升降式客运电梯机械结构设计整理版(齿轮之后)2课件

1、机械零件设计二级项目机械设计二级项目项目设计说明书 设计题目： 升降式电梯的机械结构设计 指导教师： 张健 姓 名：莫智斌，黄禹豪，温水金，唐春炜，曾百祥 汕头大学 机电工程系 年 月 日前 言电梯是一种以电动机为动力固定提升设备，装有箱状吊舱，用于多层建筑载人或载运货物。电梯还有台阶式，踏步板装在履带上连续运行，俗称自动扶梯。 垂直式电梯是服务于规定楼层的固定式升降设备。一般由曳引系统、导向系统、轿厢、门系统、重量平衡系统、电力拖动系统、电气控制系统、安全保护系统等组成。 随着经济社会的发展，电梯越来越广泛地应用于住宅楼、写字楼等高层建筑上。国家颁布的住宅设计规范（GB50096-2011）

2、规定：4.1 七层及七层以上住宅或住户入口层楼面距室外设计地面的高度超过16m 的住宅必须设置电梯。根据中国电梯协会统计，我国电梯产量从1990年的1.03万台增长到2011年的40多万台，年复合增长率达近20%，国内电梯需求量从2000年的仅3.72万台增长到2011年的45万台，到2011年底，我国电梯保有量达到201.06万台，已经成为名副其实的产销和保有量第一大国。我国电梯行业正经历高速发展期，随着我国城镇化的不断推进，我国电梯产销量在未来一段时期内还将持续大幅提高。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，

3、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采用2:1 绕法。采用齿轮传动相比蜗轮蜗杆传动，传动效率更高，这一点在电动机的选择部分有所体现。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。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、零件图绘制和计算说明书的编写。两级圆柱斜齿轮减速器设计的主要工作包括：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，箱体的设计等。目录一、 设计任务1.1 设计要

4、求1.2 电梯的设计数据1.3 设计任务1.4 设计思路二、 电梯方案的选取及其工作原理2.1 电梯结构、传动方案的分析与确定2.1.1 电梯结构方案2.1.2 电梯传动方案2.2 工作原理2.2.1 当量摩擦f和绳槽形状确定2.2.2 T1、T2的取值2.2.2.1 对重的质量2.2.2.2 钢丝绳的质量2.2.2.3 补偿装置的质量2.2.3 曳引绳在曳引轮上的包角确定三、 曳引机构选择计算3.1 曳引电动机的选择及传动装置动力和运动参数 3.1.1 电梯机械总效率 3.2 制动器的介绍与选择3.2.1 制动器介绍3.2.2 制动器功能基本要求3.2.3 制动器的构造及其工作原理 3.2.

5、4 制动器的选择3.3 减速器的选择3.3.1 齿轮减速箱的传动设计3.3.2 输入轴（轴1）的设计与校核3.3.3 中间轴（轴2）的设计与校核3.3.4 输出轴（轴3）的设计与校核3.3.5 轴承的选择及计算校核3.3.6 键的选择及计算校核3.3.7 联轴器的选择及计算校核五、 润滑与密封六、 课程设计总结七、 零件图和装配图参考文献：一、升降性客运电梯机械机构设计1.1项目报告书：产品设计是机械设计制造及其自动化专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械零件设计、工程材料、产品生命周期工程等课程重要的综合性与实践性教学环节。1.11基本目的：（1）通过产品设计，综合运用机械零件设计、工程

6、材料、产品生命周期工程等课程和其它有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。（2）具有初步的设计机械产品的能力；（3）初步具有一定机械系统方案优化及决策的能力与素质；（4）提高创新意识和能力。1.12时间安排1讲授设计的要求、任务，布置设计题目，查阅资料，第1-2周；2产品设计方案选择（运动原理分析，拟定传动方案及绘出运动简图），第3-4周；3机械运动方案设计（运动分析和动力分析，原动机和参数选择，确定各传动机构的传动比、各轴的转速和功率），第5-7周；4绘装配草图，第8-9周；5主要零部件工作能力设计，第10-11周；

