最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计【2000 45 1.41】【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985车床的主传动系统设计任务书1最大加工直径为250MM的普通车床的主轴箱部件设计原始数据主要技术参数题目主电动机功率P/KW4最大转速2000最小转速45公比141工件材料钢铁材料刀具材料硬质合金设计内容1）运动设计根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。2）动力计算选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。3）绘制下列图纸买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985机床主传动系统图（画在说明书上）。主轴箱部件展开图及主要剖面图。主轴零件图。4）编写设计说明书1份。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985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，本次设买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985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。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D250MM；主轴最高转速2000R/MIN，最低转速45R/MIN；电动机的功率为4KW2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Y112M4，电动机具体数据如下表所示买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985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Y112M44KW1440R/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141。根据机械制造装备设计由公式1ZNR则有Z1LGNR转速范围4444NMIAX4520由上述综合可得由此可知机床主轴共有124LG1LNRZ12级。因为141106，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45，再每跳过5个数（126106）取一个转速，即可得到公比为141的数列45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000R/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）和基本参数表最大加工最高转速MAXN最低转速电机功率公比转速级数买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985直径MAXDINRMINRP（KW）Z250200045414112三运动设计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确定结构式由Z12可得123221223212223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买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098512322；由12322传动式可得6种结构式和对应的结构网。分别为36121246123依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为；63123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，1/4，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，斜齿轮比较平稳，可取，故变速组的最大变速范围为/810。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，MAXRIMIN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买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组82/05/URMIN主AXMAX主其中X4162X；P最后一个扩大组转速符合要求，则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。4确定各轴转速1分配总降速变速比总降速变速比I45/1440003由电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变MIN/140RND速副。2确定传动轴数变速轴轴数变速组数定比变速副数13115。3确定各轴转速买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985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2000、1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、R/MIN。先来确定轴的转速变速组C的变速范围为，故两个传动副10,841MAX66R的传动比必然是两个极限值、结合结构式，CI2CI轴的转速只有一种可能180、250、355、500、710、1000。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，可取轴的转速确定82131BIBI为500、710、1000。定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取确1AI2AI143AI1定轴转速为1000；电动机与轴的定变传动比；0/4I5确定转速图买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709856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ZSZS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；MINZ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），买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985即）（理实理10N要求的主轴转速；理齿轮传动实现的主轴转速；实齿轮齿数的确定，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ZS备设计表39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34（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，2/1/1IA41/IA/3IA时2I66、69、72、75、78、81、84、86、87ZS时41/2IA72、73、75、77、79、80、82、84、85、87、Z时/3I70、72、74、76、78、80、82、84、86、88、ZS可取84,于是可得轴齿轮齿数分别为28、35、42。