電梯機(jī)械部分系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).docx

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機(jī)械設(shè)計(jì)綜合課程設(shè)計(jì) 計(jì)算說(shuō)明書(shū) 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(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。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(guò)程。通過(guò)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(mén)學(xué)科的知識(shí)，解決設(shè)計(jì)過(guò)程中的相關(guān)問(wèn)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(shuō)明書(shū)。  目錄 一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 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(guò)程 計(jì)算結(jié)果 一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 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(guò)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(mén)、層門(mén)、對(duì)重層門(mén)、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(mén)和層門(mén)。 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(kāi)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(guò)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- 1 1) 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(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)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 1250 1.00 1.00 30 項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)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(guò)具體計(jì)算，發(fā)現(xiàn)采用定滑輪時(shí)，傳動(dòng)比過(guò)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(guò)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(guò)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- 2 G0=G+α?Q α為平衡系數(shù)，取值0.4~0.5 G0=G+α?Q=1600+0.4~0.51250=2100~2225kg 取G0=2150kg 轎廂自重 G=1600kg 配重 G0=2150kg 3.2 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(chēng)抗拉強(qiáng)度 單強(qiáng)度：1570N/mm2 1770 N/mm2 雙強(qiáng)度：1370/1770N/mm2 公稱(chēng)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/mm2 8 22.2 21.7 28.1 33.2 10 34.7 33.9 44.0 51.9 11 42.0 41.0 53.2 62.8 13 58.6 57.3 74.3 87.6 16 88.8 86.8 113 133 19 125 122 159 187 22 168 164 213 251 表2- 1  項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程 計(jì)算結(jié)果 初選中公稱(chēng)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n 3.3 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)μ0=0.15 m0=H?ρ=0.3057.3=17.19kg F1=G+Q2n+m0?g 則有： F1?K靜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： μ1=4μ0π=0.19 對(duì)于半圓形帶切口槽： μ2=4μ0sinγ2-sin?2γ+sinγ-?-sin? 取γ=π，?=π2，則有μ2=0.3078 對(duì)于V型槽： 鋼絲繩數(shù)目： n=3 當(dāng)量摩擦系數(shù)： μ1=0.19 μ2=0.3078 3.4 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。 μ3=μ0?1sinθ2 取θ=35，則有：μ3=0.4988 即：μ1<μ2<μ3。 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)μ=0.3078 詳細(xì)DWG圖 紙 請(qǐng) 加：三 二 ③ 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(chē)狀態(tài)（同下降啟動(dòng)狀態(tài)） 其不打滑條件為： G+0.5QG≤eμαC1?C2 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- 2 C1 電梯額定速度V（M/S） 1.10 V≤0.63 1.15 0.631 故Zε=1εα=11.634=0.782 螺旋角系數(shù)Zβ為 Zβ=cosβ=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)KHα=1.726。 其中： Ft=2000T1d1=200087.4765=2690N KAFtb=1.5269065=62.07N/mm<100N/mm KHα=KHβ=εαcos2βb=1.6340.9732=1.726 cosβb=cosβcosαncosαt=cos14.25cos20cos20.582=0.973 4.2 計(jì)算許用接觸應(yīng)力σHP 由表2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.3。其中，非對(duì)稱(chēng)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? KHβ=A+B1+0.6bd12?bd12+C10-3b=1.09+0.161+0.60.92320.9232+0.3110-360=1.3 齒面接觸應(yīng)力為 σH=2.43189.80.7820.9841.51.171.7261.3269065604.619+14.619=645.11MPa 由式（2-16） σHP=σHlimZNTZLZvZRZWZXSHlim 計(jì)算許用接觸應(yīng)力σHP。 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 σH=645.11MPa 項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程 計(jì)算結(jié)果 4.3 驗(yàn)算 NL1=60γn1th=60197036500=2.12109 NL2=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 σHP1=7600.981111.12311.27=658.59MPa σHP2=7101.051111.12311.27=659.20MPa σH=645.11MPa<σHP1=658.59MPa （取σHP1和σHP2中較小者比較） 接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無(wú)需調(diào)整。 許用接觸應(yīng)力 σHP1=658.59MPa σHP2=659.20MPa 5. 