角磨机设计说明书.doc

目 录摘要-3ABSTRACT-31 绪论 1.1绞磨机的车简介-3 1.2 设计绞磨机车目的-3 1.3设计绞磨机的优点-3 1.4 绞磨机的发展前景-42 设计任务书及系统方案 2.1设计内容简介-4 2.2主要技术参数-6 2.3 系统方案确定 -73 齿轮的设计校核 3.1 第一对齿轮的设计及校核-12 3.2 第四对齿轮的设计及校核-154 轴的设计及校核 4.1花键轴的校核-18 4.2 第三根轴的校核-235 滚动轴承的选用及其校核 5.1花键轴的滚动轴承的校核-28 5.2第一对滚动轴承的校核-286 键的选择与校核 6.1花键轴上键的选择与校核.-29 6.1其他轴上键的选择与校核-327 箱体的结构与参数 7.1箱体的结构-32 7.2箱体的参数 -33 8 制动器的选择 8.1 制动器的选择-349 离合器的选择 9.1摩擦离合器-3510 换挡手柄的设计 10.1手柄的结构功能-3611 总结12 参考文献13 附录 8吨绞磨机变速箱设计的摘要 绞磨机其广泛用于电力，电信，市政工程的施工紧线组立杆塔或机动放线。适用于野外无电场所。其具有结构合理，体积小，重量轻。功率大，噪音小，操作灵活，搬运方便等优点。深受广大用户好评。本新型绞磨机的设计包括柴油机的选择，变速箱的设计，离合器的选择，减速箱的设计，在以往的绞磨机基础上改进了变速箱的设计，实现了3轴换挡机构。根据汽车换挡的变速原理改进了绞磨机手柄的设计。具有操作简单可靠稳定等优点。在材料的选择上优先选择了合金材料，其使用寿命得到明显的提高。其质量的到明显的改善。其结构得到明显的简化，其体积质量的得到最大限度的减少。1 绪论 1.1绞磨机简介 绞磨机是机械绞磨机的简称。其主要类型有汽油机动绞磨机，柴油机动绞磨机，汽油机动绞磨机，拖拉机机动绞磨机等，是在无电源的情况下架空输电线路，通信线路，电力电缆线路的机动牵引的动力设备。主要由磨心，变速箱，减速箱，动力源，离合器，制动器，磨筒，机架等组成。机动绞磨的工作原理：以汽油机或者柴油机或电动机为动力源，经离合器连接变速箱，经过变速箱的换档，可以提供不同的速度输出，再经制动器连接减速箱输出到磨心上。在磨心上安装有磨筒，磨筒上有绞磨槽，其上有用来直接用来绞磨重物的钢丝绳。通过磨筒的转动来实现重物的提升和下降的功能。其广泛用于电力，电信，市政工程的施工紧线组立杆塔或机动放线。适用于野外无电场所。其具有结构合理，体积小，重量轻。功率大，噪音小，操作灵活，搬运方便等优点。深受广大用户好评。 1.2 设计绞磨机目的绞磨机作为工程生产中一种重要的提升工具，在工程和生产中起到了相当重要的作用，绞磨机的设计主要是根据不同的工作需求进行的。绞磨机一般应用于电信施工、架空输电线路等的场合，设计矿山绞磨机主要是为了用其代替人类的苦力劳动及避免人在危险的工作场合工作，节约劳力；绞磨机是为了实现重物的一提升而设计的。此类绞磨机设计根据提升要求的质量和速度，还有本身具有自有动力的野外施工要求设计的。在不同的要求下有不同的结构配置，不同的速度要求，设计采用不同的换挡方式和速度配置。 1.3绞磨机的优点 绞磨机工作质量轻，提升速度具有可变性，提升质量大，维修安装方便，能够分开运输并在要求的工作地点进行组装工作。它配置了柴油机，不需要依赖动力源。它采用的是汽车换挡的手柄原理设计，具有操作简单可靠等，在施工中易于操作等优点。采用的是合金材料，使用寿命长，工作平稳可靠等优点。采用了新型的行星轮系减速，具有变速比大，质量轻，能耗低等优点。 1.4 绞磨机的发展前景 目前绞磨机的还只用于一些提升要求不高的场合。如质量不能太大，速度不能太快，平稳性不太高，运动不精确的场合。在操作中不能实现速度的可控调节。 所以有待改进机构的结构设计，原理设计。现在又出现液压的绞磨机，无极变速的绞磨机。带过载保护的绞磨机。绞磨机的减速机构有少齿差行星轮系机构。还有制动刹车机构，电动制动刹车机构。带有金属磨盘的绞磨机。等等。近年来国内不少单位试制了以汽油机为动力的机动绞磨机。但目前生产的几种机动绞磨机一般只在5T左右。由于设计的驱动功率小,因此整机牵引力及速度均不能满足发展的需要。所以在以后的设计运用中应该会朝着这方面进行改进。