接触应力最大接触应力满足条件轮齿弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳极限弯曲疲劳最小安全系数许用弯曲疲劳应力轮齿最大弯曲应力满足条件。

蜗轮蜗杆传动中的作用力分析在蜗杆传动中作用在齿面上的法向压力仍可分解为圆周力径向力和轴向力。

显然，作用于蜗杆上的轴向力等于蜗轮上的圆周力，蜗杆上的圆周力等于蜗轮上的轴向力蜗杆中国地质大学长城学院届毕业设计上的径向力则等于蜗轮上的径向力。

这些对应的力的数值相等，方向彼此相反。

如图所示。

图蜗轮蜗杆受力图蜗轮上作用力实际传动动力参数由于蜗轮蜗杆各基本尺寸需圆整为标准值，传动比最终确定为且蜗轮蜗杆传动效率与估计值略有差别，因此，实际传动动力参数如下各轴实际转矩螺母中国地质大学长城学院届毕业设计蜗轮蜗杆电机轴各轴实际转速蜗杆蜗轮螺母螺杆电机实际功率电机满足使用要求。

总效率本电动起升机构实际效率中国地质大学长城学院届毕业设计辅助装置的设计轴承的选择轴承的选择因素在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的具体结构所限定。

不论工作寿命，静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都必须经过尺寸演算。

该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。

滚动轴承的静负荷是指轴承加载后是静止的内外圈间无相对运动或旋转速度非常低。

在这种情况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。

大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。

只有在特殊情况时，才根据对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。

对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能力。

要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。

静负荷轴承计算静负荷安全系数有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。

其中静负荷安全系数，额定静负荷，当量静负荷。

静负荷安全系数是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。

对于必须平稳运转噪音特低的轴承，就要求的数值高只要求中等运转噪声的场合，可选用小些的般推荐采用下列数值适用于低噪音等级适用于常规噪音等级适用于中等噪音等级。

额定静负荷对向心轴承来说是径向力，对推力轴承而言则是轴向力，在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为自调心球轴承其它类型球轴承所有滚子轴承在额定静负荷的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之。

当量静负荷是个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴向和向心力。

在滚动体和滚道的最大承载接触区域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。

其中当量静负荷，径向负荷，轴向负荷，单位都是千牛顿，径向系数，轴向系数。

动负荷轴承所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失效出现凹坑，寿命计算公式为，其中名义额定寿命，额定动负荷，当量动负荷，寿命指数，是以万转为单位的名义额定寿命。

对于大组相同型号的轴承来说，其中应该达到或者超过该值。

额定动负荷在每类轴承的参数表中都可以找到，在该负荷作用下，轴承可以达到万转的额定寿命。

当量动负荷是项理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来说是轴向力。

其方向大小恒定不变。

当量动负荷作用下的轴承寿命与实际负荷组合作用时相同。

其中中国地质大学长城学院届毕业设计当量动负荷，径向负荷，轴向负荷，单位都是千牛顿，径向系数，轴向系数。

不同类型轴承的，值及当量动负荷计算依据，可在各类轴承的表格和前言中找到。

球轴承和滚子轴承的寿命指数有所不同。

对球轴承，对滚子轴承，。

如果轴承动负荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量负荷时就得有相应的考虑。

连续的负荷及速度曲线就要用分段近似值来替代。

滚动轴承的轴器夹壳联轴器紧箍咒夹壳联轴器挠性联轴器无弹性元件挠性联轴器非金属弹性元件挠性联轴器金属弹性元件挠性联轴器联轴器选择应考虑的问题在深知所设计产品的工况及技术要求的情况下，选择联轴器应考虑以下问题所需传递转矩大小载荷性质及产品对缓冲和减振方面的要求轴的转速高低和引起的离心力大小两轴对位移大小径向位移轴向位移角位移联轴器的制造安装维修成本。

在本设计中，选择联轴器的基本决定因素是联轴器所受扭矩的大小。

也即电机轴的扭矩求得，电机轴的扭矩由于联轴器已标准化，只需根据其所受最大扭矩及轴径大小选择联轴器，因此，综合考虑，选择型凸缘联轴器，其基本参数见表。

表型凸缘联轴器基本参数公称扭矩许用转速轴孔直径螺栓重量数直径中国地质大学长城学院届毕业设计图型凸缘联轴器中国地质大学长城学院届毕业设计结论本次毕业设计是大学所学知识的全面应用和检测，它使我对产品的先期调研设计方案的提出到最终设计的完成有了比较理性的认识，为以后的工作打下了基础，积累了经验。

