最大加工直径250的普通车床的主轴箱部件设计【功率4,转速1600,50公比1.41】.docx

目录一设计目的1二普通车床主动传动系统参数的拟定11已知条件12车床参数和电动机的选择13确定转速级数14车床的规格2三运动设计21. 拟定传动方案22. 确定结构式23. 设计结构网34. 确定各轴转速45确定转速图56. 确定各变速组传动副齿轮齿数57绘制传动系统图7四动力设计71. 带传动设计72. 齿轮传动设计103. 轴的设计与校核144. 主轴主要结构参数的确定215. 片式摩擦离合器的选择和计算246轴承的选用及校核267键的选用及校核27五轴承端盖设计28六箱体的结构设计291箱体材料292箱体结构29七润滑与密封301润滑设计302润滑油的选择31八总结32九参考文献33一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。二普通车床主动传动系统参数的拟定1已知条件最大加工直径为D=250mm； 主轴最高转速nmax=1600r/min，最低转速nmin=50r/min； 电动机的功率为4KW。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4KW,选择电动机的型号为Y112M-4，电动机具体数据如下表所示：电动机参数表表2-1电动机信号额定功率满载转速级数同步转速Y112M-44KW1440r/min4级1500r/min3确定转速级数根据任务书提供的条件，可知传动公比=1.41。变速范围Rn=nmaxnmin=160050=32则有： Z=lgRnlg+1=lg32lg1.41+1=11由此可知机床主轴共有11级。因为=1.41=1.066，根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速50，再每跳过5个数（1.411.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：50r/min、71r/min、100r/min、140r/min、200r/min、280r/min、400r/min、560r/min、800r/min、1120r/min、1600r/min。4车床的规格根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数：车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表表2-2最大加工直径最高转速nmax(r/min)最低转速nmin (r/min)电机功率P(KW)公比转速级数Z25016005041.4111三运动设计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。2. 确定结构式11=322-1由Z=12可得： 11=232-111=223-1主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为：11=322-1；由12=322传动式可得4种结构式和对应的结构网。分别为：11=312325-1；11=322521-1； 11=312523-1；11=322125-1；依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为 ：11=312325-1；3. 设计结构网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进径向尺寸过大，常限制最小传动比， imin1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比imax2，斜齿轮比较平稳，可取imax2.5，故变速组的最大变速范围为Rmax=imax/ imin810。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示： 系统结构网图图3-1检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：R主max=u主maxu主min=20.25=8R2=X2（P2-1）=1.4152-1=5.57.分配总降速变速比总降速变速比i=nmin/nd =50/1400=0.0357由电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。2.确定传动轴数变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。3.确定各轴转速在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、(主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由(主轴）开始，确定、轴的转速。已知各级转速如下：1600、1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50r/min。先来确定轴的转速变速组c 的变速范围为5=1.415=5.57Rmax，故两个传动副的传动比是： iC1=1/3 、iC2=2/1；结合结构式，初定轴的转速为：140、200、280、400、560、800。确定轴的转速变速组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取ib1=1/3 =1/2.8 、ib2=1/1； 轴的转速确定为：400、560、800。定轴的转速 对于轴，其级比指数为1,确定轴转速为800；电动机与轴的定变传动比i=1440/800=1.8；5确定转速图转速图图3-26. 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： 为保证主轴结构紧凑，两轴间相互啮合的一对齿轮的齿数和Sz不大于100120； 为保证齿轮不产生根切，直齿轮zmin=17； 为保证齿轮有足够的强度，齿轮槽槽底与孔壁间或键槽间壁厚大于2mm； 为保证三联滑移齿轮的顺利滑移，其最大和次大两齿轮齿数应大于4； 为保证主轴转速误差不致过大，由传动比误差所造成的主轴转速相对误差一般不应超过10（-1）%。