(論文)帶式運輸機 軸承部件設計—機械設計課程設計最新優(yōu)秀畢業(yè)論文資料搜集嘔血奉獻

課程設計說明書（論文）課程名稱：機械設計 設計題目：軸承部件設計 院 系：機電工程學院 班 級： 設 計 者： 學 號： 指導教師： 設計時間：20 年 月 日 目錄13一、機械設計作業(yè)任務書1題目:帶式運輸機1二、選擇材料，確定許用應力2三、按扭轉強度估算軸徑2四、設計軸的結構3軸段13軸段23軸段3和軸段73軸段44軸段54軸段64軸承座寬與軸段2的長度4鍵槽5五、軸的受力分析5畫軸的受力簡圖5計算支承反力5畫彎矩圖6六、校核軸的強度6按彎扭合成強度計算6軸的安全系數(shù)校核計算7七、校核鍵連接的強度8八、校核軸承的壽命8計算當量動載荷9校核壽命9九、軸上其他零件設計10鍵10密封用毛氈圈10兩側軸端擋板10大帶輪10小齒輪11十、軸承座及軸承端蓋結構設計11軸承座11軸承端蓋（透蓋）12十一、參考文獻12 一、 機械設計作業(yè)任務書題目:帶式運輸機 結構簡圖見下圖：原始數(shù)據(jù)如下：室內(nèi)工作，工作平穩(wěn)，機器成批生產(chǎn)方案Pm（KW）軸承座中心高H（mm）最短工作年限L531420753.22005年2班二、 選擇材料，確定許用應力通過已知條件和查閱相關的設計手冊得知，該傳動機所傳遞的功率屬于中小型功率。因此軸所承受的扭矩不大。由于45號鋼成本適中，且經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，可提高其綜合性能，故選擇45號鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理。三、 按扭轉強度估算軸徑對于轉軸，按扭轉強度初算直徑：其中 d軸的直徑；軸剖面中最大扭轉剪應力，MPa；P軸傳遞的功率，kW；n軸的轉速，r/min;許用扭轉剪應力，MPa;C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)；式中帶輪的傳動效率由參考文獻2，取，代入上式，得根據(jù)參考文獻1表10.2查得C=118106，當齒輪不裝在軸的端部，C值取應取較大值，取C=118，所以，由于考慮到軸的最小直徑處要安裝大帶輪，會有鍵槽存在，故將其擴大5%，得，按標準GB2822-81的圓整后取四、 設計軸的結構本設計中的軸需要安裝帶輪、齒輪、軸承等不同的零件，并且各處受力不同，因此，設計成階梯軸形式，共分為7段。軸段1軸段1安放大帶輪，所以其長度由帶輪輪轂長度確定，而直徑由初算的最小直徑得到。 ，大帶輪寬50mm，但是中間輪轂常45mm，軸長應略短于輪轂，取；軸段2由于大帶輪右端由軸肩來固定，則，取為32mm； 軸段3和軸段7安裝軸承，尺寸由軸承確定。標準直齒圓柱齒輪，沒有軸向力，但考慮到有較大的徑向力，選用深溝球軸承。應該根據(jù)此段軸大致直徑范圍確定軸承型號，選定軸承，然后進一步修正軸徑。由機械設計課程設計表12.1，暫取6207，軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，軸件定位直徑，=65mm。因為軸承的，所以選用脂潤滑。取， ，軸段3的長度為軸承寬度、預留距離（取）和齒輪與殼體間隙（?。┑暮停?軸段4 軸段4定位固定軸承的軸肩，用于軸承軸向固定，查 機械設計課程設計表12.1，軸件定位直徑， ；軸段4的長度等于軸段6的長度；軸段5因為在齒輪傳動中，小齒輪設計為齒輪軸，最大直徑和齒輪大徑相同，直徑，此段軸長應與齒厚相同，； 軸段6軸段6定位固定軸承的軸肩，用于軸承軸向固定，查 機械設計課程設計表12.1，軸件定位直徑， ，由機械設計課程設計表14.4，氈圈油封的軸徑=41mm，外徑，寬度；軸段6的長度；軸承座寬與軸段2的長度為補償機體的鑄造誤差，軸承應深入軸承座孔內(nèi)適當距離，以保證軸承在任何時候都能坐落在軸承座孔上，為此取軸承上靠近軸承座內(nèi)壁的距離；為保證擰緊上下軸承座連接螺栓所需扳手空間，軸承座應有足夠的寬度C，可?。桓鶕?jù)外圈直徑，由機械設計手冊，軸承蓋凸緣厚度；為避免齒輪輪轂端面轉動時與不動機座內(nèi)壁相碰，齒輪輪轂端面與機座內(nèi)壁之間應有足夠的間距H，對齒輪，已??；為了避免大帶輪與軸承蓋上螺栓相碰，大帶輪端面與軸承蓋間應有足夠的距離，根據(jù)之前大帶輪的尺寸設計；這樣，。鍵槽在軸段1上為了定位大帶輪，有一個鍵槽，由機械設計課程設計表11.28，鍵槽，A型鍵，軸段1上鍵槽長度32mm軸上軸槽深4mm。五、 軸的受力分析畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖、彎矩圖、轉矩圖畫在一起，繪于第6頁上。