7、6结构设计，画装配图，第12-13周；7画零件图，编制设计说明书，第14-15周；8进行设计答辩，第16周。2.电梯简介现代电梯主要由曳引机（绞车）、导轨、对重装置、安全装置(如限速器、安全钳和缓冲器等)、信号操纵系统、轿厢与厅门等组成。这些部分分别安装在建筑物的井道和机房中。通常采用钢丝绳摩擦传动，钢丝绳绕过曳引轮，两端分别连接轿厢和平衡重，电动机驱动曳引轮使轿厢升降。电梯要求安全可靠、输送效率高、平层准确和乘坐舒适等。电梯的基本参数主要有额定载重量、可乘人数、额定速度、轿厢外廓尺寸和井道型式等。2.11结构：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

8、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、限位装置和控制箱等。主要可以分为以下几个系统：1. 曳引系统：包括曳引轮与曳引绳，电梯传动部分；2. 导向系统：包括导轨和导靴等；3. 安全以及缓冲系统：缓冲器，限位开关，限速器等；4. 对重系统：对重以及安全补偿装置；5. 轿厢系统和门系统：自动门，层门以及轿厢门；6. 电气控制系统：本文不作讨论。2.21本电梯设计的装配简图：3.电梯的设计要求以及基本参数3.11电梯设计要求：根据给定参数设计电梯相关系统，电梯工作要求安全可靠，乘坐舒适，噪声小，平层准确，具有创新性。3.21基本参数：电梯种类载客电梯电梯额定载重

9、630kg最大允许载重700kg轿厢自重800kg 额定速度0.63m/s额定的加速度1.0m/s2加速度变化率0.25正常提升高度30m对重1115kg3.31电梯主要系统：曳引系统，导向系统，对重系统，安全以及缓冲系统，轿厢系统，电气控制系统。（除了电气控制系统之外，本文都有设计）。4.主要系统的设计4.11、曳引系统设计曳引力的大小决定性因素1 轿厢与对重的重量平衡系数。2 曳引轮绳槽形状与曳引轮的材料当量摩擦系数。3 曳引绳在曳引轮上的包角。注：包角是指曳引钢丝绳经过绳槽内所接触的弧度，用。表示包角越大摩擦力越大，即曳引力也随之增大，提高了电梯的安全性。方案一：选用一个曳引轮和一个定滑

10、轮。优点：这种情况下的曳引轮的线速度与轿厢升降速度之比为1：1，传动效率高而且有对重机构，可以有效减少电机的工作量。 4.2几种可供选择的曳引方案：4.21方案一：选用一个曳引轮和一个定滑轮。优点：这种情况下的曳引轮的线速度与轿厢升降速度之比为1：1，传动效率高而且有对重机构，可以有效减少电机的工作量。 另外，也可以在上述的基础上，采用曳引钢丝绳复绕的形式增大曳引轮与曳引绳的包角，复绕式的包角(为1+2)，提高安全性。缺点：曳引轮受力大。4.12方案二：选用一个曳引轮，两个定滑轮，两个动滑轮。2：1绕法曳引轮的线速度与轿厢升降速度之比为2：1。优点：这种设计能增大包角，还有减少曳引绳的受力的一

11、半，大大提高电梯安全性。另外也减少了减速比，更加具有经济性。缺点：传动效率稍低。设计选择方案二,因为电梯优先选择安全可靠的曳引机构，根据方案设计出的曳引机简图如下：减速箱的传动的初拟方案：4.2电梯门传动设计：主要包括轿厢门和层门；本文主要讨论轿门的设计，轿门是由机构连杆，拖动转盘，伺服电机，门装置，以及皮带轮组成。所设计的电梯轿厢门如下： 1:伺服电机2:拖动轮盘3:拖动连杆4:门构件电梯门的实现过程是：通过电机带动皮带轮，再通过皮带带动拖动转盘，最后通过连杆摆动实现门的开关动作。4.3曳引轮还有曳引绳的设计：电梯提升高度为30m，对于曳引载人电梯而言，钢丝绳选用三根或者三根以上的安全系数为

12、f=12。初步选用直径为10mm的纤维芯钢丝绳，线密度为33.9kg/100m,破断拉力为44.0kN。当轿厢在最低位置时，单根钢丝绳质量单根钢丝绳最大静拉力：（设钢丝绳数目为n），查机械设计手册得,其中a为换算系数，取a=0.85。计算得n2.3，取n=3。代进公式算得F绳=2.435KN。目前，常用的绳槽主要有三种：半圆槽、半圆带切口槽和V型槽。其特点如下：1.半圆槽：最小，用于复绕式曳引轮。2.V型槽：最大，并随着开口角的减小而增大，但同时磨损也增大，对曳引绳产生磨损并有卡绳现象，随着磨损增加逐渐趋于半圆槽。3.半圆带切口槽：介于半圆槽和V型槽之间，且基本不随磨损而变化。国家标准GB75

