双速变速箱的设计.doc

学 号 密 级 哈尔滨工程大学本科生毕业论文 双速变速箱的设计院（系）名 称： 机电工程学院 专 业 名 称： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 指 导 教 师： 哈尔滨工程大学2013年6月 学 号 密 级 . 双速变速箱的设计The design of Two-speed gearbox 学 生 姓 名 ： 所 在 学 院 ：机电工程学院 所 在 专 业 ：机械设计制造及其自动化 指 导 教 师 ： 职 称 ： 所 在 单 位 ：哈尔滨工程大学 论文提交日期：2013年6月13日 论文答辩日期：2013年6月22日 学位授予单位：哈尔滨工程大学摘 要双速变速箱是一种现代新型变速装置，综合了传统减速器和双离合器式变速箱(Double Clutch Transmission，DCT)的基本工作原理，它能够在不进行更换零部件的前提下，通过程序控制进行不同的传动比输出。它的的传动效率高、结构简单，克服了普通变速箱换挡动力中断的缺陷，使高速运动和低速运动之间的转换更加平稳、可靠。本文以双速变速箱的设计为任务展开设计，其在零件设计和部件组合上，采用现代科技方法，利用有限元分析和三维建模的方法，对设计的零部件件进行装配校核分析，使其在满足性能要求的基础上，力争总体质量最轻。在设计完成后进行三维运动仿真实验，并测绘其输出运动图线，验证该设计是否按照给定运动图线进行运动，并在此基础上进行优化设计，确保双速变速箱的设计满足设计要求，能够准确无误的完成传动动力的工作。 关键词：双速变速箱；有限元分析；三维仿真ABSTRACTThe two-speed gearbox is a new modern speed shifting device, which works based on combination of the basic working principle of the traditional reducer and double clutch transmission (DCT). Using program control, it can transmit two different ratios of speed instead of changing its elements. It has advantage of high transmission efficiency, simple structure, and overcomes the defect of power interruption by the ordinary gearbox, therefore the conversion between the high-speed and low-speed movement is more stable and reliable. Using modern science and technology method, the two-speed gearbox parts was designed. With the method of finite element analysis and three-dimensional simulation modeling, the design of parts and components assembly was checked, which ensure to meet the performance requirement for the overall quality of the lightest. After completion of the design of 3-D movement simulation experiment, check the output movement of surveying and mapping graph line, verifying whether the design is carried out based on the given