18级变速机床传动系统设计.doc

张正初：18级变速机床传动系统设计
各专业完整优秀毕业论文设计图纸
18级变速机床传动系统设计

目 录
摘 要: 1
Abstract: 2
1 设计要求 3
2 设计目的 3
3 设计步骤 3
3.1 运动设计 3
3.1.1 已知条件 3
3.1.2 结构分析式 3
3.1.3 绘制转速图 4
3.1.4 绘制传动系统图 7
3.2 动力设计 8
3.3 带传动设计 9
3.4 齿轮传动设计 12
3.4.1 第一变速组齿轮的结构尺寸 12
3.4.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计 15
3.4.3 第三变速组齿轮结构尺寸的设计 18
3.5 轴的设计 21
3.5.1 Ⅰ轴的设计计算 21
3.5.2 Ⅱ轴结构设计 23
3.5.3 Ⅲ轴结构设计 25
3.6 主轴结构设计 27
3.7 轴承的校核 29
3.7.1 Ⅰ轴上的轴承校核 29
3.7.2 Ⅱ轴上的轴承校核 29
3.7.3 III轴上的轴承校核 30
3.7.4 主轴上的轴承校核 31
3.8.1 Ⅰ轴上的键的选用和强度校核 31
3.8.2 II轴上的键的选用和强度校核 32
3.8.3 Ⅲ轴上的键的选用和强度校核 32
3.8.4 主轴上的键的选用和强度校核 32
3.9 轴承端盖的设计 33
4 箱体的结构设计 35
4.1 箱体材料 35
4.2 箱体结构 35
5 润滑与密封 37
5.1 润滑设计 37
5.2 润滑油的选择 37
6 总 结 38
7 致 谢 39
8 参 考 文 献 40

18级变速机床传动系统设计
摘 要: 传动系统是指将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行末端件的中间装置。组成传动联系的一系列传动件称为传动链，所有传动链及它们之间的相互联系组成传动系统。而机床传动系统的现状及发展趋势由整体机床表现出来，我国现今企业机械加工机床大多数还是以普通车床为主，但数控机床占有率逐年上升，且在大中企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也使用。但除少量机床以FMS 模式集成使用外，大都处于单机运行状态，并且相当部分处于使用效率不高，管理方式落后的状态。而世界上许多国家机床的发展正向着：高速、精密、复合、智能和绿色是数控机床技术发展的总趋势。本课题是以车床传动系统为研究目标，从其主传动系统结构入手，对其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动件的计算分析的几个方面进行研究。为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越，生产加工更加精密。
关键词: 传动链；传动系统；数控机床；FMS。

Design of variable speed drive machine 18
Abstract: Transmission refers to the movement of the power machine and power passed to the implementing agencies or the implementation of the end of the intermediate device. Up the drive links a series of drive known as the drive chain of transmission chains and their inter-linkages between the transmission systems. Situation and development trend of the machine drive system overall machine performance, our present most of the enterprise machining machine tool or an ordinary lathe-based, but the CNC machine tools market share increased year by year, and more use in large and medium enterprises, is also used in small and medium enterprises and even individual companies. Apart from a small amount of machine tools to integrated use of the FMS mode, mostly in the stand-alone operation status, and a considerable part in the inefficient use of backward, management status. The development of many countries, machine tools in the world! High-speed, precision, complex, intelligent and green is the general trend of the CNC machine tool technology development. This topic is a variable speed lathe drive system for the study objectives, starting from the structure of the main transmission system, system architecture design, structure, grading, several aspects of the calculation of the transmission study. In order to optimize the transmission system and to improve the accuracy and stability characteristics of the transmission system to provide the necessary theoretical basis for the research of this subject, to make the machine more compact, more superior, more sophisticated production and processing
Keywords: transmission chain; transmission;CNC; FMS.

