电梯机械部分系统结构设计

1、机械设计综合课程设计计算说明书设计题目电梯机械部分系统结构设计摘要本课程设计的目的是设计一种用于较高层建筑的乘客电梯，其轿厢由电力拖动，运行在两根垂直度小于 15°的刚性导轨上，在规定楼层间输送人或货物。本设计方案的主要特点是采用两级圆柱斜齿轮传动装置和曳引机采用 2:1 绕法。相比蜗轮蜗杆传动，采用齿轮传动传动效率更高，这一点在电动机的选择部分有所体现。曳引机采用 2:1 绕法，相当于一级减速比为 2:1 的减速装置，有利于降低减速器的减速比，从而有利于减速器的设计。结合课程内容，本课程设计的主要内容包括：总体方案设计、传动装置计算、装配草图绘制、正式装配图绘制、零件图绘制和设计计

2、算说明书的编写。其中，传动装置的计算主要包括：高速级齿轮传动设计和校核，低速级齿轮传动设计和校核，高速轴、中间轴和低速轴的设计和校核，轴承的选择和校核，键的设计和校核，箱体及其他部件的设计等。本次课程设计，较为完整地展现了减速器这一工业生产中常用的机械部件设计过程。通过查阅相关资料，综合运用机械设计、机械原理、材料力学、理论力学、制造工程基础、工程制图等多门学科的知识，解决设计过程中的相关问题。最终完成的内容包括Solidworks三维模型、Autocad二维装配图以及零件图以及设计说明书。目录一、设计任务书1二、总体方案设计3三、高速级齿轮传动设计14四、低速级齿轮传动设计23五、高速轴的设

3、计与校核32六、中速轴的设计与校核41七、低速轴的设计与校核52八、高速轴的轴承选择与校核61九、中速轴的轴承选择与校核64十、低速轴的轴承选择与校核67十一、高速轴键的选择与校核（联轴器）70十二、中速轴键的选择与校核（齿轮2）71十三、中速轴键的选择与校核（齿轮3）72十四、低速轴键的选择与校核（齿轮4）73十五、低速轴键的选择与校核（联轴器）74十六、箱体及其他零部件设计75十七、润滑与密封78十八、技术要求79十九、课程设计总结80参考文献81项目-内容设计计算依据和过程计算结果一、 设计任务书1. 设计要求电梯是一种固定提升设备，其轿厢由电力拖动，运行在两根垂直度小于 15°

4、;的刚性导轨上，在规定楼层间输送人或货物。电梯按用途可以分为：客梯、货梯、客货梯、观光梯、杂货梯等；按速度可分为：低速梯、快速梯、高速梯和超高速梯。电梯是由曳引机的曳引轮，通过曳引轮槽与曳引绳之间的摩擦力实现正常运行。电梯的主要结构包括曳引机、轿厢、轿门、层门、对重层门、导轨、导靴、安全钳、限速器、缓冲器、限位装置和控制柜等。电梯的机械部分主要包括：1) 曳引系统：包括电梯传动部分、曳引机和曳引钢索。2) 引导部分：包括导轨、导靴等。3) 轿门和层门。4) 对重部分：包括对重及安全补偿装置。5) 安全装置：包括安全钳、限速器、缓冲器和限位开关。根据给定参数设计电梯曳引系统。电梯工作要求安全可靠

5、，乘坐舒适，噪声小，平层准确。正文项目-内容设计计算依据和过程计算结果2. 设计数据3. 设计任务表1- 11) 曳引系统的传动方案设计。2) 齿轮式曳引机的设计。3) 按比例绘制曳引系统的原理方案简图。4) 完成传动部分结构装配图1张（用A0或A1图纸）。5) 编写设计说明书1份。额定载质量/kg额定速度/(m/s)额定加速度/(m/s2)提升高度/m乘客电梯12501.001.0030项目-内容设计计算依据和过程计算结果二、 总体方案设计1. 电梯结构方案设计电梯轿厢的提升和下降的曳引，由以前的卷筒式的提升机构，逐步改进为目前电梯行业广泛采用的曳引机式提升机构。因此，在此次课程设计中，我主

