设 计 课 程 设 计 报 告

题目： 二级同轴式圆柱齿轮减速器

1.项目设计目标与技术要求 4
2.传动系统方案制定与分析 4
3. 传动方案的技术设计与分析 5
3.1电动机类型和结构形式选择 5
3.2 传动装置总传动比确定及分配 7
3.3运动学计算 8
4. 关键零部件的设计与计算 10
4.1 设计原则制定 10
4.2齿轮传动设计方案 11
4.3 第一、二级齿轮传动设计计算 11
4.4 轴的计算 17
4.5 键的选择及键联接的强度计算 19
4.6滚动轴承选择方案 22
5. 传动系统结构设计与总成 24
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 24
5.2 主要零部件的校核与验算 30
6.主要附件与配件的选择 33
6.1联轴器选择 33
6.2 润滑与密封的选择 34
6.3 通气器 36
6.4 油标 36
6.5螺栓及螺钉 37
6.6油塞 37
7.零部件精度与公差的制定 38
7.1 精度制定原则 38
7.2 精度设计的实施 38
7.3 减速器主要参数 39
7.4减速器主要技术要求 39
8 项目经济性分析与安全性分析 39
8.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性 39
8.2 减速器总重量估算及加工成本初算 39
8.3安全性分析 39
9.设计小结   40
10.参考文献 41

40

摘要
目前工程上的驱动设备已经越来越多在使用电机驱动 ，由于电机的转速较高扭矩较低一般无法直接驱动执行设备 ，这就必须使用减速机来传递动力。工程上常用的减速机就是齿轮减速机，齿轮减速机已经有很长的的应用历史，现代工业的快速发展也对减速机提出了更高的要求，主要表现在要求更高的功率容量、更短的研发周期、转矩范围大、设计形式多样、高寿命高可靠性等。本次设计的意义就在于结合现代工业要求对减速机进行设计， 并且通过这次设计可以对自己已经学习的知识再次巩固与综合运用，锻炼自己的设计计算能力，培养及提高自己对标准参数的查阅与选用、计算公式的运用、图纸绘制的能力。 国内外状况国外在先进减速机的设计生产上已经十分成熟 ，一些知名生产商已经拥有一百余年的减速机生产经验，市场份额也十分可观。比如国外某公司旗下Ｆ系列减速机是目前业内最大减速机供应商，在产品结构设计、制造方面具有很高的造诣。国外减速机在电力、食品、建筑、矿业、水利等诸多行业都有着广泛的应用，其制造生产标准相比国内也更高，我国的硬齿面减速机标准也来源于国外公司的生产标准。国内减速机的发展历史也有近40年，生产厂家数目众多，形式也多样，目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。传动装置更是带式运输机的核心部分，传动装置即本次重点设计的减速器，起到降低转速和增大转矩的作用，使其运行更加平稳；减速器中的齿轮传动效率高、传递载荷大、结构紧凑、可靠性高、寿命长等优点保证了带式运输机的广泛应用。因此减速器的设计是非常重要的。根据使用地点和使用要求确定了减速器的传动带式（本次选用二级同轴式圆柱齿轮），根据带拉力和卷筒的转速确定电机型号及总体的传动比，根据所选的传动形式分配传动比，设计齿轮的类型及尺寸，确定中心距；接下来进行轴径的初估、轴系的结构设计（润滑、密封方式的确定、轴承的选用）以及箱体的总体设计，之后用安全系数发对轴进行校核，对轴承的寿命进行计算。最后对整体进行安全性、经济性、环境保护等进行综合分析对比。

1.项目设计目标与技术要求
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室外，生产批量为小批，能承受微振，使用年限为六年一班。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。
卷筒数据要求：
负载力F=1910 N 卷筒直径D=0.29 m
卷筒圆周速度V=0.74 m/s
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：六年一班