能够实现绞磨机各种所需的功能。2 设计任务书及系统方案 2.1设计内容简介本课题是根据毕业设计要而确定的，本绞磨机系统共有四个大的部件：柴油机，变速箱，减速箱。磨桶。根据老师要求我设计部分为变速箱。其工作原理采用的是滑移齿轮的变速原理。在花键轴上实现齿轮的横向移动，并与不同的齿轮啮合实现不同的减速比。采用的换挡装置为汽车换挡装置的简化版，在一个带有手柄的两个不同个滑块上安装不同的拨快。在不同的手柄位置实现不同的速度输出。手柄有五个工作位置，从而实现4个不同的速度。选择的联轴器为弹性柱销联轴器，能够使工作平稳可靠。选择的制动刹车装置能够有效的实现制动。其换挡齿轮系如下图。 其换挡装置的结构简图如下，其原理是根据汽车换挡装置改进而设计的，其工作原理如下：手柄可以再两个方向上摇动。带动位于箱体内的拨叉在导轨上移动。从而实现滑移齿轮的横向移动。2.2主要技术参数：所用齿轮的模数m=3 齿数 Z1=19 Z2=55 Z3=55 Z4=19 Z5=39 Z6=35 Z7=25 Z8=49 Z10=25 Z11=49压力角为20要求变速箱的最大减速比约为12 最小减速比约为2 中间减速比为6 反转减速比为6 其宽径比 Z1,Z2,Z7,Z8,Z10,Z11为0.25 Z3,Z4为0.28 Z5,Z6为0.2最大载物重为8000kg最大速度小于30m/s最小速度为3m/s. 其中心距为a=111mm 2.3 系统方案确定2.3.1 绞磨机的动作描述 绞磨机的变速箱换挡机构共有A、B、C、D四个档位，通过转换手柄选取。例如手柄在一工位是选择的是第一档得到的速度就是第一档的输送速度，当其正处于倒退档时候得到的是倒退档的速度。从而实现绞磨机的工作。而换挡手柄的工位总共有5个所有具有四个不同的速度输出。其手柄转动只能在两个平面内转动。其换挡原理与汽车换挡的原理基本相似。通过手柄带动滑移齿轮的横向移动。从而实现不同的速度比。在不同的工位都独立设有制动机构。这样能够保证齿轮啮合工作的稳定。2.3.2 滑移齿轮的分布方案1、 滑移齿轮的分布可以采取不同的分布形式。根据结构的紧凑要求选择最佳的齿轮分布；可供选择的方案如下： 这是本设计选择的方案 2、 第二供选择的方案如下 中间的两个小齿轮可以作为双联齿轮 这样就可以再轴的选择上得到简化。但是如此布局 ，滑移齿轮的横向移动就要求比较大。且其双联齿轮的宽度要求也得比较长 。这样对双联齿轮的空加工就要求比较高。这样箱体的体积也要比较大。所以放弃此设计。 3、 本设计选择的方案如下图所示此方案的轴2为滑移齿轮，轴4为制动器，轴1为输入轴，轴3为中间轴。滑移齿轮的横向移动在轴2即花键轴上移动。花键轴的材料可以选择较好的合金。本设计所选择的材料为40Cr。键的要求也较高 。所有选择的材料与齿轮相同。这样在轴较小的情况下满足轴的疲劳强度，弯扭合成强度的要求，也能够满足键的挤压强度，与剪切强度的要求。4 原动机选择 由于该绞磨机为野外施工的设备，考虑到动力的局限性。选择的动力机为柴油机。因为其要求的最大功率为4KW。考虑的绞磨机的动力损耗 。选择的柴油机为8.3KW的功率。额定转速为3600r/min.柴油机的输出连接的是变速箱。其通过的是离合器标准柴油机的功率由额定功率表示。所选电动机的额定功率应等于或大于工作要求的功率。所需电动机功率为 式中，为工作机实际需要的电动机输出功率，kW；为工作机需要的输入功率，kW；为电动机至工作机之间的传动装置的总效率。由设计要求磨桶所需输入功率为4kW，即为4kW。传动装置包括离合器，减速器，变速器。分别设其传动效率为。则总传动效率约为50%。齿轮啮合的传递效率为0.98.滚动轴承的专递效率为0.99.联轴器的传递效率为0.99，离合器的传递效率为0.98，磨桶的传递效率为0.97.根据所有的效率计算得到的总的效率=60% 则所需电动机功率为 =4/0.6=6.67Kw 所有选择的柴油机功率为8.3KW。 选择的柴油机为下图所示 其型号为188FB 四冲程直喷式其额定转速为3600rpm. 额定输出功率为8.3KW 自重为58-53KG3.齿轮的设计及校核3.1第一对齿轮的设计与校核 1第一对齿轮的设计及校核 选用精度等级 材料及齿数 材料选择为40Cr大小齿轮材料都为40C。