1 设计要求
(1) 要求
级数Z=18，最高转速1500r/min,最低转速30r/min.
本次设计主要参考CA6140
(2) 用途
车床适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件上的回转表面。可车削端面、车削外圆柱面、车削内外圆锥面、钻中心孔、钻孔、镗孔、铰孔、车削各种螺纹、切槽和切断、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。加工范围广、结构复杂、自动化程度不高，所以一般用于单件、小批生产。
2 设计目的
通过机床主运动变速传动系统的结构设计，及拟定传动和变速的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。
3 设计步骤
3.1 运动设计
3.1.1 已知条件
[1] 转速范围：主轴最小转速，最高转速
[2] 转速级数：
[3] 确定公比：
3.1.2 结构分析式
(1) ⑵ (3)
从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副“前多后少”的原则，及在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。故（3）方案最为合适。在主传动链任一传动组的最大变速范围的原则。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，检查方案（3）传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：

其中，， 值，符合要求，其他变速组的变速范围肯定也符合要求。因此取方案。 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ

图3-1 结构网
3.1.3 绘制转速图
1) 选择电动机类型
根据已知工作条件和要求，选择一般用途的Y系列三相鼠笼式异步电动机，卧式封闭结构。
2) 机械传动效率

式中分别为传动装置中每一件传动副（齿轮、涡轮、带或者链传动等）每对轴承和每个齿轮的效率根据以上公式可得

传动副效率的概略值可按表2-3选取（参考《机械设计基础课程指导》主编林远艳、下面简称文献[11]）（齿轮8级精度）
于是
3) 电动机所需的输出功率为：

其中：

所以
4) 确定电动机的型号
根据已知条件选择最低转速30r/min，最高转速1500r/min,功率4kW，所以选择Y112M-4的Y系列三相鼠笼式异步电动机
表3-1 Y112M-4电动机性能
电机型号
额定功率/kW
电机转速/(r/min)
同步转速
满载转速
Y112M-4
4
1500
1440
5) 分配总降速传动比
总降速传动比
又电动机转速不符合转速数列标准，因此需增加定比传动副。
确定传动轴轴数
传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数。
确定各级转速并绘制转速图
由 确定各级转速：30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180、1500r/min。
在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为a、b、c。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ，现取最后的变速组的最小降速传动比为1/4；查表，可得。根据降速前慢后快的原则，决定其余变速组的最小降速传动比，变速组c的最小传动比=；变速组b的最小传动比=；变速组a的最小传动比=.
Ⅲ轴的转速：118、150、190、236、300、375、475、600、750r/min。
Ⅱ轴的转速：375、475、600r/min。
Ⅰ的转速：600r/min。
由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。
下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）

图3-2 转速图
<3> 确定各变速组传动副齿数
根据参考文献[7]表2-8查得
① 传动组a:
，，
时：……57、60、63、66、69、72、75、78……
时：……58、60、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Ⅰ齿轮齿数分别为：24、30、36。
于是，，
可得轴Ⅱ上的三联滑移齿轮数分别为：44、40、36。
① 动组b:
，,
时：……69、72、73、76、77、80、81、84、87……
时：……70、72、74、76、78、80、82、84、86……
时，……66、70、71、74、83、84、87……
可取 83，于是可得轴Ⅱ上三联滑移齿轮的齿数分别为：46、32、20。
于是 ，，得轴Ⅲ上三齿轮的齿数分别为：37、51、63。
② 传动组c:
,
时：……84、85、89、90、94、95……
时： ……72、75、78、81、84、87、89、90……
可取 99.为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为20；为升速传动，取轴Ⅳ齿轮齿数为33。于是得,得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为20，66；得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为79，33。
3.1.4 绘制传动系统图
根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图（图3-3）：

图3-3 传动系统简图
3.2 动力设计
[1]确定主轴计算转速
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以转速，即

[2]各传动轴的计算转速：
轴Ⅲ可从主轴95r/min按79/20的传动副找上去，轴Ⅲ的计算转速为118r/min；轴Ⅱ的计算转速为375r/min；轴Ⅰ的计算转速为600r/min。
[3]各齿轮的计算转速
传动组c中，20/79只需计算z = 20 的齿轮，计算转速为375r/min；66/33只需计算z = 33的齿轮，计算转速为190/min；传动组b计算z = 20的齿轮，计算转速为375r/min；传动组a应计算z = 28的齿轮，计算转速为600r/min。
[4]核算主轴转速误差