2.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。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：
方案1：二级展开式圆柱齿轮
优点：传动比一般为8-40，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，一般适用于载荷较平稳的场合；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。
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15~60，最大到480。
缺点：在制造精度和传动比相同的条件下，蜗杆传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。
方案4：二级同轴式减速器
优点：传动比一般为8~40，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。
根据使用地点为室外，要求结构紧凑，传动效率高；使用年限为六年一班，工作要求可靠且具有相当的寿命；要能承受一定的冲击。综合考虑以上因素，本次选择二级同轴式圆柱齿轮，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，选择二级同轴式圆柱齿轮减速器。

3. 传动方案的技术设计与分析
3.1.1 电动机类型和结构形式选择
由《机械设计课程设计指导手册》表14-1查得:
三相异步电机共给出三种：Y系列 （IP23）、(IP44)和YEJ系列电磁制动三相异步电机，由本次设计题目和要求：室外微振带式运输机传动装置，经对比选择Y系列（IP44）三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构。与其他三相异步电动机相比，Y系列（IP44）三相异步电动机具有以下优点：
（1） 效率水平较高。由于电动机效率水平的提高，就给社会带来了巨大 的节电经济效益。
（2） 起动性能较好。其最小转矩均保证在0.8倍的额定转矩以上，并且
大部分还达到或超过1倍的额定转矩。因此，其起动性能非常优良，带负载起动也十分顺利。
（3）噪声低振动小。该系列采用电机专用轴承，因而运转噪声大为降低
（4）防护性能较好。结构设计满足对外界固体物和溅水的防护要求，这样就能有效防止异物对电动机和人体的危害，同时也可以满足室外使用的要求
（5）运行可靠使用寿命长。绕组均采用B级绝缘材料。当海拔不超过1000米，冷却空气的温度不超过40℃时，电动机定子绕组的温升限度（电阻法）不超过80K。较大的温升裕度则能延长电动机的使用寿命，并提高电动机运行的可靠性。

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 电动机转速选择
（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2-2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：
方案1：同步转速为
电机体积大，价格昂贵；
方案2：同步转速为
价格适中，电机和传动装置的体积适中；
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（机械设计课程设计指导手册》P表14-4选取具体参数。
电动机具体参数为：
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)
最大转矩/额定转矩
Y112M-6
2.2
1000
940
2.2

3.2 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
i总=n电/ n卷=19.26
（，n电=940rpm）

3.2.2 各级传动比分配
3.2.2.1 分配方案
总传动比的分配原则一般如下：
（1）各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的特点，并使结构比较紧凑。
（2）尽量是 传动结构的尺寸和重量较小。
（3）尽量使各级大齿轮浸油深度合理。
（4）使各级传动比协调，结构均称合理，便于安装。
除此之外根据 指导书册可知,蜗杆齿轮减速器中，齿轮传动比一般为蜗轮蜗杆传动比的0.06~0.07倍。
对于两级圆柱齿轮减速器，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
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴

3.3.2 各轴转速
电机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴 =940/4.389=214.17（r/min）
Ⅲ轴 =214.17/4.389=48.80（r/min）
卷筒轴

3.3.2 各轴转矩
电机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴

运动和动力参数计算结果整理于下表:

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
1.72
17.47
940
1.00
0.99
Ⅰ轴
1.70
17.3
940
4.389
0.95
Ⅱ轴
1.62
72.18
214.17
4.389
0.95
Ⅲ轴
1.54
301.14
48.80
1.00
0.97
卷筒轴
1.49
292.17
48.80

4. 关键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
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试验所取定的失效概率计算齿轮的疲劳强度，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，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=1.3~1.5；材料不够均匀、计算不够准确时，可取=1.5-1.8；材料均匀性和计算精度都很低，或尺寸很大的转轴（d），则可取=1.8-2.5。此处按第一种情况计算，即=1.5。
（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，要用盘铣刀进行油漕的加工。
圆柱斜齿轮：加工齿轮毛坯（小批自由锻）→加工齿面（插齿）→热处理（大齿轮正火→小齿轮调制）→精加工（珩齿）
轴：备料→车右端面、钻中心孔、调头夹外圆车左端面、钻中心孔→粗车外圆→铣键槽→调制热处理改变材料切削性能→ 精车外圆表面、切退刀槽和倒角、调头切退刀槽→倒角→磨削外圆表面→去毛刺
箱体和箱座：铸造毛坯→时效→油漆→划线→粗、精加工基准面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要孔→粗、半精加工各次要孔→加工各螺纹、紧固孔、油孔等 →去毛刺→清洗→检验。（平面加工采用普通铣床、孔采用镗床加工）。

