電梯機械部分系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計

1、機械設計綜合課程設計計算說明書設計題目電梯機械部分系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計摘要本課程設計的目的是設計一種用于較高層建筑的乘客電梯，其轎廂由電力拖動，運行在兩根垂直度小于 15°的剛性導軌上，在規(guī)定樓層間輸送人或貨物。本設計方案的主要特點是采用兩級圓柱斜齒輪傳動裝置和曳引機采用 2:1 繞法。相比蝸輪蝸桿傳動，采用齒輪傳動傳動效率更高，這一點在電動機的選擇部分有所體現(xiàn)。曳引機采用 2:1 繞法，相當于一級減速比為 2:1 的減速裝置，有利于降低減速器的減速比，從而有利于減速器的設計。結(jié)合課程內(nèi)容，本課程設計的主要內(nèi)容包括：總體方案設計、傳動裝置計算、裝配草圖繪制、正式裝配圖繪制、零件圖繪制和設計計

2、算說明書的編寫。其中，傳動裝置的計算主要包括：高速級齒輪傳動設計和校核，低速級齒輪傳動設計和校核，高速軸、中間軸和低速軸的設計和校核，軸承的選擇和校核，鍵的設計和校核，箱體及其他部件的設計等。本次課程設計，較為完整地展現(xiàn)了減速器這一工業(yè)生產(chǎn)中常用的機械部件設計過程。通過查閱相關(guān)資料，綜合運用機械設計、機械原理、材料力學、理論力學、制造工程基礎、工程制圖等多門學科的知識，解決設計過程中的相關(guān)問題。最終完成的內(nèi)容包括Solidworks三維模型、Autocad二維裝配圖以及零件圖以及設計說明書。目錄一、設計任務書1二、總體方案設計3三、高速級齒輪傳動設計14四、低速級齒輪傳動設計23五、高速軸的設

3、計與校核32六、中速軸的設計與校核41七、低速軸的設計與校核52八、高速軸的軸承選擇與校核61九、中速軸的軸承選擇與校核64十、低速軸的軸承選擇與校核67十一、高速軸鍵的選擇與校核（聯(lián)軸器）70十二、中速軸鍵的選擇與校核（齒輪2）71十三、中速軸鍵的選擇與校核（齒輪3）72十四、低速軸鍵的選擇與校核（齒輪4）73十五、低速軸鍵的選擇與校核（聯(lián)軸器）74十六、箱體及其他零部件設計75十七、潤滑與密封78十八、技術(shù)要求79十九、課程設計總結(jié)80參考文獻81項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果一、 設計任務書1. 設計要求電梯是一種固定提升設備，其轎廂由電力拖動，運行在兩根垂直度小于 15°

4、;的剛性導軌上，在規(guī)定樓層間輸送人或貨物。電梯按用途可以分為：客梯、貨梯、客貨梯、觀光梯、雜貨梯等；按速度可分為：低速梯、快速梯、高速梯和超高速梯。電梯是由曳引機的曳引輪，通過曳引輪槽與曳引繩之間的摩擦力實現(xiàn)正常運行。電梯的主要結(jié)構(gòu)包括曳引機、轎廂、轎門、層門、對重層門、導軌、導靴、安全鉗、限速器、緩沖器、限位裝置和控制柜等。電梯的機械部分主要包括：1) 曳引系統(tǒng)：包括電梯傳動部分、曳引機和曳引鋼索。2) 引導部分：包括導軌、導靴等。3) 轎門和層門。4) 對重部分：包括對重及安全補償裝置。5) 安全裝置：包括安全鉗、限速器、緩沖器和限位開關(guān)。根據(jù)給定參數(shù)設計電梯曳引系統(tǒng)。電梯工作要求安全可靠

5、，乘坐舒適，噪聲小，平層準確。正文項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果2. 設計數(shù)據(jù)3. 設計任務表1- 11) 曳引系統(tǒng)的傳動方案設計。2) 齒輪式曳引機的設計。3) 按比例繪制曳引系統(tǒng)的原理方案簡圖。4) 完成傳動部分結(jié)構(gòu)裝配圖1張（用A0或A1圖紙）。5) 編寫設計說明書1份。額定載質(zhì)量/kg額定速度/(m/s)額定加速度/(m/s2)提升高度/m乘客電梯12501.001.0030項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果二、 總體方案設計1. 電梯結(jié)構(gòu)方案設計電梯轎廂的提升和下降的曳引，由以前的卷筒式的提升機構(gòu)，逐步改進為目前電梯行業(yè)廣泛采用的曳引機式提升機構(gòu)。因此，在此次課程設計中，我主