所以合适。
[5]各轴的功率

[6]计算各轴的输入转矩

3.3 带传动设计
电动机转速n=1440r/min,传递功率P=3.68kW,传动比，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。
[1]确定计算功率
取1.1，则
[2]选取V带型
根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。
[3]确定带轮直径和验算带速
查表小带轮基准直径
所以有大带轮直径
查A型V带轮的基准直径系列表应选大带轮的直径为（传动比误差在允许范围内）
验算带速成
其中： -小带轮转速，r/min；
-小带轮直径，mm；
，合适。
[4]确定带传动的中心距和带的基准长度
设中心距为,则
0．55（）2（）
于是242880,初取中心距为。
带长:

查表取相近的基准长度，。
带传动实际中心距
[5]验算小带轮的包角： 一般小带轮的包角不应小于。
合适。
[6]确定带的根数

其中：-时传递功率的增量；
-按小轮包角，查得的包角系数；
-长度系数；
为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。由文献[1]查表10-7取从文献[1]中表10-5查取表10-2查取则

[7]计算带的张紧力

其中：-带的传动功率,KW；
v-带速,m/s；
q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m

[8]计算作用在轴上的压轴力

[9]V带轮的结构设计
V带轮的结构如下图所示

图3-4 V带轮结构图

考虑到对齿轮及传动系统轴的保护，且不论在何种速度时，都能使带轮轴和Ⅰ轴随时接合或分离，动力传动到Ⅰ轴时冲击、振动较小，过载时可以发生打滑，并达到最大转矩可以调节的目的，大带轮轴和Ⅰ轴之间用多盘摩擦离合器连接。多盘摩擦离合器结构图如图3-5所示：

图3-5多盘摩擦离合器结构图
3.4 齿轮传动设计
3.4.1 第一变速组齿轮的结构尺寸
已知：V带效率为,轴承(对)效率为传递功率，主动轮转速，最大传动比，载荷平稳，单向回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。
解：材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下：小齿轮选用45号钢，调制处理，；大齿轮选用45号钢，正火处理，，硬质差40,在规定的30～50范围内。
选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于6，根据参考文献[1]中的表8-4，初选8级精度。
按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。

1) 载荷系数K：查参考文献[1]中表8-5，取K=1.2.
2) 转矩：

3) 接触疲劳许用应力:

由参考文献[1]的图8-12查得： 950 ，850。
接触疲劳寿命系数:由公式N=得

查参考文献[1]的图8-11，得

按一般可靠性要求，查参考文献[2]的表8-8，取=1.1,则

4) 计算小齿轮分度圆直径：
查参考文献[1]中的表8-10，取

取
5) 计算圆周速度：

因，故所取的八级精度合适。
① 确定主要参数，
第一对齿轮(齿数28/44)主要几何尺寸
1) 模数:
，取m=2.5.
2) 分度圆直径：

3) 中心距:

4) 齿根圆直径：

5) 齿顶圆直径：

6) 齿宽B：

经处理后取，则
第二对齿轮(齿数32/40)的主要几何尺寸
1) 分度圆直径：

2) 齿根圆直径：

3) 齿顶圆直径：

4) 齿宽：

经处理后取，则
第三对齿轮（36/36）的主要几何尺寸
1) 分度圆直径：

2) 齿根圆直径：

3) 齿顶圆直径：

4) 齿宽：

经处理取
② 按齿根弯曲疲劳强度校核。
由参考文献[1]中的式（8-5）得出，若则校核合格。
齿形系数：由考文献[1]；查表8-6得：

应力修正系数：查文献[1]中表8-7得：

由文献[1]中图8-8查得:
由文献[1]表8-8查得：
由文献[1]图8-8查得：
所以：

故
齿根弯曲疲劳强度校核合格。
3.4.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计
已知：V带效率为,轴承(对)效率为传递功率,主传动轮最低转速，传动比，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。
解：
①小齿轮选用45号钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢正火处理，，硬质差，在规定的30～50范围内。
②选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献[1]中的表8-4，初选8级精度。
③ 齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面解除疲劳强度决 0定。

1) 载荷系数K：参考文献[1]中的表8-5，取。
2) 转矩:

3) 接触疲劳许用应力 ：

由参考文献[1]中的图8-12查得：，
接触疲劳寿命系数:由公式N=得

查参考文献[1]的图8-11，得

按一般可靠性要求，查参考文献[1]的表8-8，取=1.1,则

4) 计算小齿轮分度圆直径：
查参考文献[1]中的表8-10，取

取
5) 计算圆周速度：

因，故所取的八级精度合适。
④ 确定主要参数，
第一对齿轮(齿数20/63)主要几何尺寸
1)模数:

2)分度圆直径：

3) 中心距:

4) 齿根圆直径：

5)齿顶圆直径：

6)齿宽：

经处理后取，则
第二对齿轮(齿数32/51)的主要几何尺寸
1) 分度圆直径：

2) 齿根圆直径：

3) 齿顶圆直径：

4) 齿宽：

经处理后取
第三对齿轮（46/37）的主要几何尺寸
1) 分度圆直径：

2) 齿顶圆直径：

3) 齿根圆直径

4) 齿宽b

经处理后，取

⑤ 按齿根弯曲疲劳强度校核。
由参考文献[1]中的式（8-5）得出，若则校核合格。
齿形系数：由文献[1]查表8-6得：

应力修正系数：查文献[1]中表8-7得：

由文献[1]图8-8查得:
由文献[1]表8-8查得：
由文献[1]图8-8查得：
所以：

故
齿根弯曲疲劳强度校核合格。
3.4.3 第三变速组齿轮结构尺寸的设计
已知：V带效率为,轴承(对)效率为传递功率,主传动轮最低转速，传动比，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。
解：小齿轮选用45号钢，高频淬火，;大齿轮选用45号钢，高频淬火，，硬质差，在规定的30～50的范围内。选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献[1]中的表8-4，初选八级精度。

载荷系数K：参考文献[1]中的表8-5，取。
转矩:
接触疲劳许用应力 ：

由参考文献[1]的图8-12查得 ：，
接触疲劳寿命系数:由公式N=得

查参考文献[1]的图8-11，得
按一般可靠性要求，查参考文献[1]的表8-8，取
按一般可靠性要求，查参考文献[2]表 8-8，取，
则

计算小齿轮分度圆直径：
查参考文献[1]中的表8-10，取

取
计算圆周速度：

因，故所取的八级精度合适。
确定主要参数，
第一对齿轮(齿数20/79)主要几何尺寸
1) 模数:

2) 分度圆直径：

3)中心距:

4) 齿根圆直径：

5) 齿顶圆直径：

6) 齿宽：

经处理后取，则
第二对齿轮(齿数66/33)的主要几何尺寸
1)分度圆直径：

2) 齿根圆直径：

3) 齿顶圆直径：

4) 齿宽：

经处理后取,
按齿根弯曲疲劳强度校核。
齿形系数：由《机械设计基础》刘孝民主编；查表8-6得：

应力修正系数：查《机械设计基础》刘孝民主编中表8-7得：

由《机械设计基础》刘孝民主编；由图8-8查0得:
由《机械设计基础》刘孝民主编；由表8-8查得：
由《机械设计基础》刘孝民主编；由图8-8查得：
所以：

故
齿根弯曲疲劳强度校核合格。
3.5 轴的设计
3.5.1 Ⅰ轴的设计计算
1) 选择轴的材料
由文献[1]中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算轴径
根据文献[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则

考虑有键槽和轴承，轴加大5%：
所以取
3) 轴的结构设计

图3-6 Ⅰ轴结构图
4) 确定轴各段直径和长度
Ⅰ段 直径 (离合器右段及套筒总长)
Ⅱ段 直径（选择轴承内径，初选用圆锥滚子轴承30205，宽度15mm，外径52mm.）（轴承宽及套筒长）
Ⅲ段 直径 （安装齿轮段及变速时齿轮的滑移距离总长）
Ⅳ段直径（选择轴承内径，初选用圆锥滚子轴承30205，宽度15mm，外径52mm.）（轴承宽及套筒长）
所以总长
5) 轴的强度校核
已知小齿轮求圆周力，径向力

轴的支持反力

水平面弯矩

轴承支反力

垂直面的弯矩

合成弯矩

转矩

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
该轴强度足够。
3.5.2 Ⅱ轴结构设计
1) 选择轴的材料
由文献[1]中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算轴径
根据文献[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则