motion diagram line, to ensure that whether the two-speed gearbox design meets the design requirements, and to complete accurate work with the drive power . Keywords: Two-speed gearbox；Finite Element Analysis；three dimensional simulation 目 录第1章 绪 论1 1.1概述11.2国内外发展现状11.2.1减速机11.2.2双离合式变速箱21.3课题背景31.4本文主要研究内容3第2章 总体方案设计42.1参数和运动图线42.2设计参数62.2.1传动装置布置62.2.2设计承载能力参数62.3传动方案的设计72.4本章小结8第3章 零部件的设计及质量计算93.1电动机的选择93.1.1电动机类型选择93.1.2机械效率计算93.1.3电动机所需功率计算103.1.4电动机所需转速选择103.1.5电动机定型113.2传动齿轮的设计计算123.2.1各级传动比的设计计算及分配123.2.2传动装置的运动动力参数计算133.2.3齿轮设计及校核163.2.4圆柱齿轮设计163.2.5齿轮结构设计203.2.6齿轮的加工213.3 轴的设计计算213.3.1高速运动轴的设计计算213.3.2低速运动轴的设计243.4 离合器的选择243.4.1电磁离合器243.4.2超越离合器253.5轴承的选择与校核273.5.1轴承选用273.5.2轴承的校核273.6箱体设计、润滑、密封及附件293.6.1变速箱的结构形状设计293.6.2附件的设计313.6.3润滑和密封313.7质量计算313.7.1零部件质量计算313.8本章小结34第4章 有限元分析364.1圆柱齿轮的校核364.1.1 分析环境364.1.2 分析过程364.1.3 分析结果394.1.4 结果分析414.2轴的校核414.3本章小结45结 论46参考文献47致 谢49 第1章 绪 论机械工业是现代化过程的主要推动力量，在国民经济的发展过程中起着不可或缺的作用，它为国民经济建设各个部门提供技术装备和先进的技术服务。随着科学技术的发展和人们对产品日益增加的新的需求，机械产品的设计不仅要实现产品的基本功能，更应该在满足此功能的基础上，优化产品性能，使设计的产品更能体现人性化、智能化，在环境保护和能源消耗上也应当体现其先进的绿色设计理念，促进社会、经济与自然的和谐发展。 1.1概述 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，主要用来降低原动机的转动速度同时增大其转矩，以满足工作机对转速和转矩的要求。目前，各行各业在普遍使用的齿轮减速器主要分为：圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、蜗杆减速器、齿轮蜗杆减速器和行星齿轮减速器，其作用场合和功用也千差万别，共同服务于人类社会。减速器的发展使用贯穿于机械行业的始终，1894年法国工程师路易斯雷纳本哈特和埃米尔拉瓦索尔经过研制首次在本哈特拉瓦索尔牌汽车上装了变速器，使汽车变速箱走进了人们的生活。现在汽车行业所用的变速箱只要有无级变速箱和手动变速箱，应不同的使用要求和经济情况而分别使用在不同的汽车上。1.2国内外发展现状1.2.1减速机减速器的发展经历了很长的历程，目前国内外动力齿轮传动正沿着小型化、高速化、标准化、小震动、低噪声的方向发展 。减速机的使用可以降低设备的负载惯量，便于设备更好地调速。而且，减速机在降速的同时还可以提高输出扭矩，但是输出扭矩超出了减速器的额定扭矩，就会在一定程度上影响减速器的寿命 。目前世界上主要有积木式组合设计（良好的设置减速机的基本参数、规范的尺寸规格、良好的零件通用性和互换性）、水平与性能（将齿轮减速器的齿轮设计成圆柱形，采用渗碳淬火、磨齿以提高设备的承载能力，这样的减速器体积小、重量轻、噪音低）、样式多样化（一改多去单一的底座安装方式，在满足设备生产需要的同时，可以采用空心轴悬挂式、浮动支承底座、电机与减速器一体式连接等安装方法）。