调质后表面淬火 齿轮的硬度为48-55HRC 表面淬火变形不大。故精度等级为7级精度 2按齿面接触强度设计 1 ）确定公式内的各计算值 计算小齿轮的传递转矩 T1= =2.334*10000N.mm 选择齿轮宽度系数=0.25 查资料材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 查的=1100MPA 因为大小齿轮是选择的同一种材料 所以它们的接触疲劳极限值是相同所以 1100MPA 计算应力循环次数 设计寿命30年，一班制。 应力循环次数N=60njLh =60*3600*1*8*300*30 =1.55*1010 2 计算接触疲劳许用应力（失效率为1% 安全系数为S=1) 大小齿轮的分别为 大齿轮为=950MPA 小齿轮为 =1045MPA 其平均值为 =10175.5MPA 计算小齿轮的分度圆的直径d1t.代入接触疲劳应力的平 均值 d 1t41.2 计算圆周速度 V=7.75m/s 计算齿宽 b=0.25*42=16 齿高比b/h 模数m=1.17 齿高h=2.25*m=3.8mm 所以 3 3)计算载荷系数 根据V =7.75m/s与7级精度得得到=1.15, 查直齿轮的齿间载荷分布系数 查使用系数=1.5 用插值法查7级精度，小齿轮相对于轴承非对称布置时， =1.295 由3，=1.295的、可以由图表得到=1.19 故载荷系数为K=*=2.23 4)按实际载荷校系数校正所算得的分度圆直径 d1=49.3 计算模数 m=2.053 按齿根弯曲强度计算 弯曲强度计算公式为 确定公式内的计算参数 查小齿轮的弯曲疲劳强度极限 查大齿轮的弯曲疲劳强度极限 弯曲疲劳寿命系数 1)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力安全系数S=1.4 由公式得到 得到 =389.7MPA 计算载荷分布系数K. K=2.05 查齿形系数 查应力校正系数 比较大小齿轮的 计算小齿轮的=0.011 计算大齿轮的=0.01 所以小齿轮的数值较大所以由 得 m1.93 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数的大小主要决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力只与直径有关。所以取模数m=3齿数为Z1=19即满足弯曲疲劳强度又做到结构紧凑 满足设计要求 大齿轮的齿数为Z2=55 这样设计的齿轮传动。既满足齿面接粗疲劳强度又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 2）计算几何尺寸 计算分度圆直径 =19*3=57 计算中心距 计算齿轮的厚度 得到齿轮厚度为B1=16 B2=153.2 第四对齿轮的设计及其校核 1）选用精度等级 材料及齿数 材料选择为40Cr.大小齿轮材料都为40Cr。调质后表面淬火 齿轮的硬度为48-55HRC 表面淬火变形不大。故精度等级为7级精度 2）按齿面接触强度设计 1 确定公式内的各计算值 计算小齿轮的传递转矩 T1= T1=7*10000N.mm 选择齿轮宽度系数=0.25 查资料材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=1100MPA 因为大小齿轮是选择的同一种材料 所以它们的接触疲劳极限值是相同所以 =1100MPA 应力循环次数 设计寿命30年，一班制。 N1=60njLh=5.2*109 N2=2.6*109 2 计算接触疲劳许用应力（失效率为1% 安全系数为S=1) 大小齿轮的分别为 大齿轮为=950MPA 小齿轮为 =1045MPA 其平均值为 =10175.5MPA 计算小齿轮的分度圆的直径d1t.