（3）材料选择与工艺选择
①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，可以达到它们都能达到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30-50，避免胶合，还可使其寿命相当。另外，设计要求是小批，齿轮的锻造选择自由锻。
硬齿面和软齿面二者采用的材料硬度不同。硬齿面主要的失效形式是弯曲失效，软齿面主要的失效形式是点蚀失效，二者在模数较小的时候都有可能发生上述失效形式，但一般情况下，只用分别按照主要失效形式校核。

②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。
③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。
④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HT200。

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
（4）齿轮设计及校核原则：硬齿面和软齿面二者采用的材料硬度不同。硬齿面主要的失效形式是弯曲失效，软齿面主要的失效形式是点蚀失效，二者在模数较小的时候都有可能发生上述失效形式，但一般情况下，只用分别按照主要失效形式校核。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。选择软齿面。
4.3 第一、二级齿轮传动设计计算
4.3.1 第一、二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，齿数一般为20~40，第一级
小齿轮选择齿数Z=20
大齿轮齿Z=204.389=88
(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

确定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，查得
故，
‚.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

=
ƒ许用接触疲劳强度

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，

各项参数已求得，初算小齿轮直径

计算圆周速度 ：

修正载荷系数

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36.06mm
② 确定各尺寸参数
ⅰ.选定法面模数

通过查阅《机械设计》表6-1，取标准值
ⅱ.确定中心距
a=169
由于中心距都是0,5结尾，初定
ⅲ. 按圆整后的中心距修整螺旋角

ⅳ. 计算分度圆直径

ⅴ. 计算齿轮宽度

取 ，为了保证完全啮合，取

4.3.2. 第一、二级齿轮传动强度校核

（1）各项参数计算
①重合度系数

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，=190（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，故所选参数合适,第一级齿轮设计完毕。

4.4 轴的计算
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
①高速轴上的转速、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20mm。
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LT3型弹性套柱销联轴器=20mm。
其他轴径的确定
联轴器轴向定位：,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，取=22mm。
与轴承相配合，为了使轴承装入方便，一般使，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，为了使其装入方便，一般使，此处也为非定位轴肩，直径差，初取=28mm。
此为齿轮和轴承的轴向定位，，之间为定位轴肩，初取=32mm
与轴承相配合，==25mm

（2）中间轴轴径初估
①中间轴上的转速、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，故得： 。
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。
③其他轴径的确定
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=32mm。
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=38mm。
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=32mm。
与轴承相配合，==30mm

（3）低速轴轴径初估
①低速轴上的转速、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： 。
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15-4，选LT6型弹性套柱销联轴器=40mm。
③其他轴径的确定
联轴器轴向定位：,定位轴肩一般a取34mm,直径差68mm,又因为密封环内径以0,2,5,8结尾,取=42mm。
与轴承相配合，为了使轴承装入方便，一般使，此处为非定位轴肩，轴承内径以0，5结尾，初取=45mm。
与齿轮相配合，为了使其装入方便，一般使，此处也为非定位轴肩，直径差，初取=48mm。
此为齿轮和轴承的轴向定位，，之间为定位轴肩，初取=54mm
与轴承相配合，==45mm。
4.5 键的选择及键联接的强度计算
4.5.1 键联接方案选择
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：

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。
对于普通平键：A型普通平键（圆头）的轴上键槽用指状铣刀在立式铣床上铣出，槽的形状与键相同，键在槽中固定良好，工作时不松动，但轴上键槽端部应力集中较大。B型普通平键（方头）轴槽是用盘状铣刀在卧式铣床上加工，轴的应力集中较小，但键在轴槽中易松动，故对尺寸较大的键，宜用紧定螺钉将键压在轴槽底部。