6、要考慮的是曳引機式提升。最終的設計圖如圖2- 1。配重的作用是的作用是減小牽引力，降低所需功率節(jié)省能源。考慮到鋼絲繩的重量不能忽略，曳引輪兩邊的重量會不斷變化，從而所需要的曳引機提供的曳引力也不斷變化，運行不穩(wěn)定，增加了補償鏈。通過具體計算，發(fā)現(xiàn)采用定滑輪時，傳動比過大，難以設計減速器，故采用動滑輪，相當于一個2:1的減速裝置。通過確定曳引輪連直徑和圖2- 1項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果接的轎廂大小，為使配重與轎廂有一定距離，增加了一個調(diào)整輪。2. 曳引輪驅(qū)動方案確定由于電機的轉(zhuǎn)速很快，而電梯的運行速度較慢，因此需要在電動機與曳引機之間增加減速裝置，其大致的結(jié)構(gòu)如圖2- 2。3. 曳引

7、系統(tǒng)設計計算3.1 配重質(zhì)量已知電梯額定載荷Q=1250kg，乘客人數(shù)16（GB7588-2003），取轎廂自重為略大于額定載荷30%，G=1600kg，則可算得配重G0圖2- 2G0=G+Q為平衡系數(shù)，取值0.40.5G0=G+Q=1600+0.40.5×1250=21002225kg取G0=2150kg轎廂自重G=1600kg配重G0=2150kg3.2 鋼絲繩的選取假定該乘客電梯提升高度為10層，H=30m，根據(jù)歐洲電梯標準（EN81-1），采用三根即以上曳引繩時，靜載安全系數(shù)K靜=12，鋼絲繩規(guī)格參數(shù)如表2- 1公稱抗拉強度單強度：1570N/mm2 1770 N/mm2雙強

8、度：1370/1770N/mm2公稱直徑mm近似重量鋼絲繩最小破斷載荷，kN天然纖維kg/100m人造纖維kg/100m單強度：1570N/mm2雙強度：1370/1770N/mm2均按1500N/mm2單強度計算單強度：1570N/mm2822.221.728.133.21034.733.944.051.91142.041.053.262.81358.657.374.387.61688.886.81131331912512215918722168164213251表2- 1項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果初選中公稱直徑d=13mm的人造纖維鋼絲繩，其最小破斷載荷F破斷=74.3kN，取轎

9、廂在最低位置進行計算，m0為單根繩的質(zhì)量，F(xiàn)1為單根繩所受最大靜拉力，設鋼絲繩根數(shù)為n3.3 當量摩擦系數(shù)確定在電梯制造中常常采用的三種曳引輪繩槽為：半圓形槽、半圓形帶切口槽、V形槽，截面圖如圖2- 3取鋼絲繩與曳引輪材料間的摩擦系數(shù)0=0.15m0=H=0.30×57.3=17.19kgF1=G+Q2n+m0g則有：F1K靜<F破斷×0.84代入可得：1600+12502n+17.19×9.8×12<74.3×103×0.84n>2.77取n=3，即采用三根鋼絲繩。圖2- 3三種槽口的當量摩擦系數(shù)分別如下計算：對于

10、半圓形槽：1=40=0.19對于半圓形帶切口槽：2=40sin2-sin2+sin-sin取=，=2，則有2=0.3078對于V型槽：鋼絲繩數(shù)目：n=3當量摩擦系數(shù)：1=0.192=0.30783.4 曳引輪包角的確定1為保證電梯在運行中的安全，應使鋼絲繩在曳引輪上不打滑，根據(jù)分析和計算，電梯曳引鋼絲繩在下面兩種工作狀態(tài)下。容易出現(xiàn)在曳引輪槽上打滑的現(xiàn)象，根據(jù)歐拉公式，可以得出不打滑條件。3=01sin2取=35°，則有：3=0.4988即：1<2<3。盡管V型槽的當量摩擦系數(shù)最大，但隨著使用時間的延長，V型槽口會被磨損，從而導致曳引能力下降，因此本次課程設計選擇半圓形帶

