渦輪、蝸桿減速機(慢動卷揚機)
渦輪、蝸桿減速機(慢動卷揚機),渦輪,蝸桿,減速,卷揚機
Zhejiang Ocean University
機械設計課程設計說明書
設計題目 : 慢動卷揚機傳動裝置設計
系 別 : 機 械
專 業(yè) : 機械設計制造及自動化
班 級 :
設 計 者 :
指導教師 :范細秋
2007年1月26日
前言 3
《機械設計課程設計》任務書 4
第二章 傳動裝置的總體設計 5
2.1電動機的選擇 5
2.2 減速器中各主要參數(shù)的確定 7
2.3減速器中各軸的運動和動力參數(shù)的設計計算 8
2.4減速器機體結構尺寸 9
第三章 齒輪傳動的設計計算 10
3.1、高速齒輪傳動的設計計算 10
3.2減速器蝸輪蝸桿設計 16
第四章 軸系零件的設計計算 19
4.1 輸入軸的設計與計算 19
4.2 中間軸的設計與計算 24
4.3中間軸的設計與計算 26
第七章 軸承的校核 27
結束語 29
參考文獻 30
設計說明書
學生姓名:陳秀
專業(yè):機械設計制造及其自動化
班級:C04機械(1)班
學號:041007115
課程設計題目:慢動卷揚機傳動裝置設計
課程設計題目來源:實際生產
指導教師:范細秋、胡曉珍 、史曉敏
任務下達日期:2007年 01月 01日
課程設計開始日期:2007年 01月16日
課程設計完成日期:2007年 01 月 26 日
前言
[摘要]: 減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪—蝸桿傳動所組成的獨立部件,常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置;在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置,這時就稱為增速器。減速器由于結構緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單,并可成批生產,故在現(xiàn)代機措中應用很廣。
我所設計的慢動卷揚機傳動裝置,是以減數(shù)器為主體,外加電動機和滾筒,實現(xiàn)以規(guī)定得速度推動物體的功能。性能可靠,結構簡單,緊湊,便于制造。
其主要設計思路來自于對推力機工作原理的分解,然后按照相應功能的機構部件進行設計,對比,選定,以及優(yōu)化組合。綜合利用電動機、推頭、絲杠、減速器等部件的協(xié)調運動,來實現(xiàn)推力機得預設功能。所有部件的設計都經過科學得數(shù)據(jù)處理并利用Auto Cad軟件強大繪圖功能和Word的編輯功能,使設計方案圖文并茂,栩栩如生.
[關鍵字]: 減速器 齒輪 軸 電動機
《機械設計課程設計》任務書
慢動卷揚機傳動裝置設計
1.原始數(shù)據(jù)
學號
方案一
1-9
1-10
1-11
1-12
1-15
1-16
方案二
2-8
2-9
2-11
2-12
2-13
2-14
鋼繩拉力
F(kN)
15
18
20
25
28
30
鋼繩速度
V(m/min)
10
11
11
12
11
10
滾筒直徑
D(mm)
250
300
350
400
400
450
2.已知條件
1) 鋼繩拉力F;
2) 鋼繩速度V;
3) 滾筒直徑D;
4) 工作情況: 三班制,間歇工作,載荷變動??;
5) 工作環(huán)境:室內,灰塵較大,環(huán)境最高溫度35°C左右;
6) 使用折舊期15年,3年大修一次;
7) 制造條件及生產批量:專門機械廠制造,小批量生產。
3.參考傳動方案
方案一:齒輪-蝸桿
第二章 傳動裝置的總體設計
2.1電動機的選擇
(一)、電動機轉速的確定
(1)按工作要求和條件,選用三相籠型異步電動機,封閉式結構,電壓380v,Y型。
(2)選擇電動機的容量
電動機的所需工作功率為: KW
因為KW
傳動裝置的總效率η
;
分別為齒輪傳動,軸承,齒輪聯(lián)軸器,蝸桿傳動
因此p
(3)確定電動機轉速
按表1推薦的傳動比合理范圍,一級圓柱齒輪減速器傳動比i1=3~6,蝸桿傳動一級減速器傳動比i2=10~40,則總傳動比合理范圍ia=30~240,故電動機轉速的可選范圍為:
根據(jù)電動機所需功率和轉速范圍,由有關手冊查出有三種適用的電動機型號如下表所示:
方案
電動機型號
額定功率(kw )
電動機轉速
電流A
效率%
功率因數(shù)
cos
同步轉速
滿載轉速
1
Y132L-8
11
750
730
6
86.5
0.77
2
Y160l-6
11
1000
970
6.5
87
0.78
3
Y132M-4
7.5
1500
1440
7
87
0.83
綜合考慮電動機的功率、轉速和傳動裝置的尺寸、減速器的傳動比等因素,方案3相對比較合適。
(3)所選電動機的結構圖如下:
2.2 減速器中各主要參數(shù)的確定
(一)、傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
(1)總傳動比的確定
由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比為i’=n/n=1440/8.76=164.4
(2)分配減速器的各級傳動比:
式中分別為齒輪和蝸桿的傳動比。
齒輪蝸桿減速器可取齒輪傳動比
取
2.3減速器中各軸的運動和動力參數(shù)的設計計算
(1) 各軸轉速
??軸I :
?軸II :
??軸III:
2.4減速器機體結構尺寸
名 稱
符號
減速器型式及尺寸關系mm
蝸桿減速器
機座壁厚
δ
0.04a+3>=8, 取δ=16
