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（说明书）中心高为200mm专用车床主轴箱设计【题目4】.doc
中心高为200mm专用车床主轴箱设计【3kw 1500转 主轴转速150 250 350 450】【含CAD图纸、说明书】
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中心高为200mm专用车床主轴箱设计【3kw
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心高
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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985机械制造装备设计设计题目：中心高为200mm专用车床主轴箱设计【题目4】学生姓名班级学号 成绩指导教师(签字)目录第1章 绪论1第2章 设计目的12.1 已知条件12.2 车床参数和电动机的选择12.3 确定转速级数1第3章 运动设计23.1 拟定传动方案23.2 确定结构式23.3 拟定结构网图33.4 确定转速图33.5 确定各变速组传动副齿轮齿数33.6 绘制传动系统图5第4章 动力设计74.1 带传动设计74.1.1计算设计功率Pd74.1.2选择带型74.1.3确定带轮的基准直径并验证带速84.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角94.1.5确定带的根数z104.1.6确定带轮的结构和尺寸104.1.7确定带的张紧装置104.1.8计算压轴力104.2 确定计算转速124.3 齿轮传动设计124.4 主轴设计计算及校核144.5 主轴的校核16第5章 主轴箱结构设计及说明195.1 结构设计的内容、技术要求和方案195.2 展开图及其布置195.3变速操纵机构的选择195.4 轴承的校核195.5 键的选用及其强度校核225.6 轴承的选用及校核255.7 键的选用及校核27第6章 轴承端盖设计28第7章 箱体的结构设计287.1 箱体材料287.2 箱体结构28第8章 润滑与密封298.1 润滑设计298.2 润滑油的选择30总结31参考文献31 第1章 绪论主传动系统的设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要从机床的级数入手，与结构式，结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择主传动配合件对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑、与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务。本次突出了机构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则拟定结构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度要求的同时材料的选择也应采用折中的原则，不选择过高强度的材料从而造成浪费。第2章 设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。2.1 已知条件主要技术参数题目主电动机功率P/kW3主电动机n电/(r/min)1500n1150n2250n3350n44502.2 车床参数和电动机的选择此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为3KW,选择电动机的型号为Y112M-4，电动机具体数据如下表所示：电动机参数表电动机信号额定功率满载转速级数同步转速Y100L2-43KW1420r/min4级1500r/min2.3 确定转速级数主动电动机功率P=3kw,主电机,，根据文献1表1-5选取公比，标准转速数列为150、190、236、300、375、475，重新取定，。变速范围，级数，参考指导书，确定公比：，取Z=6。第3章 运动设计3.1 拟定传动方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。3.2 确定结构式由于设计转速之间不存在标准公比，故设计时设计成6级转速；有两种方案可以选择：（1） （2） 根据传动副较多的变速组安排在前面，传动副较少的变速组安排在后面的原则，选择（1）方案。在降速中为了防止降速过快而导致齿轮径向尺寸增大，常限制最小传动比 ；在升速时为了防止过大的噪声和震动，常限制最大传动比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动轴的变速范围小的原则选择结构网。并且在一般情况下，应尽量使基本组安排在传动顺序最高的位置，使传动件的转矩也较小。从而确定结构网如下：根据“前多后少” 、“前紧后松” 、“前慢后快” 原则确定结构式为6=3123。3.3 拟定结构网图图3.1 结构网图3.4 确定转速图3.5 确定各变速组传动副齿轮齿数确定齿轮齿数的原则和要求：齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐100200.最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数18；受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820；齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%，即：%-要求的主轴转速；-齿轮传动实现的主轴转速；齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表3-9中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据表3-4（机械制造装备设计主编赵雪松、任小中、于华）查得传动组a:由，时： 57、60、63、66、69、72、75、78时： 63、65、67、68、70、72、73、77时： 58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：28、32、36。于是，；齿轮I轴齿数28323672轴齿数444436传动组b：由，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 90，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为：30、45。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：30、45。齿轮轴齿数304590轴齿数60453.6 绘制传动系统图 35第4章 动力设计4.1 带传动设计输出功率P=3kW，转速n1=1420r/min,n2=750r/min4.1.1计算设计功率Pd表4 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。根据算出的Pd3.3kW及小带轮转速n11420r/min ，查图得：d d=80100 mm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3. 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=190mm 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F0140.62N，上面已得到=166.94o，z=3，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 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 24 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 4 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7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图7-6d。（a） （b） （c） （d）图7-6 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 确定计算转速（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=190r/min，取190 r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=300r/min 轴2=475 r/min，轴1=750r/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 7504753004.3 齿轮传动设计1.确定模数：（1）-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：其中：为大齿轮的计算转速；Z为大齿轮齿数； mj=16338 模数取和中较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=3； (2) -轴：按齿轮弯曲疲劳计算：其中：为大齿轮的计算转速；Z为大齿轮齿数； mj=16338 模数取和中较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=3.0； (3)-轴： 按齿轮弯曲疲劳计算：其中：为大齿轮的计算转速；Z为大齿轮齿数； mj=16338 模数取和中较大值。