目前国内的减速机研究主要以换肚子的方法，在原有减速机的基础上更换核心零部件以制造出新型减速机，像DNK、DQJ系列减速器的生产就是将点线传动啮合技术应用到中硬齿面减速机领域 研制出的上规模、上档次、高技术附加值的标准系列产品。而国外减速器的设计在承载能力方面有着大幅度的提高，在模块化设计方面有着新的发现，降噪措施也有进一步的改进，产品密封和外观设计也比国内出众很多，此外国际机构也在着手开始制订减速机的技术条件标准。在此方面的代表减速机有德国sewR、S、K、F系列减速机，西门子弗兰德减速机和韩国的DKW减速机。1.2.2双离合式变速箱双离合式变速箱（DCT，英文全称为Dual Clutch Transmission）的出现主要是为了解决汽车换挡时动力传递中断的现象，至今为止有近70年的历史。它优势明显，但是内部结构非常复杂，首先它内部的两组离合器分别由电子控制并由液压系统推动，这样传动轴也相应复杂的被分为两部分，中心的是新传动轴负责一组齿轮传动，而空心传动轴负责另外一组，其结构设计几乎颠覆了传统变速箱的设计。 虽然现阶段他的制造成本相对较高，且制作复杂。但是其以传动效率高，动力传动无间断，传动平稳的优点，引起了机械行业的广泛关注。图1.1双离合式变速箱内部结构1.3课题背景现代经济的快速发展，科技已经成为第一生产力，企业之间的竞争已经不仅仅限于资金、人力之间的竞争，如何在相同的能源消耗和人力劳动下获得最大的经济效益，已经成为一个企业在经济迅猛发展的今天获得生存的首要问题。现一运输类企业为了获得更大的经济效益，精减运载装置的质量，在变速机模块想更改原有传动模式模式，以减轻装置质量，改善传动平稳性，提高传动效率。要求设计一双速变速箱满足以上条件，又该双速变速箱的工作时间特别短，且处于真空工作状态，经计划协商可以在设计零件上取应力极限状态，以最大程度的减重。1.4本文主要研究内容毕业设计是围绕新型变速装置双速变速箱的设计而展开的，所涉及的的主要内容是双速变速箱的方案设计和总体装配。根据课题需要、工作需求以及双速变速箱的工作环境的特殊性，在参阅国内外相关资料的基础上，对双速变速箱进行整体结构设计（机械零件部分），并以此为根据完成论文撰写、装配图、零件图。即将在论文中做详尽阐述的包括以下几个方面：1、 设计双速变速箱的传动路线；2、 设计双速变速箱的总体结构，包括电动机的选型、齿轮的设计、轴的设计、轴承的选择与校核、箱体及其附件的设计以及双速变速箱的润滑和密封；3、 所设计的零部件进行三维建模、质量计算；4、 应用有限元分析的方法，对所设计的零部件进行初步的分析与校核。第2章 总体方案设计应厂商要求，根据运载装置的实际状况，可以确定双速变速箱的工作环境为真空微重力状态，高速运动，周围环境可能处于高温或低温状态，为了保证较好的经济效益，双速变速箱的质量应该尽量轻，以使在消耗相同燃料的基础上，运载质量尽量大的货物，根据上诉条件，可以做如下分析。2.1参数和运动图线要求设计一双速变速箱，能够把原动机（电动机）的运动，经过分路齿轮箱和转向齿轮箱的传动，变换成滚珠丝杠的外伸运动，同时还能够满足以下要求：1、滚珠丝杠的运动能够按照既定的运动图线实现；2、双速变速箱的工作环境为真空状态，要能够适应极端的工作环境（极寒和极热条件），无法进行油润滑；3、在满足设计要求，保证装置安全可靠的基础上，尽量减轻装置的质量。根据厂商要求和具体的运动环境可以得到如下图2.1所示的运动图线，综合分析可以得到各运动参数。 图2.1 运动图线 总行程：L=1400mm；总时间：T=9.5s高速段行程：Lh=1370mm高速段速度：Vh=180mm/s低速段行程：Ll=30mm低速段速度：Vl=27mm/s加速度：a=250mm/s2 位置锁止状态：Fc=20000N高速段：Fh=1500N低速段：Fl=10000N 