計算支承反力傳遞到軸系部件上的轉矩齒輪圓周力齒輪徑向力齒輪軸向力帶輪壓軸力帶初次裝在帶輪上時，所需初拉力比正常工作時大得多，故計算軸和軸承時，將其擴大50%，按計算。在水平面上在垂直平面軸承1和軸承2的總支承反力畫彎矩圖A-A截面：水平面：，豎直面：；B-B截面：水平面：豎直面：則 軸的受力簡圖、彎矩圖、轉矩圖六、 校核軸的強度按彎扭合成強度計算A-A截面，B-B截面的彎矩大小相差不大，但A-A截面既有彎矩又有轉矩，且截面積最小，為危險截面?？箯澠拭婺Ａ浚烧n本附表10.1，；抗扭剖面模量，由課本附表10.1，；根據(jù)轉矩性質(zhì)而定的折合系數(shù)，對于行車驅(qū)動裝置，屬于頻繁正反受扭的軸，?。粚ΨQ循環(huán)的敘用彎曲應力，由課本表10.4，由課本式10.3，因此，校核通過。軸的安全系數(shù)校核計算彎曲應力： 扭剪應力：、：材料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉疲勞極限，由課本表10.1，45號鋼調(diào)質(zhì)處理，,；：彎曲時和扭轉時軸的有效應力集中系數(shù)，由課本附表10.3、附表10.4，；：零件的絕對尺寸系數(shù)，由課本附圖10.1，；：表面質(zhì)量系數(shù)，由課本附圖10.1和附表10.2，；：把彎曲時和扭轉時軸的平均應力折算為應力幅的等效系數(shù)，由課本表10.1，；：許用疲勞強度安全系數(shù)，由課本表10.5，；：只考慮彎矩時的安全系數(shù)；：只考慮轉矩時的安全系數(shù)；：只考慮彎矩時的安全系數(shù)；：只考慮轉矩時的安全系數(shù)；校核通過。七、 校核鍵連接的強度校核公式：式中：工作面的擠壓應力，；：傳遞的轉矩，；：軸的直徑，；：鍵的工作長度，A型，為鍵的公稱長度和鍵寬；h：軸段1上鍵槽深 h=4mm許用擠壓應力，由課本表6.1， 。對于軸段1上定位大帶輪的鍵；校核通過；八、 校核軸承的壽命軸承不受軸向力，只有徑向力，且，所以只校核軸承1即左軸承即可。計算當量動載荷由課本P219式11.2；其中：為當量動載荷：軸承的徑向載荷和軸向載荷， ：動載荷徑向系數(shù)和動載荷軸向系數(shù)，由。校核壽命由課本式11.1c式中：軸承的基本額定壽命，；：軸承的預期壽命，5年2班，每年按300天計，；：軸承的基本額定動載荷，由機械設計課程設計表12.1,；壽命指數(shù)，對于球軸承，；溫度系數(shù)，由課本表11.9，工作溫度，；載荷系數(shù)，由課本表11.10，工作平穩(wěn)，?。伙@然 不滿足壽命條件。 若采用寬系列6307，粗略估算一下，取，同理 也不滿足壽命條件。必須對原有的方案數(shù)據(jù)做出修改：可以通過修改尺寸或修改軸承材料，在此改變軸承形式，改用圓錐滾子軸承，暫取型號30207， 再次進行軸承壽命校核：壽命指數(shù)，對于滾子軸承，：軸承的基本額定動載荷，由機械設計課程設計表12.4,；顯然 滿足了壽命條件九、 軸上其他零件設計鍵在“設計軸的結構”部分提到，軸上的鍵槽選擇，A型鍵，軸段1上鍵槽長度32mm，由于鍵是標準件，查閱機械設計課程設計表11.28，得到鍵和鍵槽的各部分尺寸。密封用毛氈圈氈圈油封的軸徑=41mm，外徑，寬度；由機械設計課程設計表14.4，可得毛氈圈的尺寸參數(shù)。兩側軸端擋板該零件也屬于標準件。查閱機械設計課程設計表11.22，選用螺栓緊固軸端擋圈（GB/T 892-1986），B型，公稱直徑35mm。由于以上零件都屬于標準件，其參數(shù)不再贅述。大帶輪根據(jù)設計課題的要求和已經(jīng)完成的小帶輪參數(shù)，帶傳動環(huán)節(jié)使用了3根A型V帶，具體見CAD設計圖。， ， ，；，取=52mm;；取；（各符號所代表的含義和課本相同）小齒輪在已經(jīng)結束的齒輪設計中，小齒輪設計為齒輪軸，齒頂圓直徑57mm，齒厚為55m。 十、 軸承座及軸承端蓋結構設計軸承座考慮到安裝方便，本次設計中選用剖分是軸承座。按照設計方案的要求，軸承座孔中心高H=200mm，根據(jù)機械設計作業(yè)指導的公式：地腳螺栓的直徑。軸承蓋連接螺栓的直徑。軸承旁連接螺栓的直徑。因此，上述三處分別選用M20、M8、M16的螺栓。得到地腳螺栓的直徑之后，查表格，可確定螺栓中心線距障礙物的距離，距凸緣邊緣的距離，沉頭座孔直徑。兩連接螺栓間的距離取軸承端蓋外徑。得到上述尺寸后，可以設計其他部分尺寸：軸承座腹板壁厚，筋厚。四個地腳螺栓矩形排布，間距為122mm，170mm。軸承端蓋（透蓋）由本次設計的特點，可選用凸緣式軸承蓋，其中嵌入毛氈圈以密封。由機械設計課程設計P228圖號21中的經(jīng)驗公式得到相關尺寸：，取。（此處的是螺栓直徑，即設計軸承座時的），取120mm；根