(论文)带式运输机 轴承部件设计—机械设计课程设计最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

课程设计说明书（论文）课程名称：机械设计 设计题目：轴承部件设计 院 系：机电工程学院 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间：20 年 月 日 目录13一、机械设计作业任务书1题目:带式运输机1二、选择材料，确定许用应力2三、按扭转强度估算轴径2四、设计轴的结构3轴段13轴段23轴段3和轴段73轴段44轴段54轴段64轴承座宽与轴段2的长度4键槽5五、轴的受力分析5画轴的受力简图5计算支承反力5画弯矩图6六、校核轴的强度6按弯扭合成强度计算6轴的安全系数校核计算7七、校核键连接的强度8八、校核轴承的寿命8计算当量动载荷9校核寿命9九、轴上其他零件设计10键10密封用毛毡圈10两侧轴端挡板10大带轮10小齿轮11十、轴承座及轴承端盖结构设计11轴承座11轴承端盖（透盖）12十一、参考文献12 一、 机械设计作业任务书题目:带式运输机 结构简图见下图：原始数据如下：室内工作，工作平稳，机器成批生产方案Pm（KW）轴承座中心高H（mm）最短工作年限L531420753.22005年2班二、 选择材料，确定许用应力通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。因此轴所承受的扭矩不大。由于45号钢成本适中，且经过调质处理后，可提高其综合性能，故选择45号钢，并进行调质处理。三、 按扭转强度估算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：其中 d轴的直径；轴剖面中最大扭转剪应力，MPa；P轴传递的功率，kW；n轴的转速，r/min;许用扭转剪应力，MPa;C由许用扭转剪应力确定的系数；式中带轮的传动效率由参考文献2，取，代入上式，得根据参考文献1表10.2查得C=118106，当齿轮不装在轴的端部，C值取应取较大值，取C=118，所以，由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮，会有键槽存在，故将其扩大5%，得，按标准GB2822-81的圆整后取四、 设计轴的结构本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同，因此，设计成阶梯轴形式，共分为7段。轴段1轴段1安放大带轮，所以其长度由带轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。 ，大带轮宽50mm，但是中间轮毂常45mm，轴长应略短于轮毂，取；轴段2由于大带轮右端由轴肩来固定，则，取为32mm； 轴段3和轴段7安装轴承，尺寸由轴承确定。标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，选用深沟球轴承。应该根据此段轴大致直径范围确定轴承型号，选定轴承，然后进一步修正轴径。由机械设计课程设计表12.1，暂取6207，轴承内径，外径，宽度，轴件定位直径，=65mm。因为轴承的，所以选用脂润滑。取， ，轴段3的长度为轴承宽度、预留距离（取）和齿轮与壳体间隙（取）的和， 轴段4 轴段4定位固定轴承的轴肩，用于轴承轴向固定，查 机械设计课程设计表12.1，轴件定位直径， ；轴段4的长度等于轴段6的长度；轴段5因为在齿轮传动中，小齿轮设计为齿轮轴，最大直径和齿轮大径相同，直径，此段轴长应与齿厚相同，； 轴段6轴段6定位固定轴承的轴肩，用于轴承轴向固定，查 机械设计课程设计表12.1，轴件定位直径， ，由机械设计课程设计表14.4，毡圈油封的轴径=41mm，外径，宽度；轴段6的长度；轴承座宽与轴段2的长度为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上，为此取轴承上靠近轴承座内壁的距离；为保证拧紧上下轴承座连接螺栓所需扳手空间，轴承座应有足够的宽度C，可取；根据外圈直径，由机械设计手册，轴承盖凸缘厚度；为避免齿轮轮毂端面转动时与不动机座内壁相碰，齿轮轮毂端面与机座内壁之间应有足够的间距H，对齿轮，已取；为了避免大带轮与轴承盖上螺栓相碰，大带轮端面与轴承盖间应有足够的距离，根据之前大带轮的尺寸设计；这样，。键槽在轴段1上为了定位大带轮，有一个键槽，由机械设计课程设计表11.28，键槽，A型键，轴段1上键槽长度32mm轴上轴槽深4mm。五、 轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起，绘于第6页上。