6、要考虑的是曳引机式提升。最终的设计图如图2- 1。配重的作用是的作用是减小牵引力，降低所需功率节省能源。考虑到钢丝绳的重量不能忽略，曳引轮两边的重量会不断变化，从而所需要的曳引机提供的曳引力也不断变化，运行不稳定，增加了补偿链。通过具体计算，发现采用定滑轮时，传动比过大，难以设计减速器，故采用动滑轮，相当于一个2:1的减速装置。通过确定曳引轮连直径和图2- 1项目-内容设计计算依据和过程计算结果接的轿厢大小，为使配重与轿厢有一定距离，增加了一个调整轮。2. 曳引轮驱动方案确定由于电机的转速很快，而电梯的运行速度较慢，因此需要在电动机与曳引机之间增加减速装置，其大致的结构如图2- 2。3. 曳引

7、系统设计计算3.1 配重质量已知电梯额定载荷Q=1250kg，乘客人数16（GB7588-2003），取轿厢自重为略大于额定载荷30%，G=1600kg，则可算得配重G0图2- 2G0=G+Q为平衡系数，取值0.40.5G0=G+Q=1600+0.40.5×1250=21002225kg取G0=2150kg轿厢自重G=1600kg配重G0=2150kg3.2 钢丝绳的选取假定该乘客电梯提升高度为10层，H=30m，根据欧洲电梯标准（EN81-1），采用三根即以上曳引绳时，静载安全系数K静=12，钢丝绳规格参数如表2- 1公称抗拉强度单强度：1570N/mm2 1770 N/mm2双强

8、度：1370/1770N/mm2公称直径mm近似重量钢丝绳最小破断载荷，kN天然纤维kg/100m人造纤维kg/100m单强度：1570N/mm2双强度：1370/1770N/mm2均按1500N/mm2单强度计算单强度：1570N/mm2822.221.728.133.21034.733.944.051.91142.041.053.262.81358.657.374.387.61688.886.81131331912512215918722168164213251表2- 1项目-内容设计计算依据和过程计算结果初选中公称直径d=13mm的人造纤维钢丝绳，其最小破断载荷F破断=74.3kN，取轿

9、厢在最低位置进行计算，m0为单根绳的质量，F1为单根绳所受最大静拉力，设钢丝绳根数为n3.3 当量摩擦系数确定在电梯制造中常常采用的三种曳引轮绳槽为：半圆形槽、半圆形带切口槽、V形槽，截面图如图2- 3取钢丝绳与曳引轮材料间的摩擦系数0=0.15m0=H=0.30×57.3=17.19kgF1=G+Q2n+m0g则有：F1K静<F破断×0.84代入可得：1600+12502n+17.19×9.8×12<74.3×103×0.84n>2.77取n=3，即采用三根钢丝绳。图2- 3三种槽口的当量摩擦系数分别如下计算：对于

10、半圆形槽：1=40=0.19对于半圆形带切口槽：2=40sin2-sin2+sin-sin取=，=2，则有2=0.3078对于V型槽：钢丝绳数目：n=3当量摩擦系数：1=0.192=0.30783.4 曳引轮包角的确定1为保证电梯在运行中的安全，应使钢丝绳在曳引轮上不打滑，根据分析和计算，电梯曳引钢丝绳在下面两种工作状态下。容易出现在曳引轮槽上打滑的现象，根据欧拉公式，可以得出不打滑条件。3=01sin2取=35°，则有：3=0.4988即：1<2<3。尽管V型槽的当量摩擦系数最大，但随着使用时间的延长，V型槽口会被磨损，从而导致曳引能力下降，因此本次课程设计选择半圆形带

