设计主轴箱部件设计说明书[P=4(5.5)kw 转速1120 25 公比1.41]

课程设计主轴箱部件院 系：机械工程学院专 业：机械设计制造及其自动化专业班 级：学 号：姓 名：指导老师： 日 期： 目 录目 录3第1章 机床用途、性能及结构简单说明1第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析22.1车床主参数和基本参数22.2 确定传动公比22.3拟定参数的步骤和方法22.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin22.3.2 主轴的极限转速3第3章 运动设计43.1 主电机功率动力参数的确定43.2确定结构式43.3 确定结构网53.4 绘制转速图和传动系统图63.5 确定各变速组此论传动副齿数73.6 核算主轴转速误差8第4章 设计部分的动力计算84.1 带传动设计84.1.1计算设计功率Pd84.1.2选择带型94.1.3确定带轮的基准直径并验证带速104.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角104.1.5确定带的根数z114.1.6确定带轮的结构和尺寸114.1.7确定带的张紧装置124.1.8计算压轴力124.2 计算转速的计算134.3 齿轮模数计算及验算144.4 传动轴最小轴径的初定194.5 主轴合理跨距的计算20第5章 摩擦离合器(多片式)的计算22第6章 主要零部件的选择246.1电动机的选择246.2 轴承的选择246.3变速操纵机构的选择246.4 轴的校核246.5 轴承寿命校核276.6 键的选用及校核：286.7轴承端盖设计28第7章 箱体的结构设计30第8章 润滑与密封31第9章 主轴箱结构设计及说明329.1 结构设计的内容、技术要求和方案329.2 展开图及其布置32结束语34参考文献35 3第1章 机床用途、性能及结构简单说明机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。36第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析2.1车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：原始数据：主要技术参数题目主电动机功率P/kw4/5.5最大转速1120最小转速25公比1.412.2 确定传动公比根据【1】公式（3-2）因为已知 ，=1.41Z=+1=12根据【1】表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41因为=1.41=1.06，根据【1】表3-6标准数列。首先找到最小极限转速50，再每跳过5个数（1.261.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列： 25,35.5,50，71，100，140，200，200，400，560，800，11202.3拟定参数的步骤和方法2.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：允许的切速极限参考值如下：表 2.1加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔382.3.2 主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速应为结合题目条件，取标准数列数值，取考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：25,35.5,50，71，100，140，200，200，400，560，800，1120第3章 运动设计3.1 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW/5.5KW可选取电机为：Y112M-4额定功率为4KW，满载转速为1440r/min.3.2确定结构式可以按照Z=12进行分配已知Z=x3ba，b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：a）12=3 b）12=43 c）12=3 d）12=212=2在上述的方案中1和2有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。3，4，5方案可根据下面原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3的方案为好。在12=2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。1）传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比1/4。在升速时，为防止产生过大的震动和噪声，常限制最大传动比。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的，安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近极限传动比的齿轮副承受最大扭矩，在结构设计上可以获得较为满意的处理。这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综合上述可得：主传动部件的运动参数 ，=25，Z=12，=1.413.3 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.414=3.958 满足要求 图3.1 结构网3.4 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图：图3.2 转速图（3） 画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)3.5 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-124,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-24,m4 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1824,齿数和Sz100124，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表3-1。 表3-1 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:11:21:1.411:11:2.82:11：4代号ZZZZZZZZZ5Z5ZZZ7Z7齿数3030 204025354242 2262603018723.6 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即10(-1)=4.1第4章 设计部分的动力计算4.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=560r/min4.1.1计算设计功率Pd表4-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即4.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图4-1 V带型功率转速图根据算出的Pd4.4kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。4.1.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表4-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。4.1.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。4.1.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表4-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图4-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图4-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图4-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图4-2d。（a） （b） （c） （d）图4-2 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）4.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=125r/min，取140r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=180r/min 轴2=180 r/min，轴1=355r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表4-6。表4-6 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 800400400（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上其中只有140r/min传递全功率，故Zj=140 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表4-7。 表4-7 齿轮副计算转速序号ZZZZZn8004004004001404.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16338=16338mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=1524转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系数；齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：工作期限 ， =； =3.49=1.8=0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94=1.80.84 0.90 0.72=0.99 时，取=，当时，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；24热处理S-C59 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取m=3mm3-4轴由公式mj=16338可得mj=3.4mm，取m=3.5mm由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取：表4-8 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 333.5（2） 基本组齿轮计算。