Z买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985于是，；56/241AI49/352AI42/3AI齿轮1I2IIZSI轴齿数283542轴齿数56494284传动组B由，82/1/31I1/2I时I69、72、73、76、77、80、81、84、87ZS时1/2IB70、72、74、76、78、80、82、84、86Z可取84，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为22、42。ZS于是，得轴上两齿轮的齿数分别为62/1IB42/IB62、42。齿轮1IC2ICZS轴齿数2242轴齿数624284传动组C查表81,4/1IC2CI时80、81、84、85、89、90、94、951IZS时72、75、78、81、84、86、87、89、902CZ取84为降速传动，取轴齿轮齿数为17；为升速ZS4/1I2CI传动，取轴齿轮齿数为28。于是得,67/1IC买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985；齿轮数据如下表所示28/562CI齿轮1IC2ICZS轴齿数1756轴齿数6728847绘制传动系统图四动力设计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N1440R/MIN,传递功率P4KW,传动比I144，两班制，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87工作情况系数查得12。156PAKA买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985由机械设计公式（821）得8421KWPKACAP电动机额定功率，工作情况系数A因此根据、由机械设计图811普通V带轮选型图选用CA1N157A型。2确定带轮的基准直径，D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即75MM。查机械设计表8MIN157P8、图811和表86取主动小带轮基准直径125MM。15PD由机械设计公式815A得式15012N式中小带轮转速，大带轮转速，带的滑动系数，一般NN取002。故由机械设计表89取圆整为180MM。157P3验算带速度V，按机械设计式（813）验算带的速度150V4290612436NDSM所以，故带速合适。SMVS054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买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985取根据机械设计经验公式（820）27021021DAD07（125180）2（125180）即2135610；取600MM005V带的计算基准长度L由机械设计公式（822）计算带轮的基准长度02121042ADAL代入数据为2600125180168011MM由机械设计表82，圆整到标准的基准长度，取整为DL1750MMDL6确定实际中心距A按机械设计公式（823）计算实际中心距158P60066989MMA020LD7验算小带轮包角1根据机械设计公式（825）58P故主动轮上包角合适8确定三角带根数Z根据机械设计式（826）得158PZ查表机械设计表84D由I144和得153MIN140RN0P买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985002KW查表机械设计表85，098；查表机械设计表82，长度系数092LK74290802914Z取整即带数Z3根；9计算预紧力查机械设计表83，Q01KG/M由机械设计式（827）20525QVKVZPFCA其中带的变速功率,KW；CAPV带速,M/S；Q每米带的质量，KG/M；取Q01KG/M。V1440R/MIN942M/S。NF6014291098342940550（10）计算作用在轴上的压轴力根据机械设计式（831）NZFP2835217SIN601432SIN210（11）带轮结构设计V带轮的结构形式与基准直径有关，因为，所以采用腹板式结构，查3机械设计10且3025DD买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985机械设计基础课程设计表91可得出大带轮结构尺寸如下1057821MINFEHBFAD1805386DAB2501968521010DDD2齿轮传动设计1确定模数（1）轴按齿轮弯曲疲劳计算32JWNZPM其中为大齿轮的计算转速；JZ为大齿轮齿数；由以上计算可知；KW83P32JWNZM731504832按齿面点蚀计算；取A73；725037370JNPA由中心距A及齿数计算模数圆整为；7184321ZAMJ2JM模数取和中较大值。WJ结合实际作图第一组齿轮模数取M3；买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852轴按齿轮弯曲疲劳计算32JWNZPM其中为大齿轮的计算转速；JZ为大齿轮齿数；32JWNPM21806253按齿面点蚀计算；取A101；910853703JNPA由中心距A及齿数计算模数圆整为；4281021ZMJ03JM模数取和中较大值。故第一变数组齿轮模数因取M30；WJ3轴按齿轮弯曲疲劳计算32JWNZPM其中为大齿轮的计算转速；JZ为大齿轮齿数；由以上计算可知；KW513P32JWNZM3125673买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985按齿面点蚀计算；取A109；51082370370JNPA由中心距A及齿数计算模数592841021ZAMJ模数取和中较大值。