11、切口槽，当量摩擦系数=0.3078详细DWG图 纸 请 加：三 二 1爸 爸 五 四 0 六讨论两种情况钢丝绳不打滑条件：1) 空载电梯上行至最高层站处制动停车状态（同下降启动状态）其不打滑条件为：G+0.5QGeC1C2其中G为轿厢自重，Q为额定载重C1=g+ag-a根据欧洲电梯标准EN81规定，C1最小许用值如表2- 2C1电梯额定速度V（M/S）1.10V0.631.150.63<V1.01.201.0<V1.61.251.6<V2.5表2- 23=0.4988半圆形带切口槽当量摩擦系数：=0.30784. 电动机的选择2 p20012344.1 选择电动机类型4.2

12、选择电动机容量传动示意图如图2- 4结合实际数据，取C1=1.2，C2值对于半圆带切口槽取1代入式中1600+0.5×12501600e0.30781.2×11.663rad=95.32°2) 装有125%额定载荷的电梯在最底层站下降制动停车状态（同上升启动状态）其不打滑条件为：G+1.25QG+0.5QeC1C21.734rad=99.38°综上，不打滑的条件为，包角1.734rad=99.38°，故取=120°按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V图2- 4包角：=120°电动机所需功率为：P

13、d=Pw曳引机所需功率为：Pw=1-Qv102其中：=G0-GQ=2150-16001250=0.44则：Pw=1-Qv102=(1-0.44)×1250×1.00102=6.863kW各部分的效率如表2- 3曳引机功率：Pw=6.863kW传动种类及工作状态效率联轴器1齿式联轴器0.99滚动轴承2球轴承0.99（一对）圆柱齿轮3油润滑8级精度齿轮0.97摩擦传动4槽型摩擦轮0.89复滑轮组5滚动轴承支承（i=26）0.97表2- 3从而=12243245=0.992×0.994×0.972×0.89×0.97=0.7648所需电动机

14、的功率为Pd=Pw=6.8630.7648=8.974kW电动机的功率：Pd=8.974kW项目-内容设计计算依据和过程计算结果电梯运行时，载荷较平稳，电动机的额定功率Ped略大于Pd即可，参考Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为11kW选择同步转速分别为如下值，即3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min的电机进行比较电动机额定功率：Ped=11kW方案电动机型号额定功率/kW同步转速/满载转速/(r/min)电机质量/kg价格/元传动比1Y160M1-2113000/293011716764.01i2Y160M-4111500/14601231

15、6642i3Y160L-6111000/97014720461.33i4Y180L-811750/7301842790i表2- 4结合表2- 4，方案一虽然电机质量小，但是传动比很大，传动装置不易设计，方案一传动比小，但非常笨重，且价格较贵。因此在2,3中进行选择，若考虑使传动装置紧凑，选择3更好，若考虑电机质量和价格，选择2更好。现选用方案3，即电动机型号为Y160L-6。电动机型号：Y160L-6项目-内容设计计算依据和过程计算结果5. 运动、动力参数计算5.1 分配传动比5.2 运动和动力参数计算曳引轮直径D与钢丝绳直径d应满足下列关系：dD140d=13mm即D40d=520mm，取D

16、=600mm。则曳引轮转速n2为：n2=2vR2×60=2×1.00.3×2×60=63.6619r/min选电机为Y160L-6，其满载转速为970r/min，则总的传动比i：i=97063.66=15.24取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12=1.4i=1.4×15.24=4.619则低速级的传动比i23=ii12=15.244.619=3.2990轴（电动机轴）：P0=Pd=8.974kWn0=nm=970r/minT0=9550P0n0=9550×8.974970=88.35Nm曳引轮直径：D=600mm曳引轮转速n2=6

17、3.662r/min总的传动比i=15.24高速级的传动比i12=4.619低速级的传动比i23=3.299项目-内容设计计算依据和过程计算结果1轴（高速轴）：P1=P001=P01=8.974×0.99=8.88kWn1=n0=970r/minT1=9550P1n1=9550×8.88970=87.47Nm2轴（中间轴）：P2=P112=P123=8.88×0.99×0.97=8.53kWn2=n1i12=9704.619=210.0r/minT2=9550P2n2=9550×8.53210.0=387.91Nm3轴（低速轴）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轴（曳引轮轴）P4=P334=P3122=8.19×0.99×0.992=7.94kWn4=n3=63.66r/min项目-内容设计计算依据和过程计算结果T4=9550P4n4=9550×7.9463.66=1191.12Nm13轴的输出功率或转矩分别为各轴的输入功率或转矩乘轴承效率0.99。运动和动力参数的计算结果加以汇总，如表2- 5轴功率P/kW转矩T