13、88-1995电梯制造与安装安全规范规定：曳引条件必须满足要求：式中T1/T2为载有125%额定载荷的轿厢位于最低位置以及空轿厢位于最高位置的两种情况下，曳引轮两边的曳引绳较大静拉力与较小静拉力之比；C1与加速度、减速度以及电梯特殊安装情况有关的系数，一般称为动力系数或者加速系数（;g为重力加速度，a为轿厢制动减速度，本方案a=1.5m/）；为由于磨损导致曳引轮槽断面变化的影响系数（对半圆或切口槽，）；为曳引绳在曳引导轮上的包角;称为曳引系数。分别计算额定载荷的轿厢位于最低位置时以及空轿厢位于最高位置时的包角，均大于120°，故符合要求。5限速器选型及限速器钢丝绳安全系数计算由于我们

14、设计的客运电梯没有采用具有自锁性较高的蜗轮蜗杆传动方式，而是采用了工作效率很高的齿轮减速箱机构，所以在设计的过程中为保电梯在运行的过程中能够真正安全，平稳地运行。梯限速器工作原理及安全检验限速器是一种限制电梯桥厢或对重超速运行的装置，作为电梯的超速和失控保护的重要组成部分，限制器在电梯中所起的作用是至关重要的。当电梯超速到达限速器动作的速度值时，限速器安全开关动作，断开控制回路，电梯停止运转。届时，限速器钢丝绳借助绳轮的磨擦力或夹绳机构提拉起安装于轿厢梁上的安全钳连杆系统，安全钳动作，将轿箱强行制停在导轨上，同时安全钳提拉杆操纵安全开关动作。5.1安全限速器的选型以及安全钳的选型：5.11基本

15、参数参数名称缩写数值单位电梯额定速度VN0.68m/s额定速度V0.5 -2.0取0.7m/s限速器型号XS3-B限速器许用张力800-1500N限速器动作速度Vm2.28m/s安全钳形式渐进式安全钳限速器钢丝绳型号8*19S+PP限速器钢丝绳公称直径8mm钢丝横包角180度限速器钢丝绳最小破断载荷33.2KN限速器动作时，钢丝绳张力F100Kg限速器绳轮节圆直径241mm5.12限速器选型计算XS3-B限速器技术参数1、额定速度：V:0.5m/s-2.0m/s2、绳张力：F:800N-1500N3、钢丝绳直径：8mm4、绳轮节圆直径：241mm5、提升高度适用范围： a)张紧装置涨紧力350

16、N：H80m; b)张紧装置涨紧力450N：80mH120m; 5.13限速器动作速度基本要求根据GB7588-2003 电梯制造与安装安全规范中9.9.1对限速器的规定：操纵轿厢安全钳的限速器的动作应发生在速度至少等于额定速度的115%。但应小于下列各值：a) 对于除了不可脱落滚柱式以外的瞬时安全钳为0.8m/s；b) 对于不可脱落滚柱式瞬时安全钳为1m/s;c) 对于额定速度大于或等于1m/s的渐进式安全钳为1.5m/s；d) 对于额定速度大于1m/s的渐进式安全钳为1.25v+0.25v(m/s)限速器动作速度计算1) 限速器允许最大动作速度本型号电梯额定速度0.6m/s，根据a）计算得

17、Vmax=0.8m/s2) 限速器允许最小动作速度vmin=115%v=0.69m/s5.2校核0.69m/s<0.7m/s<0.8m/s结论：限速器动作速度符合要求5.21钢丝绳选型计算5.22钢丝绳基本要求根据GB7588-2003 电梯制造与安装安全规范中9.9.4规定：限速器动作时，限速器绳的张力不得小于以下两个值的较大值：a) 安全钳起作用所需力的两倍；或b) 300N。对于只靠摩擦力来产生张力的限速器，其槽口应：a) 经过附加的硬化处理b) 有一个符合M2.2.1要求的切口槽。5.23根据GB7588-2003 电梯制造与安装安全规范中9.9.6对限速器绳的规定：限速器