故齿轮模数因取m=3.5；变速组-轴-轴-轴模数m4452.确定齿宽： 由公式得：第一套啮合齿轮 第二套啮合齿轮 第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。3.确定齿轮参数：标准齿轮参数：从机械原理表5-1查得以下公式齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见下表： 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1齿数2743分度圆直径108172齿顶圆直径116180齿根圆直径98162 齿宽2424 第一扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z2Z2Z3Z3Z4Z4齿数363632402844分度圆直径144144128160112176齿顶圆直径152152136168120184齿根圆直径134134118150102166 齿宽242424242424第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z5Z5Z6Z6齿数45453060分度圆直径225225150300齿顶圆直径235235160310齿根圆直径212.5212.5137.5287.5齿宽242424244.4 主轴设计计算及校核主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。1.主轴前后轴颈直径的选择：主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考表3-7选取。中心高为200mm专用车床，P=3KW查机械制造装备设计表3-7，前轴颈应,初选,后轴颈取。2.主轴内孔直径的确定：很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证d/D 0.7。取；经计算选取内孔直径d=40mm。3.主轴前端伸长量a:减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度;取a=100mm。4.支撑跨距L: 最佳跨距；取值合理跨距；取值。5.主轴刚度校验：机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值。支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变形一般较小，故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图： 在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算；切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。 则： 当量切削力的计算： 主轴惯性矩式中：因为；所以可知主轴前支撑转角满足要求。4.5 主轴的校核（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：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：第5章 主轴箱结构设计及说明5.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一0般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1 布置传动件及选择结构方案。2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。5.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。5.3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。5.4 轴承的校核5.4.1 轴上轴承的校核已知轴上的两个轴承为圆锥滚子轴承30205，其额定动载荷为，两轴承的径向载荷为，轴向载荷为，。两个轴承的当量动载荷为： 根据参看文献4表13-5和13-6知，式中。根据参看文献4式（13-5a），有 式中。对于两个轴承，有 故，满足使用寿命。5.4.2 轴上轴承的校核已知该轴上使用了一个双列圆柱滚子轴承NN3006E（其额定动载荷为）和两个圆锥滚子轴承30205（其额定动载荷为）。对于双列圆柱滚子轴承，其径向载荷为，轴向载荷为；对于圆锥滚子轴承，其径向载荷为，轴向载荷为。另一个圆锥滚子轴承的力时通过轴传递的，则径向载荷与轴向载荷分别为，。三个轴承的当量动载荷为： 根据参看文献4表13-5和13-6知，式中，。根据参看文献4式（13-5a），有 式中。对于三个轴承，有 故，满足使用寿命。5.4.3 轴上轴承的校核已知该轴上的两个轴承为圆锥滚子轴承30207，其额定动载荷为，两轴承的径向载荷为，轴向载荷为，。两个轴承的当量动载荷为： 根据参看文献4表13-5和13-6知，式中。根据参看文献4式（13-5a），有 式中。对于两个轴承，有 故，满足使用寿命。5.4.4 主轴上轴承的校核已知主轴的计算转速为。主轴所承受齿轮的载荷不大，一般情况下轴承寿命满足条件。由于主轴传动要求平稳且具有一定的刚度要求，所以该轴使用的三个轴承为双列圆柱滚子轴承（NN30103E-额定动载荷为；NN30106E-额定动载荷为）和单列圆柱滚子轴承（N214E-额定动载荷为）。5.5 键的选用及其强度校核5.5.1 轴上键的选用及其强度校核（1） 轴与带轮之间采用平键连接 轴径，所传递的扭矩。 选用圆头普通平键（A型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。（2） 轴与齿轮之间采用平键连接 轴径，所传递的扭矩。 选用平头普通平键（B型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。5.5.2 轴上键的选用及其强度校核 轴径，所传递的扭矩。 轴与齿轮之间采用花键连接，其尺寸为。工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（为载荷分配不均系数，与齿数有关，一般取；为花键齿数；为花键侧面的工作高度；为花键的平均直径）。 故，键选用适合。5.5.3 轴上键的选用及其强度校核（一）轴与固定齿轮连接处采用平键连接 轴径，所传递的扭矩。 选用平头普通平键（B型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。（二）轴与滑移齿轮连接处采用花键连接 轴径，所传递的扭矩。 轴与齿轮之间采用花键连接，其尺寸为。工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（为载荷分配不均系数，与齿数有关，一般取；为花键齿数；为花键侧面的工作高度；为花键的平均直径）。 故，键选用适合。5.5.4 主轴上键的选用及其强度校核 主轴与固定齿轮连接处采用平键连接，轴径，所传递的扭矩。 选用平头普通平键（B型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。5.6 轴承的选用及校核1】各传动轴轴承选取的型号：主轴 前支承： NN3018K 型 圆锥孔双列圆柱滚子轴承:9014037；后支撑：352212 双列圆锥滚子轴承:6011066；轴 带轮处：308 深沟球轴承轴409023；轴与箱体处：305 GB276-89:256217；齿轮：7305C 角接触轴承GB292-83:255215； 轴 前、后支承：7306E 圆锥滚子轴承GBT297-84 :307219； 轴 前、后支承：7308E 圆锥滚子轴承GBT297-84 :409023；2】各传动轴轴承的校核：假定：按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，T=48000h。依据机械设计轴承校核公式如下：轴轴承校核：已知选用轴承为：深沟球轴承 305 GB276-89:256217；基本额定动载荷；由于该轴的转速为定值710r/min；依据设计要求应对轴末端轴承进行校核。最小齿轮直径；轴传递转矩齿轮受到的切向力齿轮受到的轴向力齿轮受到的径向力因此轴承当量动载荷因此该轴承符合要求，选取合适。同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取均合适。5.7 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。第6章 轴承端盖设计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7.1 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。7.2 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。 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
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