19、/(Nm)转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出轴08.97488.35970轴18.888.7987.4786.6097010.99轴28.538.44387.91384.03210.04.6190.96轴38.198.101227.41215.163.663.2990.96轴47.941191.1263.6610.97表2- 5项目-内容设计计算依据和过程计算结果三、 高速级齿轮传动设计3 p971. 选择材料和精度等级1) 选择材料2) 热处理3) 精度选择2. 初估小齿轮直径d1依据：主动轮转速不很高，传动尺寸无严格限制。小齿轮：40Cr，调质， 280HB大齿轮：40Cr

20、，调质， 260HB同侧齿面精度等级选8级精度。采用闭式软齿面传动，按照齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径。查附录B中（B-2）d1Ad3KT1dHP2u+1u初取=13°，查附录B中表B-1，Ad=756，K=1.3由表2-14查取齿宽系数d=0.9由图2-24查取接触疲劳极限Hlim1=760MPa,Hlim2=710MPa,则HP10.8Hlim1=0.8×760=604MPaHP20.8Hlim2=0.8×710=568MPa则d1Ad3KT1dHP2u+1uHP1=604MPaHP2=568MPa3. 确定基本参数=756×31.3×

21、;87.470.9×5682×4.619+14.619=59.04mm初取d1=65mm校核圆周速度v和精度等级v=d1n160×1000=×65×97060×1000=3.30m/s查表2-1，取8级精度合理。初取齿数z1=21,z2=iz1=4.619×21=96.999,取z2=97确定模数mt=d1z1=6521=3.095mm,查表2-4取mn=3mm确定螺旋角=cos-1mnmt=cos-133.095=14.25°小齿轮直径d1=mtz1=3.095×21=65mm大齿轮直径d2=mtz2=

22、3.095×97=300.215mm初步齿宽为b=dd1=0.9×65=58.5mm，取b=60mm。校核传动比误差=9721-4.6194.619=10-5满足要求。初取d1=65mm圆周速度v=3.30m/s齿数z1=21z2=97按标准取mn=3mm4. 校核齿面接触疲劳强度4.1 计算齿面接触应力H由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu+1uHP进行齿面接触疲劳强度的校核。由图2-18查得节点区域系数ZH=2.43由表2-15查得弹性系数ZE=189.8N/mm2重合度系数Z的计算公式由端面重合度和纵向重合度确定。其中：端面重合度为=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°由于无变位。端面啮合角t'=t=20.582°，因此端面重合度=1.634。纵向重合度为

24、=bsinmn=58.5×sin14.25°×3=1.527>1故Z=1=11.634=0.782螺旋角系数Z为Z=cos=cos14.25°=0.984由表2-7查得使用系数KA=1.5由图2-6查得动载荷系数KV=1.17由表2-8查得齿间载荷分配系数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 计算许用接触应力HP由表2-9查得齿向载荷分布系数KH=1.3。其中，非对称支承，调质齿轮精度等级8级，装配时检验调整或对研跑和。KH=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齿面接触应力为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计算许用接触应力HP。由图2-27查得ZNT1=0.98，ZNT2=1.05。其中电梯的设计使用寿命为10年，每天平均工作时间为10h，则总工作时间为th=10×365×10=36500h应力循环次数为齿面接触应力H=645.11MPa项目-内容设计计算依据和过程计算结果4.3 验算NL1=60n1th=60×1×970×36500=2.12×109NL2=NL1i1=2.12×109