本次设计的起升机构具有结构紧凑体积小重量轻动力源广泛无噪音安装方便使用灵活功能多配套形式多可靠性高使用寿命长等许多优点。

可以单台或组合使用，能大致控制调整提升的高度，可以用电动机或其他动力直接带动，也可以手动。

比如说如果用液压马达代替电动机，则可以实现液压的远程控制也可以用柴油机代替电动机，在没有电的时候使用。

在设计的时候，把起升的最大载荷和起升的速度作为设计的原始数据，因此，可以根据使用的场合不同起升的最大载荷不同设计出相应的产品。

通过这次比较完整的起升机构设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状态，和实际设计的结合锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，解决实际工程问题的能力，同时也提高我查阅文献资料设计手册设计规范以及电脑制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力及耐力也都得到了不同程度的提升。

这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在。

顺利如期的完成本次毕业设计给了我很大的信心，让我了解专业知识的同时也对本专业的发展前景充满信心，但也存在定的不足，这新不足在定程度上限制了我们的创造力。

比如我的设计在蜗轮和螺母的材料选择上有定的不足，我选择的材料是铸铝青铜，这种材料比较昂贵，以后必须研制出种新型的低成本的减磨材料，这样产品才有推向市场，得到广泛推广的可能。

在这个能源原材料紧缺的社会中，这无疑是很让我自身感到遗憾的，可这些不足正是我们去更好的研究更好的创造的最大动力，只有发现问题面对问题才有可能解决问题，不足和遗憾不会给我打击只会更好的鞭策我前行，今后我更会关注新技术新设备新工艺的出现，并争取尽快的掌握这些先进的知识。

中国地质大学长城学院届毕业设计致谢到今天我的毕业设计已经圆满的完成了。

在此，我要特别感谢我的指导老师，在这段时间内他给了我莫大的帮助，对于我的每个问题都耐心的讲解和指导。

正由于他的热心地帮助和指导，我的毕业设计才能够顺利的完成。

老师严谨治学的态度和精神也是我在这次设计过程中学到的宝贵的财富。

指导老师不仅关心我的设计，还在找工作方面给了我无微不至的关怀和正确的建议，这些都是我不断前进的动力，必将对我今后的学习和生活受益匪浅，我将终生学习和铭记。

在此，谨向指导老师的培育之恩表示最深的谢意，大学四年的学习和生活即将告别。

感谢这四年各位任课老师对我的教诲，各位同学给我的帮助，感谢与我共同走过大学的朋友们同学们，感谢所有帮助过我的老师同学朋友，同时祝愿你们在以后的日子里，开心快乐，中国地质大学长城学院届毕业设计参考文献邱宣怀机械设计第四版高等教育出版社，龚湘义机械设计课程设计指导书第二版高等教育出版社，张建中机械设计基础课程设计中国矿业大学出版社，哈尔滨工业大学龚湘义机械设计课程设计图册第三版高等教育出版社，实用机械设计手册编写组编。

实用机械设计手册第二版机械工业出版社范思冲等编著画法几何及机械制图机械工业出版社李洪曲中谦实用轴承手册辽宁科学技术出版社杨黎明传感器技术国防工业出版社德尼曼，温特尔著机械零件第版第卷，余梦生，倪文馨译，第卷，余梦生，王成焘，高建华译第卷，张海明译，北京，机械工业出版社徐寅主编，机械设计手册北京，机械工业出版社，最小负荷过小的负荷加上润滑不足，会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。

轴承的型号确定自制螺母处轴承的选择结合自制螺母的受力特点与箱体运动的关系，此处选用平面推力轴承。

分析传动示意图不难发现，本系统中自制螺母下端的轴承几乎承受所有的轴向载荷，而其上端的轴承只需承受上端盖和螺母的预警力。

载荷查参考文献可知，型平面推力轴承的基本额定载荷，满足条件，因此下端轴承选用型。

上端轴承受力比较小，因此只需考虑安装问题，结合自制螺母的直径，选用型平面推力轴承。

蜗杆轴承的选择根据蜗杆的受力图可知，蜗杆牙部分除受径向力外还受轴向力的作用，因此选用轴承时考虑优先选用能同时承受径向力和轴向力的圆锥滚子轴承，型号。

轴承校验计算圆锥滚子轴承寿命图蜗杆及轴承受力分析已求得蜗杆所受径向力，轴向力查手册轴承主要性能参数，，，，中国地质大学长城学院届毕业设计所以，附加轴向力因为，所以，右端轴承被压紧，则轴承轴向力，，取，取，考虑平稳运转，冲击载荷系数，当量动载荷因为，只需计算右端轴承寿命，静载荷计算，当量静载荷两式取大值