機蓋壁厚
δ1
蝸桿在下:=0.85δ=6.8,取δ1=12
機座凸緣厚
b
1.5δ=24
機蓋凸緣厚
b1
1.5δ1=18
機座底凸緣厚
b2
2.5δ1=41
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12=25
地腳螺釘數(shù)目
n
6
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
d1
0.75 df=19
機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑
d2
(0.5~0.6) df=10
聯(lián)接螺栓d2的間距
l
150~200,取175
軸承端蓋螺釘直徑
d3
(0.4~0.5)df=9
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3~0.4)df=7
定位銷直徑
d
(0.7~0.8)d2=8
df d1 d2至外機壁距離
c1
見下表
df d2至凸緣邊緣距離
c2
見下表
軸承旁凸臺半徑
R1
c2
凸臺高度
h
根據(jù)底速級軸承座確定
外機壁至軸承座端面距離
l1
c1+c2+(8~12)=26+24+8=58
大齒輪頂圓(蝸輪外圓)
與內機壁距離
Δ1
>1.2δ=9.6, 取19.5
蝸輪齒輪端面與內機壁距
離
Δ2
>δ, 取16
機蓋 機座肋厚
m1 m
m1≈0.85δ1=6.8 m≈0.85δ=10
軸承端蓋外徑
D2
軸承孔直徑+(5~5.5)d3=14
軸承端蓋凸緣厚度
t
(1~1.2) d3=9
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
s
s≈D2=14
第三章 齒輪傳動的設計計算
3.1、高速齒輪傳動的設計計算
1選擇齒輪類型,精度等級,材料,齒數(shù)及螺旋角
(1)選用斜圓柱齒輪傳動
(2)運輸機為一般工作機,速度不高,技選用7級精度(GB10095-88)
(3)材料選擇
由課本表10-1 選擇小齒輪選擇材料為40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料
為45鋼(調質)硬度為240HBS
選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=i1×z1=2.4×24=57.6, 取z2=60
選取螺旋角,初選螺旋角為=
2按齒面接觸強度設計
由設計計算公式按公式(10-21)進行計算,即
確定公式內各計算數(shù)值
(1)試選K=1.6
(2)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433
(3)由圖10-26查得,,則=+=1.65
(4)由表10-7選取齒輪系數(shù)=1
(5)由表10-6查得材料得彈性影響系數(shù)ZE=189.8
(6)由圖10-21 d按齒面硬度查得小齒輪1得接觸疲勞強度極限=600MPa , 齒輪2的接觸疲勞強度極限=550MPa
(2)計算
(1)小齒輪分度圓直徑
(7)由10-13計算應力循環(huán)次數(shù)
=60=60*1440*1*(3*6*300*15)=6.99*10
=6.99*10/2.4=2.88*
(8)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89,=0.90
(9)計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式(10-12)得
=/s=510 MPa
=/s=495 MPa
=(+)/2=502..5MPa
=48.3mm
(2)計算圓周速度
V=
(3)計算齒寬b及模數(shù)
(4)、計算縱向重合度
(5)、計算載荷系數(shù)
由表10-2 查得使用系數(shù)K=1
根據(jù)V=3.56m/s ,7級精度,由圖10-8 查得動載荷系數(shù);由表10-4查得
的計算公式:
由圖10-13查得K
由圖10-3查得
所以載荷系數(shù):
(6)、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑
由式10-10a得:
(7)、計算模數(shù)
3、按齒根彎曲強度設計
由式(10-17)得
1)、確定計算參數(shù)
(1)、計算載荷系數(shù)
(2)、根據(jù)縱向重合度從圖10-28 查得螺旋角影響系數(shù)
(3)、計算當量齒數(shù):
(4)、查取齒形系數(shù)
由表10-5查得
(5)、查取應力校正系數(shù)
由表10-5查得
(6)、由圖10-20c查得齒輪1的彎曲疲勞強度極限 齒輪2得彎曲疲勞強度極限
(7)、由圖10- 18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
(8)、計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由公式10-12 得
(9)、計算大、小齒輪 并加以比較
通過比較大齒輪的 數(shù)值大
2)設計計算
對此計算結果,由齒面的接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),現(xiàn)取=2.0 ,已可滿足齒面接觸疲勞強度的設計要求。
(8)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89,=0.90