11、切口槽，當量摩擦系數(shù)=0.3078詳細DWG圖 紙 請 加：三 二 1爸 爸 五 四 0 六討論兩種情況鋼絲繩不打滑條件：1) 空載電梯上行至最高層站處制動停車狀態(tài)（同下降啟動狀態(tài)）其不打滑條件為：G+0.5QGeC1C2其中G為轎廂自重，Q為額定載重C1=g+ag-a根據(jù)歐洲電梯標準EN81規(guī)定，C1最小許用值如表2- 2C1電梯額定速度V（M/S）1.10V0.631.150.63<V1.01.201.0<V1.61.251.6<V2.5表2- 23=0.4988半圓形帶切口槽當量摩擦系數(shù)：=0.30784. 電動機的選擇2 p20012344.1 選擇電動機類型4.2

12、選擇電動機容量傳動示意圖如圖2- 4結(jié)合實際數(shù)據(jù)，取C1=1.2，C2值對于半圓帶切口槽取1代入式中1600+0.5×12501600e0.30781.2×11.663rad=95.32°2) 裝有125%額定載荷的電梯在最底層站下降制動停車狀態(tài)（同上升啟動狀態(tài)）其不打滑條件為：G+1.25QG+0.5QeC1C21.734rad=99.38°綜上，不打滑的條件為，包角1.734rad=99.38°，故取=120°按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V圖2- 4包角：=120°電動機所需功率為：P

13、d=Pw曳引機所需功率為：Pw=1-Qv102其中：=G0-GQ=2150-16001250=0.44則：Pw=1-Qv102=(1-0.44)×1250×1.00102=6.863kW各部分的效率如表2- 3曳引機功率：Pw=6.863kW傳動種類及工作狀態(tài)效率聯(lián)軸器1齒式聯(lián)軸器0.99滾動軸承2球軸承0.99（一對）圓柱齒輪3油潤滑8級精度齒輪0.97摩擦傳動4槽型摩擦輪0.89復滑輪組5滾動軸承支承（i=26）0.97表2- 3從而=12243245=0.992×0.994×0.972×0.89×0.97=0.7648所需電動機

14、的功率為Pd=Pw=6.8630.7648=8.974kW電動機的功率：Pd=8.974kW項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果電梯運行時，載荷較平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped略大于Pd即可，參考Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率Ped為11kW選擇同步轉(zhuǎn)速分別為如下值，即3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min的電機進行比較電動機額定功率：Ped=11kW方案電動機型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)電機質(zhì)量/kg價格/元傳動比1Y160M1-2113000/293011716764.01i2Y160M-4111500/14601231

15、6642i3Y160L-6111000/97014720461.33i4Y180L-811750/7301842790i表2- 4結(jié)合表2- 4，方案一雖然電機質(zhì)量小，但是傳動比很大，傳動裝置不易設計，方案一傳動比小，但非常笨重，且價格較貴。因此在2,3中進行選擇，若考慮使傳動裝置緊湊，選擇3更好，若考慮電機質(zhì)量和價格，選擇2更好。現(xiàn)選用方案3，即電動機型號為Y160L-6。電動機型號：Y160L-6項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果5. 運動、動力參數(shù)計算5.1 分配傳動比5.2 運動和動力參數(shù)計算曳引輪直徑D與鋼絲繩直徑d應滿足下列關(guān)系：dD140d=13mm即D40d=520mm，取D

16、=600mm。則曳引輪轉(zhuǎn)速n2為：n2=2vR2×60=2×1.00.3×2×60=63.6619r/min選電機為Y160L-6，其滿載轉(zhuǎn)速為970r/min，則總的傳動比i：i=97063.66=15.24取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i12=1.4i=1.4×15.24=4.619則低速級的傳動比i23=ii12=15.244.619=3.2990軸（電動機軸）：P0=Pd=8.974kWn0=nm=970r/minT0=9550P0n0=9550×8.974970=88.35Nm曳引輪直徑：D=600mm曳引輪轉(zhuǎn)速n2=6

