四档变速器设计
机 械 设 计 课 程 设 计
课程名称 机 械 设 计 题目名称__矿 山 4 档 变 速 器 _
系 机 电 工 程 系 班 级 机 械 0901 学 号姓 名 龙 江 指导教师
2011 年 6月 23日
目 录
一、机械设计任务书…………………………………. ……….2 二、电动机的选择…………………………………………….2 三、传动件的设计计算………………………………………..3 四、轴的设计计算…………………………………………….15 五、键联接的选择及校核计算……………………………….20 六、轴承的选择及计算……………………………………….28 七、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择…..... ………....29 八、箱体的设计………………………………………………30 参考资料目录
一、机械设计任务书
一、课程设计的内容
设计一矿山4档变速器传动装置。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承等的设计计算和选择；变速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。
下图为参考传动方案。
二、课程设计的要求与数据
已知条件：
1．运输带工作拉力： F =33632 kN；
2．运输带工作速度： v =0.56—0.63—0.84—1.26m/s 3．卷筒直径： D = 50 mm ； 4．使用寿命： 15年；
5．工作情况：两班制，载荷较平稳；
6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。
三、课程设计应完成的工作
1．变速器装配图1张；（手工制图）
2．零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）； 3．设计说明书 1份
二、电动机的选择
1 选择类型
单项运转，有轻微震动，经常满载，空载启动。所以选择Y 系列三相异步电动机。 2选择电动机功率
工作拉力F= 33632N 带速V=0.56—0.63—0.84—1.26m/s
普通v 带轮的传递的效率η1=0.96。齿轮传递的效率η2=0.97，轴承的效率η3=0.99，滚筒的效率η4=0.96
总共传递的效率η=η1⨯η2⨯η32⨯η4=0.96*0.97*0. 992*0.96=0.876 需要电动机的功率P d =3确定电动机转速
卷筒轴工作转速为71—80—106—160r /min
取V 带的传动比i 1/=2—4，一级开式齿轮传动比i 2/=3—7，则总传动比合理范围为
i =6—28，故电动机转速的可选范围为426--4480 r/min
/
FV 1000η
=21.5 kw
选电机型号为Y200L2-6
三、传动件的设计计算
一、带传动设计
二、齿轮参数设计
1、1档齿轮设计（所有齿轮设计均采用资料1设计）
2、2档齿轮设计
3、4档齿轮设计
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4、4档齿轮设计
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四、轴的设计计算
采用机械设计软件设计各轴
一、输入轴的设计过程如下：
取最易破坏的档位进行设计 一、轴的总体设计信息如下：
轴的编号：001 轴的名称：阶梯轴 轴的转向方式：单向恒定 轴的工作情况：无腐蚀条件
轴的转速：320r/min 功率:22kW 转矩：656562.5N ·mm
所设计的轴是实心轴
材料牌号：37SiMn-2MoV 调质 硬度(HB)：230
抗拉强度：880MPa 屈服点：700MPa 弯曲疲劳极限：425MPa 扭转疲劳极限：245MPa 许用静应力：352MPa 许用疲劳应力：236MPa 二、确定轴的最小直径如下： 所设计的轴是实心轴
A 值为：100 许用剪应力范围：40～52MPa
最小直径的理论计算值：40.97mm 满足设计的最小轴径：60mm 三、轴的结构造型如下：
轴各段直径长度： 长度 直径
150mm 60mm 50mm 60mm 145mm 65mm 140mm 75mm 80mm 70mm
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170mm 70mm 50mm 60mm
轴的总长度：785mm 轴的段数：7 轴段的载荷信息：
直径 距左端距离 垂直面剪力 垂直面弯矩 水平面剪力 水平面弯矩 轴向扭矩
60mm 75mm 0N 0N·mm 0N 0N·mm 656562.5N·mm
