機(jī)械設(shè)計(jì)綜合課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目電梯機(jī)械部分系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)摘要本課程設(shè)計(jì)的目的是設(shè)計(jì)一種用于較高層建筑的乘客電梯，其轎廂由電力拖動(dòng)，運(yùn)行在兩根垂直度小于 15的剛性導(dǎo)軌上，在規(guī)定樓層間輸送人或貨物。本設(shè)計(jì)方案的主要特點(diǎn)是采用兩級(jí)圓柱斜齒輪傳動(dòng)裝置和曳引機(jī)采用 2:1 繞法。相比蝸輪蝸桿傳動(dòng)，采用齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)效率更高，這一點(diǎn)在電動(dòng)機(jī)的選擇部分有所體現(xiàn)。曳引機(jī)采用 2:1 繞法，相當(dāng)于一級(jí)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(shè)計(jì)。結(jié)合課程內(nèi)容，本課程設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括：總體方案設(shè)計(jì)、傳動(dòng)裝置計(jì)算、裝配草圖繪制、正式裝配圖繪制、零件圖繪制和設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。其中，傳動(dòng)裝置的計(jì)算主要包括：高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)和校核，低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)和校核，高速軸、中間軸和低速軸的設(shè)計(jì)和校核，軸承的選擇和校核，鍵的設(shè)計(jì)和校核，箱體及其他部件的設(shè)計(jì)等。本次課程設(shè)計(jì)，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(jī)械部件設(shè)計(jì)過程。通過查閱相關(guān)資料，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械原理、材料力學(xué)、理論力學(xué)、制造工程基礎(chǔ)、工程制圖等多門學(xué)科的知識(shí)，解決設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)說明書。目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1二、總體方案設(shè)計(jì)3三、高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)14四、低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)23五、高速軸的設(shè)計(jì)與校核32六、中速軸的設(shè)計(jì)與校核41七、低速軸的設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)75十七、潤(rùn)滑與密封78十八、技術(shù)要求79十九、課程設(shè)計(jì)總結(jié)80參考文獻(xiàn)81項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書1. 設(shè)計(jì)要求電梯是一種固定提升設(shè)備，其轎廂由電力拖動(dòng)，運(yùn)行在兩根垂直度小于 15的剛性導(dǎo)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(jī)的曳引輪，通過曳引輪槽與曳引繩之間的摩擦力實(shí)現(xiàn)正常運(yùn)行。電梯的主要結(jié)構(gòu)包括曳引機(jī)、轎廂、轎門、層門、對(duì)重層門、導(dǎo)軌、導(dǎo)靴、安全鉗、限速器、緩沖器、限位裝置和控制柜等。電梯的機(jī)械部分主要包括：1) 曳引系統(tǒng)：包括電梯傳動(dòng)部分、曳引機(jī)和曳引鋼索。2) 引導(dǎo)部分：包括導(dǎo)軌、導(dǎo)靴等。3) 轎門和層門。4) 對(duì)重部分：包括對(duì)重及安全補(bǔ)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(shè)計(jì)電梯曳引系統(tǒng)。電梯工作要求安全可靠，乘坐舒適，噪聲小，平層準(zhǔn)確。正文項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果2. 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)3. 設(shè)計(jì)任務(wù)表1- 11) 曳引系統(tǒng)的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)。2) 齒輪式曳引機(jī)的設(shè)計(jì)。3) 按比例繪制曳引系統(tǒng)的原理方案簡(jiǎn)圖。4) 完成傳動(dòng)部分結(jié)構(gòu)裝配圖1張（用A0或A1圖紙）。5) 編寫設(shè)計(jì)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(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果二、 總體方案設(shè)計(jì)1. 電梯結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)電梯轎廂的提升和下降的曳引，由以前的卷筒式的提升機(jī)構(gòu)，逐步改進(jìn)為目前電梯行業(yè)廣泛采用的曳引機(jī)式提升機(jī)構(gòu)。因此，在此次課程設(shè)計(jì)中，我主要考慮的是曳引機(jī)式提升。最終的設(shè)計(jì)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?？紤]到鋼絲繩的重量不能忽略，曳引輪兩邊的重量會(huì)不斷變化，從而所需要的曳引機(jī)提供的曳引力也不斷變化，運(yùn)行不穩(wěn)定，增加了補(bǔ)償鏈。通過具體計(jì)算，發(fā)現(xiàn)采用定滑輪時(shí)，傳動(dòng)比過大，難以設(shè)計(jì)減速器，故采用動(dòng)滑輪，相當(dāng)于一個(gè)2:1的減速裝置。通過確定曳引輪連直徑和圖2- 1項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)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(gè)調(diào)整輪。2. 曳引輪驅(qū)動(dòng)方案確定由于電機(jī)的轉(zhuǎn)速很快，而電梯的運(yùn)行速度較慢，因此需要在電動(dòng)機(jī)與曳引機(jī)之間增加減速裝置，其大致的結(jié)構(gòu)如圖2- 2。3. 