27、4.619=4.59×108齿面工作硬化系数ZW1为ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.2-260-130170=1.123由表2-18查得接触强度尺寸系数ZX1=ZX2=1润滑油膜影响系数为ZL1=Zv1=ZR1=ZL2=Zv2=ZR2=1由表2-17查得接触最小安全系数（较高可靠度）SHlim=1.27许用接触应力为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中较小者比较）接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。许用接触应力HP1=658.59MPaHP2=659.20MPa5. 确定传动主要尺寸6. 齿根弯曲疲劳强度验算中心距为a=d1+d22=65+3002=182.5mm圆整取a=182mm。由公式a=z1+z2mn2cos可求得精确的螺旋角为=cos-1z1+z2mn2a=cos-121+97×32×182=13.46°合理。端面模数为mt=mncos=3cos13.46°=3.084mm小齿轮直径为

29、d1=mnz1cos=3.084×21=64.779mm大齿轮直径为d2=mnz2cos=3.084×97=299.219mm齿宽b为b=60mm,b1=64mm,b2=60mm小齿轮当量齿数为zv1=z1cos3=21cos313.46°=23大齿轮当量齿数为zv2=z2cos3=97cos313.46°=105由式（2-11）圆整a=182mm=13.46°mt=3.084mmd1=64.779mmd2=299.219mmb1=64mmb2=60mmzv1=23zv2=1056.1 计算齿根弯曲应力F=KAKVKFKFFtmnbYFaYSa

30、YY校验齿根弯曲疲劳强度。使用系数KA、动载荷系数KV以及齿间载荷分配系数KF分别为KA=1.5,KV=1.17,KF=1.726由图2-9查得齿向载荷分布系数KF=1.5,其中bh=602.25×3=8.89由图2-20查得齿形系数YFa1=2.78,YFa2=2.21。（非变位）由图2-21查得应力修正系数YSa1=1.56,YSa2=1.77。（非变位）重合度系数Y为Y=0.25+0.75av=0.25+0.75a/cos2b=0.25+0.751.726=0.684由图2-22查得螺旋角系数Y=0.875齿根弯曲应力为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 计算许用弯曲应力FP6.3 弯曲疲劳强度校核=179.71×2.21×1.772.78×1.56=162.09MPa由式（2-17）FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin由图2-30查得齿根弯曲疲劳极限Flim1=305MPa,Flim2=300MPa由表2-17查得弯曲强度最小安全系数S

32、Fmin=1.60（较高可靠度）由图2-33查得弯曲强度尺寸系数YX1=YX2=1由图2-32查得弯曲强度寿命系数YNT1=0.87,YNT2=0.89（应力循环次数确定同接触疲劳强度校核），应力修正系数YST1=YST2=2相对齿根圆角敏感及表面状况系数为YVrelT1=YRrelT1=YVrelT2=YRrelT2=1许用齿根应力为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。项目-内容设计计算依据和过程计算结果四、 低速级齿轮传动设计1. 选择材料和精度等级1) 选择材料2) 热处理3) 精度选择2. 初估小齿轮直径d1依据：主动轮转速不很高，传动尺寸无严格限制。小齿轮：40Cr，调质， 280HB大齿轮：40Cr，调质， 260HB同侧齿面精度等级选8级精度。采用闭式软齿面传动，按照齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径。查附录B中（B-2）d3Ad3KT2dHP2u+1u初取=13°，查附录B中表B-1，Ad=756，K=1.4由表2-14查取齿宽系数d=1.0由图2-24查取接触疲劳极限Hlim3=

34、760MPa,Hlim4=710MPa,则HP30.8Hlim3=0.8×760=604MPaHP40.8Hlim4=0.8×710=568MPa则d3Ad3KT2dHP2u+1uHP3=604MPaHP4=568MPa3. 确定基本参数=756×31.4×387.911.0×5682×3.299+13.299=98.21mm初取d3=100mm校核圆周速度v和精度等级v=d3n260×1000=×100×21060×1000=1.099m/s查表2-1，取8级精度合理。初取齿数z3=24,z4