70mm 525mm 3441N 0N·mm 9455N 0N·mm 0N·mm
70mm 650mm 0N 0N·mm 0N·mm 656562.5N·mm
轴所受支撑的信息： 直径 距左端距离
60mm 175mm 60mm 760mm 四、支反力计算
距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1
175mm -3798.14N -1382.26N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2
760mm -5656.82N -2058.7N 五、内力
x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm 75 60 0 0 175 60 0 0 525 70 1414645.69 1414645.68 650 70 662165.64 662165.63 760 60 18.44 18.44 六、弯曲应力校核如下：
危险截面的x 坐标：525mm 直径：70mm 危险截面的弯矩M ：480000N ·mm 扭矩T ：1320000N ·mm 截面的计算工作应力：28.66MPa 许用疲劳应力：236MPa 525mm 处弯曲应力校核通过 结论：弯曲应力校核通过 七、安全系数校核如下： 疲劳强度校核如下：
危险截面的x 坐标：315mm 直径：65mm 危险截面的弯矩M ：1060000N ·mm 扭矩T ：380000N ·mm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55
截面的疲劳强度安全系数S ：4 许用安全系数[S]：2.0 315mm 处疲劳强度校核通过 八、扭转刚度校核如下：
圆轴的扭转角：0.4(°) 许用扭转变形：1°/m 扭转刚度校核通过 九、弯曲刚度校核如下：
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0N
挠度计算如下：
x/mm νi/mm 1 21.875 0.136871 2 43.75 0.117318 3 65.625 0.097765 4 87.5 0.078212 5 109.375 0.058659 6 131.25 0.039106 7 153.125 0.019553 8 175 0 9 199.375 -0.019553 10 223.75 -0.038645 11 248.125 -0.05707 12 272.5 -0.074493 13 296.875 -0.09058 许用挠度系数：0.003 最大挠度：-0.09058mm 弯曲刚度校核通过 十、临界转速计算如下： 当量直径dv ：73.04mm
轴截面的惯性距I ：1397052.06mm^4 支承距离与L 的比值：0.75 轴所受的重力：400N 支座形式系数λ1：9.0
轴的一阶临界转速ncr1：
10383.39r/min
二、花键轴设计 花键的设计信息如下：
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键连接设计校核程序（V3.00）－－设计报告
============================================================== 渐开线花键连接（静连接）校核计算结果 传递的转矩 T = 2959155 N·mm
模数 m = 4 mm
花键压力角 α = 30° 齿数 z = 17
分度圆直径 d = 68.0 mm
花键轴大径直径 Dee = 72.0 mm 键齿工作高度 h = 4.00 mm 键的长度 L = 50 mm 不均匀系数 ψ = 0.75
使用和制造情况 PType = 中等
齿面热处理 W = 齿面经热处理
许用挤压应力范围 σpp = 100～140 MPa 许用应力 [σp] = 120.0 MPa 计算应力 σp = 34.13 MPa 校核计算结果： σp ≤[σp] 满足
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花键轴的设计过程如下：
取转速最高的档位进行设计
一、轴的总体设计信息如下：
轴的编号：002 轴的名称：阶梯轴
轴的转向方式：单向恒定 轴的工作情况：无腐蚀条件
轴的转速：160r/min 功率:22kW 转矩：1313125N ·mm 所设计的轴是实心轴
材料牌号：45调质 硬度(HB)：230
抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa
弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa
许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa
二、确定轴的最小直径如下：
所设计的轴是实心轴
A 值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa
最小直径的理论计算值：59.36mm 满足设计的最小轴径：65mm
三、轴的结构造型如下：
轴各段直径长度： 长度 直径
50mm 70mm
660mm 75mm
50mm 70mm
150mm 65mm
轴的总长度：870mm 轴的段数：4
轴段的载荷信息：
直径 距左端距离 垂直面剪力 垂直面弯矩 水平面剪力 水平面弯矩 轴向扭矩
75mm 113mm 10N 1313N·mm 2847N 7。8N·mm 9.7N·mm
65mm 795mm 53N 1313N·mm 1897N 9.5N·mm 8.4N·mm
轴所受支撑的信息： 直径 距左端距离
70mm 15mm
70mm 705mm
四、支反力计算
距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1
15mm 0N -5.45N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2
705mm 0N -57.52N
五、内力
x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm
15 70 0 0
113 75 534.08 778.91
705 70 3472.51 3472.51
795 65 1294.77 18.22
六、弯曲应力校核如下：
危险截面的x 坐标：795mm 直径：65mm 危险截面的弯矩M ：1850N ·mm 扭矩T ：1313N ·mm 截面的计算工作应力：0.07MPa 许用疲劳应力：180MPa 795mm 处弯曲应力校核通过
结论：弯曲应力校核通过
七、安全系数校核如下：
结论：疲劳强度校核通过
疲劳强度校核如下：
危险截面的x 坐标：113mm 直径：75mm 危险截面的弯矩M ：1313N ·mm 扭矩T ：1750N ·mm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55
截面的疲劳强度安全系数S ：2372.54 许用安全系数[S]：2.0 113mm 处疲劳强度校核通过
疲劳强度校核如下：
危险截面的x 坐标：795mm 直径：65mm
危险截面的弯矩M ：1850N ·mm 扭矩T ：1313N ·mm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55 截面的疲劳强度安全系数S ：1343.81 许用安全系数[S]：2.0 795mm 处疲劳强度校核通过
结论：疲劳强度校核通过
五、键联接的选择及校核计算
采用软件进行设计及校核
1、一档齿轮平键的设计及校核
设计如下：
普通平键 ( GB1095_79 )
键设计参数 ( mm ) :
轴径: d = 70
轮毂长: L = 80
联接形式: 较紧联接
键类型: A 型
键尺寸 ( mm ) :
键宽: b = 20 ( -0.052 , 0 ) 键高: h = 12 ( -0.110 , 0 ) 键长: L = 70 ( -0.740 , 0 ) 倒角或倒圆: c 或r = 0.60
键槽尺寸 (mm) :
轴上槽宽: b = 20 ( -0.074 , -0.022 ) 毂上槽宽: b = 20 ( -0.074 , -0.022 ) 其他尺寸: t = 7.5 ( 0 , 0.200 ) t1 = 4.9 ( 0 , 0.200 ) 倒圆半径: r = 0.40
槽长: L = 70 ( 0 , 0.740 ) 强度校核条件
传递功率 (kw): 22.00
传递转速 (r/min): 320.00
材料: 钢
静联接
载荷性质: 轻微冲击
许用应力 [σ]jY: 100 (MPa)
[τ]: 90 (MPa)
计算应力 σ : 62.53 (MPa) τ : 18.76 (MPa) 安全系数 a1 = [σ]jY / σ = 1.60 a2 = [τ] / τ = 4.80
备注 ：强度校核公式 σ = 2*T/(d*k*l) ≤ [σ]jY τ = 2*T/(d*b*l) ≤ [τ] 其中 ：T - 传递的扭矩 T=9550000*P/n (N.mm) P - 轴传递的功率 (kw)
n - 轴转速 (r/min)