曳引系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)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+0.40.51250=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(biāo)準(zhǔn)（EN81-1），采用三根即以上曳引繩時(shí)，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(qiáng)度單強(qiáng)度：1570N/mm2 1770 N/mm2雙強(qiáng)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(qiáng)度：1570N/mm2雙強(qiáng)度：1370/1770N/mm2均按1500N/mm2單強(qiáng)度計(jì)算單強(qiáng)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(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)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，取轎廂在最低位置進(jìn)行計(jì)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(shè)鋼絲繩根數(shù)為n3.3 當(dāng)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=0.3057.3=17.19kgF1=G+Q2n+m0g則有：F1K靜<F破斷0.84代入可得：1600+12502n+17.199.812<74.31030.84n>2.77取n=3，即采用三根鋼絲繩。圖2- 3三種槽口的當(dāng)量摩擦系數(shù)分別如下計(jì)算：對(duì)于半圓形槽：1=40=0.19對(duì)于半圓形帶切口槽：2=40sin2-sin2+sin-sin取=，=2，則有2=0.3078對(duì)于V型槽：鋼絲繩數(shù)目：n=3當(dāng)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(yùn)行中的安全，應(yīng)使鋼絲繩在曳引輪上不打滑，根據(jù)分析和計(jì)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(dāng)量摩擦系數(shù)最大，但隨著使用時(shí)間的延長(zhǎng)，V型槽口會(huì)被磨損，從而導(dǎo)致曳引能力下降，因此本次課程設(shè)計(jì)選擇半圓形帶切口槽，當(dāng)量摩擦系數(shù)=0.3078詳細(xì)DWG圖 紙 請(qǐng) 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(dòng)停車狀態(tài)（同下降啟動(dòng)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(biāo)準(zhǔn)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(dāng)量摩擦系數(shù)：=0.30784. 電動(dòng)機(jī)的選擇2 p20012344.1 選擇電動(dòng)機(jī)類型4.2 選擇電動(dòng)機(jī)容量傳動(dòng)示意圖如圖2- 4結(jié)合實(shí)際數(shù)據(jù)，取C1=1.2，C2值對(duì)于半圓帶切口槽取1代入式中1600+0.512501600e0.30781.211.663rad=95.322) 裝有125%額定載荷的電梯在最底層站下降制動(dòng)停車狀態(tài)（同上升啟動(dòng)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(dòng)機(jī)，電壓380V圖2- 4包角：=120電動(dòng)機(jī)所需功率為：Pd=Pw曳引機(jī)所需功率為：Pw=1-Qv102其中：=G0-GQ=2150-16001250=0.44則：Pw=1-Qv102=(1-0.44)12501.00102=6.863kW各部分的效率如表2- 3曳引機(jī)功率：Pw=6.863kW傳動(dòng)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(dòng)軸承2球軸承0.99（一對(duì)）圓柱齒輪3油潤(rùn)滑8級(jí)精度齒輪0.97摩擦傳動(dòng)4槽型摩擦輪0.89復(fù)滑輪組5滾動(dòng)軸承支承（i=26）0.97表2- 3從而=12243245=0.9920.9940.9720.890.97=0.7648所需電動(dòng)機(jī)的功率為Pd=Pw=6.8630.7648=8.974kW電動(dòng)機(jī)的功率：Pd=8.974kW項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果電梯運(yùn)行時(shí)，載荷較平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)的額定功率Ped略大于Pd即可，參考Y系列電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動(dòng)機(jī)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(jī)進(jìn)行比較電動(dòng)機(jī)額定功率：Ped=11kW方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)電機(jī)質(zhì)量/kg價(jià)格/元傳動(dòng)比1Y160M1-2113000/293011716764.01i2Y160M-4111500/146012316642i3Y160L-6111000/97014720461.33i4Y180L-811750/7301842790i表2- 4結(jié)合表2- 4，方案一雖然電機(jī)質(zhì)量小，但是傳動(dòng)比很大，傳動(dòng)裝置不易設(shè)計(jì)，方案一傳動(dòng)比小，但非常笨重，且價(jià)格較貴。因此在2,3中進(jìn)行選擇，若考慮使傳動(dòng)裝置緊湊，選擇3更好，若考慮電機(jī)質(zhì)量和價(jià)格，選擇2更好?，F(xiàn)選用方案3，即電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160L-6。電動(dòng)機(jī)型號(hào)：Y160L-6項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果5. 運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算5.1 分配傳動(dòng)比5.2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算曳引輪直徑D與鋼絲繩直徑d應(yīng)滿足下列關(guān)系：dD140d=13mm即D40d=520mm，取D=600mm。