根据运动图线可以知道双速变速箱在工作时，使丝杠由静止状态加速到外伸速度最大状态所需要的时间为： （2-1）此段时间滚珠丝杠的伸长距离为： （2-2）高速段运行时间为： （2-3）减速运动段时间为： （2-4）减速段滚珠丝杠外伸的长度为： （2-5）低速段运行时间为： （2-6）在这段时间中滚珠丝杠外伸距离比需求长度长了： （2-7）此段长度均按照高速运动阶段的运动速度来计算可知运动时间为： （2-9）即，双速变速箱在运载装置中总的工作时间约为： （2-10）2.2设计参数2.2.1传动装置布置该双速变速箱为运载装置的一部分，后接其他传动装置，已知的传动装置为：分路齿轮箱、转向齿轮箱、丝杠螺母运动副，且已知各传动装置的传动参数如下：分路齿轮箱传动比为1:2；转向齿轮箱传动比为2:1；滚珠丝杠选型：BLK1616-2.8 直径：16（中空内孔8） 导程：Sb=16 材料：Ti合金TB2 GB/T3620.1-1994滚珠丝杠采用一端固定一端支撑的安装方式，重点校核其抗拉强度、屈曲稳定性以及振动稳定性。2.2.2设计承载能力参数1、位置锁止状态时丝杠受力Fc为单根丝杠在运载装置启动时承受的最大惯性力，且Fc=KWMAmax/3=2705.59.8/3=2515N （2-11）其中：KW为工况系数，取2.0M为延伸段质量，取70kgAmax为运载装置启动时的最大加速度，取5.5g 2、高速段丝杠受力 Fh为单根丝杠在高速段外伸时承受的力Fh=KOKSF/3=150%200%1009.8/3=980N （2-12）KO为超载系数，取150%KS为载荷不均匀系数，取200%F为要求负载，取100kg3、锁片推压力 Ft为单根丝杠低速段外伸时的推压力Ft=KTOFTA/3=300%500/3=500N （2-13）FTA为总的推压力，取500NKTO为低速段运动结束时的超载系数，取300%4、低速段丝杠最大受力 FL为单根丝杠低速段外伸时的最大力，由低速段外伸受力和锁片推压力两部分构成：FL=Fh+Ft=1000+500=1500N （2-14）2.3传动方案的设计如图2.2传动原理图所示：电动机的运动由圆柱齿轮Z1通过1路（Z1Z4C1Z5Z6）传递给齿轮Z6实现输出轴的高速运动，其中C1为电磁离合器；通过2路（Z1Z2C2Z3Z6）传递给齿轮Z6实现输出轴的低速运动，C2为超越离合器。当C1电磁离合器闭合时，经传递路线1传递到Z6转速高于经路线2传递的转速，超越离合器C2处于分开状态（即不传递运动），此时Z6处于高速状态；当C1电磁离合器分开时，电动机M1的转速只能够通过路线2传递给齿轮Z6，此时Z6处于低速状态。图2.2 传动原理图电池离合器的控制主要靠传感器的识别，在双速变速箱启动时，电磁离合器处于闭合状态（工作状态），此时滚珠丝杠先加速到180mm/s。然后进行匀速运动，当运动距离到达1370mm时，传感器发出断开电源的信号，传递给控制中心，然后转化成电磁离合器的断开状态（非工作状态），此时电磁离合器和超越离合器均处于非工作状态，滚珠丝杠的外伸运动为减速运动。当速度减至27mm/s时，超越离合器开始工作，此时滚珠丝杠的外伸运动速度为27mm/s，即处于低速运动阶段，滚珠丝杠完成后续运动。在滚珠丝杠的外伸长度达到1400mm时，检测器再次向控制中心发出信号，转换成为控制中心发出的电动机终止工作的指令，至此，装速变速箱的工作任务完成。2.4本章小结本章在综合分析减速器和双离合式变速箱传动原理的基础上，充分的分析厂商给定的应用环境，提炼出了相关的技术参数。按照机械设计的一般步骤，设计出了双速变速箱的传动路线原理图，并对传动过程做了简要说明。第3章 零部件的设计及质量计算3.1电动机的选择3.1.1电动机类型选择由于工作场合为真空，为了避免电机的真空放电可以选择直流永磁无刷电机。直流永磁无刷电机是由一块或多块永磁体建立磁场的直流电动机，其性能与恒定励磁电流的他励直流电动机相似，可以由改变电枢电压来方便调速。与他励直流电动机相比具有体积小、效率高、结构简单、用铜量少等优点，是小功率电动机的主要类型 。3.1.2机械效率计算根据已经确定的传动方案，可以确定在电动机与滚珠丝杠之间的传动类型有：圆柱齿轮传动2组圆锥齿轮传动2组滚阻丝杠传动1组离合器传动 2组滚动轴承 5组由机械设计手册可查，各机械传动机构的传动效率如表3.1所示。