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。
半圆键连接的工作原理与平键连接相同。轴上键槽用与半圆键半径相同的盘状铣刀铣出，因此半圆键在槽中可绕其几何中心摆动以适应轮毂槽底面的斜度。半圆键连接的结构简单，制造和装拆方便，但由于轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大，故一般多用于轻载连接，尤其是锥形轴端与轮毂的连接中。
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，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。
楔键的上下表面是工作面，键的上表面和轮毂键槽底面均具有 1:100 的斜度。装配后，键楔紧于轴槽和毂槽之间。工作时，靠键、轴、毂之间的摩擦力及键受到的偏压来传递转矩，同时能承受单方向的轴向载荷。
切向键由两个斜度为 1:100 的普通楔键组成。装配时两个楔键分别从轮毂一端打入，使其两个斜面相对，共同楔紧在轴与轮毂的键槽内。其上、下两面（窄面）为工作面，其中一个工作面在通过轴心线的平面内，工作时工作面上的挤压力沿轴的切线作用。因此，切向键连接的工作原理是靠工作面的挤压来传递转矩。一个切向键只能传递单向转矩，若要传递双向转矩，必须用两个切向键，并错开 120度-135度 反向安装。切向键连接主要用于轴径大于 100mm 、对中性要求不高且载荷较大的重型机械中。

综上，由于使用的要求要能承受微震、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。

4.5.2 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：
Ⅰ轴键槽部分的轴径为20mm，所以选择普通圆头平键。
键 A8×34 GB/T 1096-79
Ⅱ轴左右两端键槽部分的轴径为32mm，所以选择普通圆头平键。
左端 键 A10×44 GB/T 1096-79
右端 键 A10×50 GB/T 1096-79
Ⅲ轴安装联轴器处的轴径为40mm，所以选择普通圆头平键。
键 A12×60 GB/T 1096-79
安装齿轮部分的轴径为48mm，所以选择普通圆头平键。
键 A16×60 GB/T 1096-79
假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件
为
查表得，钢材料在静载荷下的许用挤压应力为125~150MPa，所以取

输入轴、I、II、III、输出轴的转矩分别为：

(1)、输入轴上键的强度计算
键所能传递的转矩为：

(2)II轴上键的强度计算
键所能传递的转矩为：

(3)II轴上齿轮端键的强度计算
键所能传递的转矩为：

(4)III轴上低速级齿轮端键的强度计算
键所能传递的转矩为：

(5)输出轴上键的强度计算
键所能传递的转矩为：

故键符合要求。
4.6滚动轴承选择方案
典型的滚动轴承由内圈、外圈、滚动体、保持架组成，保持架多用低碳钢冲压制成，其余采用强度高、耐磨性好的轴承合金钢制造。
轴承的选用，包括类型、尺寸、精度、游隙、配合以及支撑型式的选择与寿命计算（此处只进行轴承的选择与对比，寿命计算将在5.3.2进行），本次设计的是二级同轴式圆柱齿轮减速器，其中轴承转速相对较高，载荷不大，旋转精度相对较高，选择圆锥滚子轴承。
方案1：深沟球轴承
它主要承受径向载荷和一定的双向轴向载荷，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
主要承受径向载荷和轴向力不大的双向轴向载荷。另外，相比与深沟球轴承，它可以自动调心，内外圈轴线允许有小于3度的相对偏转角，以适应轴的变形和安装误差。主要适用于弯曲刚度小的轴、两轴承孔同心度较低及多支点的支承中。
方案3：角接触球轴承
能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，接触角越大承受轴向载荷的能力越大。这类轴承宜成对使用，适用于旋转精度高的支承。
方案4：推力球轴承
两套圈的内孔径不同，孔径小的与轴配合称为紧圈，孔径大的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，转速不很高的支承中。
方案5： 圆锥滚子轴承
与角接触轴承类似，因滚动体与套圈之间为线接触，故能同时承受的径向载荷和单向轴向载荷的能力比角接触轴承要大，但其极限转速低，宜成对使用。

综上由于同轴式减速器轴承中主要承受径向载荷，所以，不应选择推力球轴承；又由于其轴的长度不是很长，挠度变化不大，轴的刚度较大，故不宜选择调心球轴承。故选择圆锥滚子轴承。