即： n理-n实n理10-1%-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、带轮直径。对于定比传动的齿轮齿数和带轮直径，可依据机械设计手册推荐的计算方法确定。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Sz及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表2-8中选取。根据表2-8（机械制造装备设计主编关慧珍）查得 变速组a；变速组a有三个传动副，其传动比分别是：ua1=1，ua2=1/1.41,ua3=1/2。ua1=1 Sz=,56,58,60,62,64,66,68,70,72,74,76,ua2=1.41 Sz=,55,58,60,63,65,67,68,70,72,73,75,ua2=2 Sz=,54,57,60,63,66,69,72,75,78,81,84,可取Sz=72,于是可得轴齿轮齿数分别为：36、30、24。于是ua1=36/36，ua2=30/42,ua3=24/48。变速组a表3-1齿轮I轴齿数36302472轴齿数364248 变速组b：变速组b有两个传动副，其传动比分别是：ub1=1，ub2=1/1.413。ub1=1 Sz=, 60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80ub2=2.82 Sz=,61,65,68,69,72,73,76,77,80,81,84,可取Sz=80，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为：40,21。于是ub1=40/40, ub2=21/59，得轴上两齿轮的齿数分别为：40、59。变速组b表3-2齿轮轴齿数402180轴齿数4059 变速组c:变速组c有两个传动副，其传动比分别是：uc1=2，uc2=1/1.413。uc1=2 Sz=,98,101,102,104,105,107,108,110,111,113uc2=2.82 Sz=,95,97,102,103,104,106,107,108,110,111取Sz=102， uc1=2为升速传动，取轴齿轮齿数为34；uc2=1/1.413为降速传动，取轴齿轮齿数为27。于是uc1=68/34, uc2=27/75，得轴上两齿轮的齿数分别为：34、27。变速组c表3-3齿轮轴齿数6827102轴齿数34757绘制传动系统图传动系统图图3-2四动力设计1. 带传动设计 V带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n1=1440r/min,传递功率P=4kW,传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。(1)确定计算功率：由机械设计表8-7工作情况系数KA查得KA=1.2。由机械设计公式（8-21）得：Pca=KAP=1.24=4.8(kW)式中：Pca计算功率，kW；KA工作情况系数；P电动机额定功率 ，kW。因此根据Pca、n1由机械设计图8-11普通V带轮选型图选用A型。(2)确定带轮的基准直径 dd1、dd2带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径dd1不宜过小，即dd1ddmin=75mm。查机械设计表8-9、图8-11和表8-7取主动小带轮基准直径dd1=125mm。由机械设计公式(8-15a)得式：dd2=n1n2dd11-式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。故：dd2=1440800125(1-0.02)=220.5mm由机械设计表8-9取圆整为224mm。(3)验算带速度v，按机械设计 式（8-13）验算带的速度v1=dd1n1601000ms=1251440601000ms=9.42ms所以5msv125 ms，故带速合适。(4)初定中心距a带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据机械设计经验公式（8-20）初定中心距a0。0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(125+224)a02(125+224)即：244.3a0698； 取a0=600mm.(5) 计算相应的带长Ld0由机械设计公式（8-22）计算带轮的基准长度：Ld02a0+2dd1+dd2+(dd2-dd1)24a0代入数据为：Ld02600+2125+224+(224-125)24600=1752.29mm由机械设计表8-2，圆整到标准的基准长度Ld，取整为Ld=1750mm(6)计算中心距a及其变动范围 按机械设计公式（8-23）传动的实际中心距近似为aa0+Ld-Ld02=600+1750-1752.292=598.86mm考虑带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围如下： amin=a-0.015Ldamax=a+0.03Ld amin=598.86-0.0151750=572.61mmamax=598.86+0.031750 =651.36mm (7)验算小带轮上的包角根据机械设计公式（8-25） 1180-(dd2-dd1)57.3a =180-224-12557.3598.86 =170.53 1=170.53120故主动轮上包角合适。(8)确定三角带根数根据机械设计式（8-26）得z=PcaPt=KAP(P0+P0)KKL由机械设计查表8-2得KL=1.00;查表8-4得P0=1.92kW；查表8-5得P0=0.15kW；查表8-6得K=0.98；z=4.8(1.92+0.15)0.981.00=2.37取整即带数Z=3 根；(9)确定带的初拉力F0查机械设计表8-3，V带单位长度的质量q=0.105kg/m由机械设计式（8-27）F0=500(2.5-K)PcaKzv+qv2式中：Pca计算功率，kW；v带速，m/s；F0=500(2.5-0.98)4.80.9839.42+0.1059.422=141.03N(10)计算带传动的压轴力FP根据机械设计式（8-31）FP=2zF0sin12=23141.03sin170.532=843.29N式中：1为小带轮的包角。