表3.1 各传动机构的传动效率传动类型传动结构特点效率圆柱齿轮传动很好跑合的6级和7级精度齿轮传动0.980.99圆锥齿轮传动很好跑合的6级和7级精度齿轮传动0.970.98丝杠传动滚动丝杠0.850.95滚动轴承球轴承0.99联轴器固定式刚性联轴器0.970.98离合器电磁离合器0.980.99超越离合器0.980.99但是当装置在真空状态下的极端条件工作时，由于工作条件的不同，双速变速箱内部各传动机构的的传动效率也不尽相同，根据某检测机构提供的数据，外界因素对传动效率的影响如表3.2所示：表3.2 真空状态下各传动机构传动效率名称符号效率静态动态润滑温度总效率齿轮（内）*0.9810.9810.96齿轮（外）0.9810.970.960.91离合器0.9910.9910.98轴承（内）0.9910.9810.97轴承（外）*0.9910.970.960.92丝杠螺母0.9510.980.960.90联轴器0.9810.980.960.92则电动机M1到分路齿轮箱主动齿轮Z7的传动效率为： （3-1）即齿轮Z7以下的传动效率为： （3-2）即系统的总效率为： （3-3）3.1.3电动机所需功率计算以工作状态下工作载荷作的150%为计算载荷，则相应的各计算功率如下，高速运动时所需电动机提供的功率为： （3-4）低速运动时所需电动机提供的功率为： （3-5）其中为工况系数。 故：按照理想状态下高速运动阶段需要电动机提供的功率，来计算在工作条件下需要电动机所提供的最小功率为： （3-6）此功率也是电动机需要提供的最小电功率，以此对电动机的额定功率进行选型。3.1.4电动机所需转速选择由已知设计参数可知：滚珠丝杠型号选择BLK1616-2.8直径：16（中空内孔8）导程：S b=16滚珠丝杠高速转速为： （3-7）滚珠丝杠低速转速为： r/min （3-8）根据机械设计手册可以查得推荐传动比为i=7.135.5，可以计算出电动机的转速范围为：高速运动阶段电动机的转速范围： （3-9）低速运动阶段电动机的转速范围为： （3-10）由于两运动阶段电动机的转速范围内没有同一数值，为了保证电动机能够提供足够的转矩，所以按照低速运动阶段的转速范围来选择电动机的转速。即电动机的转速范围为718.8753594.375r/min。3.1.5电动机定型按照上述计算结果发现在现有电动机中，满足上述条件电动机比较笨重，不能够起到很好的减重作用，这样就与双速变速箱的设计背道而驰，故与厂商协定选用特制电动机（按照设计需求，在电动机厂原用的型号上进行改造的电动机）。电动机型号为：80WS24-600-3200供电电压：24V直流额定转速：3000r/min（3000-3200r/min根据电压可调）额定功率：600W重量约2.7kg（驱动器重量约1.5-1.8kg，总重量可以控制在4.5kg以内。）图3.1直流永磁无刷电动机3.2传动齿轮的设计计算在此设计中，如何减轻装置的质量是贯穿于设计始终的一个关键问题，为了在大限度的减轻质量，传统的校核方法已经不能满足本次设计的需要。应用有限元分析的方法，可以在已完成设计部件的基础上，对零部件进行优化设计，以使零件的质量达到临界状态，最大限度的的减轻零部件的质量。故设计计算的过程中不涉及校核的计算问题，在设计完各齿轮之后，统一用有限元分析的方法进行校核，生成有限元分析报告。3.2.1各级传动比的设计计算及分配考虑到变速箱结构的设计，参照减速器和变速箱的设计规范取：其中：表示高速级传动比； 表示低速级传动比； 表示总传动比。 考虑到在双速变速箱中电动机输入齿轮和变速箱的输出齿轮在高速运动阶段和低速运动阶段是共用的，在后续设计计算中应当充分考虑这一具体情况，又双速变速箱的工作时间特别短，只用10s，每对齿轮啮合的次数也特别少，可以不考虑一对齿轮中的两齿轮齿数必须互为质数的这一要求，故可先初步设定各齿轮的齿数如表3.4：表3.3 各级传动比分配计算项目计算及说明计算结果总传动比高速运动低速运动高速级传动比高速运动低速运动低速级传动比高速运动低速运动表3.4 初步设定各齿轮齿数齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6齿数1810015505080则在此齿数设定的结果上可以对各对齿轮的传动比进行重新计算，计算后的传动比如表3.5所示：表3.5 计算传动比项目数值4.4429.632.785.561.65.33经验算设定的齿轮齿数所形成的传动比数值，与双速变速箱所需要满足的传动比数值一致，且传动各齿轮的转速为一确定的准确数值，在理论设计上能够避免不必要的误差，因此按照此齿数来设计双速变速箱。