(9)計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式(10-12)得
=/s=510 MPa
=/s=495 MPa
=(+)/2=502..5MPa
=48.3mm
(2)計算圓周速度
V=
(3)計算齒寬b及模數(shù)
(4)、計算縱向重合度
(5)、計算載荷系數(shù)
由表10-2 查得使用系數(shù)K=1
根據(jù)V=3.56m/s ,7級精度,由圖10-8 查得動載荷系數(shù);由表10-4查得
的計算公式:
由圖10-13查得K
由圖10-3查得
所以載荷系數(shù):
(6)、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑
由式10-10a得:
(7)、計算模數(shù)
4、 幾何尺寸計算
(1)、計算中心距
將中心距圓整為95mm
(2)、按圓整后的中心距修正螺旋角
因值改變不多,故參數(shù), ,等不必再修正。
(3)、計算大,小齒輪的分度圓直徑:
(3)、計算齒輪寬度
圓整后取
5、設計結果
中心距a
模數(shù)
螺旋角
齒輪1 齒數(shù)
齒輪2 齒數(shù)
傳動比
i
齒輪1
分度圓直徑
齒輪1
的寬度
齒輪1
分度圓直 徑
齒輪2
的寬度
95mm
2.0mm
14.4
27
65
2.4
55.79mm
60mm
134.3mm
55mm
3.2減速器蝸輪蝸桿設計
1.選擇蝸桿傳動類型
根據(jù)GB/T 10085——1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI)。
2.選擇材料
根據(jù)庫存材料的情況,并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大,速度是中等,故蝸桿用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45——55HRC。蝸桿用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。
3.按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由式(11-12),傳動中心距
1)確定作用在蝸輪上的轉矩
2)確定載荷系數(shù)K
因工作載荷較穩(wěn)定,故取載荷分布不均勻系數(shù)由表11—5選取使用系數(shù).15,由于轉速不高,沖擊不大,可取動載荷系數(shù)則:
3)確定彈影響系數(shù),因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配,故。
4)確定接觸系數(shù)
先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a比值從《機械設計》圖11-18中可得。
5)確定許用接觸應力
根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造,蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應力=268MPa。
應力循環(huán)次數(shù)
壽命系數(shù)
所以,。
6)計算中心距
取中心距a=355mm,因i=31故從表11-2取模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑d1=140mm,這時d1/a=0.39,因為因此以上計算可用。
4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸計算
1)蝸桿
軸向齒距Pa=,直徑系數(shù)?q= 17.5;
齒頂圓直徑 156mm,齒根圓直徑;分度圓導程角
蝸桿軸向齒厚。
2)蝸輪
蝸輪齒數(shù)Z2=71,變位系數(shù);
驗算傳動比,是允許的。
蝸輪的分度圓直徑:
蝸輪喉圓直徑:
蝸輪齒根圓直徑:
外圓直徑:
蝸輪寬度B:
5.校核齒根彎曲疲勞強度
當量齒數(shù) 根據(jù)x2=+0.125,,從圖11-19中可查得齒形系數(shù)。
螺旋系數(shù)
許用彎曲應力
從表11-8中查得由鑄錫磷青銅ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力
壽命系數(shù)
;所以彎曲強度是滿足的。
6.精度等級公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸桿精度等級中選7級精度、側隙種類為f,表注為8f GB/T100然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度,此處從略。
第四章 軸系零件的設計計算
軸系零件包括軸、鍵聯(lián)接、滾動軸承和聯(lián)軸器。完成傳動零件的設計計算后,需對它們進行設計計算。
軸是減速器的主要零件之一,軸的結構決定于軸上零件的位置和有關尺寸。設計軸時,要按照工作要求,選擇合適的材料,并進行結構設計,然后根據(jù)受力狀況進行強度和剛度計算。
4.1 輸入軸的設計與計算
1.軸的材料的選擇
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件,有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉,對應力集中的敏感性較低,同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度,故采用碳鋼制造尤為廣泛。