(11)带轮结构设计 V带轮的结构形式与基准直径有关，因为dd2=224300 且dd2-dd1N2按N1查机械设计图10-22得弯曲疲劳寿命系数Ksw=0.87，查图10-23得接触疲劳寿命系数Ksj=0.90；由上得：mw=26731.51.21.040.873.8240.4274003542.276mj=1633832+11.51.21.040.903.87242213704002.663模数m取和中较大值。故第一变数组齿轮模数取m=3；(2) -轴：按齿轮弯曲疲劳计算：mw=2673KcKdKbKswPz2ymnjw按接触疲劳计算：mj=163383(i+1)KcKdKbKsjPmz22ijnj得：mw=26731.51.21.040.873.7210.39574003542.407mj=1633832.81+11.51.21.040.903.772122.8113704002.793模数取和中较大值。故第二变数组齿轮模数因取m=3；(3)-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：mw=2673KcKdKbKswPz1ymnjw按接触疲劳计算：mj=163383(i+1)KcKdKbKsjPmz12ijnj得：mw=26731.51.21.040.873.7270.44474003542.129mj=1633833+11.51.21.040.903.77272313704002.349模数取和中较大值。故齿轮模数因取m=4；齿轮模数表4-1变速组-轴-轴-轴模数m3342.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宽(510)mm。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 表4-2模数齿数齿宽分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高32420727867.533.753020909685.53620108117103.54815144150139.54215126132121.53615108114103.534020120126115.533.752120636958.54015120126115.55915177183172.54682027228026245272510811698342513614412675203003082904.确定轴间中心距： d-=(d1+d2)2=72+1442=108mm d-=(d3+d4)2=120+1202=120mm d-=(d5+d6)2=172+1362=154mm3. 轴的设计与校核（1）确定主轴的计算转速：由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即n=140r/min同理可得各传动轴的计算转速：计算转速表表4-3轴计算转速r/min800400140140（2）确定各齿轮的计算转速：传动组c中，27/75只需计算z = 27 的齿轮，计算转速为140r/min,68/34只需计算z = 34的齿轮，计算转速为140r/min；传动组b计算z = 21的齿轮，计算转速为400r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为800r/min。（3）核算主轴转速误差： n实=1440125/22436/3640/4068/34=1607.14r/min n标=1600r/min n实-n标n标100%=1607.14-16601660100%=3.18%10-1%=4.1%即主轴转速合适。（4）各轴的功率：取各传动件效率如下：带传动效率：轴承传动效率：齿轮传动效率：则有各传动轴传递功率计算如下：P=Pd12=40.960.99=3.8kWP=Pd1223=40.960.9920.97=3.65kWP=Pd12332=40.960.9930.972=3.51kWP=Pd12433=40.960.9940.973=3.37kW（5）计算各轴的输入转矩：由机械原理可知转矩计算公式为： Td=9550PdnmTd=9550Pdnm=955041440=26.53(Nm)T=9550Pd12n=955040.960.99800=45.38(Nm)T=9550Pd1223n=955040.960.9920.97400=87.16(Nm)T=9550Pd12332n=955040.960.9930.972140=239.14(Nm)T=9550Pd12433n=955040.960.9940.973140=229.65(Nm)以上计算数据总结如下：表4-4传动轴电机轴传动功率kw43.83.653.513.37传递转矩26.5345.3887.16239.14229.65（6）传动轴的直径估算：当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见机械设计手册表7-12。轴有键槽，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴,有键槽并且轴为空心轴.根据以上原则各轴的直径取值： a.轴的设计计算:（1）选择轴的材料由机械设计中的表15-1选取：轴材料表4-5材料牌号热处理硬度HBS抗拉强度极限b屈服强度极限s弯曲疲劳极限-1剪切疲劳极限-1许用弯曲应力-145调质217255Mpa64035527515560（2）按扭矩初算轴径根据机械设计中式（15-2），并查表15-3，取A0=115，则dA03Pn=11533.8800=19.33mm考虑有键槽和轴承，轴加大5%：d=(1+5%)19.33=20.30mm所以最小取d=21mmb. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由机械设计中的表15-1选取：轴材料表4-6材料牌号热处理硬度HBS抗拉强度极限b屈服强度极限s弯曲疲劳极限-1剪切疲劳极限-1许用弯曲应力-145调质217255Mpa64035527515560（2）按扭矩初算轴径根据机械设计中式（15-2），并查表15-3，取A0=115，则dA03Pn=11533.65400=24.03mm考虑轴有花键，将估算的d值减小7%为花键轴的小径：d=(1-7%)24.03=22.35mm所以最小取d=23mmc. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由机械设计中的表15-1选取：轴材料表4-5材料牌号热处理硬度HBS抗拉强度极限b屈服强度极限s弯曲疲劳极限-1剪切疲劳极限-1许用弯曲应力-145调质217255Mpa64035527515560 (2）按扭矩初算轴径根据机械设计中式（15-2），并查表15-3，取A0=115，则dA03Pn=11533.51140=33.66mm考虑轴有花键，将估算的d值减小7%为花键轴的小径：d=(1-7%)33.66=32.65mm所以最小取d=33mm根据以上计算各轴的直径取值如下表示：轴直径取值表4-6轴轴轴轴最小轴径值(mm)212333（7）轴的结构设计及校核计算：（1）确定轴各段直径和长度：图4-1段：安装圆锥滚子轴承， 段：安装两个个双联齿轮块，同时利用轴肩定位轴承，由轴肩计算公式所以取；段：安装圆锥滚子轴承，（2）轴的强度校核：轴的校核主要校核危险截面已知轴齿轮6、齿轮8数据如下：求圆周力：；径向力；轴承支反力：齿轮6对轴的支反力：齿轮8对轴的支反力：垂直面的弯矩：由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮6处，跨距282mm；直径为48mm段；轴承的支反力：水平面弯矩：合成弯矩：已知转矩为：转矩产生的剪力按脉动循环变化，取截面C处的当量弯矩：校核危险截面C的强度则有该轴强度满足要求。同理可知，按照此方法校核其他传动轴，经检验，传动轴设计均符合要求。转矩图4-24. 主轴主要结构参数的确定主轴的主要结构参数有轴前、后轴颈直径D1和D2，以及主轴内孔直径d、主轴前端悬伸量a和主轴主要支承间的跨距L，如下图所示。主轴结构图图4-31.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D1。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考机械制造装备设计表3-1选取。最大回转直径400mm车床，P=4KW查机械制造装备设计表3-7，前轴颈应D1=70150,初选D1=90mm,后轴颈D2=(0.70.85)D1取D2=70mm。2.主轴内孔直径的确定：很多机床的主轴是空心的，为了不过多地削弱主轴的刚度，一般主轴孔径d通常不小于主轴平均直径的55%60%。D=D1+D22=90+702=80mm取d=D(55%60%)；经计算选取内孔直径d=45mm。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a=(0.61.25)90=54112.5mm取a=100mm。4.支承间跨距L:最佳跨距L0=23.5a=200350；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。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：主轴受力情况图图4-4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：S=100+0.4200=180mm当量切削力的计算：F=a+WaF=100+801003732.2=7617.96N主轴惯性矩式中：因为；所以可知主轴前支承转角满足要求。5. 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。(1)摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制，且受制于轴径d，而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。一般外摩擦片的外径可取：d为轴的直径，取d=25，所以25+5=30mm特性系数是外片内径与内片外径D2之比取=0.69，则内摩擦片外径(2)按扭矩选择摩擦片结合面的数目一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩和额定动扭矩满足工作要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。根据机械制造装备设计课程设计有公式。即：KZZ=12MnK103fp(D23-D13)KvKm式中 Kv速度修正系数，由表10.7。 Km每小时结合数修正系数，干式取 1 ；湿式按表10.8选取。 KZ摩擦面对数修正系数。取Z=7故摩擦片总数为Z+1=8片，内摩擦片为9片。用同样的方法可以算出反转摩擦片数：外摩擦片4片，内摩擦片5片。(3)离合器的轴向拉紧力由Q=4D22-D12pKv得：查机床零件手册，摩擦片的型号如下：内片：Dp=72.85，查表取：D=44mm，d=26mm b=3mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85，查表取：D=86mm，d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm内外片的最小间隙为：0.20.46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：352214 双列圆锥滚子轴承:7012535； 轴 带轮处：6308 深沟球轴承轴409023；轴与箱体处：6305 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800r/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。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。五轴承端盖设计轴承端盖尺寸图图5-1参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)六箱体的结构设计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。箱体的尺寸表6-1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