卷筒.dwg
（CAD图纸）
马达驱动绞车的设计.doc
上箱体.dwg
（CAD图纸）
下箱体.dwg
（CAD图纸）
装配图.dwg
（CAD图纸）
轴径因为因此合格轴承的选择.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结构具体所限定。
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，额定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。
.轴承的型号确定蜗杆轴轴承的选择结合蜗杆轴的受力特点与箱体运动的关系，此处选用圆锥滚子轴承。
分析传动示意图不难发现，本系统中蜗杆轴的轴承同时承受径向载荷和轴向载荷，而且承受的载荷都较大。
查机械设计手册可知，圆锥滚子轴承能同时承受径向载荷和轴向载荷，承载能力大，而且内外圈可分离，安装时可调整游隙，也可以成对使用，满足条件，由前面对蜗杆轴受力分析可选用对圆锥滚子轴承型。
蜗轮轴轴承的选择根据蜗轮轴受力图可知，蜗轮轴同时承受径向载荷和轴向载荷且轴向载荷为主要载荷，因此选用轴承时考虑优先选用能承受轴向载荷为主的径向轴向联合载荷的推力调心滚子轴承，由前面对蜗杆轴受力分析可选用对推力调心滚子轴承型。
.轴承校验圆锥滚子轴承效验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，.，.，.有上面蜗杆轴分析可得则合力为所以，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两式取大值，只需计算右端轴承。
计算额度静载荷由表.，取.，合格。
许用转速验算载荷系数查得，查得，载荷分布系数查得查得许用转速许用转速均大于工作转速。
综上所述所选轴承能满足寿命静载荷与许用转速的要求。
推力调心滚子轴承效验图蜗轮轴及轴承受力分析已求得蜗轮轴所受径向力，轴向力查手册轴承主要性能参数，，.由上面涡轮轴分析可得则合力为所以，附加轴向力因为，所以，右端轴承被压紧，轴承被放松，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两式取大值，只需计算右端轴承。
计算额度静载荷由表.，取.，合格。
许用转速验算载荷系数查得，查得，载荷分布系数查得查得许用转速许用转速均大于工作转速。
综上所述所选轴承能满足寿命静载荷与许用转速的要求。
键的设计与选择.键的选择键是标准件，分为两大类，平键和半圆键，构成松联结斜键，构成紧联结。
平键联结键的侧面是工作面。
工作时，靠键与键槽的互压传递转矩。
按用途，平键分为普通平键，导向平键和滑键三种，导向平键简称平键。
有种键高较小的普通平键称为薄型平键，可以用于薄壁零件。
普通平键用于静联结，按结构分为圆头的，方头的和端圆头端方头的。
导键联结和滑键联结都是动联结。
导键固定在轴上，而毂可以沿着轴移动，滑键固定在毂上而随毂同沿着轴上的键槽移动。
键与键槽的滑动面应具有较低的粗糙度值，以减少移动时的摩擦阻力。
平键联结的计算设计键联结时，通常被联结键的材料，构造和尺寸已初步决定，联结的载荷也已求得。
因此，可以根据联结结构的特点，使用要求和工作条件来选择键的类型，再根据轴径从标准件中选出键的截面尺寸，并参考毂长选出键的长度，然后用适当的校核计算公式做强度校核。
对于平键联结，如果忽略摩擦，则当联结传递转矩时键轴体时可能的失效形式有较弱零件的工作面被压溃或磨损和键的剪断等。
对于实际采用的材料组合和标准尺寸来说，压溃或磨损常是主要失效形式。
因此，通常只做联结的挤压强度或耐磨性计算，但在重要场合，也要验算键的强度。
键标准考虑了联结中的各个零件的强度，按照等强度的设计观点，视毂材料的不同，规定键在轴和毂中的高度也不同。
.蜗轮上键的选择和强度校核由于九级精度的蜗轮要求有定的定心性，因此选用平键，又由于是静联接，所以选用平键，圆头的。
由手册查得当毫米到毫米时，键的截面尺寸为宽毫米高毫米。
参考轮毂长度选键长为毫米。
键的接触长度为毫米。
由表.取铸钢的许用挤压应力为轻微冲击载荷由式.得联接所能传递的转矩为蜗轮上传递的转矩为可见联接的挤压强度达不到，考虑到相差有限可以增加键长或者改为方头键的全长都与毂上键槽接触就能满足要求，因此选用改为方头的方法增加接触长度。
改变后联接所能传递的转矩为这个许用转矩大于蜗轮上的传递转矩所以合格，即蜗轮上选用的键为箱体的设计箱体在台机器的总重量中占很大的比例，同时很大程度上影响着机器的工作精度以及抗震性能。
正确选择箱体的材料和正确设计其结构形式尺寸，是减少机器质量，节约金属材料，提高工作精度，增强机器刚度以及耐磨性等的主要途径。
固定式机器，尤其固定式重型机器，其箱体结构比较复杂，刚度要求也比较高，因而通常都为铸件。
铸造材料长用既便于施工又廉价的铸铁在需要强度高，刚度大是要用铸钢当减少重量具有定的意义时可以选用槽钢配合肋板增加其强度当减少质量有很大意义时才用铝合金等轻金属。
对于运行式机械，如飞机，汽车等，减少机体的重量非常重要，故用轻合金焊制。
绝大数箱体受力情况比较复杂，因而要产生拉伸，弯曲，扭转等变形，当受到弯曲或者扭转时，截面形状对于它们的强度和刚度都有在很大的影响，虽然空心矩形截面的箱体的弯曲强度不及工字形截面，扭转强度不如圆形截面，但它的扭转刚度却大得多，而且采用空心截面的箱体的内壁上比较容易装设其他机件，有利于机械的合理配置。
因而对于箱体来说，它是比较好的截面形状。
般来说，增加箱体的壁厚就可以增加箱体的强度和刚度，但还是不如加设加强肋来得有利。
加设肋板的作用就是增加箱体的强度和刚度，因而又优于增加壁厚时减少其重量，对于铸件，当减少壁厚时，就会增加铸件的缺陷，因而对于减少箱体的重量有定的妨碍而对于焊件，薄壁时更加容易保证焊件的焊接质量，有利于减少箱体的重量。
箱体的工作能力的主要指标是其刚度，其次是强度和抗震性能，当同时用作滑道的时候，滑道部分应该具有足够的耐磨性，此箱体选用滑橇作为它的滑动部分。
此外还应有较好的工艺性。
箱体的结构尺寸和外型尺寸的大小，决定于安装在它内部的或者外部的零件和部件的形状和尺寸以及其相互配置，受力和运动情况等等。
根据已知条件可以计算出箱体的外形尺寸和其结构箱体的总长度毫米箱体的总宽度毫米箱体的总高度毫米箱体的壁厚即为槽钢的厚度为毫米。
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