3.2.2传动装置的运动动力参数计算3.2.2.1各轴转速的计算电机轴： r/min （3-11）高速运动轴：r/min （3-12）低速运动轴：r/min （3-13）高速运动阶段输出轴：r/min （3-14）低速运动阶段输出轴：r/min （3-15）表3.6 各轴转速计算结果 单位：r/min项目转速30001080540675101.253.2.2.2各轴功率计算 1 高速运动时：输入轴功率： （3-16）高速运动轴功率： （3-17）输出轴功率 （3-18）表3.7 高速轴功率计算结果 单位：W项目功率518.92483.22454.61 2 低速运动时：低速运动时所需电动机提供的电功率(位置锁止时最大)为： （3-19） （3-20）故各轴功率计算如下输入轴功率： 低速运动轴功率： 输出轴功率 表3.8 低速轴功率计算结果 单位：W项目功率233.52217.45204.583.2.2.3各轴转矩计算 1 高速运动阶段：电动机轴： 高速运动轴： 输出轴： 表3.9 高速运动轴转矩计算结果 单位：Nm项目转矩1.65194.27296.4319 2 低速运动阶段：电动机轴： 低速运动轴： 输出轴： 表3.10 低速运动轴转矩计算结果 单位：Nm项目转矩0.74343.845619.29623.2.3齿轮设计及校核 参照下表3.11，考虑到该双速变速箱的用途及工作场合，各齿轮均采用45#钢（中速、中载车床变速箱、钻床变速箱次要齿轮及高速、中载磨床砂轮齿轮，钢号选择40Cr，处理方式为：调质+高频淬火），而双速变速箱的工作时间有特别短故而大、小齿轮可以均进行淬火处理，齿轮表面硬度为346HBW。平均硬度； HBW在722.5mm。故齿轮可以不做成齿轮轴，做成实心式齿轮或腹板式齿轮，为了减轻质量和节约材料，决定Z2齿轮的设计采用锻造式腹板结构。又Z2齿轮与离合器相连，故内空的尺寸与离合器相匹配后再进行设计。3.2.5.2齿轮Z4结构设计齿轮Z4为高速运动轴输出齿轮，齿轮内孔（轮毂）与轴相连，且由于齿轮Z4的齿根圆直径：又相应的轴的直径为10mm，为了保证轴有足够的刚度与强度，齿轮与轴的连接采用薄型平键进行连接，则必然满足齿根圆到键槽底面的径向距离e2.5mm。故齿轮不必做成齿轮轴，做成实心式齿轮或腹板式齿轮即可，为了减轻质量和节约材料，决定把Z4齿轮的设计成锻造式腹板结构。3.2.5.3齿轮Z5结构设计齿轮Z5为低速运动轴输出齿轮，齿轮内孔（轮毂）与轴相连，且由于齿轮Z5的齿根圆直径：又相应的轴的直径为10mm，为了保证轴有足够的刚度与强度，齿轮与轴的连接采用薄型平键进行连接，则必然有齿根圆到键槽底面的径向距离e2.5mm。故齿轮Z5为了保证强度和刚度要求，只能够和低速运动轴连成一体，做成齿轮轴。由齿轮Z5设计成的齿轮轴的结构尺寸如下图所示：3.2.6齿轮的加工由于齿轮Z5的齿数为154.14+4.14(0.030.05)=4.34.35mm，取=5mm。3.3.1.4结构设计高速运动轴的初步结构设计及构想如下图所示：1. 轴承的结构设计 轴不长故轴承采用两端固定方式。然后按轴上零件的安装顺序，从左端开始设计。图3.2 轴的结构设计 2. 轴承的选择与轴承段的设计 1）轴段1和轴段5的设计 该轴段上安装轴承，其设计应当与轴承的选择同步进行，由于该齿轮箱的传动，只受到径向力的作用，故选择深沟球轴承61800，经计算满足设计性能要求，但是考虑到要求该装置的质量尽量轻，故改选轴承628/8型，由设计手册可查，内径d=8mm，外径D=16mm，宽度B=5mm，定位轴肩直径da=10mm外径定位直径Da=20mm，故d1=8mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d5=8mm。 