電梯機械部分系統(tǒng)結構設計.docx

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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)結構設計  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。 結合課程內容，本課程設計的主要內容包括：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)生產中常用的機械部件設計過程。通過查閱相關資料，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問題。最終完成的內容包括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、 技術要求 79 十九、 課程設計總結 80 參考文獻 81 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 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。電梯的主要結構包括曳引機、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。 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，乘坐舒適，噪聲小，平層準確。 正文 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 2. 設計數(shù)據(jù) 3. 設計任務 表1- 1 1) 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) 完成傳動部分結構裝配圖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 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 二、 總體方案設計 1. 電梯結構方案設計 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，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。因此，在此次課程設計中，我主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-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 接的轎廂大小，為使配重與轎廂有一定距離，增加了一個調整輪。 2. 曳引輪驅動方案確定 由于電機的轉速很快，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，其大致的結構如圖2- 2。 3. 曳引系統(tǒng)設計計算 3.1 配重質量 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/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  項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 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行計算，m0為單根繩的質量，F(xiàn)1為單根繩所受最大靜拉力，設鋼絲繩根數(shù)為n 3.3 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)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 三種槽口的當量摩擦系數(shù)分別如下計算： 對于半圓形槽： μ1=4μ0π=0.19 對于半圓形帶切口槽： μ2=4μ0sinγ2-sin?2γ+sinγ-?-sin? 取γ=π，?=π2，則有μ2=0.3078 對于V型槽： 鋼絲繩數(shù)目： n=3 當量摩擦系數(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。 μ3=μ0?1sinθ2 取θ=35，則有：μ3=0.4988 即：μ1<μ2<μ3。 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切口槽，當量摩擦系數(shù)μ=0.3078 詳細DWG圖 紙 請 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停車狀態(tài)（同下降啟動狀態(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)歐洲電梯標準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 計算許用接觸應力σHP 由表2-9查得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.3。其中，非對稱支承，調質齒輪精度等級8級，裝配時檢驗調整或對研跑和。 KHβ=A+B1+0.6bd12?bd12+C10-3b=1.09+0.161+0.60.92320.9232+0.3110-360=1.3 齒面接觸應力為 σH=2.43189.80.7820.9841.51.171.7261.3269065604.619+14.619=645.11MPa 由式（2-16） σHP=σHlimZNTZLZvZRZWZXSHlim 計算許用接觸應力σHP。 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=1036510=36500h 應力循環(huán)次數(shù)為 齒面接觸應力 σH=645.11MPa 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 4.3 驗算 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 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） 接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。 許用接觸應力 σHP1=658.59MPa σHP2=659.20MPa 5. 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+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 小齒輪當量齒數(shù)為 zv1=z1cos3β=21cos313.46=23 大齒輪當量齒數(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 計算齒根彎曲應力 σF=KAKVKFβKFαFtmnbYFaYSaYεYβ 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)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 齒根彎曲應力為 σF1=KAKVKFβKFαFtmnbYFa1YSa1YεYβ=1.51.171.51.72626906032.781.560.6840.875=179.71MPa σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1 6.2 計算許用彎曲應力σFP 6.3 彎曲疲勞強度校核 =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)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 σFP1=30520.871111.6=331.68MPa σFP2=30020.891111.6=333.75MPa σF1=179.71MPa<σFP1 σF2=162.09MPa<σFP1 合格。 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 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)：主動輪轉速不很高，傳動尺寸無嚴格限制。 小齒輪：40Cr，調質， 280HB 大齒輪：40Cr，調質， 260HB 同側齒面精度等級選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） 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 v=πd3n2601000=π100210601000=1.099m/s 查表2-1，取8級精度合理。 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=24 z4=79 按標準取 mn=4mm 4. 