18、应由限速器钢丝绳驱动。限速器绳的最小破断载荷与限速器动作时产生的限速器绳的张力有关，其安全系数不应小于8，对于摩擦型限速器，则宜考虑摩擦系数max=0.2时的情况。限速器绳的公称直径不应小于6mm。限速器绳轮的节圆直径与绳的公称直径之比不应小于30。 限速器绳应用张紧轮张紧，张紧轮（或其配重）应有导向装置。 在安全钳作用期间，即使制动距离大于正常值，限速器绳及其附件也应保持完整无损。限速器绳因易于从安全钳上取下。5.24限速器钢丝绳安全系数Sf计算Sf=限速器钢丝绳最小破断载荷限速器动作时，限速器钢丝绳的张力=332001000=33.2>8结论：符合条件。5.25限速器绳的公称直径选型

19、计算限速器绳轮的节圆直径与限速器钢丝绳的公称直径的比值KK=限速器绳轮的节圆直径限速器钢丝绳的公称直径=2418=30.125>30结论：符合条件。此电梯的限速器及限速器绳符合GB7588-2003规定。6导向机构的设计选型导向系统在电梯运行过程中,限制轿厢和对重的活动自由度,使轿厢和对重只沿着各自的导轨做升降运动,不会发生横向的摆动和振动,保证轿厢和对重运行平稳不偏摆.不论是轿厢导向还是对重导向均由导轨,导靴和导轨架组成.导轨架作为导轨的支撑件,被固定在井道壁上;导靴安装在轿厢架和对重架的两侧,导靴的靴衬与导轨工作面配合,使一部电梯在曳引绳的牵引下,一边为轿厢,另一边为配重块,分别沿着

20、各自的导轨作上、下运动.有了导向系统，轿厢只能沿着左右两侧的竖直方向的导轨上下运行。导向系统是使轿厢和对重顺利地沿着各自的导轨平稳地上下运动，轿厢和对重是通过曳引钢丝绳分别挂在曳引机的两侧，两边就形成平衡体，起到相对重量平衡作用。另外，连接轿厢和对重的曳引钢丝绳，如楼层高，钢丝绳长，自身的重量增多，通过连接在轿厢底和对重的补偿链起着两边重量平衡的补偿作用。这样，导向系统配合了重量平衡系统，从而保证了电梯曳引传动的正常，运行的平衡可靠。综上所述，导向系统的主体构件是导轨和导靴；重量平衡系统的主体构件是对重和补偿链(绳)。6.1导轨6.11导轨形状选择电梯中大量使用的“T”形导轨如图所示，但对于货

21、梯对重导轨和速度为1m/s以下的客梯对重导轨，一般多采用“L”型导轨(规格为L75×75×810)。 如果用于速度低于0.63ms的电梯，导轨表面一般不作机械加工。所示为一次冷轧成型的导轨。(2)T型导轨的规格T型导轨是电梯常见的专用导轨，具有良好的抗弯性能及良好的可加工性能。 T型导轨的主要规格参数，是底宽b、高度h和工作面厚度k，如图（1）所示。我国原先用b×k作为导轨规格标志，现已推广使用国际标准T型导轨，共有十三个规格，以底面宽及工作面和加工方法：即以“b加工方法”作为规格标志，均可查表可得。 6.12导轨选型与校核：选择常用的T75型导轨。6.2导靴导靴

22、分为滑动和滚动导靴两类,滑动导靴一般是由带凹形槽的靴头,靴体和靴座组成,在靴头凹槽部分中一般均镶有耐磨的靴衬。靴头可以固定的,也可以活动(浮动)的;滚动导靴则用三个滚轮沿导轨滚动运行。根据我们电梯的额定速度0.68m/s=40.8m/min，所以我们选择了额定速度为45m/min的滑轮导靴。7.传动装置的计算由国家标准可得，得曳引轮的直径：曳引轮的直径要大于钢丝绳直径的40倍。在实际中，一般都取4555倍，有时还大于60倍。因为为了减小曳引机体积增大，减速器的减速比增大，因此其直径大小应适宜。而本方案选择的钢丝绳直径为10mm，因此初步取曳引轮直径为500mm。则曳引轮转速为：，取48r/mi