17、3.662r/min總的傳動比i=15.24高速級的傳動比i12=4.619低速級的傳動比i23=3.299項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果1軸（高速軸）：P1=P001=P01=8.974×0.99=8.88kWn1=n0=970r/minT1=9550P1n1=9550×8.88970=87.47Nm2軸（中間軸）：P2=P112=P123=8.88×0.99×0.97=8.53kWn2=n1i12=9704.619=210.0r/minT2=9550P2n2=9550×8.53210.0=387.91Nm3軸（低速軸）P3=P223=

18、P223=8.53×0.99×0.97=8.19kWn3=n2i23=2103.299=63.66r/minT3=9550P3n3=9550×8.1963.66=1227.4Nm4軸（曳引輪軸）P4=P334=P3122=8.19×0.99×0.992=7.94kWn4=n3=63.66r/min項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果T4=9550P4n4=9550×7.9463.66=1191.12Nm13軸的輸出功率或轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入功率或轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.99。運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果加以匯總，如表2- 5軸功率P/kW轉(zhuǎn)矩T

19、/(Nm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出軸08.97488.35970軸18.888.7987.4786.6097010.99軸28.538.44387.91384.03210.04.6190.96軸38.198.101227.41215.163.663.2990.96軸47.941191.1263.6610.97表2- 5項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果三、 高速級齒輪傳動設計3 p971. 選擇材料和精度等級1) 選擇材料2) 熱處理3) 精度選擇2. 初估小齒輪直徑d1依據(jù)：主動輪轉(zhuǎn)速不很高，傳動尺寸無嚴格限制。小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)， 280HB大齒輪：40Cr

20、，調(diào)質(zhì)， 260HB同側(cè)齒面精度等級選8級精度。采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，按照齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑。查附錄B中（B-2）d1Ad3KT1dHP2u+1u初取=13°，查附錄B中表B-1，Ad=756，K=1.3由表2-14查取齒寬系數(shù)d=0.9由圖2-24查取接觸疲勞極限Hlim1=760MPa,Hlim2=710MPa,則HP10.8Hlim1=0.8×760=604MPaHP20.8Hlim2=0.8×710=568MPa則d1Ad3KT1dHP2u+1uHP1=604MPaHP2=568MPa3. 確定基本參數(shù)=756×31.3×

21、;87.470.9×5682×4.619+14.619=59.04mm初取d1=65mm校核圓周速度v和精度等級v=d1n160×1000=×65×97060×1000=3.30m/s查表2-1，取8級精度合理。初取齒數(shù)z1=21,z2=iz1=4.619×21=96.999,取z2=97確定模數(shù)mt=d1z1=6521=3.095mm,查表2-4取mn=3mm確定螺旋角=cos-1mnmt=cos-133.095=14.25°小齒輪直徑d1=mtz1=3.095×21=65mm大齒輪直徑d2=mtz2=

22、3.095×97=300.215mm初步齒寬為b=dd1=0.9×65=58.5mm，取b=60mm。校核傳動比誤差=9721-4.6194.619=10-5滿足要求。初取d1=65mm圓周速度v=3.30m/s齒數(shù)z1=21z2=97按標準取mn=3mm4. 校核齒面接觸疲勞強度4.1 計算齒面接觸應力H由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu+1uHP進行齒面接觸疲勞強度的校核。由圖2-18查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43由表2-15查得彈性系數(shù)ZE=189.8N/mm2重合度系數(shù)Z的計算公式由端面重合度和縱向重合度確定。其中：端面重合度為=12z1ta

23、nat1-tant'+z2tanat2-tant'由表2-5可得t=tan-1tanncos=tan-1tan20°cos14.25°=20.582°at1=cos-1d1costd1+2mn=cos-165×cos20.582°65+2×3=31.012°at2=cos-1d2costd2+2mn=cos-1300×cos20.582°300+2×3=23.39°由于無變位。端面嚙合角t'=t=20.582°，因此端面重合度=1.634。縱向重合度為

24、=bsinmn=58.5×sin14.25°×3=1.527>1故Z=1=11.634=0.782螺旋角系數(shù)Z為Z=cos=cos14.25°=0.984由表2-7查得使用系數(shù)KA=1.5由圖2-6查得動載荷系數(shù)KV=1.17由表2-8查得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.726。其中：Ft=2000T1d1=2000×87.4765=2690NKAFtb=1.5×269065=62.07N/mm<100N/mmKH=KH=cos2b=1.6340.9732=1.726cosb=coscosncost=cos14.25°