代入接触疲劳应力的平 均值 d 1t62 计算圆周速度 V=3.89m/s 计算齿宽 b=15.5 计算齿高比 模数m=2.21 齿高h=2.25*m=4.98mm =3.11根据V与7级精度得到=1.13查直齿轮的齿间载荷分布系数 查使用系数=1.5 用插值法查7级精度，小齿轮相对于轴承非对称布置时， =1.295 故载荷系数为K=2.19 由图表的=1.17 按实际载荷校正分度圆直径 计算模数的=2.052按齿根弯曲强度计算 确定公式内的计算参数 查小齿轮的弯曲疲劳强度极限 查大齿轮的弯曲疲劳强度极限 弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力安全系数S=1.4 由公式得到 得到 =389.7MPA 计算载荷分布系数K=1.983 计算大小齿轮的 小齿轮为=0.0109 大齿轮为=0.0101 小齿轮的数值较大 所以 =2.43 取模数m=3齿数为=25即满足弯曲疲劳强度又做到结构紧 凑 满足设计要求 大齿轮的齿数为=59 其分度圆直径为=Z7*m=75 d2=147 齿轮厚度 得=20 =184. 轴的设计及校核 4.1 对花键轴的校核。 1. 求轴上的功率P2，转速N2和转矩T3. 柴油机的输入功率为8.3KW.。其传递的效率经过一级齿轮，联轴器的传递。其得到的功率为P2=P*0.98*0.99*0.98=8.KW N2=32000*19/55=1200r/min T2=9550000P2/N2=63666.67N.mm 2. 求齿轮上的力 因已知低速机大出轮的分度圆直径为=3*55=165mm Ft=2T2/D2=385N Fr=Ft*tan=140N Fn=Ft/cos=409N 3 初步确定轴的最小直径 先按公式计算轴的最小直径。选取的材料为40Cr调制后表面淬火 先初步估算轴的最小直径 选取=100 由得 =100*0.188=18.8mm 轴的结构设计如上图所示： 在直径为30mm的轴段为轴承配合，在直径为32的轴段为齿轮配合。在直径为36的轴段为花键配合。 其选择的轴与齿轮轮毂的配合为其齿轮啮合受力简图如下所示 载荷水平面H垂直面V 支反力F1=278N F2=291N F1=128.72N F2=1025N 弯矩M1=9370N.mmM2=13685N.mmM1=45045N.mm M2=35875N.mm 总弯矩M1=46009N.mmM2=38396N.mm 扭矩T=63666.67N.mm 其轴承与轴的的受力如上表所示 其在空间上受力分布如上图所示 其弯扭合成图示如下图所示 其有效应力集中系数为 4. 按弯扭合成应力校核轴的强度。 进行校核时候，通常只校核危险截面的强度。根据表中的数据和轴的单向旋转。扭转切应力为脉动循环应力。取=0.6轴的计算应力为ca=74541/W=74541/4413=16.8Mpa选择的材料为40Cr调制后表面淬火其-1=355Mpa因此安全 5 .精确校核轴的疲劳强度 判定危险截面 距离滚动轴承37.5mm处的截面为危险截面，因为小齿轮的受力较大且此处为花键轴。（1） 在此截面左侧 抗弯曲截面系数W=4413mm3 抗扭矩截面系数Wt=8826mm3 (3) 截面左侧的弯矩为M1=46009N.mm截面左侧的扭矩为T=63666.67N.mm其弯曲应力为=46009/4413=10.4Mpa=7.21Mpa材料为40Cr查的其抗拉强度为735Mpa 弯曲疲劳强度430Mpa 剪切疲劳强度200Mpa k=1.62 k=2.47(矩形齿） =0.2-0.3=0.1-0.15=2 于是计算的值 得到 =355/1.62*3+0.12*0=73 得到=21.1 所以是满足要求的其轴的工作图如下 4.2第三根轴的设计与校核 1.求第三根轴的输入功率P,转速N,转矩T P=P*=8.3*0.876=7.27kw 转速n=3600/6=600r/min 转矩T=955000P/n=57300N.mm 2.求作用在齿轮上的力 已知低速级小齿轮的分度圆直径为d=mz=3*25=75 =2010.5N =731.76N =2139N 3 初步确定轴的最小直径 先按公式计算轴的最小直径。