校核齒面接觸疲勞強度 4.1 計算齒面接觸應力σH 由式（2-5） σH=ZHZEZεZβKAKVKHβKHαFtd1bu+1u≤σHP 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)Zε的計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，非對稱支承，調質齒輪精度等級8級，裝配時檢驗調整或對研跑和。 4.2 算許用接觸應力σHP KHβ=A+B1+0.6bd32?bd32+C10-3b=1.09+0.161+0.61.021.02+0.3110-3100=1.377 齒面接觸應力為 σH=2.41189.80.7870.981.51.091.21.37777581001003.299+13.299=583.0MPa 由式（2-16） σHP=σHlimZNTZLZvZRZWZXSHlim 計算許用接觸應力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查得接觸強度尺寸系數(shù)ZX3=ZX4=1 齒面接觸應力 σH=583.0MPa 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 4.3 驗算 5. 確定傳動主要尺寸 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 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） 接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。 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 許用接觸應力 σHP3=712.35MPa σHP4=721.99MPa 圓整 a=215mm 6. 齒根彎曲疲勞強度驗算 6.1 計算齒根彎曲應力 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 小齒輪當量齒數(shù)為 zv3=z3cos3β=24cos316.63=27 大齒輪當量齒數(shù)為 zv4=z4cos3β=79cos316.63=90 由式（2-11） σF=KAKVKFβKFαFtmnbYFaYSaYεYβ 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)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 計算許用彎曲應力σFP 6.3 彎曲疲勞強度校核 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2-32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 σFP3=30520.91111.6=343.125MPa σFP4=30020.911111.6=337.5MPa σF3=131.5MPa<σFP4 σF4=122.6MPa<σFP4 合格。 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 五、 高速軸的設計與校核[3] p47 1. 選擇材料和熱處理 2. 按扭轉強度估算軸徑 3. 初步設計軸的結構 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，軸承尺寸為內徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm。初步設計的結構如圖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，調質處理，硬度HB=280。 d=30mm L=82mm 圖5- 1 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 4. 軸的空間受力分析 4.1 當軸逆時針轉動（定義為正轉） 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，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 當軸逆轉時 5. 計算軸承支點的支反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖MH和MV 5.1 當軸正轉時 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 受力分析與正轉時相同。 垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下 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 MHC=30074N?mm MHC=50996N?mm 5.2 當軸逆轉時 圖5- 5 垂直面（YZ平面）支反力及彎矩與正轉相同 水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下： 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 MHC=61160N?mm MHC=40870N?mm 6. 計算并合成彎矩圖 6.1 當軸正轉時 6.2 當軸逆轉時 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 MC=125512N?mm MC=132096N?mm 逆轉 MC=136343N?mm MC=128527N?mm 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 7. 計算并繪制轉矩圖 8. 計算并繪制當量彎矩圖 T1=9.55106Pn=9.551068.88970=87427N?mm 轉矩圖如圖5- 7（b）所示 轉矩按照脈動循環(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求出危險截面C處的當量彎矩 軸正轉時 MeC=MC2+αT2=1255122+0.577874272=135270N?mm MeC=MC2+αT2=1320962+0.577874272=141400N?mm 軸逆轉時 MeC=MC2+αT2=1363432+0.577874272=145375N?mm T1=87427N?mm 正轉 MeC=135270N?mm MeC=141400N?mm 逆轉 MeC=145375N?mm MeC=MC2+αT2=1285272+0.577874272=138072N?mm 繪制當量彎矩圖如圖5- 7圖5- 8（c）所示。 圖5- 7 圖5- 8 MeC=138072N?mm 9. 按照彎扭組合應力校核軸的強度 由表1-4查得許用彎曲應力為σ-1b=75MPa。由式（1-3） σb=MeW=Me0.1d3≤σ-1b 得危險截面C處的彎曲應力 σbC=MeCWC=1453750.1653=5.29MPa σbC<σ-1b=75MPa，安全。 σbC=5.29MPa 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 六、 中速軸的設計與校核 1. 選擇材料和熱處理 2. 按扭轉強度估算軸徑 3. 初步設計軸的結構 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。初步設計的結構如圖6- 1所示。 d=45mm D=100mm B=25mm 圖6- 1 項目-內容 設計計算依據(jù)和過程 計算結果 4. 軸的空間受力分析 4.1 當軸逆時針轉動（定義為正轉） 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 參考齒輪傳動的受力分析如下： 輸入軸的轉矩為 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 當軸逆轉時 5. 計算軸承支點的支反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖MH和MV 5.1 當軸正轉時 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 受力分析與正轉時相同。 垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下 FAV=Ft1176237=2690176237=1998N 垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下： 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）支反力及彎矩計算如下： FAH=Fa350+Fr385+Fa2150-Fr2179.5244=231750+294785+621150-971179.5244=1169N MVC=297474N?mm MVD=488018N?mm 5.2 當軸逆轉時 MHC=FAH