表4-9 基本组齿轮几何尺寸表齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数303025352040分度圆直径90907510560120齿顶圆直径96968111166126齿根圆直径82.582.567.597.552.5112.5 齿宽242424242424 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB246HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=4kW; -计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=24（mm）; z-小齿轮齿数；z=20; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）第一扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 表4-10扩大组齿轮几何尺寸表齿轮Z4Z4Z5Z5齿数42422262分度圆直径12612666186齿顶圆直根圆直径118.5118.558.5178.5齿宽24242424（4）第二扩大组齿轮计算。表4-11 扩大组齿轮几何尺寸表齿轮Z6Z6Z7Z7齿数60301872分度圆直径21010563252齿顶圆直径21711270259齿根圆直径201.2596.2554.25243.25齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB246HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 4.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表4-12。 表4-12 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径mm35404.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=4kw，根据【1】表3.24，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=124mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=424.44N.m设该机床为车床的最大加工直径为250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取75%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1242.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第5章 摩擦离合器(多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）； Mn955/95530.98/8001.28（Nmm）; Nd电动机的额定功率（kW）； 安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）； 从电动机到离合器轴的传动效率； K安全系数，一般取1.31.5； f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表2-15，取f=0.08； 摩擦片的平均直径（mm）; =（D+d）/267mm; b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的许用压强（N/）；1.11.001.000.760.836 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表2-15，取1.1； 速度修正系数 n/6=2.5（m/s） 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16，取1.00； 接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17，取1.00； 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取0.40.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.30.5（mm）,淬火硬度达HRC5262。图5.1 多片式摩擦离合器第6章 主要零部件的选择 6.1电动机的选择转速n1420r/min，功率P4kW选用Y系列三相异步电动机 6.2 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C6.3变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。6.4 轴的校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下：a主轴的前端部挠度b主轴在前轴承处的倾角c在安装齿轮处的倾角(2)计算如下：前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450mm.当量外径 de=主轴刚度：因为di/de=25/285=0.0880.7,所以孔对刚度的影响可忽略；ks=2kN/mm刚度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定（a） 主轴的前端部挠度（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角E取为，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如下所示 6.1：图6.1 主轴载荷图由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）,，计算（在水平面）,，合成：6.5 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析图6.2 轴受力分析图得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。6.6 键的选用及校核：轴上的键的选用和强度校核：轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=48mm；齿轮快厚度L=78.5mm；传递扭矩；选用A型平键，初选键型号为，。查机械设计表7-9得。由机械设计式（7-14）和式（7-15）得由上式计算可知挤压强度满足。由上式计算可知抗剪切强度满足。主轴上的键的选用和强度校核主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=80mm；齿轮快厚度L=95mm；传递扭矩；选用A型平键，由于主轴空心所以选择键，。查机械设计表7-9得。由机械设计式（7-14）和式（7-15）得由上式计算可知挤压强度满足。由上式计算可知抗剪切强度满足。6.7轴承端盖设计图6.3 轴承端盖参照机械设计及机械制造基础课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用HT150，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，如图所示：(依据该参数设计各轴承端盖，详见装配图纸图案) 第7章 箱体的结构设计1 、箱体材料箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。2 、箱体结构1、箱体结构设计要点（1） 根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。（2） 依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。（3） 根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。（4） 附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。表7.1 箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚15主轴左侧凸缘厚73箱座凸缘厚32主轴右侧凸缘厚37外箱壁至轴承端面距离齿轮顶圆与内箱壁距离18齿轮端面与内箱壁距离102、铸造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工艺性。3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。4、装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。第8章 润滑与密封1、润滑设计（1） 普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。（2） 飞溅润滑要求贱油件的圆周速度为0.68米/秒，贱油件浸油深为1020毫米（不大于23倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。（3） 进油量的大小和方向回油要保证畅通，进油方向要注意角接触轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标，一边及时检查润滑系统工作情况。（4） 放油孔应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。（5） 防止或减少机床漏油 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。 轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙11.5毫米。 主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为35毫米。2、润滑油的选择 润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。润