則曳引輪轉(zhuǎn)速n2為：n2=2vR260=21.00.3260=63.6619r/min選電機(jī)為Y160L-6，其滿載轉(zhuǎn)速為970r/min，則總的傳動(dòng)比i：i=97063.66=15.24取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比i12=1.4i=1.415.24=4.619則低速級(jí)的傳動(dòng)比i23=ii12=15.244.619=3.2990軸（電動(dòng)機(jī)軸）：P0=Pd=8.974kWn0=nm=970r/minT0=9550P0n0=95508.974970=88.35Nm曳引輪直徑：D=600mm曳引輪轉(zhuǎn)速n2=63.662r/min總的傳動(dòng)比i=15.24高速級(jí)的傳動(dòng)比i12=4.619低速級(jí)的傳動(dòng)比i23=3.299項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果1軸（高速軸）：P1=P001=P01=8.9740.99=8.88kWn1=n0=970r/minT1=9550P1n1=95508.88970=87.47Nm2軸（中間軸）：P2=P112=P123=8.880.990.97=8.53kWn2=n1i12=9704.619=210.0r/minT2=9550P2n2=95508.53210.0=387.91Nm3軸（低速軸）P3=P223=P223=8.530.990.97=8.19kWn3=n2i23=2103.299=63.66r/minT3=9550P3n3=95508.1963.66=1227.4Nm4軸（曳引輪軸）P4=P334=P3122=8.190.990.992=7.94kWn4=n3=63.66r/min項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果T4=9550P4n4=95507.9463.66=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(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果加以匯總，如表2- 5軸功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動(dòng)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(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果三、 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)3 p971. 選擇材料和精度等級(jí)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(dòng)輪轉(zhuǎn)速不很高，傳動(dòng)尺寸無嚴(yán)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(jí)選8級(jí)精度。采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，按照齒面接觸強(qiáng)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=0.8760=604MPaHP20.8Hlim2=0.8710=568MPa則d1Ad3KT1dHP2u+1uHP1=604MPaHP2=568MPa3. 確定基本參數(shù)=75631.387.470.956824.619+14.619=59.04mm初取d1=65mm校核圓周速度v和精度等級(jí)v=d1n1601000=65970601000=3.30m/s查表2-1，取8級(jí)精度合理。初取齒數(shù)z1=21,z2=iz1=4.61921=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=3.09521=65mm大齒輪直徑d2=mtz2=3.09597=300.215mm初步齒寬為b=dd1=0.965=58.5mm，取b=60mm。校核傳動(dòng)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(biāo)準(zhǔn)取mn=3mm4. 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度4.1 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力H由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu+1uHP進(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核。由圖2-18查得節(jié)點(diǎn)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(jì)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=12z1tanat1-tant+z2tanat2-tant由表2-5可得t=tan-1tanncos=tan-1tan20cos14.25=20.582at1=cos-1d1costd1+2mn=cos-165cos20.58265+23=31.012at2=cos-1d2costd2+2mn=cos-1300cos20.582300+23=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?？v向重合度為=bsinmn=58.5sin14.253=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(dòng)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=200087.4765=2690NKAFtb=1.5269065=62.07N/mm<100N/mmKH=KH=cos2b=1.6340.9732=1.726cosb=coscosncost=cos14.25cos20cos20.582=0.9734.2 計(jì)算許用接觸應(yīng)力HP由表2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.3。其中，非對(duì)稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級(jí)8級(jí)，裝配時(shí)檢驗(yàn)調(diào)整或?qū)ρ信芎?。KH=A+B1+0.6bd12bd12+C10-3b=1.09+0.161+0.60.92320.9232+0.3110-360=1.3齒面接觸應(yīng)力為H=2.43189.80.7820.9841.51.171.7261.3269065604.619+14.619=645.11MPa由式（2-16）HP=HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim計(jì)算許用接觸應(yīng)力HP。由圖2-27查得ZNT1=0.98，ZNT2=1.05。其中電梯的設(shè)計(jì)使用壽命為10年，每天平均工作時(shí)間為10h，則總工作時(shí)間為th=1036510=36500h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為齒面接觸應(yīng)力H=645.11MPa項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果4.3 驗(yàn)算NL1=60n1th=60197036500=2.12109NL2=NL1i1=2.121094.619=4.59108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(qiáng)度尺寸系數(shù)ZX1=ZX2=1潤(rùn)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(yīng)力為HP1=7600.981111.12311.27=658.59MPaHP2=7101.051111.12311.27=659.20MPaH=645.11MPa<HP1=658.59MPa（取HP1和HP2中較小者比較）接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。