23、n根据机械设计综合课程设计手册以下简称：机械设计手册，初选电机Y132M1型电动机，满载转速为960r/min，初始设计传动比：查机械设计手册得i1=1.4i2，所以（一）传动装置计算：设计的传动方案如下：根据减速箱的初拟方案我们可以确定部分传动件以及支撑件并查机械设计手册表3-1得到各个环节的传动效率：零件数目效率齿轮高速级齿轮为8级精度，低速级齿轮为9级精度0.97联轴器2个0.99传动轴31滚子轴承3对0.98曳引轮以及传动装置10.89设1为联轴器机械效率，2为支承轴承机械效率，3为圆柱齿轮传动机械效率，4为曳引轮钢丝绳摩擦传动机械效率，5为导向轮以及动滑轮组成的滑轮组的效率，则总机械

24、效率为：系统所需的最大提升功率：其中k为平衡系数，计算式如下：而Y132M1-6型电机的额定功率为4KW,满足条件。根据电机的选用功率以及各级传动机构的传动效率计算出各轴的转矩以及功率如下（主要公式为）： 参数轴标号功率Kw扭矩/N·m转速/r/m输入输出输入输出轴02.5325.17960轴12.52.4824.8724.67960轴22.412.39126.00125.75181轴32.322.30461.5845748轴42.27451.6448（二）齿轮设计与校核1、 高速级齿轮设计由于主动轮转速较低，传动尺寸没有严格限制，参考表6-2，小齿轮选用40Cr，调质，齿面硬度27

25、0HBW；大齿轮选用40Cr，调质，齿面硬度260HBW，同侧齿面精度等级选8级精度。初选。根据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度260HBW, 按照机械设计教程图6-6 MQ线查得齿面接触疲劳极限应力；按照按照机械设计教程的图6-7 MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力；查机械设计教程图6-8a查得接触寿命系数；查机械设计教程图6-8b查得弯曲寿命系数；其中，（设计寿命为十年，每年工作365天，每天连续工作8小时）。查机械设计教程表6-3，取最小安全系数：，于是：由于双向运转，轮齿弯曲疲劳极限应力应乘以0.8：按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数:，其中u=i1=5.29确定计算载荷：考

26、虑本齿轮传动是斜齿圆柱齿轮传动，电动机驱动，载荷平稳，轴承相对齿轮不对称布置，查表6-7，取载荷系数K=1.6，所以.查机械设计教程表6-13可以确定区域系数，标注齿轮的ZH=2.5，弹性系数则查表6-8，得，另外齿宽系数查表6-11，取；而且小齿轮与大齿轮的许用应力接近相等于613Mpa，于是有：,初取,齿轮圆周速度:，查机械设计教程表6-9，考虑齿轮用途，取8级精度。取Z1=19，则Z2=iZ1=5.2919=100.51,取Z2=100，Z1与Z2互质，实际,传动比相对误差为：。端面模数，查表取法向模数mn=2.5;螺旋角：由于螺旋角的值过小，改取d1=49mm,，mt=2.579，mn

27、=2.5，所以=14.213度。则小齿轮的直径： d1=mtz1=2.579×19=49.001mm大齿轮的直径： d2=2.579×100=257.9mm。初选定齿宽。精确计算载荷：端面重合度：查机械设计简明手册得：端面啮合角，端面的重合度：纵向重合度：所以查机械设计教程表6-5得KA=1.50查机械设计教程表6-9得Kv=1.16查机械设计教程表6-6得取查机械设计教程表6-5，由于，减速器轴刚度较大，取验算轮齿接触疲劳承载能力：H=ZHZEZZKFtbd1u+1u=2.5×189.9×0.78×0.983.38×10344

28、15;495.29+15.29MPa=495MPa<H1=613 MPa确定主要传动尺寸中心距：a=d1+d22=49.001+257.9002=153.45 mm螺旋角：=cos-1z1+z2mn2a=cos-119+100×2.52×154=15.004°螺旋角与中心距校对相对合理。端面模数：mt=mncos=2.5cos15.004°=2.588小齿轮直径：d1=mtz1=2.588×19=49.18大齿轮直径：d2=mtz2=2.588×100=258.82齿宽:b=44 mm, b1=48 mm, b2=44mm小齿轮

29、当量齿数:zv1=z1cos3=19cos15.004°3=21大齿轮当量齿数:zv2=z2cos3=100cos15.004°3=111齿根弯曲疲劳强度验算KA=1.50, KV=1.16, KF=1.4 由于bh=442.25×2.5=7.82, 查图得，KF=1.38查机械设计教程图6-16得:YF1=2.78, YF2=2.19, YS1=1.56, YF2=1.79；重合度系数:Y=0.25+0.75v=0.25+0.75cosb2=0.25+0.751.6240.9372=0.66；查机械设计教程图6-16得，Y=0.875。齿根弯曲应力F1=KAKV