35、=iz3=3.299×24=79.176,取,z4=79确定模数mt=d3z3=10024=4.167mm,查表2-4取mn=4mm确定螺旋角=cos-1mnmt=cos-144.167=15.94°小齿轮直径d3=mtz3=4.167×24=100mm大齿轮直径d4=mtz4=4.167×79=329mm初步齿宽为b=dd3=1×100=100mm。校核传动比误差=7924-3.2993.299=-2.2×10-3满足要求。初取d3=100mm圆周速度v=1.099m/s齿数z3=24z4=79按标准取mn=4mm4. 校核齿面接触

36、疲劳强度4.1 计算齿面接触应力H由式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu+1uHP进行齿面接触疲劳强度的校核。由图2-18查得节点区域系数ZH=2.41由表2-15查得弹性系数ZE=189.8N/mm2重合度系数Z的计算公式由端面重合度和纵向重合度确定。其中：端面重合度为=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°由于无变位。端面啮合角t'=t=20.73°，因此端面重合度=1.615。纵向重合度为=bsinmn=100×sin15.94°×4=2.18>1故Z=1=11.615=0.787螺旋角系数Z为Z=cos=cos15.94°=0.98由表2-7查得使用系数KA=1.5由图2-6查得动载荷系数KV=1.09由表2-8查得齿间载荷分配系数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查得齿向载荷分布系数KH=1.377。其中，非对称支承，调质齿轮精度等级8级，装配时检验调整或对研跑和。4.2 算许用接触应力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齿面接触应力为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计算许用接触应力HP。由图2-27查得ZNT3=1.06，ZNT4=1.15。齿面工作硬化系数ZW1为ZW3=ZW4=1.2-HB4-1301700=1.2-260-130170=1.123由表2-18查得接触强度尺寸系数ZX3=ZX4=1齿面接触应力H=583.0MPa项目-内容设计计算依据和过程计算结果4.3 验算5. 确定传动

40、主要尺寸润滑油膜影响系数为ZL3=Zv3=ZR3=ZL4=Zv4=ZR4=1由表2-17查得接触最小安全系数（较高可靠度）SHlim=1.27许用接触应力为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中较小者比较）接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。中心距为a=d3+d42=100+3

41、292=214.5mm圆整取a=215mm。由公式a=z3+z4mn2cos可求得精确的螺旋角为许用接触应力HP3=712.35MPaHP4=721.99MPa圆整a=215mm6. 齿根弯曲疲劳强度验算6.1 计算齿根弯曲应力=cos-1z3+z4mn2a=cos-124+79×42×215=16.63°合理。端面模数为mt=mncos=4cos16.63°=4.1746mm小齿轮直径为d3=mnz3cos=4.1746×24=100.19mm大齿轮直径为d4=mnz4cos=4.1746×79=329.794mm齿宽b为b=100

42、mm,b3=105mm,b4=100mm小齿轮当量齿数为zv3=z3cos3=24cos316.63°=27大齿轮当量齿数为zv4=z4cos3=79cos316.63°=90由式（2-11）F=KAKVKFKFFtmnbYFaYSaYY校验齿根弯曲疲劳强度。使用系数KA、动载荷系数KV以及齿间载荷分配系数KF分别为=16.63°mt=4.1746mmd3=100.19mmd4=329.794mmb3=105mmb4=100mmzv3=27zv4=90KA=1.5,KV=1.09,KF=1.2由图2-9查得齿向载荷分布系数KF=1.38,其中bh=1002.25&

43、#215;4=11.1由图2-20查得齿形系数YFa3=2.68,YFa4=2.23。（非变位）由图2-21查得应力修正系数YSa3=1.58,YSa4=1.77。（非变位）重合度系数Y为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由图2-22查得螺旋角系数Y=0.87齿根弯曲应力为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 计算许用弯曲应力FP6.3 弯曲疲劳强度校核由式（2-17）FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin由图2-30查得齿根弯曲疲劳极限Flim3=305MPa,Flim4=300MPa由表2-17查得弯曲强度最小安全系数SFmin=1.60（较高可靠度）由图2-33查得弯曲强度尺寸系数YX3=YX4=1由图2