考虑有键槽，轴加大5%：
所以取最小
3) 轴的结构设计

图3-6 Ⅱ轴结构图
4) 确定轴各段直径和长度
Ⅰ段 直径 （选择左端轴承内径,初选用圆锥滚子轴承30206，宽度16mm，外径62mm.）（轴承内径及套筒长）
Ⅱ段 轴肩高考虑到要用花键连接，初选键的型号为，所以直径，（第一传动组、第二传动组滑移齿轮安装，中间轴承宽度，初选中间轴承为NN3007E，宽20mm，外径62mm，且考虑箱体铸造时的方便）
Ⅲ段直径 （选择右端轴承内径，初选用圆锥滚子轴承30206，宽度16mm，外径62mm.） （轴承内径及套筒长）
所以总长。
5) 轴的强度校核
已知小齿轮求圆周力，径向力

轴的支持反力

垂直面的弯矩

轴承支反力

水平面弯矩

合成弯矩

转矩

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

该轴强度足够。
3.5.3 Ⅲ轴结构设计
1) 选择轴的材料
由文献[1]中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算轴径
根据文献[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则

有键槽和轴承，轴加大5%：
取（考虑到安装轴承处最细，应以轴承内径为准，初选轴承30208，宽18mm，外径80mm）
3) 轴的结构设计

图3-7 Ⅲ轴结构图
4) 确定轴各段直径和长度
Ⅰ段 直径 （选择轴承内径，初选轴承30208，宽18mm，外径80mm）
Ⅱ段 轴肩高考虑到要用花键连接，初选键的型号为，所以取，（考虑变速时齿轮的滑移距离及箱体铸造时的方便）
Ⅲ段 直径（选择轴承内径，初选轴承30208，宽18mm，外径80mm）
所以总长。
5) 轴的强度校核
已知小齿轮求圆周力，径向力

轴承支反力

水平面弯矩

轴的支持反力

垂直面的弯矩

合成弯矩

转矩

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

该轴强度足够。
3.6 主轴结构设计
1）选择轴的材料
由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴，由文献[2]中的表11-1和表11-3所以选用调质处理，硬度，，，。
2）按扭矩初算轴径
根据文献[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则

有键槽和轴承，由于主轴为空心轴轴加大70%：
取
3) 轴的结构设计

图3-8 主轴结构图
4) 确定轴各段直径和长度
Ⅰ段
Ⅱ段 ，（考虑到密封和端盖所以取）
Ⅲ段 ，（轴承的安装，初选圆柱滚子轴承NN3013E，宽度26mm，内径65慢慢，外径100mm）
Ⅳ段 ， （考虑变速时齿轮的滑移及箱体铸造时的方便）
Ⅴ段 ,（选择主轴右端轴承，初选轴承NN3016E，宽34mm，内径80，外径125mm）
Ⅵ段 ，，，，，（考虑端盖的安装，挡油环安装螺纹的加工）
Ⅶ段 ，，，（用于安装卡盘等机构）
Ⅶ段 工艺椎体，锥度为
轴的总长。
4）验算轴的疲劳强度
已知齿轮求圆周力，径向力

轴承支反力

水平面弯矩

轴的支持反力

垂直面的弯矩

合成弯矩

转矩

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

该轴强度足够。
3.7 轴承的校核
3.7.1 Ⅰ轴上的轴承校核
1) 确定参数
已知计算转速为,两轴承径向反力为。
初选圆锥滚子轴承30205型，额定动载荷，额定静载荷。
根据文献[1]中表（12-6）按减速器，取，由文献中表12-8的温度系数。
根据根据文献[1]中式（12-1）及表12-7得压紧端轴承当量载荷
滚子轴承的寿命系数10/3，取3。
2) 轴承的寿命计算
由文献[1]中式（12-6）得