30、KFKFFtbmnYF1YS1YY=1.50×1.16×1.4×1.38×1015.144×2.5×2.78×1.56×0.66×0.875=77.70MPa<F2=350MPaF2=F1YF2YS2YF1YS1=77.70×2.19×1.792.78×1.56=70.23MPa<F2=350MPa因此，齿根弯曲疲劳强度符合要求。（8）高速级斜齿圆柱齿轮的传动集合尺寸计算名称计算结果小齿轮大齿轮法向模数mn2.5882.588法向压力角20度20度螺旋角15度15

31、度分度圆直径49.2258.8齿顶高系数ha0.9660.966齿根高3.043.04齿数19100齿顶高2.52.5全齿高5.655.65齿顶圆直径51.1260.7齿根圆直径43.1252.7标准中心距153.45节圆直径49.2258.8传动比5.28重合度8.5977.3低速级齿轮的传动设计由于主动轮转速不是很高，且传动尺寸无严格限制，批量较小，大齿轮和小齿轮均选用40Cr，调质，小齿轮HB=270，大齿轮HB=260。同侧齿面精度等级选9级精度。因采用闭式软齿面传动，按齿面解除疲劳强度初步估计小齿轮分度圆直径。初步选取=14°。根据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度

32、260HBW, 按机械设计教程图6-6 MQ的线，查得齿面接触疲劳极限应力：Hlim3=750MPa,Hlim4=710MPa；按照机械设计教程图6-7 MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力：FE3=600MPa,FE4=575MPa。查机械设计教程图6-8a查得接触寿命系数ZN3=0.95，ZN4=0.97，查图6-8b查得弯曲寿命系数YN3=0.95，YN4=0.97；其中：N3=60n2th=60×1×181×10×365×8=3.17×108(设计寿命十年，每年工作365天，每天平均工作8小时). N4=60n3th=60×

33、;1×48×10×365×8=8.4×107查机械设计教程表6-3，取最小安全系数：SHmin=1.1,SFmin=1.25于是:H3=Hlim3SHminZN3=7501.1×0.95=648MPaH4=Hlim4SHminZN4=7101.1×0.97=626MPa由于双向运转，轮齿弯曲疲劳极限应力应乘以0.8：F3=FE3SFminYN3×0.8=6601.25×0.95×0.8=401MPaF4=FE4SFminYN4×0.8=5751.25×0.97×0.

34、8=357MPa 按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数：d332KT3d(u2+1u2)ZEZHH2 其中u2=i2=3.78，T3=125.75 Nm，查机械设计教程表6-7，取载荷系数K=1.6，则KT3=1.6×125.75=201.2 Nm 。区域系数查机械设计教程图6-13，标准齿轮选ZH=2.5,弹性系数查机械设计教程6-8得ZE=189.9MPa, 齿宽系数查表机械设计教程6-11，取d=bd1=0.9；大齿轮的的许用齿面接触疲劳应力值小于大齿轮的许用齿面接触疲劳应力值，故将H4=626MPa代入，于是有：d132×201.2×10000.9

35、15;3.78+13.78189.9×2.56262mm=68.8mm ，初取d1=80mm。校核圆周速度：v=d3n260×1000=×80×18160×1000=0.76 m/s查机械设计教程表6-9，取9级精度合理。取z3=29, z4=110端面模数：mt=d3z3=8029=2.759取法向模数mn=2.75螺旋角：=cos-1mnmt=cos-12.752.759=4.63°,值过小，改取：d3=82mm, mt=2.8276, mn=2.75, =13.454°则小齿轮直径：d3=mtz3=2.8276

36、5;29=81.983mm大齿轮直径：d4=mtz4=2.8276×110=310.970mm初估齿宽：b=d×d3=0.9×82=73.8mm。实际传动比：i2=11029=3.79, 传动比相对误差：3.79-3.783.79=0.26%, 符合要求校核齿面解除疲劳强度：H=ZHZEZZKFtbd3u+1u计算齿面接触应力H节点区域系数ZH=2.42弹性系数ZE=189.8N/mm2端面重合度：=12z3tant3-tant'+z4(tant4-tant')t=tan-1tanncos=tan-1tan20°cos13.454

