0121-慢動卷揚機傳動裝置（渦輪、蝸桿減速機）設計,卷揚機,傳動,裝置,渦輪,蝸桿,減速,設計 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 目錄 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 前言 [摘要]: 減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)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(chǎn)，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(diào)運動,來實現(xiàn)推力機得預設功能。所有部件的設計都經(jīng)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(nèi)，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(chǎn)批量：專門機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 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(nèi)機壁距離 Δ1 >1.2δ=9.6, 取19.5 蝸輪齒輪端面與內(nèi)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(diào)質），硬度為280HBS,大齒輪材料 為45鋼（調(diào)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(nèi)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(diào)質）和表面未強化處理，由機械手冊查得，45號鋼采用調(diào)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(jīng)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(nèi)壁之距離a=16mm，蝸輪與圓柱大齒輪之間的距離為c=20mm。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸位置時，應距箱體內(nèi)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(diào)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(jīng)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(jīng)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(diào)質）和表面未強化處理，由機械手冊查得，45號鋼采用調(diào)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(jīng)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(jīng)調(diào)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(nèi)壁距離 s =5 mm 蝸輪與箱體內(nèi)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(jīng)調(diào)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(jīng)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(chǎn)品的設計過程和方法等內(nèi)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(jīng)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）