故齿轮模数因取M4；WJ变速组轴轴轴模数M3342确定齿宽由公式得105为模数；MB第一套啮合齿轮M3015）（B第二套啮合齿轮3）（第三套啮合齿轮42105）（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20H1C025度，从机械原理表51查得以下公式齿顶圆直径；MZDAA1齿根圆直径；CHF2分度圆直径；Z买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985齿顶高；MHA齿根高；CF齿轮的具体值见下表2220667258542201261321185621518619217853421512613211853375172568765856252242322144672026827625845模数齿数齿宽分度圆直径齿顶圆直径AD齿根圆直径F齿顶高AH齿根高F2820849076535201051119754220126132118556151681741605491514715313953421512613211853375买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098528201121201024确定轴间中心距；1268421MD；168268MDV3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以转速，即MIN/125RNV同理可得各传动轴的计算转速轴计算转速R/MIN1000500180125（2）确定各齿轮的计算转速传动组C中，17/67只需计算Z17的齿轮，计算转速为R/MIN；56/28只需计算Z28的齿轮，计算转速为250R/MIN；传动组B计算Z22的齿轮，计算转速为355R/MIN；传动组A应计算Z28的齿轮，计算转速为710R/MIN。（3）核算主轴转速误差MIN/9128/5642/418025140实RNMIN/标R买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098550711402910标标实N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9601轴承传动效率2齿轮传动效率9703则有各传动轴传递功率计算如下KWPPD8642165397090232KD123132PP643432（5）计算各轴的输入转矩由机械原理可知转矩计算公式为MDDNPT950532614095950MNNPTMDD296921MNMD7250450950321NPTMD318618996923231MNMD47525004595034341V2NPTMD买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985以上计算数据总结如下传动轴电机轴传动功率KW438365351337传递转矩MN2653362969721862325747（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。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）选择轴的材料由文献1中的表111和表113选用45号钢，调质处理，硬度，。275HBSMPAPABMPAS（2）按扭矩初算轴径根据文献1中式（112），并查表112，取C115，则1151795考虑有键槽和轴承，轴加大5D（15）17951884所以取D20MMB轴的设计计算买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985（1）选择轴的材料由文献1中的表111和表113选用45号钢，调质处理，硬度，。275HBSMPAPABMPAS（2）按扭矩初算轴径根据文献1中式（112），并查表112，取C115，则1152231考虑有键槽，轴加大5D（15）22312342所以取最小D25MMC轴的设计计算（1）选择轴的材料由文献1中的表111和表113选用45号钢，调质处理，硬度，。275HBSMPAPABMPAS2）按扭矩初算轴径根据文献1中式（112），并查表112，取C115，则1153095考虑到有键槽和轴承，轴加大5D（15）30953250；取D35MM根据以上计算各轴的直径取值如下表示轴轴轴轴最小轴径值202535（7）轴的结构设计及校核计算（1）确定轴各段直径和长度买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985段安装圆锥滚子轴承，1L；21；251MLMD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2算公式H（00701）（00701）2517525（MM）所以取；260；有结构确定302MLMD段安装圆锥滚子轴承，L；21；533MLD（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；右左MLMZDKNT1705126432198662；右左MLZDKNT32506219882求圆周力；径向力；DTFT2TANRF；KNFDTTTTT20183TAN06297AN819567T58690R8R6轴承支反力买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985；右左BATTBATTLFLF齿轮6对轴的支反力；右左KNLFBATTBATT458017089159齿轮8对轴的支反力；右左KNLFBATTTT352680356297B垂直面的弯矩；齿轮；齿轮右左KNFLMTAC284735268197162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；右左KNLFBARRBARR261710539673水平面弯矩；左MAC65379135610R1合成弯矩；KNCCC8110932510736537922买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985已知转矩为转矩产生的剪力按脉动循环变化，；KNT21982取截面C处的当量弯矩；604312922CKNTMC校核危险截面C的强度；MPADC5623104129/16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。转矩图买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709854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1D型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考表31选取。最大回1转直径250MM车床，P4KW查机械制造装备设计表37，前轴买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985颈应,初选,后轴颈取10571DMD901128507DD。M22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/D07。MD8027921取；经计算选取内孔直径D46MM。605D3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A100MM。MA512490251604支撑跨距L最佳跨距；取值3030ALML30合理跨距；取值。1525765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，买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985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，1L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。