电梯机械部分系统设计.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目：电梯机械部分系统设计学院名称：航空科学与工程学院 专业名称：飞行器设计与工程 设计者： 二一一年五月三十日 制目录设计任务4总体设计方案4曳引系统4轿门开关装置7原动机选择8传动比分配9涡轮蜗杆传动设计10圆柱直齿轮齿轮传动设计 15蜗杆轴设计计算22 涡轮轴设计计算30大齿轮轴设计计算38箱体结构及减速器附件设计46箱体设计46箱体附件设计47项目内容设计计算依据和过程计算结果一.设计任务:设计一住宅电梯，额定载质量为630kg,额定速度为1m/s;电梯机械部分包括：曳引部分，引导部分，轿门和层门，对重部分以及安全装置,本次设计主要包括对曳引系统和轿门开关装置的设计，并对曳引系统进行详细设计.二：总体方案设计三.原动机选择1. 曳引系统设计：曳引系统图如下：采用2：1绕法（1） 确定平衡对重重量取轿厢自重为G=760kg，电梯额载Q=630kg，查设计手册可得平衡对重质量G对重=G+0.45Q=1043.5kg；（2） 选取钢丝绳数目初取钢丝绳直径为=11mm，提升高度设为H=30m；单根钢丝绳总质量为m1=12.8kg；：确保规定的安全系数查表可取规定的安全系数为12，即kj=12；查机械设计手册得，n1=G+Qkzu（S0-P1kj）kj；其中G-轿厢自重（N）；Q-额载重量（N）；kj-钢丝绳静载安全系数；kzu-曳引比；S0-单根钢丝绳的破断拉力，查表为10000N；P1-轿厢在最底层位置时，提升高度内单根曳引钢丝绳的重力代入得，n1=10；从限制钢丝绳弹性伸长方面考虑n3=12490QHd2KzmE*SKEZ*KZF其中：E-钢丝绳弹性模量80000N/mm2SKEZ-允许伸长量，查表取为20mm；KZF-填充系数，按标准取为0.9；代入得，n3=7；综合，取钢丝绳数目n=10；（3） 选择并验证绳槽选择绳槽形式：绳槽选择带切口半圆槽，摩擦系数fv=40（sin2-sin2+sin-sin）初取=，=3；则fv=0.14；验证包角是否满足要求：要使电梯在运行过程中不打滑，查机械设计手册需验证在以下两种状态下不打滑：空载电梯在最高站处上升制动状态需满足：T1T2c1c2ef其中T1T2为曳引轮两边的曳引绳较大静拉力与较小静拉力之比，C1为与加速度及电梯特殊安装情况有关的系数，一般称为动力系数，C1=g+ag-a，对客梯，加速度取1ms2，则C1=1.23。C2为由于磨损导致曳引轮槽断面变化的影响系数，对凹形槽，C2=1；f=fv=0.14；代入公式得214；电梯装有125%额载，在最底站处下降制动状态T1T2c1c2ef代入公式得，161；综合上面得，214180，不合格；可以通过增大f来减小要求，增大=/2，得f=0.18;代入可得167，合格；所以，绳槽采用带切口半圆槽，=，=2；2. 轿门开门机构机构图如下：开门过程看成三个过程：为中间连杆与水平方向的夹角，l3为中间连杆的长度；门全开时=0，门完全关闭=85；（1） 加速阶段：加速度a=0.2m/s2；运动方程：v=-l32sin-l32cos*-=0.2 m/s2;结速阶段v=0.3m/s；（2） 匀速阶段运动方程v=0.3m/s；即l32sin=0.3m/s；（3） 减速阶段a=-0.2m/s2;运动方程：l322cos-l32sin=-0.2;由以上可得各个阶段随时间变化的曲线。从而得到角速度=的曲线。查表，得需功率公式：pd=（1-k）Qv102；其中k-平衡系数；查表取0.45；Q-轿厢自重，630kg；v-最大速度，1m/s；-效率；初取0.5；代入得pd=6.8kw；取Ped=7.5kw；查表知可从Y132S2-2，Y160M-6，Y132M-4，Y160L-8中选择；曳引轮直径初估是d=80cm，采用齿轮蜗杆减速器，传动比i=6090；则原动机转速nd=6090120*100d=28644297（r/min）；所以选择Y132S2-2，额定转速2920r/min；i=60，d=120292060=78.5cm；四.