25、cos20°cos20.582°=0.9734.2 計算許用接觸應力HP由表2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.3。其中，非對稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級8級，裝配時檢驗調(diào)整或?qū)ρ信芎汀H=A+B1+0.6bd12bd12+C×10-3b=1.09+0.16×1+0.6×0.9232×0.9232+0.31×10-3×60=1.3齒面接觸應力為H=2.43×189.8×0.782×0.984×1.5×1.17×1.726×1.3×2690

26、65×60×4.619+14.619=645.11MPa由式（2-16）HP=HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim計算許用接觸應力HP。由圖2-27查得ZNT1=0.98，ZNT2=1.05。其中電梯的設計使用壽命為10年，每天平均工作時間為10h，則總工作時間為th=10×365×10=36500h應力循環(huán)次數(shù)為齒面接觸應力H=645.11MPa項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果4.3 驗算NL1=60n1th=60×1×970×36500=2.12×109NL2=NL1i1=2.12×109

27、4.619=4.59×108齒面工作硬化系數(shù)ZW1為ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.2-260-130170=1.123由表2-18查得接觸強度尺寸系數(shù)ZX1=ZX2=1潤滑油膜影響系數(shù)為ZL1=Zv1=ZR1=ZL2=Zv2=ZR2=1由表2-17查得接觸最小安全系數(shù)（較高可靠度）SHlim=1.27許用接觸應力為HP1=760×0.98×1×1×1×1.123×11.27=658.59MPaHP2=710×1.05×1×1×1×1.123×1

28、1.27=659.20MPaH=645.11MPa<HP1=658.59MPa（取HP1和HP2中較小者比較）接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。許用接觸應力HP1=658.59MPaHP2=659.20MPa5. 確定傳動主要尺寸6. 齒根彎曲疲勞強度驗算中心距為a=d1+d22=65+3002=182.5mm圓整取a=182mm。由公式a=z1+z2mn2cos可求得精確的螺旋角為=cos-1z1+z2mn2a=cos-121+97×32×182=13.46°合理。端面模數(shù)為mt=mncos=3cos13.46°=3.084mm小齒輪直徑為

29、d1=mnz1cos=3.084×21=64.779mm大齒輪直徑為d2=mnz2cos=3.084×97=299.219mm齒寬b為b=60mm,b1=64mm,b2=60mm小齒輪當量齒數(shù)為zv1=z1cos3=21cos313.46°=23大齒輪當量齒數(shù)為zv2=z2cos3=97cos313.46°=105由式（2-11）圓整a=182mm=13.46°mt=3.084mmd1=64.779mmd2=299.219mmb1=64mmb2=60mmzv1=23zv2=1056.1 計算齒根彎曲應力F=KAKVKFKFFtmnbYFaYSa

30、YY校驗齒根彎曲疲勞強度。使用系數(shù)KA、動載荷系數(shù)KV以及齒間載荷分配系數(shù)KF分別為KA=1.5,KV=1.17,KF=1.726由圖2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KF=1.5,其中bh=602.25×3=8.89由圖2-20查得齒形系數(shù)YFa1=2.78,YFa2=2.21。（非變位）由圖2-21查得應力修正系數(shù)YSa1=1.56,YSa2=1.77。（非變位）重合度系數(shù)Y為Y=0.25+0.75av=0.25+0.75a/cos2b=0.25+0.751.726=0.684由圖2-22查得螺旋角系數(shù)Y=0.875齒根彎曲應力為F1=KAKVKFKFFtmnbYFa1YSa1YY=1.