許用接觸應(yīng)力HP1=658.59MPaHP2=659.20MPa5. 確定傳動(dòng)主要尺寸6. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)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+9732182=13.46合理。端面模數(shù)為mt=mncos=3cos13.46=3.084mm小齒輪直徑為d1=mnz1cos=3.08421=64.779mm大齒輪直徑為d2=mnz2cos=3.08497=299.219mm齒寬b為b=60mm,b1=64mm,b2=60mm小齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv1=z1cos3=21cos313.46=23大齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv2=z2cos3=97cos313.46=105由式（2-11）圓整a=182mm=13.46mt=3.084mmd1=64.779mmd2=299.219mmb1=64mmb2=60mmzv1=23zv2=1056.1 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力F=KAKVKFKFFtmnbYFaYSaYY校驗(yàn)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。使用系數(shù)KA、動(dòng)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=602.253=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(yīng)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(yīng)力為F1=KAKVKFKFFtmnbYFa1YSa1YY=1.51.171.51.72626906032.781.560.6840.875=179.71MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa16.2 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力FP6.3 彎曲疲勞強(qiáng)度校核=179.712.211.772.781.56=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(qiáng)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(qiáng)度尺寸系數(shù)YX1=YX2=1由圖2-32查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)YNT1=0.87,YNT2=0.89（應(yīng)力循環(huán)次數(shù)確定同接觸疲勞強(qiáng)度校核），應(yīng)力修正系數(shù)YST1=YST2=2相對(duì)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(yīng)力為FP1=30520.871111.6=331.68MPaFP2=30020.891111.6=333.75MPaF1=179.71MPa<FP1F2=162.09MPa<FP1合格。項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果四、 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1. 選擇材料和精度等級(jí)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(dòng)輪轉(zhuǎn)速不很高，傳動(dòng)尺寸無嚴(yán)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(jí)選8級(jí)精度。采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，按照齒面接觸強(qiáng)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=760MPa,Hlim4=710MPa,則HP30.8Hlim3=0.8760=604MPaHP40.8Hlim4=0.8710=568MPa則d3Ad3KT2dHP2u+1uHP3=604MPaHP4=568MPa3. 確定基本參數(shù)=75631.4387.911.056823.299+13.299=98.21mm初取d3=100mm校核圓周速度v和精度等級(jí)v=d3n2601000=100210601000=1.099m/s查表2-1，取8級(jí)精度合理。初取齒數(shù)z3=24,z4=iz3=3.29924=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=4.16724=100mm大齒輪直徑d4=mtz4=4.16779=329mm初步齒寬為b=dd3=1100=100mm。校核傳動(dòng)比誤差=7924-3.2993.299=-2.210-3滿足要求。初取d3=100mm圓周速度v=1.099m/s齒數(shù)z3=24z4=79按標(biāo)準(zhǔn)取mn=4mm4. 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度4.1 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力H由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu+1uHP進(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核。由圖2-18查得節(jié)點(diǎn)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(jì)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-1tan20cos15.94=20.73at3=cos-1d3costd3+2mn=cos-1100cos20.73100+24=30at4=cos-1d4costd4+2mn=cos-1329cos20.73329+24=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=100sin15.944=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(dòng)載荷系數(shù)KV=1.09由表2-8查得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.726。