选取的材料为40Cr调制后表面淬火 先初步估算轴的最小直径 选取=100 由得 =18.27mm 轴的结构设计如上图所示： 4求轴上的载荷 首先确定载荷的位置与大小 其受力的图示如下图所示 其齿轮啮合受力简图如下所示 载荷水平面H垂直面V 支反力F1=-1198N F2=344N F1=358N F2=67N 弯矩M1=-52113N.mmM2=54352N.mmM=15573N.mm M2=-10586N.mm 总弯矩M1=54390N.mmM2=55373N.mm 扭矩T=57300N.mm其受力的载荷分析图如下 最下 方的是力矩图示 按弯扭合成强度校核轴的强度 进行校核是 通常指校核危险截面。根据表上的数据和轴的旋转。弯扭切应力为脉动循环应力取 轴的计算应力为=15.2MPa 选择的材料为40Cr调制后表面淬火其-1=355Mpa因此安全 .5精确校核轴的疲劳强度 判定危险截面 距离滚动轴承43.5mm处的截面为危险截面，因为小齿轮的受力最大。（2） 在此截面左侧 抗弯曲截面系数W=4665mm3 抗扭矩截面系数Wt=9331mm3 (3) 截面左侧的弯矩为M1=54390N.mm 截面左侧的扭矩为T=573007N.mm其弯曲应力为=11.65Mpa=6.14Mpa材料为40Cr查的其抗拉强度为735Mpa 弯曲疲劳强度430Mpa 剪切疲劳强度200Mpa k=1.62 k=2.47(矩形齿） =0.2-0.3=0.1-0.15=2 于是计算的值 得到 =20.12 得到=11.05 =9.121.5 所以此轴的设计满足要求 5 滚动轴承选用及其校核 5.1 花键轴上滚动轴承选择校核 根据轴上零件的分布和轴承的强度要求 适选用的轴承型号为6306并对其进行校核 其转速为1200r/min 预计寿命要求连续工作10年 所以=5*300*8=24000h 因为没有轴向载荷所以所以X=1 Y=0 计算器当量载荷P P=fp(XFr+YFa) 取fp=1.5 所以其当量载荷为 P=fp(XFr+YFa)=1.5*1065=1597.5N 求轴承应有的额定基本动载荷 =3277N 此轴承的基本额定载荷C0=15.2KN CC0 所以轴承为合格要求。 滚动轴承润滑方式的选择 由于绞磨机轴上滚动轴承安装与轴支座中，考虑到脂润滑形成的润滑膜强度高，能承受较大载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间，所以选用脂润滑。 5.2第三对轴承的选择与校核 根据轴上零件的分布和轴承的强度要求 适选用的轴承型号为6306并对其进行校核 其转速为600r/min 预计寿命要求连续工作10年 所以=5*300*8=24000h 因为没有轴向载荷所以所以X=1 Y=0 计算器当量载荷P P=fp(XFr+YFa) 取fp=1.5 所以其当量载荷为 P=fp(XFr+YFa)=1.5*1890=2835N 求轴承应有的额定基本动载荷 =12000N 此轴承的基本额定载荷C0=15.2KN CC0 所以轴承为合格要求。 滚动轴承润滑方式的选择 由于绞磨机轴上滚动轴承安装与轴支座中，考虑到脂润滑形成的润滑膜强度高，能承受较大载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间，所以选用脂润滑6 键的选择及其校核 6.1花键轴的键的选择键的连接其选择为40Cr的材料。 其键的类型为普通平键 在花键轴上也连接轴与齿轮的键 其配合选择为花键N=8 其强度可以根据其最小的轴计算 得到先按公式计算轴的最小直径。选取的材料为40Cr调制后表面淬火 先初步估算轴的最小直径 选取=100 由得 =100*0.188=18.8mm 应为选择的轴的最小直径为32且远远大于18.8 所以选择的轴合格 其键也认为合格。 属于干式离合器的键，。其属于变速箱的轴的键型选择 公称尺寸为 b*h=10*8 轴的键槽深度t=5 极限偏差为上偏差为0.2 下偏差为0 榖的键深度t1公称尺寸为3.3 极限上偏差为0.2 下偏差为0 半径最大为0.40 最小为0.25 选择键的长度为L=45mm 在第二根轴上 应为连接齿轮与轴 且要求较紧的连接所有的公差都为P9 选择的键的公称尺寸为b*h=10*8 轴的键槽深度t=5 极限偏差为上偏差为0.2 下偏差为0 榖的键槽深度t1公称尺寸为3.3 极限上偏差为0.2 下偏差为0 半径最大为0.40 最小为0.25 选择键的长度为L=20mm 