31、5×1.17×1.5×1.726×269060×3×2.78×1.56×0.684×0.875=179.71MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa16.2 計算許用彎曲應力FP6.3 彎曲疲勞強度校核=179.71×2.21×1.772.78×1.56=162.09MPa由式（2-17）FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin由圖2-30查得齒根彎曲疲勞極限Flim1=305MPa,Flim2=300MPa由表2-17查得彎曲強度最小安全系數(shù)S

32、Fmin=1.60（較高可靠度）由圖2-33查得彎曲強度尺寸系數(shù)YX1=YX2=1由圖2-32查得彎曲強度壽命系數(shù)YNT1=0.87,YNT2=0.89（應力循環(huán)次數(shù)確定同接觸疲勞強度校核），應力修正系數(shù)YST1=YST2=2相對齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為YVrelT1=YRrelT1=YVrelT2=YRrelT2=1許用齒根應力為FP1=305×2×0.87×1×1×11.6=331.68MPaFP2=300×2×0.89×1×1×11.6=333.75MPaF1=179.71MPa<

33、;FP1F2=162.09MPa<FP1合格。項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果四、 低速級齒輪傳動設計1. 選擇材料和精度等級1) 選擇材料2) 熱處理3) 精度選擇2. 初估小齒輪直徑d1依據(jù)：主動輪轉(zhuǎn)速不很高，傳動尺寸無嚴格限制。小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)， 280HB大齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)， 260HB同側(cè)齒面精度等級選8級精度。采用閉式軟齒面?zhèn)鲃樱凑正X面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑。查附錄B中（B-2）d3Ad3KT2dHP2u+1u初取=13°，查附錄B中表B-1，Ad=756，K=1.4由表2-14查取齒寬系數(shù)d=1.0由圖2-24查取接觸疲勞極限Hlim3=

34、760MPa,Hlim4=710MPa,則HP30.8Hlim3=0.8×760=604MPaHP40.8Hlim4=0.8×710=568MPa則d3Ad3KT2dHP2u+1uHP3=604MPaHP4=568MPa3. 確定基本參數(shù)=756×31.4×387.911.0×5682×3.299+13.299=98.21mm初取d3=100mm校核圓周速度v和精度等級v=d3n260×1000=×100×21060×1000=1.099m/s查表2-1，取8級精度合理。初取齒數(shù)z3=24,z4

35、=iz3=3.299×24=79.176,取,z4=79確定模數(shù)mt=d3z3=10024=4.167mm,查表2-4取mn=4mm確定螺旋角=cos-1mnmt=cos-144.167=15.94°小齒輪直徑d3=mtz3=4.167×24=100mm大齒輪直徑d4=mtz4=4.167×79=329mm初步齒寬為b=dd3=1×100=100mm。校核傳動比誤差=7924-3.2993.299=-2.2×10-3滿足要求。初取d3=100mm圓周速度v=1.099m/s齒數(shù)z3=24z4=79按標準取mn=4mm4. 校核齒面接觸

36、疲勞強度4.1 計算齒面接觸應力H由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu+1uHP進行齒面接觸疲勞強度的校核。由圖2-18查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.41由表2-15查得彈性系數(shù)ZE=189.8N/mm2重合度系數(shù)Z的計算公式由端面重合度和縱向重合度確定。其中：端面重合度為=12z3tanat1-tant'+z4tanat2-tant'由表2-5可得t=tan-1tanncos=tan-1tan20°cos15.94°=20.73°at3=cos-1d3costd3+2mn=cos-1100×cos20.73°

37、100+2×4=30°at4=cos-1d4costd4+2mn=cos-1329×cos20.73°329+2×4=24.06°由于無變位。端面嚙合角t'=t=20.73°，因此端面重合度=1.615?？v向重合度為=bsinmn=100×sin15.94°×4=2.18>1故Z=1=11.615=0.787螺旋角系數(shù)Z為Z=cos=cos15.94°=0.98由表2-7查得使用系數(shù)KA=1.5由圖2-6查得動載荷系數(shù)KV=1.09由表2-8查得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.

38、726。其中：Ft=2000T2d3=2000×387.91100=7758NKAFtb=1.5×7758100=116N/mm>100N/mmKH=KH=1.2由表2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.377。其中，非對稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級8級，裝配時檢驗調(diào)整或?qū)ρ信芎汀?.2 算許用接觸應力HPKH=A+B1+0.6bd32bd32+C×10-3b=1.09+0.16×1+0.6×1.02×1.02+0.31×10-3×100=1.377齒面接觸應力為H=2.41×189.8×0.7