其中：Ft=2000T2d3=2000387.91100=7758NKAFtb=1.57758100=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(duì)稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級(jí)8級(jí)，裝配時(shí)檢驗(yàn)調(diào)整或?qū)ρ信芎汀?.2 算許用接觸應(yīng)力HPKH=A+B1+0.6bd32bd32+C10-3b=1.09+0.161+0.61.021.02+0.3110-3100=1.377齒面接觸應(yīng)力為H=2.41189.80.7870.981.51.091.21.37777581001003.299+13.299=583.0MPa由式（2-16）HP=HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim計(jì)算許用接觸應(yīng)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(qiáng)度尺寸系數(shù)ZX3=ZX4=1齒面接觸應(yīng)力H=583.0MPa項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果4.3 驗(yàn)算5. 確定傳動(dòng)主要尺寸潤(rùn)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(yīng)力為HP3=7601.061111.12311.27=712.35MPaHP4=7101.151111.12311.27=721.99MPaH=645.11MPa<HP1=658.59MPa（取HP1和HP2中較小者比較）接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。中心距為a=d3+d42=100+3292=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(yīng)力HP3=712.35MPaHP4=721.99MPa圓整a=215mm6. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算6.1 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力=cos-1z3+z4mn2a=cos-124+7942215=16.63合理。端面模數(shù)為mt=mncos=4cos16.63=4.1746mm小齒輪直徑為d3=mnz3cos=4.174624=100.19mm大齒輪直徑為d4=mnz4cos=4.174679=329.794mm齒寬b為b=100mm,b3=105mm,b4=100mm小齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv3=z3cos3=24cos316.63=27大齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv4=z4cos3=79cos316.63=90由式（2-11）F=KAKVKFKFFtmnbYFaYSaYY校驗(yàn)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。使用系數(shù)KA、動(dòng)載荷系數(shù)KV以及齒間載荷分配系數(shù)KF分別為=16.63mt=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=1002.254=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(yīng)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=cos16.63cos20cos20.73=0.9627由圖2-22查得螺旋角系數(shù)Y=0.87齒根彎曲應(yīng)力為F3=KAKVKFKFFtmnbYFa1YSa1YY=1.51.091381.2775810042.681.580.680.87=131.5MPaF4=F3YFa3YSa3YFa4YSa4=131.52.231.772.681.58=122.6MPa6.2 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力FP6.3 彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度尺寸系數(shù)YX3=YX4=1由圖2-32查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)YNT3=0.90,YNT4=0.91（應(yīng)力循環(huán)次數(shù)確定同接觸疲勞強(qiáng)度校核），應(yīng)力修正系數(shù)YST3=YST4=2相對(duì)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(yīng)力為FP3=30520.91111.6=343.125MPaFP4=30020.911111.6=337.5MPaF3=131.5MPa<FP4F4=122.6MPa<FP4合格。項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果五、 高速軸的設(shè)計(jì)與校核3 p471. 選擇材料和熱處理2. 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑3. 初步設(shè)計(jì)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=11238.88970mm=23.43mm結(jié)合所選電機(jī)Y160L-6，其輸出軸徑為42mm，按聯(lián)軸器的標(biāo)準(zhǔn)系列，取軸徑d=30mm，軸孔長(zhǎng)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(shè)計(jì)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HB=280。d=30mmL=82mm圖5- 1項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果4. 軸的空間受力分析4.1 當(dāng)軸逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)（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(jī)也會(huì)有正傳和逆轉(zhuǎn)，下面將會(huì)就兩種情況分別進(jìn)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(dòng)的受力分析如下：輸入軸的轉(zhuǎn)矩為T1=9.55106Pn=9.551068.88970=87427Nmm小齒輪圓周力為Ft1=2T1d1=28742765=2690N小齒輪徑向力為4.2 當(dāng)軸逆轉(zhuǎn)時(shí)5. 