d - 轴直径 (mm)
b - 键宽度 (mm)
l - 键工作长度 (mm), A型 : l=L-b B 型 : l=L C 型 : l=L-b/2 k - 键与轮毂的接触高度 (mm) k=h/2
h - 键高度 (mm)
校核如下：
2、二档齿轮平键的设计及校核
设计如下：
普通平键 ( GB1095_79 )
键设计参数 ( mm ) :
轴径: d = 65
轮毂长: L = 55
联接形式: 较紧联接
键类型: B 型
键尺寸 ( mm ) :
键宽: b = 18 ( -0.043 , 0 ) 键高: h = 11 ( -0.110 , 0 ) 键长: L = 50 ( -0.620 , 0 ) 倒角或倒圆: c 或r = 0.40
键槽尺寸 (mm) :
轴上槽宽: b = 18 ( -0.061 , -0.018 ) 毂上槽宽: b = 18 ( -0.061 , -0.018 ) 其他尺寸: t = 7.0 ( 0 , 0.200 )
t1 = 4.4 ( 0 , 0.200 ) 倒圆半径: r = 0.25
槽长: L = 50 ( 0 , 0.620 ) 强度校核条件
传递功率 (kw): 22.00
传递转速 (r/min): 320.00
材料: 钢
静联接
载荷性质: 轻微冲击
许用应力 [σ]jY: 100 (MPa)
[τ]: 90 (MPa)
计算应力 σ : 73.46 (MPa) τ : 22.45 (MPa) 安全系数 a1 = [σ]jY / σ = 1.36 a2 = [τ] / τ = 4.01
备注 ：强度校核公式 σ = 2*T/(d*k*l) ≤ [σ]jY τ = 2*T/(d*b*l) ≤ [τ] 其中 ：T - 传递的扭矩 T=9550000*P/n (N.mm) P - 轴传递的功率 (kw)
n - 轴转速 (r/min)
d - 轴直径 (mm)
b - 键宽度 (mm)
l - 键工作长度 (mm), A型 : l=L-b B 型 : l=L C 型 : l=L-b/2 k - 键与轮毂的接触高度 (mm) k=h/2 h - 键高度 (mm)
校核如下：
3、三档齿轮平键的设计及校核
设计如下：
普通平键 ( GB1095_79 )
键设计参数 ( mm ) :
轴径: d = 70
轮毂长: L = 55
联接形式: 较紧联接
键类型: A 型
键尺寸 ( mm ) :
键宽: b = 20 ( -0.052 , 0 ) 键高: h = 12 ( -0.110 , 0 ) 键长: L = 56 ( -0.740 , 0 ) 倒角或倒圆: c 或r = 0.60
键槽尺寸 (mm) :
轴上槽宽: b = 20 ( -0.074 , -0.022 ) 毂上槽宽: b = 20 ( -0.074 , -0.022 ) 其他尺寸: t = 7.5 ( 0 , 0.200 ) t1 = 4.9 ( 0 , 0.200 )
倒圆半径: r = 0.40
槽长: L = 56 ( 0 , 0.740 ) 强度校核条件
传递功率 (kw): 22.00
传递转速 (r/min): 320.00
材料: 钢
静联接
载荷性质: 轻微冲击
许用应力 [σ]jY: 100 (MPa)
[τ]: 90 (MPa)
计算应力 σ : 86.85 (MPa) τ : 26.05 (MPa) 安全系数 a1 = [σ]jY / σ = 1.15 a2 = [τ] / τ = 3.45
备注 ：强度校核公式 σ = 2*T/(d*k*l) ≤ [σ]jY τ = 2*T/(d*b*l) ≤ [τ] 其中 ：T - 传递的扭矩 T=9550000*P/n (N.mm) P - 轴传递的功率 (kw)
n - 轴转速 (r/min)
d - 轴直径 (mm)
b - 键宽度 (mm)
l - 键工作长度 (mm), A型 : l=L-b B 型 : l=L C 型 : l=L-b/2 k - 键与轮毂的接触高度 (mm) k=h/2 h - 键高度 (mm)
校核如下：
4、四档齿轮平键的设计及校核
设计如下：
普通平键 ( GB1095_79 )
键设计参数 ( mm ) :
轴径: d = 65
轮毂长: L = 60
联接形式: 较紧联接
键类型: A 型
键尺寸 ( mm ) :
键宽: b = 18 ( -0.043 , 0 ) 键高: h = 11 ( -0.110 , 0 ) 键长: L = 56 ( -0.740 , 0 ) 倒角或倒圆: c 或r = 0.40
键槽尺寸 (mm) :