39、87×0.98×1.5×1.09×1.2×1.377×7758100×100×3.299+13.299=583.0MPa由式（2-16）HP=HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim計算許用接觸應力HP。由圖2-27查得ZNT3=1.06，ZNT4=1.15。齒面工作硬化系數(shù)ZW1為ZW3=ZW4=1.2-HB4-1301700=1.2-260-130170=1.123由表2-18查得接觸強度尺寸系數(shù)ZX3=ZX4=1齒面接觸應力H=583.0MPa項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果4.3 驗算5. 確定傳動

40、主要尺寸潤滑油膜影響系數(shù)為ZL3=Zv3=ZR3=ZL4=Zv4=ZR4=1由表2-17查得接觸最小安全系數(shù)（較高可靠度）SHlim=1.27許用接觸應力為HP3=760×1.06×1×1×1×1.123×11.27=712.35MPaHP4=710×1.15×1×1×1×1.123×11.27=721.99MPaH=645.11MPa<HP1=658.59MPa（取HP1和HP2中較小者比較）接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。中心距為a=d3+d42=100+3

41、292=214.5mm圓整取a=215mm。由公式a=z3+z4mn2cos可求得精確的螺旋角為許用接觸應力HP3=712.35MPaHP4=721.99MPa圓整a=215mm6. 齒根彎曲疲勞強度驗算6.1 計算齒根彎曲應力=cos-1z3+z4mn2a=cos-124+79×42×215=16.63°合理。端面模數(shù)為mt=mncos=4cos16.63°=4.1746mm小齒輪直徑為d3=mnz3cos=4.1746×24=100.19mm大齒輪直徑為d4=mnz4cos=4.1746×79=329.794mm齒寬b為b=100

42、mm,b3=105mm,b4=100mm小齒輪當量齒數(shù)為zv3=z3cos3=24cos316.63°=27大齒輪當量齒數(shù)為zv4=z4cos3=79cos316.63°=90由式（2-11）F=KAKVKFKFFtmnbYFaYSaYY校驗齒根彎曲疲勞強度。使用系數(shù)KA、動載荷系數(shù)KV以及齒間載荷分配系數(shù)KF分別為=16.63°mt=4.1746mmd3=100.19mmd4=329.794mmb3=105mmb4=100mmzv3=27zv4=90KA=1.5,KV=1.09,KF=1.2由圖2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KF=1.38,其中bh=1002.25&

43、#215;4=11.1由圖2-20查得齒形系數(shù)YFa3=2.68,YFa4=2.23。（非變位）由圖2-21查得應力修正系數(shù)YSa3=1.58,YSa4=1.77。（非變位）重合度系數(shù)Y為Y=0.25+0.75av=0.25+0.75a/cos2b=0.25+0.751.615=0.68cosb=coscosncost=cos16.63°cos20°cos20.73°=0.9627由圖2-22查得螺旋角系數(shù)Y=0.87齒根彎曲應力為F3=KAKVKFKFFtmnbYFa1YSa1YY=1.5×1.09×138×1.2×775

44、8100×4×2.68×1.58×0.68×0.87=131.5MPaF4=F3YFa3YSa3YFa4YSa4=131.5×2.23×1.772.68×1.58=122.6MPa6.2 計算許用彎曲應力FP6.3 彎曲疲勞強度校核由式（2-17）FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin由圖2-30查得齒根彎曲疲勞極限Flim3=305MPa,Flim4=300MPa由表2-17查得彎曲強度最小安全系數(shù)SFmin=1.60（較高可靠度）由圖2-33查得彎曲強度尺寸系數(shù)YX3=YX4=1由圖2

45、-32查得彎曲強度壽命系數(shù)YNT3=0.90,YNT4=0.91（應力循環(huán)次數(shù)確定同接觸疲勞強度校核），應力修正系數(shù)YST3=YST4=2相對齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為YVrelT3=YRrelT3=YVrelT4=YRrelT4=1許用齒根應力為FP3=305×2×0.9×1×1×11.6=343.125MPaFP4=300×2×0.91×1×1×11.6=337.5MPaF3=131.5MPa<FP4F4=122.6MPa<FP4合格。項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果五、