传动比分配采用二级蜗杆齿轮减速器，考虑到传动装置的紧凑及减小重量，取第一级传动比i1=20，第二级传动比i2=3；记电动机轴为轴0，蜗杆轴为轴1，涡轮轴为轴2，大齿轮轴为轴3；则传动比i01=1；i12=20；i23=3；01=0.96；12=0.81；23=0.92；P0=7.5kw；n0=2920r/min;T0=9559P0n0=24.5Nm;P1=P001=7.2kw;n1=n0i01=2920r/min;T1=9550P1n1=23.5 Nm;P2=P112=5.8kw;n2=n1i12=146r/min;T2=9550P2n2=379.4 Nm;P3=P223=5.3kw;n3=n2i23=48.7r/min;T3=9550P3n3=1039.3 Nm;涡轮蜗杆传动设计1.选择材料和精度等级蜗杆：45钢，调质；涡轮：轮芯：铸铁，轮缘：ZCuSn10P1金属模；精度等级：8级；2.确定蜗杆，涡轮齿数传动比i=20，取z1=2，则z2=40；蜗杆转速n1=2920（r/min）；涡轮转速n2=n1/i=146（r/min）；z1=2；z2=40；3.确定涡轮许用接触应力涡轮轮缘材料为锡青铜HP=HP*ZVS*ZN；由表28-10，查得HP=200 N/mm2；参考图28-8初估滑动速度为vs=15 m/s，浸油润滑。由图28-10查得，滑动速度影响系数Zvs=0.86；减速器每天运行10小时，预期寿命5年，每年工作365天。寿命th=5*365*16=18250h；=0.75；NL=60*n2*th=1.9*108；查图28-11得寿命系数ZN=0.7；HP=HP*ZVS*ZN=120.4 N/mm2；HP=120.4 N/mm2；th=5*365*16=29200 h；4.接触强度设计取载荷系数K=1.3，初估效率=0.8，则涡轮转矩为T2=T1*i*=23.5*20*0.8=376N*m;由式28-10得：m2d1（15000HP*Z2）K*T2=4949.86mm3；查表28-3可取m2d1=5376mm3，传动基本尺寸m=8mm，d1=80，q=10；5.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径d2=m z2=320 mm；由蜗杆导程角tan= z1/q得=11.3；由表28-5，涡轮齿宽b2=2m（0.5+（1+q）=61.1mm；取b2=62mm；传动中心距a=12(d1+d2)=200 mm;6.计算涡轮圆周速度和传动效率涡轮圆周速度v2=d2n2/(60*1000)=2.45 m/s;齿面相对滑动速度vs=d1n1/（60*1000*cos）；得vs=12.47m/s；与估取值近似。查表28-7得当量摩擦角e=0.9。由式28-5得1=tantan（+e）=0.95；搅油效率2=0.95，滚动轴承效率3=0.98；=123=0.85；与估取值接近；7.校核接触强度涡轮转矩T2=376N*m；由表28-12得弹性系数ZE=155，使用系数KA=1.1；由于v23 m/s，取动载荷KV=1.05，载荷分布系数K=1.2；由式28-11得H= ZE9400T2d1d22KAKVK=126.2 N/mm2；HHP不合格；增大蜗杆直径，取md12=6400；m=8mm，d1=100mm；q=12.5;d2=320mm; =11.3;b2=2m（0.5+（1+q）=66.7 mm;取b2=68mm；a=210mm；vs=d1n1/（60*1000*cos）=15.6 m/s与15m/s接近；e=0.9；1=tantan（+e）=0.95；搅油效率2=0.95，滚动轴承效率3=0.98；=123=0.85；与估取值接近；H= ZE9400T2d1d22KAKVK =112.9 N/mm2 HP；m=8mm;H=112.9N/mm2;=0.85;a=210mm;8.轮齿弯曲强度校核确定许用弯曲应力为FP=FPYN。查表28-10得FP=70N/mm2；由图28-11查出弯曲强度寿命系数YN=0.55，故FP=380.5N/mm2；复合齿形系数YFS=YFa*YSa；涡轮当量齿数ze2=z2（cos）3=42.42.