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+z2mn2cosβ 可求得精確的螺旋角β為 β=cos-1z1+z2mn2a=cos-121+9732182=13.46 合理。 端面模數(shù)為 mt=mncosβ=3cos13.46=3.084mm 小齒輪直徑為 d1=mnz1cosβ=3.08421=64.779mm 大齒輪直徑為 d2=mnz2cosβ=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=z1cos3β=21cos313.46=23 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)為 zv2=z2cos3β=97cos313.46=105 由式（2-11） 圓整 a=182mm β=13.46 mt=3.084mm d1=64.779mm d2=299.219mm b1=64mm b2=60mm zv1=23 zv2=105 6.1 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 σF=KAKVKFβKFαFtmnbYFaYSaYεYβ 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)KFα分別為 KA=1.5,KV=1.17,KFα=1.726 由圖2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KFβ=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)Yε為 Yε=0.25+0.75εav=0.25+0.75εa/cos2βb=0.25+0.751.726=0.684 由圖2-22查得螺旋角系數(shù)Yβ=0.875 齒根彎曲應(yīng)力為 σF1=KAKVKFβKFαFtmnbYFa1YSa1YεYβ=1.51.171.51.72626906032.781.560.6840.875=179.71MPa σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1 6.2 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力σFP 6.3 彎曲疲勞強(qiáng)度校核 =179.712.211.772.781.56=162.09MPa 由式（2-17） σFP=σFlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin 由圖2-30查得齒根彎曲疲勞極限σFlim1=305MPa,σFlim2=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 σFP1=30520.871111.6=331.68MPa σFP2=30020.891111.6=333.75MPa σF1=179.71MPa<σFP1 σF2=162.09MPa<σFP1 合格。 項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)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(wú)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） d3≥Ad?3KT2ψdσHP2?u+1u 初取β=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)ψd=1.0 由圖2-24查取接觸疲勞極限σHlim3=760MPa,σHlim4=710MPa,則 σHP3≈0.8σHlim3=0.8760=604MPa σHP4≈0.8σHlim4=0.8710=568MPa 則 d3≥Ad?3KT2ψdσHP2?u+1u σHP3=604MPa σHP4=568MPa 3. 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=πd3n2601000=π100210601000=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β β=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=ψdd3=1100=100mm。 校核傳動(dòng)比誤差 ?=7924-3.2993.299=-2.210-3 滿(mǎn)足要求。 初取 d3=100mm 圓周速度 v=1.099m/s 齒數(shù) z3=24 z4=79 按標(biāo)準(zhǔn)取 mn=4mm 4. 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 4.1 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力σH 由式（2-5） σH=ZHZEZεZβKAKVKHβKHαFtd1bu+1u≤σHP 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)Zε的計(jì)算公式由端面重合度εα和縱向重合度εβ確定。其中： 端面重合度為 εα=12πz3tanαat1-tanαt+z4tanαat2-tanαt 由表2-5可得 αt=tan-1tanαncosβ=tan-1tan20cos15.94=20.73 αat3=cos-1d3cosαtd3+2mn=cos-1100cos20.73100+24=30 αat4=cos-1d4cosαtd4+2mn=cos-1329cos20.73329+24=24.06 由于無(wú)變位。端面嚙合角αt=αt=20.73，因此端面重合度εα=1.615。 縱向重合度為 εβ=bsinβπmn=100sin15.94π4=2.18>1 故Zε=1εα=11.615=0.787 螺旋角系數(shù)Zβ為 Zβ=cosβ=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)KHα=1.726。其中： Ft=2000T2d3=2000387.91100=7758N KAFtb=1.57758100=116N/mm>100N/mm KHα=KHβ=1.2 由表2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.377。其中，非對(duì)稱(chēng)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? 4.2 算許用接觸應(yīng)力σHP KHβ=A+B1+0.6bd32?bd32+C10-3b=1.09+0.161+0.61.021.02+0.3110-3100=1.377 齒面接觸應(yīng)力為 σH=2.41189.80.7870.981.51.091.21.37777581001003.299+13.299=583.0MPa 由式（2-16） σHP=σHlimZNTZLZvZRZWZXSHlim 計(jì)算許用接觸應(yīng)力σHP。 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 σH=583.0MPa 項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)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 σHP3=7601.061111.12311.27=712.35MPa σHP4=7101.151111.12311.27=721.99MPa σH=645.11MPa<σHP1=658.59MPa （取σHP1和σHP2中較小者比較） 接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無(wú)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+z4mn2cosβ 可求得精確的螺旋角β為 許用接觸應(yīng)力 σHP3=712.35MPa σHP4=721.99MPa 圓整 a=215mm 6. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 6.1 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 β=cos-1z3+z4mn2a=cos-124+7942215=16.63 合理。 