46、高速軸的設計與校核3 p471. 選擇材料和熱處理2. 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑3. 初步設計軸的結(jié)構(gòu)根據(jù)軸的使用條件，選擇45鋼，正火，硬度HB=170217查表1-3，取C=112，根據(jù)式（1-2）得dC3Pn=112×38.88970mm=23.43mm結(jié)合所選電機Y160L-6，其輸出軸徑為42mm，按聯(lián)軸器的標準系列，取軸徑d=30mm，軸孔長度L=82mm。初選中深溝球軸承6208，軸承尺寸為內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm。初步設計的結(jié)構(gòu)如圖5- 1所示。小齒輪頂圓直徑da=68mm<2d=80mm，故將軸1做成齒輪軸。材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度

47、HB=280。d=30mmL=82mm圖5- 1項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果4. 軸的空間受力分析4.1 當軸逆時針轉(zhuǎn)動（定義為正轉(zhuǎn)）考慮到電梯存在上升和下降兩種情況，因此電機也會有正傳和逆轉(zhuǎn)，下面將會就兩種情況分別進行討論。軸所受到的外載荷為轉(zhuǎn)矩和小齒輪上的作用力，空間受力如圖5- 2所示圖5- 2參考齒輪傳動的受力分析如下：輸入軸的轉(zhuǎn)矩為T1=9.55×106×Pn=9.55×106×8.88970=87427Nmm小齒輪圓周力為Ft1=2T1d1=2×8742765=2690N小齒輪徑向力為4.2 當軸逆轉(zhuǎn)時5. 計算軸承支點的支

48、反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖MH和MV5.1 當軸正轉(zhuǎn)時Fr1=Ft1tanncos=2690×tan20°cos13.46°=1007N小齒輪軸向力為Fa1=Ft1tan=2690×tan13.46°=644N空間受力如圖5- 3所示圖5- 3受力分析與正轉(zhuǎn)時相同。垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下FAV=Ft1×176237=2690×176237=1998NFBV=Ft1-FAV=2690-1998=692NMVC=FAV×61=1998×61=121856Nmm其受力圖和彎矩圖如圖5- 4：

49、圖5- 4水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下：FAH=Fr1×176+Fa1×32.5237=1007×176+644×32.5237=836NFBH=Fr1×176-Fa1×32.5237=1007×61-644×32.5237=171NMHC'=FBH×176=171×176=30074NmmMHC''=FAH×61=836×61=50996Nmm其受力圖和彎矩圖如圖5- 5所示：MVC=121856Nmm正轉(zhuǎn)MHC'=30074Nmm

50、MHC''=50996Nmm5.2 當軸逆轉(zhuǎn)時圖5- 5垂直面（YZ平面）支反力及彎矩與正轉(zhuǎn)相同水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下：FAH=Fr1×176-Fa1×32.5237=1007×176-644×32.5237=670NFBH=Fr1×61+Fa1×32.5237=1007×61+644×32.5237=347NMHC'=FBH×176=347×176=61160NmmMHC''=FAH×61=670×61=40870Nm

51、m其受力圖和彎矩圖如圖5- 6所示：逆轉(zhuǎn)MHC'=61160NmmMHC''=40870Nmm6. 計算并合成彎矩圖6.1 當軸正轉(zhuǎn)時6.2 當軸逆轉(zhuǎn)時圖5- 6MC'=MVC2+MHC'2=1218562+300742=125512NmmMC''=MVC2+MHC''2=1218562+509962=132096Nmm合成彎矩圖如圖5- 7(a)所示。MC'=MVC2+MHC'2=1218562+611602=136343NmmMC''=MVC2+MHC''2=121856

52、2+408702=128527Nmm合成彎矩圖如圖5- 8(a)所示。正轉(zhuǎn)MC'=125512NmmMC''=132096Nmm逆轉(zhuǎn)MC'=136343NmmMC''=128527Nmm項目-內(nèi)容設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果7. 計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖8. 計算并繪制當量彎矩圖T1=9.55×106×Pn=9.55×106×8.88970=87427Nmm轉(zhuǎn)矩圖如圖5- 7（b）所示轉(zhuǎn)矩按照脈動循環(huán)考慮，取=-1b0b。由表1-2查得b=750MPa，由表1-4查得-1b=75MPa，0b=130MPa，則=75130=0.577。由公式Me=M2+T2求出危險截面C處的當量彎矩軸正轉(zhuǎn)時MeC'=MC'2+T2=1255122+0.577×874272=135270NmmMeC'&