涡轮无变位，查图27-20和图27-21得YFa=2.40；YSa=1.70；YFS=4.08；导程角的系数Y=1-120=0.91其他参数与接触强度计算相同，则由式28-13得F=666T2KAKVKd1d2mYFSY=5.58N/mm2FP；合格；FP=380.5N/mm2；F=5.58N/mm2;9.蜗杆轴刚度验算蜗杆圆周力Ft1=2T1d1=470N；径向力Fr1=2T2d2tan=863.1N；蜗杆两支撑间距离L=0.9d2=288mm;蜗杆危险截面惯性矩为I=df464=100-2。5m464=2.09*106mm4；许用最大弯曲变形yp=0.001d1=0.1mm；由式28-14得蜗杆轴变形为y1=Ft12+Fr1248EI=0.001mmyp，合格。Ft1=470N；Fr1=863.1N；10.蜗杆传动热平衡计算蜗杆传动效率=0.85，导热率取k=15W/（m2）工作环境温度取为t2=25C；传动装置散热的计算面积A=0.3（a100）1.73=3.59mm2；由式28-25得，t1=P1kA1-+t2=41.795合格。11.其它几何尺寸计算（参考表28-5及图纸）12.结构设计（参考图纸）圆柱直齿轮传动设计1.选择材料，热处理方式和精度等级小齿轮：45钢，正火大齿轮：45钢，调质精度： 8级2. 初步估算小齿轮的直径采用闭式齿轮传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径。由附录B式（B-2）由附录B表B-1，初取Ad=766 ，K=1.2，转矩T1=9550Pn1=417Nm；由表27-14，取齿宽系数d=1.2;由图27-24，接触疲劳极限Hlim1=390MPa；， Hlim2=660MPa；HP10.9Hlim1=351MPa，HP20.9Hlim2=594MPa；取HP=minHP1,HP2=351MPa；则d1131.6 mm初取d1=135mm3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级v=d1n1601000=1.03m/s;查表27-1，取 级精度合理。初取z1=27，则z2=iz1=81，z2取为81；m=d1z1=135/27=5mm;小齿轮直径d1=m*z1=135mm；大齿轮直径d2=m*z2=405mm；初步取齿宽为b=dd1=162mm;校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。按标准m=5 mm4.校核齿面接触疲劳强度由式（27-5）校核齿面接触疲劳强度。计算齿面接触应力H节点区域系数ZH由图27-18查得，非变位直齿轮 ZH=2.5；弹性系数ZE由表27-15查得:ZE= 189.8Nmm2重合度系数Z的计算公式由端面重合度确定，其中：端面重合度为=12*z1（tana1-tan+z2tana2-tana1=cos-1db1da1a1=20.05；a2=cos-1db2da2；a2=22.18 ；由于无变位，断面啮合角= =20，因此端面重合度=1.008；Z=1.00 ;使用系数KA由表27-7查得KA=1.5；动载荷系数由图27-6查得KV=1.03;齿间载荷分配系数KH查表27-8。其中：Ft=2T1d=6177.7N;KAFtb=57.2N/mm100N/mm;KH=1.2; 齿向载荷分配系数KH查表27-9。其中： 非对称支承，调质齿轮精度为8级。KH= A+B1+0.6*bd1*(bd1)*(bd1)2+C*10-3*b=1.49.齿面接触应力为H=464.8N/mm2;计算许用接触应力HP。由式（27-16）计算许用接触应力HP。总工作时间th= 18250h应力循环次数为NL1=60n1th=2.3109;NL2=NL1i=3.3.8107;由图27-27，接触强度寿命系数ZNT1= 1.1 ，ZNT2= 1.17;齿面工作硬化系数ZW1=ZW2=1.14;接触强度尺寸系数由表27-18查得ZX1=ZX2=1.0;润滑油膜影响系数= 1.0;接触最小安全系数SHlim查表27-17，取SHlim=1.05;则HF1=473.9MPa,HF2=838.4MPa;验算：H=464.8N/mm2HP=473.9MPa，接触强度合适，齿轮尺寸无需调整。