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；买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098515013MLCBFALEIA切削力的作用点到主轴前支承支承的距离SAW，对于普通车床，W04H，（H是车床中心高，设H200MM。则S10004200180MM当量切削力的计算NFAW967123108主轴惯性矩054DIE式中主轴孔径；64）主轴支撑段的惯性矩（,）主轴当量外径（102钢）主轴材料的弹性模量（主轴有关尺寸（、；主轴悬伸量支撑反力系数；主轴前支撑反力矩；可忽略不计；车床、磨床），若轴向切削力较小（如,轴向切削力引起力偶矩）（作用于主轴上的传动力主轴传递全部功率时，）；切削力（作用于主轴端部的当量主轴传递全部功率时，447DDDICMLDMPAEMPAECBMAMMCMNNQFA15013LQBFALEIRAD4671035083261745376048297132因为；所以可知主轴前支撑转角满足要求。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买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985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MDD621D为轴的直径，取D25，所以25530MM1D特性系数是外片内径与内片外径D2之比1取069，则内摩擦片外径M4690312（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JM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DM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。即式中速度修正系数，由表107。每小时结合数修正系数，干式取1，式按表108选取。摩擦面对数修正系数。7568401341064352ZK买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985取Z7故摩擦片总数为Z18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得63401304122Q查机床零件手册，摩擦片的型号如下内片DP7285，查表取D44MM，D26MMB3MM,B97MMH235MM,05MM外片DP7285，查表取D86MM，D30MMB2MM,B20MMH48MM,H142MM05MM内外片的最小间隙为02046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；BDD后支撑N212双列圆锥滚子轴承6011066；BDD买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985轴带轮处307深沟球轴承轴358021；BDD轴与箱体处304GB27689205215；齿轮7305C角接触轴承GB29283205215；轴前、后支承7304E圆锥滚子轴承GB29784257217；BDD轴前、后支承7307E圆锥滚子轴承GBT29784358021；BDD（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，T48000H。依据机械设计轴承校核公式如下；寿命系数，；轴承的计算转速；速度系数，；，对滚子轴承寿命指数，对球轴承；，一般取滚动轴承的许用寿命；额定动载荷；额定寿命；或50MIN/31310550H00HHHNNHHOFPAHOFPANHJNHLFFRNFFHTNCLKKFCTPFL买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985径向、轴向系数；、）；轴向负荷（）；径向负荷（；），当量动载荷（齿轮轮换工作系数；转化变化系数；功率利用系数；使用系数；YXNFNFYXPPKKKARHOHAAR00F轴轴承校核已知选用轴承为深沟球轴承304GB27689205215；BDD基本额定动载荷；由于该轴的转速为定值1000R/MIN；依KNCR21据设计要求应对轴末端轴承进行校核。最小齿轮直径；MD84328轴转矩30610969595021MNNPTMD齿轮受到的切向力KTFT28443齿0轮受到的轴向力NT096ANA齿轮受到的径向力KFTR8352TAN84COS因此轴承当量动载荷NFYXPRAR0H48016301259046）589127（50；80；80；960；1；32133FHNHHPHOANTPCFLKKKKF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，买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985经校核各轴轴承选取均合适。7键的选用及校核（3）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D48MM；齿轮厚度L785MM；传递扭矩；选用A型平键，初选键MNT267840型号为，。查机械设计表79得9106,74GBL。由机械设计式（714）和式（715）MPAAP得MPAPADHLTP1086270148/26704/由上式计算可知挤压强度满足。BLP3/2由上式计算可知抗剪切强度满足。（2）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D80MM；齿轮快厚度L95MM；传递扭矩；选用A型平键，由于主MNT35720轴空心所以选择键，。查机械设916,842GB80L计表79得。由机械设计式（714）MPAAP10和式（715）得MPAADHLTP1043180/357204/由上式计算可知挤压强度满足。PBL75/2由上式计算可知抗剪切强度满足。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985五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HT1533,强度要求较高的箱体用HT2040，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT2040。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。为螺钉直径；为轴承外径；由结构确定；36430532030415251DDMDDED买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985（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。名称符号尺寸关系箱座壁厚15主轴左侧凸缘厚1B73箱座凸缘厚32主轴右侧凸缘厚237外箱壁至轴承端面距离1L1250C齿轮顶圆与内箱壁距离18齿轮端面与内箱壁距离2102、铸造工艺性要求为了便