轴上槽宽: b = 18 ( -0.061 , -0.018 ) 毂上槽宽: b = 18 ( -0.061 , -0.018 ) 其他尺寸: t = 7.0 ( 0 , 0.200 ) t1 = 4.4 ( 0 , 0.200 ) 倒圆半径: r = 0.25
槽长: L = 56 ( 0 , 0.740 ) 强度校核条件
传递功率 (kw): 22.00
传递转速 (r/min): 320.00
材料: 钢
静联接
载荷性质: 轻微冲击
许用应力 [σ]jY: 100 (MPa)
[τ]: 90 (MPa)
计算应力 σ : 96.66 (MPa) τ : 29.53 (MPa) 安全系数 a1 = [σ]jY / σ = 1.03 a2 = [τ] / τ = 3.05
备注 ：强度校核公式 σ = 2*T/(d*k*l) ≤ [σ]jY τ = 2*T/(d*b*l) ≤ [τ] 其中 ：T - 传递的扭矩 T=9550000*P/n (N.mm) P - 轴传递的功率 (kw)
n - 轴转速 (r/min)
d - 轴直径 (mm)
b - 键宽度 (mm)
l - 键工作长度 (mm), A型 : l=L-b B 型 : l=L C 型 : l=L-b/2 k - 键与轮毂的接触高度 (mm) k=h/2 h - 键高度 (mm)
校核如下：
六、滚动轴承的选择及计算 输入轴轴承设计及校核
滚动轴承设计报告
一、设计信息
设计者 Name=龙江
设计单位 Comp=西科大城市学院 设计日期 Date=2011-6-18
设计时间 Time=17:35:19
二、设计参数
径向力 Fr=7966 (N)
轴向力 Fa=0 (N)
轴颈直径 d1=60 (mm)
转速 n=1250 (r/min)
要求寿命 Lh'=5000 (h)
温度系数 ft=1
润滑方式 Grease=脂润滑
三、被选轴承信息
轴承类型 BType=深沟球轴承 轴承型号 BCode=6312
轴承内径 d=60 (mm)
轴承外径 D=130 (mm)
轴承宽度 B=31 (mm)
基本额定动载荷 C=81800 (N) 基本额定静载荷 Co=51800 (N) 极限转速(油) nlimy=6000 (r/min) 圆锥滚子轴承的设计
圆锥滚子轴承设计报告
一、设计信息
设计者 Name=龙江
设计单位 Comp=西科大城市学院 设计日期 Date=2011-6-18
设计时间 Time=17:53:13
二、设计参数
径向力 Fr=15388 (N)
轴向力 Fa=34664 (N)
轴颈直径 d1=30 (mm)
转速 n=71-160 (r/min)
要求寿命 Lh'=72000 (h)
温度系数 ft=1
润滑方式 Grease=脂润滑
三、被选轴承信息
轴承类型 BType=圆锥滚子轴承 轴承型号 BCode=32214
轴承内径 d=70 (mm)
轴承外径 D=125 (mm)
B(T)=33
基本额定动载荷 C=168000 (N)
基本额定静载荷 Co=238000 (N)
极限转速(脂) nlimz=3000 (r/min)
七、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择
变速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。
八、箱体的设计
1、铸件变速器机体结构尺寸计算表
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2、减速器附件的选择，在草图设计中选择
包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。
参考资料目录：
[1] 徐龙祥，周瑾主编. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2008年6月
[2] 濮良贵, 纪名刚主编. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版
[3] 孙桓, 陈作模，葛文杰主编. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2006年5月第7版
[4] 机械设计手册。减速器和变速器。《机械设计手册》编委会。北京：机械工业出版社，2007年2月第4版
[5]机械设计课程设计图册。龚溎义主编；潘沛霖等编。--3版。北京：高等教育出版社，1989.5（2010重印）
[6]机械设计课程设计指导书。龚溎义主编。罗圣国等编。2版。北京：高等教育出版社，1990.4（2010重印）
附：花键轴及双联齿轮零件图
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