材料選擇:45#鋼,采用熱處理(調質)和表面未強化處理,由機械手冊查得,45號鋼采用調質處理硬度為217~255HB。
2.軸的初步計算
已知:輸入軸上的輸入功率
P=11.07KW;
轉速;
轉矩;
軸上齒輪模數(shù)Mn=2;
螺旋角=
前面已經算出軸上齒輪分度圓直徑: ;
1、求作用在齒輪上的力
;
;
;
圓周力,徑向力,軸向力的方向如圖 4—2所示。
2、初步確定輸入軸的最小直徑
公式中:由查表15-3得,初步選定為120,代入上式可得:
;
軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2直徑與聯(lián)軸器的孔徑,以及電動機的輸出軸相適應,故需先確定聯(lián)軸器的型號。
聯(lián)軸器的計算轉矩:;
由于提升機的工作效率不大,工作轉矩變化小,原動機為電動機。查表14-1,考慮到轉矩變化很小,故選;
則:=
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查《機械設計手冊》選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉矩為2050。半聯(lián)軸器的孔徑=38mm,故取=38mm;半聯(lián)軸器長度L=82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。
3.軸的結構設計
圖4—1 輸出軸的結構與裝配
(1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度
1、為使1—2軸段滿足半聯(lián)軸器的配合要求,需制出一軸肩,取1—2段直徑。
2、初步選擇滾動軸承
因所選用的齒輪為斜齒輪,則軸承同時承受有徑向和軸向力的作用,鼓選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d=42mm,查手冊,初步選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承30209,其尺寸為,故3—4軸的直徑,而。
3;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為125mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取。
4、軸承端蓋的總寬度20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm
5、取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm,蝸輪與圓柱大齒輪之間的距離為c=20mm??紤]到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s=80mm。
至此,已知初步確定了軸的各段直徑和長度。
(2) 軸上零件的周向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊選用平鍵為,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為108mm,同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接,選用平鍵為,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6,滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
(3) 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考表15-2,取左軸端倒角為,右軸端倒角,2出處倒圓R=2.0mm,其它處倒圓R=2.5mm。
4.求軸上的載荷
根據(jù)軸的結構圖4—5,在確定軸承的支點位置時,應根據(jù)手冊查取a值。對于32217型的滾動軸承,由手冊查得a=34mm。又滾動軸承如圖5-3正裝,則作為簡支梁的軸承跨距L=。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖4—6。
圖4—6 輸出軸的彎矩圖和扭矩圖
從軸的機構圖以及扭矩圖中可以看出,C截面是軸的危險截面。
(1) 求軸上軸承的支座反力和,截面C上的、、
1、求軸承的支反力和
2、截面C上的、、
則:總彎矩為:
;
5.扭矩合成應力校核軸的強度:
進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度,根據(jù)以上所算得的數(shù)據(jù),并取=0.6,軸的計算應力為:
<
前已選定軸的材料為45鋼,由表15-1查得=60,故軸工作安全。
(6) 危險截面4校核:
截面4左側:
抗彎截面系數(shù):;
抗扭截面系數(shù):;
截面左側的彎矩M為:;
截面上的彎曲應力:;
截面上的扭轉切應力:;
軸的材料為45鋼,調質處理。由表15-1查得,,。
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。
因為;,經插值后可查得:
;
又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為:
;;
有效集中系數(shù):
;
;