37、6;=20.518°t3=cos-1db3d3=cos-1d3costd3+2mn=cos-182×cos20.518°82+2×2.75=28.635°t4=cos-1db4d4=cos-1d4costd4+2mn=cos-1311×cos20.518°311+2×2.75=23.032°由于无变位，端面啮合角t'=t=20.518°端面重合度：=1229×tan28.635°-tan20.518°+110×tan23.032°-tan

38、20.518°=1.684纵向重合度：=bsinmn=73.8×sin13.454°×2.75=1.987由于>1。重合度系数：Z=1=11.684=0.77螺旋角系数：Z=cos=cos13.454°=0.986。使用机械设计教程中的系数查表得，KA=1.50,动载荷系数KV取1.06。齿间载荷分配系数：Ft=2T2d3=2×125.7582×10-3=3067.07NKAFtb=1.50×3067.0773.8=62.34Nmm<100NmmK=KF=cosb2=1.6840.9762=1.77co

39、sb=coscosncost=cos13.454°cos20°cos20.518°=0.976齿向载荷分配系数取K=1.408则齿面接触应力:H=ZHZEZZKFtbd3u+1u=2.42×189.8×0.77×0.9861.50×1.06×1.77×1.408×3067.0773.8×82×11029+111029=561.29MPa<626MPa<648MPa即H<H4<H3,接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。确定主要传动尺寸中心距:a=d3

40、+d42=81.983+310.9702=196.48 mm。螺旋角：=cos-1z3+z4mn2a=cos-129+110×2.752×196=12.806°。中心距和螺旋角合理。端面模数：mt=mncos=2.75cos12.806°=2.820小齿轮直径：d3=mtz3=2.820×29=81.78大齿轮直径：d4=mtz4=2.820×110=310.20齿宽：b=73.6 mm, b3=78 mm, b4=74mm小齿轮当量齿数：zv3=z3cos3=29cos12.806°3=31大齿轮当量齿数：zv4=z4co

41、s3=110cos12.806°3=119齿根弯曲疲劳强度验算：KA=1.50, KV=1.06, KF=1.77由于bh=742.25×2.75=11.96, 查图得，KF=1.4查图得，YF3=2.54, YF4=2.19, YS3=1.63, YF4=1.79重合度系数：Y=0.25+0.75v=0.25+0.75cosb2=0.25+0.751.6840.9362=0.47查图得，Y=0.885。齿根弯曲应力：F3=KAKVKFKFFtbmnYF3YS3YY=1.50×1.06×1.4×1.77×3067.0774×

42、2.75×2.54×1.63×0.47×0.885=102.26MPa<F3=401MPaF4=F3YF4YS4YF3YS3=102.26×2.19×1.792.54×1.63=95.20MPa<F2=357MPa因此，齿根弯曲疲劳强度符合要求。（8）低速级斜齿圆柱齿轮的传动集合尺寸计算名称计算结果小齿轮大齿轮法向模数mn2.822.82法向压力角20度20度螺旋角12.8度12.8度分度圆直径82311齿顶高系数ha0.9660.966齿根高3.313.31齿数29110齿顶高2.722.72全齿高6.156.

43、15齿顶圆直径83.9312.93齿根圆直径75.37304.37标准中心距196.48节圆直径82311传动比3.79重合度1.684（三）轴的设计与校核主要任务:n 高速轴最小的直径的确定n 中速轴最小的直径的确定n 低速轴最小的直径的确定1.高速轴的设计与校核1.1按扭转强度条件计算：1.1.1轴的直径校核式： 其中：初步选40Cr材料进行设计，查表机械设计教程表8-4得AO=105,=2.5kw，高速轴的转速n=960r/min ，于是d114.45mm由于考虑制造经济性方面的问题，取最小值14.45mm或者大10%左右，又因为100mm14.45mm，且轴的同一截面开有一个键槽，轴径

44、需要增加5%，因此 取整数可得 d1可以取16mm。1.1.2 本电梯设计所选用电机为Y132M1-6，查机械设计简明手册电机选取表得其输出轴直径为38 mm。按联轴器标准系列，可以取高速轴孔径d = 30mm，轴孔长度L = 82mm。由于设计中的轴承为标准件，所以设计轴的基准为基孔制：先选定靠近轴直径的轴承，根据机械设计简明手册轴承选型表，初选中系列深沟球轴承 6007：主要参数为外径D = 62 mm ，内径d = 35 mm ，B=14 mm又因为小齿轮直径： mm大齿轮直径： mm确定齿轮结构：< 2.5 × = 2.5 × 2.5 = 6.25mm 采用齿