预期寿命满足
3.7.2 Ⅱ轴上的轴承校核
1）确定参数
Ⅱ轴上一共三个轴承， 已知计算转速为,左，中间轴承从Ⅰ轴上齿轮传递径向反力为，中间和右边轴承承受径向反力为。
初选承受圆锥滚子轴承30206型，额定动载荷，额定静载荷。而承受的轴承是NN3007E型，额定动载荷，额定静载荷。初选承受圆锥滚子轴承30206型，额定动载荷，额定静载荷。
根据文献[1]中表（12-6）按减速器，取，由文献中表12-8的温度系数。
根据根据文献[1]中式（12-1）及表12-7得
当量载荷

滚子轴承的寿命系数10/3，取3。
2）轴承的寿命计算
由文献[1]中式（12-6）得

预期寿命满足
3.7.3 III轴上的轴承校核
1) 确定参数
Ⅲ轴上一共两个轴承， 已知计算转速为,从Ⅱ轴上齿轮传递径向反力为。
初选承受圆锥滚子轴承30208型，额定动载荷，额定静载荷。
根据文献[1]中表（12-6）按减速器，取，由文献中表12-8的温度系数。
根据根据文献[1]中式（12-1）及表12-7得
压紧端轴承当量载荷
滚子轴承的寿命系数10/3，取3。
2) 轴承的寿命计算
由文献[1]中式（12-6）得

预期寿命满足
3.7.4 主轴上的轴承校核
主轴上一共三个轴承， 已知计算转速为,左，， 总体来说主轴轴承承受齿轮传动的力不大，按一般的校核一定满足要求寿命要求，但是主轴是的要求很高，必须保证主轴的传动稳定，和刚度要求，所以主轴双排圆柱滚子轴承及单排圆柱滚子轴承，左边的选择NN3013E，额定动载荷，额定静载荷。中间的轴承是N214E型，额定动载荷，额定静载荷。右边圆柱滚子轴承NN3016型，额定动载荷，额定静载荷。而且预期寿命满足。
3.8 键的选用和强度校核
3.8.1 Ⅰ轴上的键的选用和强度校核
<1> Ⅰ轴与大带轮链接采用平键链接
1) 轴径，，传递扭矩。
2) 选用C型平键，键，。
3) 由文献[1]中表7-9得。
4) 根据文献[1]中式（7-14）和式（7-15）得

挤压强度满足

抗剪切强度满足。
<2>Ⅰ轴与齿轮的联接采用平键联接
1) 轴径，，传递扭矩。
2) 选用B型平键，键，。
3) 由文献[1]中表7-9得。
4) 根据文献[1]中式（7-14）和式（7-15）得

挤压强度满足

抗剪切强度满足。
由于Ⅰ轴与齿轮的联接情况一样，所以另外的两个齿轮与Ⅰ轴同样选用C型平键，键，也满足要求。无需重复校核。
3.8.2 II轴上的键的选用和强度校核
1)轴与齿轮的联接采用花键联接，轴径，传递扭矩
2)选用花键。
3) 由文献[1]中表7-9得。
4) 根据文献[1]中式（7-14）得

挤压强度满足

抗剪切强度满足。
3.8.3 Ⅲ轴上的键的选用和强度校核
1)轴与齿轮的联接采用花键联接，轴径，传递扭矩。
2)选用花键。
3) 由文献[1]中表7-9得。
4) 根据文献[1]中式（7-14）得

挤压强度满足

抗剪切强度满足。
3.8.4 主轴上的键的选用和强度校核
1) 轴与齿轮的联接采用平键联接，轴径，，，传递扭矩。
2) 齿宽为,选用B型平键,由于主轴空心所以选择键，。选用B型平键，键,。
3) 由文献[1]中表7-9得。
4) 根据文献[1]中式（7-14）和式（7-15）得

挤压强度满足

抗剪切强度满足。
3.9 轴承端盖的设计
Ⅰ轴前端盖结构图
结构图如下图3-9所示，密封槽尺寸按毛毡的标准尺寸

图3-9 Ⅰ轴前端盖
1) Ⅱ轴、Ⅲ轴的端盖结构图下图3-10所示
由于Ⅱ轴、Ⅲ轴作用相同，所以结构也相同，只是相应为

图3-10 Ⅱ轴前端盖

3) 主轴的轴承端盖如下图

图3-11 主轴前端盖 图3-12 主轴后端盖
4 箱体的结构设计
4.1 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HT150,强度要求较高的箱体用HT200，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，