计算支承反力传递到轴系部件上的转矩齿轮圆周力齿轮径向力齿轮轴向力带轮压轴力带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，按计算。在水平面上在垂直平面轴承1和轴承2的总支承反力画弯矩图A-A截面：水平面：，竖直面：；B-B截面：水平面：竖直面：则 轴的受力简图、弯矩图、转矩图六、 校核轴的强度按弯扭合成强度计算A-A截面，B-B截面的弯矩大小相差不大，但A-A截面既有弯矩又有转矩，且截面积最小，为危险截面。抗弯剖面模量，由课本附表10.1，；抗扭剖面模量，由课本附表10.1，；根据转矩性质而定的折合系数，对于行车驱动装置，属于频繁正反受扭的轴，取；对称循环的叙用弯曲应力，由课本表10.4，由课本式10.3，因此，校核通过。轴的安全系数校核计算弯曲应力： 扭剪应力：、：材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由课本表10.1，45号钢调质处理，,；：弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由课本附表10.3、附表10.4，；：零件的绝对尺寸系数，由课本附图10.1，；：表面质量系数，由课本附图10.1和附表10.2，；：把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由课本表10.1，；：许用疲劳强度安全系数，由课本表10.5，；：只考虑弯矩时的安全系数；：只考虑转矩时的安全系数；：只考虑弯矩时的安全系数；：只考虑转矩时的安全系数；校核通过。七、 校核键连接的强度校核公式：式中：工作面的挤压应力，；：传递的转矩，；：轴的直径，；：键的工作长度，A型，为键的公称长度和键宽；h：轴段1上键槽深 h=4mm许用挤压应力，由课本表6.1， 。对于轴段1上定位大带轮的键；校核通过；八、 校核轴承的寿命轴承不受轴向力，只有径向力，且，所以只校核轴承1即左轴承即可。计算当量动载荷由课本P219式11.2；其中：为当量动载荷：轴承的径向载荷和轴向载荷， ：动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由。校核寿命由课本式11.1c式中：轴承的基本额定寿命，；：轴承的预期寿命，5年2班，每年按300天计，；：轴承的基本额定动载荷，由机械设计课程设计表12.1,；寿命指数，对于球轴承，；温度系数，由课本表11.9，工作温度，；载荷系数，由课本表11.10，工作平稳，取；显然 不满足寿命条件。 若采用宽系列6307，粗略估算一下，取，同理 也不满足寿命条件。必须对原有的方案数据做出修改：可以通过修改尺寸或修改轴承材料，在此改变轴承形式，改用圆锥滚子轴承，暂取型号30207， 再次进行轴承寿命校核：寿命指数，对于滚子轴承，：轴承的基本额定动载荷，由机械设计课程设计表12.4,；显然 满足了寿命条件九、 轴上其他零件设计键在“设计轴的结构”部分提到，轴上的键槽选择，A型键，轴段1上键槽长度32mm，由于键是标准件，查阅机械设计课程设计表11.28，得到键和键槽的各部分尺寸。密封用毛毡圈毡圈油封的轴径=41mm，外径，宽度；由机械设计课程设计表14.4，可得毛毡圈的尺寸参数。两侧轴端挡板该零件也属于标准件。查阅机械设计课程设计表11.22，选用螺栓紧固轴端挡圈（GB/T 892-1986），B型，公称直径35mm。由于以上零件都属于标准件，其参数不再赘述。大带轮根据设计课题的要求和已经完成的小带轮参数，带传动环节使用了3根A型V带，具体见CAD设计图。， ， ，；，取=52mm;；取；（各符号所代表的含义和课本相同）小齿轮在已经结束的齿轮设计中，小齿轮设计为齿轮轴，齿顶圆直径57mm，齿厚为55m。 十、 轴承座及轴承端盖结构设计轴承座考虑到安装方便，本次设计中选用剖分是轴承座。按照设计方案的要求，轴承座孔中心高H=200mm，根据机械设计作业指导的公式：地脚螺栓的直径。轴承盖连接螺栓的直径。轴承旁连接螺栓的直径。因此，上述三处分别选用M20、M8、M16的螺栓。得到地脚螺栓的直径之后，查表格，可确定螺栓中心线距障碍物的距离，距凸缘边缘的距离，沉头座孔直径。两连接螺栓间的距离取轴承端盖外径。得到上述尺寸后，可以设计其他部分尺寸：轴承座腹板壁厚，筋厚。四个地脚螺栓矩形排布，间距为122mm，170mm。轴承端盖（透盖）由本次设计的特点，可选用凸缘式轴承盖，其中嵌入毛毡圈以密封。由机械设计课程设计P228图号21中的经验公式得到相关尺寸：，取。（此处的是螺栓直径，即设计轴承座时的），取120mm；根