2）轴段2、3的设计 轴段2、3上分别安装齿轮4和齿轮5为了便于齿轮的安装，d2、d3应分别大于d1、d5，可初步设定d2=d3=10mm。齿轮4的轮毂宽度范围一般为（1.21.5）d2=1215mm，但是为了减轻齿轮的质量，可取齿轮的轮毂宽度为11mm，右端采用轴肩固定，左侧用套筒固定（齿轮挡圈）；齿轮5固定在电磁离合器上，电磁离合器左端采用轴肩固定，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2、3的长度应当比相应齿轮的轮毂长度短，故取=10mm，=56.4mm。 3) 轴段4和轴段2、3之间的轴肩为齿轮和轴承的安装起定位作用相应的直径可取为10mm和12mm。 4) 轴段1、5的两端为伸出端、可相应的取长度为3mm（包含退刀槽）。 经上述过程轴的设计如下图图3.3 电磁离合器轴的结构尺寸3.3.1.5键连接齿轮和离合器与轴的连接均采用薄型平键连接，因为薄型平键的侧面为工作面，对中性好，装拆方便，定位精度高，可以承受高速运动。按照工作面的平均挤压应力进行条件性计算，其强度条件为： （3-37）式中：工作面的挤压应力，MPa； T传递的转矩，Nm； d轴的直径，mm； l键的工作长度（A型l=L-b）； k键与毂槽接触的高度，mm； 许用挤压应力，MPa。设定选用薄型平键GB/T 1567，键5310。带入计算可得： （3-38）故选用薄型平键GB/T 1567，键5310。同理计算可知，另一连接键也可以选用薄型平键GB/T 1567，键5310。3.3.2低速运动轴的设计按照上述步骤设计低速运动轴，又因为模数为1.25mm齿数为15的圆柱齿轮的分度圆直径与轴的直径相差不大，故可以设计成齿轮轴，既可以增加齿轮和轴的刚度，又可以减轻两者的质量。因此低速运动轴的结构设计如下图所示：同样可以选择薄型平键GB/T 1567，键5310。图3.4 齿轮轴结构尺寸3.4 离合器的选择3.4.1电磁离合器电磁离合器靠线圈的通断电来控制离合器的接合与分离。可分为：干式单片电磁离合器，干式多片电磁离合器，湿式多片电磁离合器，磁粉离合器，转差式电磁离合器等。电磁离合器工作方式又可分为：通电结合和断电结合。 为了最大限度的减轻装置质量，可以选用通电结合式电磁离合器（当工作时间达到设计时间时，电池电力不足，电磁离合器断开连接，不再工作）。由于现阶段主要是按照理想状况下进行设计，为了便于后续的转矩的调解可以选用无滑环湿式多片电磁离合器：（无滑环湿式多片电磁离合器是引进西德技术产品。采用多片、无滑环、磁通过片的结构，在有润滑条件下工作，其寿命长，属半永久型，性能稳定，安装方便，适用于机床、印刷、船舶等各种机械传动系统 ）。由于在真空环境下工作时间特别短（大约10秒），可以不适用润滑油，而采用浸油润滑。无滑环湿式多片电磁离合器选型步骤1、所需要的静力矩 运转时的最大负载力矩=6.4N.m 安全系数=1即所需的静力矩为=运转时最大负载力矩X安全系数：6.4N.m； 2、所需动力矩 （连接时负载力矩 + 加速力矩）安全系数 连接时负载力矩=运转时最大负载力矩加速力矩：在启动时双速变速箱的加速度为250mm/s2=0.25m/s2;加速时质量按照20kg计算，可以确定加速力矩为： (0.015m为启动时估算距离)综上，离合器所需动力矩可以估算为6.5N.m。可以选择DLM3系列无滑环湿式多片电磁离合器，其主要参数如下：额定动转距：12额定静转矩：20空载转矩：0.39接通时间：0.28s断开时间：0.09s额定电压：（DC）24V线圈消耗功率：（20）18W允许最高转速：3500r/min质量：1.6Kg表3.15无滑环湿式多片电磁离合器DLM3尺寸参数 单位：mmD1D2DdbehLL1L2St86502017620621.85144.55.53.56 结构形状和安装实例如图3.5。3.4.2超越离合器超越离合器是随着机电一体化产品的发展而出现的基础件，它是应用于工作及和原动机之间或机器内主、从动轴之间动力传递与分离功能的重要部件。主要利用主、从动图3.5 电磁离合器及其装配示意图部分的速度差或旋转方向的改变，来自行离合的功能装置。超越离合器分为滚珠式超越离合器