由附圖3-2得尺寸系數(shù);
由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù):;
軸按磨削加工,由附圖3-4得表面質量系數(shù);
軸未經表面強化,即則得綜合系數(shù)值為:
;
;
碳鋼的特性系數(shù):
,??;
,??;
計算安全系數(shù)值:
;
;
>S=1.5;
故可知其安全。
4.2 中間軸的設計與計算
1.軸的材料的選擇
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件,有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉,對應力集中的敏感性較低,同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度,故采用碳鋼制造尤為廣泛。
材料選擇:45#鋼,采用熱處理(調質)和表面未強化處理,由機械手冊查得,45號鋼采用調質處理硬度為217~255HB。
2.軸的初步計算
(1) 初步確定輸入軸的受力計算:
已知:輸入軸上的輸入功率
;
轉速;
轉矩;
前面已經算出軸上蝸桿分度圓直徑: ;
求作用在蝸桿上的力
;
;
(2) 估算軸徑選取軸的型號
軸Ⅱ材料為45鋼,經調質處理。按扭轉強度計算,初步計算軸徑, 軸徑計算公式查手冊可知道A0=103~126 mm,取
d>= 23.7mm
取軸頸d = 24mm
(3) 軸承選取
圓錐滾子軸承(30000型)
標準=摘自GB/T 297-1994 參照ISO355-1977單位=(mm)
軸承代號=32009
尺寸\d=45
尺寸\D=75
尺寸\T=20
尺寸\B=19
3.軸的結構設計
(1)軸的方案設計
(2)各段直徑及長度
軸承處直徑:d2~3= 45mm
軸承處長度:L2~3=66 mm
齒輪處的直徑:d1~2=38 mm(齒輪孔徑大于所通過的軸徑)
齒輪處長度:L1~2=54mm , (軸段長度應略小于輪轂長度)
擋油環(huán)處:L =18mm
蝸桿齒處:d5~6=117㎜L5~6=117㎜
軸承與箱體內壁距離 s =5 mm
蝸輪與箱體內壁距離 a =10mm
4.3中間軸的設計與計算
1. 確定輸出軸上的功率P,轉速n和轉距T。由前面可知P=5.43KW,n=8.76r/min, T=5912450NM。
2. 求作用在軸上的力:已知低速級齒輪的分度圓直徑為d=568mm,F==N,
F= F
1. 初步確定軸的最小直徑:
低速軸Ⅲ材料為45鋼,經調質處理。按扭轉強度計算,初步計算軸徑,取
d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與鏈輪的孔徑相同,故需確定彈性聯(lián)軸器??讖?,基本尺寸為D*d*T=105*90*39
4軸的結構設計
1) 擬訂軸晌零件的裝配方案圖
2) 根據(jù)軸的軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
3) d2-3=96.4mm L1=175mm 取L1-2=173mm
4) 選擇圓錐輥子軸承型號為(30221)
5) d5-6=113mm d4-5=115mm d5-6=125mm L4-5=115mm L5-6=15mm
第七章 軸承的校核
7.1、 第一對軸承的校核(即與軸I裝配得軸承)
初選單列圓錐滾子軸承,其型號為30209,其尺寸為軸承得受力情況(簡圖)如下圖所示:
(1) 計算徑向力 軸向力
齒輪的徑向力
齒輪的軸向力
(2)計算軸向派生力
由手冊查得e=0.35 Y=1.7 由課本表13-7得則有:
(3)計算軸承得軸向載荷
由于即軸承1壓緊,軸承2放松
由此得
(4)計算當量載荷
因為 則查表得取X Y
則查表得,取f=1.0
則
因為 則查表得取X Y
則查表得,取f=1.0
則
(5)軸承壽命計算L
因為則按軸承1計算,查手冊得,該種軸承得額定動載荷C=26.8KN
則
因為
所以所選得軸承符合要求
結束語
在各位老師的指導下,經過歷時兩個星期的緊張設計,我完成了推力機傳動裝置的設計。在設計過程中,我參考了有關的書籍解到了機械行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢,拓寬了自己的視野和知識面。
本次設計用到了許多以前所學的知識,特別是剛剛結束的機械設計課程中所學的很多知識:從大一時學的CAD制圖到剛剛在機械設計課程中學的結構設計,零件設計。因此在整個設計的過程中,我將兩年多來所學的知識進行系統(tǒng)的復習和回顧,進一步鞏固了自己的專業(yè)知識和專業(yè)技能,增強了獨立思考和理論聯(lián)系實際的能力。同時,也使我對機電產品的設計過程和方法等內容有了一定了解、熟悉和深入。更重要的是,在此次設計過程中,我發(fā)現(xiàn)自己的專業(yè)知識存在很多不足和欠缺。
通過這次課程設計,我及時彌補了自己在專業(yè)知識中存在的不足和欠缺,
從而提高自己的綜合能力。
由于本人的知識水平真的很有限,設計經驗又不足,此次設計難免存在不足和錯誤,懇請各位老師批評和指正。
最后再次感謝在本次設計中指導老師和同學對我的幫助!
參考文獻
1.《機械設計課程設計指導書》(第二版) 高等教育出版社 作者:羅圣國等
2.《機械設計基礎》 高等教育出版社 主編:陳立德
3.《機械設計》(第七版) 高等教育出版社 主編:紀名剛
4.《機械設計手冊》(軟件版)
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