45、-32查得弯曲强度寿命系数YNT3=0.90,YNT4=0.91（应力循环次数确定同接触疲劳强度校核），应力修正系数YST3=YST4=2相对齿根圆角敏感及表面状况系数为YVrelT3=YRrelT3=YVrelT4=YRrelT4=1许用齿根应力为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。项目-内容设计计算依据和过程计算结果五、

46、高速轴的设计与校核3 p471. 选择材料和热处理2. 按扭转强度估算轴径3. 初步设计轴的结构根据轴的使用条件，选择45钢，正火，硬度HB=170217查表1-3，取C=112，根据式（1-2）得dC3Pn=112×38.88970mm=23.43mm结合所选电机Y160L-6，其输出轴径为42mm，按联轴器的标准系列，取轴径d=30mm，轴孔长度L=82mm。初选中深沟球轴承6208，轴承尺寸为内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm。初步设计的结构如图5- 1所示。小齿轮顶圆直径da=68mm<2d=80mm，故将轴1做成齿轮轴。材料为40Cr，调质处理，硬度

47、HB=280。d=30mmL=82mm图5- 1项目-内容设计计算依据和过程计算结果4. 轴的空间受力分析4.1 当轴逆时针转动（定义为正转）考虑到电梯存在上升和下降两种情况，因此电机也会有正传和逆转，下面将会就两种情况分别进行讨论。轴所受到的外载荷为转矩和小齿轮上的作用力，空间受力如图5- 2所示图5- 2参考齿轮传动的受力分析如下：输入轴的转矩为T1=9.55×106×Pn=9.55×106×8.88970=87427Nmm小齿轮圆周力为Ft1=2T1d1=2×8742765=2690N小齿轮径向力为4.2 当轴逆转时5. 计算轴承支点的支

48、反力，绘出水平面和垂直面弯矩图MH和MV5.1 当轴正转时Fr1=Ft1tanncos=2690×tan20°cos13.46°=1007N小齿轮轴向力为Fa1=Ft1tan=2690×tan13.46°=644N空间受力如图5- 3所示图5- 3受力分析与正转时相同。垂直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下FAV=Ft1×176237=2690×176237=1998NFBV=Ft1-FAV=2690-1998=692NMVC=FAV×61=1998×61=121856Nmm其受力图和弯矩图如图5- 4：

49、图5- 4水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下：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其受力图和弯矩图如图5- 5所示：MVC=121856Nmm正转MHC'=30074Nmm

50、MHC''=50996Nmm5.2 当轴逆转时图5- 5垂直面（YZ平面）支反力及弯矩与正转相同水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下：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其受力图和弯矩图如图5- 6所示：逆转MHC'=61160NmmMHC''=40870Nmm6. 计算并合成弯矩图6.1 当轴正转时6.2 当轴逆转时图5- 6MC'=MVC2+MHC'2=1218562+300742=125512NmmMC''=MVC2+MHC''2=1218562+509962=132096Nmm合成弯矩图如图5- 7(a)所示。MC'=MVC2+MHC'2=1218562+611602=136343NmmMC''=MVC2+MHC''2=121856

52、2+408702=128527Nmm合成弯矩图如图5- 8(a)所示。正转MC'=125512NmmMC''=132096Nmm逆转MC'=136343NmmMC''=128527Nmm项目-内容设计计算依据和过程计算结果7. 计算并绘制转矩图8. 计算并绘制当量弯矩图T1=9.55×106×Pn=9.55×106×8.88970=87427Nmm转矩图如图5- 7（b）所示转矩按照脉动循环考虑，取=-1b0b。由表1-2查得b=750MPa，由表1-4查得-1b=75MPa，0b=130MPa，则=75130=0.577。由公式Me=M2+T2求出危险截面C处的当量弯矩轴正转时MeC'=MC'2+T2=1255122+0.577×874272=135270NmmMeC'&