H=464.8N/mm2;HF=473.9N/mm2;HHF;5.确定传动主要尺寸中心距为a=d1+d22= 270 mm，圆整取a=270 mm;模数为m=5 mm;小齿轮直径d1=mz1=527=135 mm;大齿轮直径d2=mz2=581=405 mm;齿宽b1=162 mm，b2 =157 mm;圆整a= 270 mm;齿宽:b1= 162 mm;b2=157 mm;6.齿根弯曲疲劳强度验算由式（27-11）检验齿根弯曲疲劳强度。计算齿根弯曲应力。使用系数KA、动载荷系数KV及齿间载荷分配系数KF同接触疲劳强度校核。齿向载荷分布系数KF由由图27-9查得。其中：bh=24；齿形系数YFa由图27-20（非变位）查得，YFa1=2.55,YFa2= 2.24;应力修正系数Ysa由图27-21查得，YSa1= 1.61,YSa2=1.74； 重合度系数= Y=0.25+0.752=1;螺旋角系数Y由图27-22查得Y= 1;齿根弯曲应力为=79.82MPa；=396MPa；计算许用弯曲应力FP。由式（27-17）计算许用弯曲应力。由图27-30查得Flim1=151MPa；Flim2=275MP;弯曲强度最小安全系数SFmin由表27-17查得SFmin=1.25;弯曲强度尺寸系数YX由图27-33查得YX1=YX2= 1;弯曲强度寿命系数YNT由图27-32查得YNT1=0.85 ，YNT2=0.9；应力修正系数YST为YST1=YST2=2.0；相对齿根圆角敏感及表面状况系数为=1;许用齿根应力为FP1=205.36MPa；FP2=396MPa；弯曲疲劳强度的校核：F1=79.82MPaFP1=205.36MPa；F2=75.78MPaFP2=396MPa；= 79.82=75.78FP1=205.36MPa；FP2=396MPaF1FP1；F2FsA，所以轴有向左移动的趋势，做短“受压”，右端“放松”；FaA=Fa1+FsB=2426.0N；FaB=Fs2=57.24N3.当量动载荷轴承6410：FaAFrA=2426.0/831.9=2.9；而FaAC0=0.045，查表34-7得e=0.24；所以FaAFrAe，查表34-7得X1=0.56，Y1=1.80；P1=fd（X1FrA+Y1FaA）；查表34-8得：fd=1.2；所以P1=5799.2N；P1=5799.2N;P2=212.5N;轴承30307：FaBFrB=0.33；e；查表34-7得X2=0.40，Y2=1.9；由P2=fd(X2FrB+Y2FaB)得P2=212.5N4.轴承寿命由式34-8Lh=10660n（CP）6410轴承：=3；L_h=22938h18250h；合格30307轴承：=103；Lh=1.07*101018250h，合格；5.极限转速计算由式34-16，n=f1f2nlim；（1）6410轴承：由P1C=0.062查图34-11得f1=1.0；查图34-12得f2=1；所以n=6700r/min2920r/min，合格；（2）30307轴承P2C=0.002查图34-11得f1=1.0；查图34-12得f2=0.9；n=f1f2nlim=4230r/min2920r/min合格；键的校核（1）确定平键的类型及尺寸电动机轴端的键：选用普通A型平键联接。由轴径d=28mm，选平键的剖面尺寸为b=8mm，h=7mm，选择标准键长l=32mm。蜗杆轴的键：选用普通A型平键联接。由轴径d=25mm，选平键的剖面尺寸为b=8mm，h=7mm，选择标准键长l=50mm。标记：键832 GB/T 1096；键850 GB/T 1096.2.键材料选择；根据使用条件，两键均选用45钢，静连接。3.强度校核用挤压应力由表33-1查得，钢静连接的p为120150Mpa.由式33-1合格；合格；p0,所以轴有向左移动的趋势，是轴承A“受压”,轴承B“放松”，故FaA=FsB+FA=1501N；FaB=FsB=1031N；3）当量动载荷由轴承A的当量动载荷为由轴承B的当量动载荷为4)轴承寿命6409轴承：30309轴承Lh20000h，故6409，34309 轴承能满足使用寿命要求（2）极限转速计算极限转速计算公式为 6409轴承：由PC=0.08；查表得f1=0.98。