計(jì)算軸承支點(diǎn)的支反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖MH和MV5.1 當(dāng)軸正轉(zhuǎn)時(shí)Fr1=Ft1tanncos=2690tan20cos13.46=1007N小齒輪軸向力為Fa1=Ft1tan=2690tan13.46=644N空間受力如圖5- 3所示圖5- 3受力分析與正轉(zhuǎn)時(shí)相同。垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下FAV=Ft1176237=2690176237=1998NFBV=Ft1-FAV=2690-1998=692NMVC=FAV61=199861=121856Nmm其受力圖和彎矩圖如圖5- 4：圖5- 4水平面（XZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FAH=Fr1176+Fa132.5237=1007176+64432.5237=836NFBH=Fr1176-Fa132.5237=100761-64432.5237=171NMHC=FBH176=171176=30074NmmMHC=FAH61=83661=50996Nmm其受力圖和彎矩圖如圖5- 5所示：MVC=121856Nmm正轉(zhuǎn)MHC=30074NmmMHC=50996Nmm5.2 當(dāng)軸逆轉(zhuǎn)時(shí)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(jì)算如下：FAH=Fr1176-Fa132.5237=1007176-64432.5237=670NFBH=Fr161+Fa132.5237=100761+64432.5237=347NMHC=FBH176=347176=61160NmmMHC=FAH61=67061=40870Nmm其受力圖和彎矩圖如圖5- 6所示：逆轉(zhuǎn)MHC=61160NmmMHC=40870Nmm6. 計(jì)算并合成彎矩圖6.1 當(dāng)軸正轉(zhuǎn)時(shí)6.2 當(dāng)軸逆轉(zhuǎn)時(shí)圖5- 6MC=MVC2+MHC2=1218562+300742=125512NmmMC=MVC2+MHC2=1218562+509962=132096Nmm合成彎矩圖如圖5- 7(a)所示。MC=MVC2+MHC2=1218562+611602=136343NmmMC=MVC2+MHC2=1218562+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(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果7. 計(jì)算并繪制轉(zhuǎn)矩圖8. 計(jì)算并繪制當(dāng)量彎矩圖T1=9.55106Pn=9.551068.88970=87427Nmm轉(zhuǎn)矩圖如圖5- 7（b）所示轉(zhuǎn)矩按照脈動(dòng)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(xiǎn)截面C處的當(dāng)量彎矩軸正轉(zhuǎn)時(shí)MeC=MC2+T2=1255122+0.577874272=135270NmmMeC=MC2+T2=1320962+0.577874272=141400Nmm軸逆轉(zhuǎn)時(shí)MeC=MC2+T2=1363432+0.577874272=145375NmmT1=87427Nmm正轉(zhuǎn)MeC=135270NmmMeC=141400Nmm逆轉(zhuǎn)MeC=145375NmmMeC=MC2+T2=1285272+0.577874272=138072Nmm繪制當(dāng)量彎矩圖如圖5- 7圖5- 8（c）所示。圖5- 7圖5- 8MeC=138072Nmm9. 按照彎扭組合應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由表1-4查得許用彎曲應(yīng)力為-1b=75MPa。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危險(xiǎn)截面C處的彎曲應(yīng)力bC=MeCWC=1453750.1653=5.29MPabC<-1b=75MPa，安全。bC=5.29MPa項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果六、 中速軸的設(shè)計(jì)與校核1. 選擇材料和熱處理2. 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑3. 初步設(shè)計(jì)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=11238.53210mm=38.5mm考慮到軸承的選取，取軸徑d=45mm。初選中深溝球軸承6309，軸承尺寸為外徑D=100mm，寬度B=25mm。初步設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)如圖6- 1所示。d=45mmD=100mmB=25mm圖6- 1項(xiàng)目-內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果4. 軸的空間受力分析4.1 當(dāng)軸逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)（定義為正轉(zhuǎn)）軸所受到的外載荷為兩齒輪上的作用力，空間受力如圖6- 2所示：圖6- 2參考齒輪傳動(dòng)的受力分析如下：輸入軸的轉(zhuǎn)矩為T2=9.55106Pn=9.551068.53210=387912Nmm齒輪圓周力為Ft2=2T2d2=2387912299=2595NFt3=2T2d3=2387912100=7758N小齒輪徑向力為Fr2=Ft2tanncos2=2595tan20cos13.46=971N4.2 當(dāng)軸逆轉(zhuǎn)時(shí)5. 計(jì)算軸承支點(diǎn)的支反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖MH和MV5.1 當(dāng)軸正轉(zhuǎn)時(shí)Fr3=Ft3tanncos3=7758tan20cos16.63=2947N小齒輪軸向力為Fa2=Ft2tan2=2595tan13.46=621NFa3=Ft3tan3=7758tan16.63=2317N空間受力如圖6- 3所示：圖6- 3受力分析與正轉(zhuǎn)時(shí)相同。垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下FAV=Ft1176237=2690176237=1998N垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FAV=Ft2179.5+Ft385244=2595179.5+775885244=4612NFBV=Ft2+Ft3-FAV=2595+7758-4612=5741NMVC=FAV64.5=461264.5=297474NmmMVD=FBV85=574185=488018Nmm其受力圖和彎矩圖如圖6- 4：圖6- 4水平面（XZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FAH=Fa350+Fr385+Fa2150-Fr2179.5244=231750+294785+621150-971179.5244=1169NMVC=297474NmmMVD=488018Nmm5.2 當(dāng)軸逆轉(zhuǎn)時(shí)MHC=FAH