端面模數(shù)為 mt=mncosβ=4cos16.63=4.1746mm 小齒輪直徑為 d3=mnz3cosβ=4.174624=100.19mm 大齒輪直徑為 d4=mnz4cosβ=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=z3cos3β=24cos316.63=27 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)為 zv4=z4cos3β=79cos316.63=90 由式（2-11） σF=KAKVKFβKFαFtmnbYFaYSaYεYβ 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)KFα分別為 β=16.63 mt=4.1746mm d3=100.19mm d4=329.794mm b3=105mm b4=100mm zv3=27 zv4=90 KA=1.5,KV=1.09,KFα=1.2 由圖2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KFβ=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)Yε為 Yε=0.25+0.75εav=0.25+0.75εa/cos2βb=0.25+0.751.615=0.68 cosβb=cosβcosαncosαt=cos16.63cos20cos20.73=0.9627 由圖2-22查得螺旋角系數(shù)Yβ=0.87 齒根彎曲應(yīng)力為 σF3=KAKVKFβKFαFtmnbYFa1YSa1YεYβ=1.51.091381.2775810042.681.580.680.87=131.5MPa σF4=σF3YFa3YSa3YFa4YSa4 =131.52.231.772.681.58=122.6MPa 6.2 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力σFP 6.3 彎曲疲勞強(qiáng)度校核 由式（2-17） σFP=σFlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin 由圖2-30查得齒根彎曲疲勞極限σFlim3=305MPa,σFlim4=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 σFP3=30520.91111.6=343.125MPa σFP4=30020.911111.6=337.5MPa σF3=131.5MPa<σFP4 σF4=122.6MPa<σFP4 合格。 項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程 計(jì)算結(jié)果 五、 高速軸的設(shè)計(jì)與校核[3] p47 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=170~217 查表1-3，取C=112，根據(jù)式（1-2）得 d≥C?3Pn=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=30mm L=82mm 圖5- 1 項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)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=87427N?mm 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MV 5.1 當(dāng)軸正轉(zhuǎn)時(shí) Fr1=Ft1tanαncosβ=2690tan20cos13.46=1007N 小齒輪軸向力為 Fa1=Ft1?tanβ=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=1998N FBV=Ft1-FAV=2690-1998=692N MVC=FAV61=199861=121856N?mm 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=836N FBH=Fr1176-Fa132.5237=100761-64432.5237=171N MHC=FBH176=171176=30074N?mm MHC=FAH61=83661=50996N?mm 其受力圖和彎矩圖如圖5- 5所示： MVC=121856N?mm 正轉(zhuǎn) MHC=30074N?mm MHC=50996N?mm 5.2 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=670N FBH=Fr161+Fa132.5237=100761+64432.5237=347N MHC=FBH176=347176=61160N?mm MHC=FAH61=67061=40870N?mm 其受力圖和彎矩圖如圖5- 6所示： 逆轉(zhuǎn) MHC=61160N?mm MHC=40870N?mm 6. 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- 6 MC=MVC2+MHC2=1218562+300742=125512N?mm MC=MVC2+MHC2=1218562+509962=132096N?mm 合成彎矩圖如圖5- 7(a)所示。 MC=MVC2+MHC2=1218562+611602=136343N?mm MC=MVC2+MHC2=1218562+408702=128527N?mm 合成彎矩圖如圖5- 8(a)所示。 正轉(zhuǎn) MC=125512N?mm MC=132096N?mm 逆轉(zhuǎn) MC=136343N?mm MC=128527N?mm 項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)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=87427N?mm 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α=σ-1bσ0b。由表1-2查得σb=750MPa，由表1-4查得σ-1b=75MPa，σ0b=130MPa，則α=75130=0.577。 由公式Me=M2+αT2求出危險(xiǎn)截面C處的當(dāng)量彎矩 軸正轉(zhuǎn)時(shí) MeC=MC2+αT2=1255122+0.577874272=135270N?mm MeC=MC2+αT2=1320962+0.577874272=141400N?mm 軸逆轉(zhuǎn)時(shí) MeC=MC2+αT2=1363432+0.577874272=145375N?mm T1=87427N?mm 正轉(zhuǎn) MeC=135270N?mm MeC=141400N?mm 逆轉(zhuǎn) MeC=145375N?mm MeC=MC2+αT2=1285272+0.577874272=138072N?mm 繪制當(dāng)量彎矩圖如圖5- 7圖5- 8（c）所示。 圖5- 7 圖5- 8 MeC=138072N?mm 9. 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σ-1b=75MPa。由式（1-3） σb=MeW=Me0.1d3≤σ-1b 得危險(xiǎn)截面C處的彎曲應(yīng)力 σbC=MeCWC=1453750.1653=5.29MPa σbC<σ-1b=75MPa，安全。 σbC=5.29MPa 項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)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=170~217 查表1-3，取C=112，根據(jù)式（1-2）得 d≥C?3Pn=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=45mm D=100mm B=25mm 圖6- 1 項(xiàng)目-內(nèi)容 設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)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=387912N?mm 齒輪圓周力為 Ft2=2T2d2=2387912299=2595N Ft3=2T2d3=2387912100=7758N 小齒輪徑向力為 Fr2=Ft2tanαncosβ2=2595tan20cos13.46=971N 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MV 5.1 當(dāng)軸正轉(zhuǎn)時(shí) Fr3=Ft3tanαncosβ3=7758tan20cos16.63=2947N 小齒輪軸向力為 Fa2=Ft2?tanβ2=2595tan13.46=621N Fa3=Ft3?tanβ3=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=4612N FBV=Ft2+Ft3-FAV=2595+7758-4612=5741N MVC=FAV64.5=461264.5=297474N?mm MVD=FBV85=574185=488018N?mm 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=1169N MVC=297474N?mm MVD=488018N?mm 5.2 當(dāng)軸逆轉(zhuǎn)時(shí) MHC=FAH