对于圆锥滚子轴承，载荷角=tan-1FAFr=18.3；查得载荷分布系数为f2=0.95,则30309轴承n146r/min，故 6409，30309轴承的极限转速均满足要求键的校核（1）确定平键的类型，材料及尺寸（1）小齿轮与轴的连接键选用普通平键联接。由轴径d=55mm，选平键的剖面尺寸为b=14mm，h=9mm，选择标准键长l=140mm。材料45钢标记：键14140 GB/T 1096；（2）涡轮与轴的连接键选用普通平键联接。由轴径d=55mm，选平键的剖面尺寸为b=14mm，h=9mm，选择标准键长l=50mm。材料45钢。键1450 GB/T 1096（2）校核强度（1）转矩T=379.4Nm,键接触长度l=l-b=126mm;许用挤压应力由表33-1查得，钢的p为120150Mpa.则（2）转矩T=379.4Nm,键接触长度l=l-b=36mm;许用挤压应力由表33-1查得，钢的p为120150Mpa.则合格，校核通过大齿轮轴设计计算（1）选择材料和热处理根据轴的使用条件: 选择45钢，正火，硬度HB=170217;45钢，正火，硬度HB=170217;(2) 按扭转强度估算轴径查表26-3取C112,则由式（26-2）得取其轴径d60mm。初取轴径d60mm；(3) 初步设计轴结构左端初选中30314轴承，两个面对面安装,轴承尺寸为内径d70mm, 外径D150mm，宽度B35mm。右端初选中轴承6416，基本尺寸内径d=80mm，D=200mm，B=48mm；初步设计轴的结构如下：（4）轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩和轴齿轮涡轮上的作用力。参考齿轮传动的受力分析有：输入转矩：Ts3= 1039.3Nm大齿轮圆周力：大齿轮径向力:FrFtABCYXZ（5）计算轴承支点的支反力，绘出水平面和垂直面弯矩图MH和MVl 垂直面支反力和弯矩计算BACFAVFBVFrBCAMVC垂直面弯矩图l 水平面支反力及弯矩BCAMHCAFAHFBHFt水平面支反力CB水平面弯矩图：l 计算合成弯矩，绘制弯矩图BCAMC合成弯矩图：（6）计算并绘制转矩图T=1.04*106N*mm转矩图BCA（7）求当量弯矩Me，绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑:由表26-2查得： b600Mpa由表26-4查得：则： 危险截面C处当量弯矩：查表26-4查得需用弯曲应力-1b=55MPa由式26-3：b=MeWc=Me0.1d3得危险截面C处的弯曲应力安全当量弯矩图BCA，安全轴承的校核：参照轴受力空间简图，得到轴承的径向反力FrA=3570.8.7N，FrB=1956.6N；（1）轴承选取轴承代号：6416基本额定动载荷C=162KN额定静载荷C0=125KN，油润滑的极限转速nlim=4300r/min，轴承代号：30314（一对）基本额定动载荷C=372.8KN额定静载荷C0=544KN，油润滑的极限转速nlim=3400r/min，e=0.35；Y=1.7；（2）轴承内部轴向力Fs计算公式为FsA=FrA2Y=1050N；2)轴承轴向力载荷Fa因FsA-FsB0,所以轴有向右移动的趋势，是轴承B“受压”,轴承A“放松”，故FaA=FsA=1050N；FaB= F sA=1050N；3）当量动载荷由轴承A的当量动载荷为则轴承B的当量动载荷为4)轴承寿命6416轴承：30309轴承（2）极限转速计算极限转速计算公式为 6416轴承：由查表得f1=1.0。对于圆锥滚子轴承，载荷角查得载荷分布系数为f2=0.95,则30309轴承键的校核（1）确定平键的类型，材料及尺寸（1）大齿轮与轴的连接键选用普通平键联接。由轴径d=80mm，选平键的剖面尺寸为b=22mm，h=14mm，选择标准键长l=140mm。材料45钢标记：键22140 GB/T 1096（2）校核强度转矩T=1.04*103N