支撑方式：
主要有以下三种支承结构的基本型式：
方案Ⅰ 两端固定支承(两支承端各限制一个方向的轴向位移）
此种支承形式可以在安装或检修时，通过调整某个轴承套圈的的轴向位置，使轴承达到所要求的游隙或预紧量。轴承能够限定轴的位置，多采用角接触轴承组成固定支承，适用于对旋转精度要求高的机械。
方案Ⅱ 固定-游动支承（一端固定一端允许游动）
此种支承方式中轴的轴向定位精度取决于固定端轴向游隙的大小，游动端能够实现对轴的长度变化的补偿。其运转精度高，对各种工作条件的适应性强。
方案Ⅲ 两端游动支承（两端都不对轴作精确定位）
此种支承方式常用于轴的轴向位置已经由其他零件所限定的场合（例如双斜齿轮传动）。几乎所有不需要调整的轴承，均可作游动支承。其不需要精确的限定轴向位置，因此安装时不必调整轴承的轴向游隙，即使处于不利的发热状态，轴承也不会卡死。

同轴式中间支撑结构选择为两端固定；蜗杆传动输入轴支撑结构选择一端固定一端游动；展开式中间支撑结构选择为两端固定。

5. 传动系统结构设计与总成
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
装配图在A0大图的布局如图 所示：

5.1.2 轴系结构设计与方案分析
5.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析
结构图如下：

（1）齿轮结构形式及固定
齿轮的结构形式一般分为两种，齿轮轴式和装配式结构，其各有优点和局限性，下面对两种方案进行对比分析：
方案1：齿轮轴式
当齿轮的结构较小时，做成齿轮轴。当齿根圆直径大于轴径d，并且（x为齿轮的齿根到轮毂键槽上顶面的距离，即齿轮的最小厚度，为模数）时，并且当（d为轴径）时，轮齿必须用滚齿法或铣齿法加工。
优点：I 轴与齿轮做成整体件，制造成本相对降低，组织生产较容易II无需轴向固定和周向固定，结构相对简单承载力增大，转动比范围大；载荷分布相对均匀，无其他固定装置，运行效率高。
其缺点是，只有直径较小的齿轮才采用齿轮轴式，并且一旦齿轮部分或轴部分一处有损坏，则需换掉整根轴，经济成本会增加。
方案2：装配式
齿轮与轴分开制造，当处于临界时，一般也选择分开制造，适用于直径较大的齿轮。大齿轮一般采用腹板结构，并在腹板上加工孔。
优点是可以分开加工，加工工艺更细化，成品率高，并且当齿轮或轴损坏时，可不必全部更换，降低成本。
缺点是其需要轴向固定和周向固定，传动效率会相对降低，传动的载荷相对降低。
综上，并经计算，所以齿轮结构应做成装配式。
（2）轴承支承及固定：
轴承的固定支承方式有三种，两端固定支承、固定-游离支承和两端游离支承。下面将三种方案进行对比：
方案1：两端固定支承
两个轴承各限制一个方向的轴向位移。在纯径向载荷或轴向力较小的联合载荷作用下的轴，一般采用向心型轴承组成两端固定支承，并在其中一个支承端留有适当空隙。
受径向载荷和轴向载荷联合作用的轴，多采用圆锥滚子轴承组成两端固定支承。其游隙可调，适用于旋转精度高的机械。
方案2：固定-游离支承
指在轴的一个支承端使轴承与轴及外壳孔的位置相对固定，以实现轴的轴向固定。另一端使轴承与轴或外壳孔间可以相对移动，以补偿因热变形及制造安装误差引起的长度变化。
这种支承中轴的轴向定位精度取决于固定端轴承轴向游隙的大小。游动端对轴的长度变化的补偿，最简单有效的方法是采用内圈无挡边或外圈无挡边的圆柱滚子轴承。
固定-游动轴承的运转精度高，对各种工作条件的适应性强。因此，在各种机床主轴、工作较高的蜗杆轴以及跨距较大的长轴支承中得到了广泛的应用。
方案3：两端游动支承
两个支承端的轴承，都不对轴作精确的定位。次类支承常用于