其两侧面的表面粗糙度值去Ra=1.6 其上下表面的粗糙度选择为Ra=6.3 第三根轴上选择的键1 在第二根轴上 应为连接齿轮与轴 且要求较紧的连接所有选择的公差都为P9 选择的键的公称尺寸为b*h=12*8 轴的键槽深度t=5 极限偏差为上偏差为0.2 下偏差为0 榖的键槽深度t1公称尺寸为3.3 极限上偏差为0.2 下偏差为0 半径最大为0.40 最小为0.25 选择键的长度为L=45mm 其两侧面的表面粗糙度值去Ra=1.6 其上下表面的粗糙度选择为Ra=6.3 第三根轴上选择的键2 在第二根轴上 应为连接齿轮与轴 且要求较紧的连接所有宣州的公差都为P9 选择的键的公称尺寸为b*h=10*8 轴的键槽深度t=5 极限偏差为上偏差为0.2 下偏差为0 榖的键槽深度t1公称尺寸为3.3 极限上偏差为0.2 下偏差为0 半径最大为0.40 最小为0.25 选择键的长度为L=28mm 其两侧面的表面粗糙度值去Ra=1.6 其上下表面的粗糙度选择为Ra=6.3销连接 选用的销连接 销连接选择的是定位销 在机座与机盖的连接处螺栓连接外，加上销的定位，便于加工。 在制 动器上选择的销连接，也是属于定位功能。选择的是开尾圆锥销。其适用于有冲击，振动的场合。 选择的销的型号为A型：GB/T117 660 材料为35钢， 热处理硬度为28-38HRC，表面氧化处理 在制动器的轴上有键连接 选择的在轴上 应为连接 制动盘与轴 且要求较紧的连接所有的公差都为P9 选择的键的公称尺寸为b*h为10*8 轴的键深度t=5 极限偏差为上偏差为0.2 下偏差为0 榖的键深t1公称尺寸为3.3 极限上偏差为0.2 下偏差为0 半径最大为0.40 最小为0.25 选择键的长度为L=20mm 其两侧面的表面粗糙度值去Ra=1.6 其上下表面的粗糙度选择为Ra=6.校核第三根轴上的键 轴与轮轴之间的键连接，主要是传递运动和转矩，故采用圆头平键连接，由齿轮孔径为38mm，查7表6-（P106）得键的截面尺寸为键宽b键高h=10mm8mm，又考虑到车轮宽度为36mm，故选用键长L=28mm。现在对键进行校核。 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键的强度条件为 式中，传递的转矩，由计算得=191； 键与轮毂键槽的接触高度，=0.5h=0.58mm=4mm； 键的工作长度，圆头平键=Lb=2810=18mm; 轴的直径，=36mm； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查的40Cr的许用疲劳应力为得=200。计算=147MPa=147MPa故键的强度满足设计要求。7 箱体的结构及其参数 7.1箱体的结构 箱体的结构有箱座 箱盖 侧盖等结构 整个箱做事铸造的箱体的整个形状近似为正立方体 没有设置筋板，侧面整个为37mm厚。正面为12mm厚 7.2 箱体的结构参数 铸件变速器器箱体的尺寸设计名称符号数值mm机座壁厚12机盖壁厚10机座凸缘厚度b37机盖凸缘厚度b137机座底凸缘厚度p25地脚螺栓数目N4地脚螺栓直径D16轴承旁连接螺栓直径d116机盖与机座连接螺栓直径d26轴承端盖螺钉直径d36定位销直径d16轴承端盖外径D248大齿轮与机座的距离l8小齿轮与机座的距离l8轴承端盖厚度e8机座与机盖的螺钉开槽盘头螺钉d458 制动器的选择 8.1制动器的选择 本设计选择的制动器为超越制动器 安装在变速箱内，其结构如下图所示： 其工作原理是利用螺纹齿轮的轴向移动来实现磨擦盘的夹紧，从而实现其制动的功能。在其反向运功时候。再经过其轴向运动实现摩擦盘的松动，从而实现它的反转。完成其整个的功能。下图为其制动盘的截面视图：如图所示其利用的是滚柱的楔紧的原理。9 离合器的选择 9.1摩擦离合器 本设计选择的离合器为摩擦离合器 它有锥盘式，单盘式，多盘式。 锥盘式的特点为，结构简单，可以平稳的结合，在相同直径及传递相同转矩的调件下比盘式离合器要求的轴向结合力小，易于散热，但是启动惯性大、锥盘轴向移动困难。 单盘式离合器的结构简单，在制动盘的一侧i或两侧嵌有摩擦衬面，主动与被动盘结合通常由弹簧提供压紧力。 所以本设计选择的是锥盘式离合器。