45、轮轴结构，故，高速轴材料为 40Cr，调质，HB=270。1.2.3 高速轴的扭转强度：由式子因为查机械设计教程和工程材料选型表可得轴为40Cr材料时，处于35-55之间。因为直径越小，扭转切应力越大，所以取d=21mm进行校核,解得所以扭转强度符合要求。因为1.3按弯扭合成强度条件校核1.3.1齿轮与高速轴的受力分析该轴所受的外载荷为转矩和小齿轮上的作用力，空间受力如图1-3-1所示。 因为高速轴扭矩：24.87 N.M, 高速级齿轮螺旋角为14度，压力角为20度。小齿轮圆周力：=小齿轮径向力： 1011.39379.39N小齿轮轴向力： 379.39=94.59N1.3.2 计算轴承支点支

46、反力，绘出水平面和垂直面弯矩图。 垂直面（YZ 平面）支反力及弯矩计算如下： A 点支反力：B点支反力：危险截面 C 处弯矩： 1.3.3 危险截面 C 处弯矩： 其受力图和弯矩图如图 1-3-1(b)和 1-3-1(c)所示。 水平面（XZ 平面）支反力及弯矩计算如下： A 点支反力： B 点支反力： 危险截面 C 处弯矩： 合成弯矩 ： 其受力图和弯矩图如图 1-3-1(d)和 1-3-1(e)所示。 计算并绘制合成弯矩图. 合成弯矩图如图1-3-1(f)所示： 图1-3-11.3.4 计算并绘制转矩图。 输入轴转矩： T=24.87转矩图如图 1-3-1(g)所示。 1.3.5 计算并绘

47、制当量弯矩图 转矩按脉动循环考虑，取折合系数 =0.6 ，抗拉强度。 则 危险截面 C 处当量弯矩为： = 绘制当量弯矩图如图1-3-1(h)所示。1.3.6 弯扭组合校核 <=75MPa根据校核条件可知，设计在安全范围之内。 1.4 按疲劳强度条件进行精准校核取C截面进行校核弯矩作用下的安全系数：转矩作用下的安全系数：由材质为40Cr,直径小于100mm。查机械设计教程表8-1得，,查机械设计教程表1-1，得 0.34，0.21因为 弯矩 43.52 N.M 弯曲应力： 切应力： 由于弯曲应力属于对称循环应力，所以，由于扭转切应力属于脉动循环变应力，所以取过度圆角半径为2mm，则，有效

48、应力系数查机械设计教程表1-3，可得，因为735MPa,用插值法可以知道:总的计算安全系数：，。因为材料均匀，载荷与应力计算精确时，S=1.3-1.5，因为，所以经过校核之后发现，所校核的高速轴足够安全，其他截面校核也同理，各个截面都安全。1.5 按静强度条件计算轴的静强度条件校核公式：其中，因为，取，因为 ，所以。所以由机械设计教程表8-5 ，得，取。又因为最大载荷只是近似值，所以。所以会有：>因此高速轴的静强度计算适合。1.6 刚度条件校核因为T=24.87N.MG=8.1，高速轴轴的允许扭转角刚度 =1.19度/m因为高速轴的传动要求不高，由机械设计教程表8-6可知，校核之后的高速

49、轴扭转角符合。2.中速轴的设计与校核2.1 轴2的机构设计2.1.1 轴的设计计算（ 轴的直径的确定）1.2按扭转强度条件计算：2.2.1轴的直径 其中：选40Cr进行设计，查机械设计教程表AO=105,=2.41kw，转速n=181r/min。于是。在考虑经济性和材料节省方面，我们取最小值24.89mm，又因为100mm24.89mm，且中速轴需要开2个键槽，轴径需要增加15%，因此取整2.1.2 以基孔制选取轴的初选直径 初选中系列深沟球轴承 6007 外径内径宽度 外径D = 62 mm 内径d = 35 mm 宽度B = 14 mm 又因为齿轮2直径mm 齿轮3直径mm2.2.3 中速

50、轴的扭转强度：由式子因为查机械设计教程和工程材料选型表8-2可得轴为40Cr材料时，处于35-55之间，取d=mm进行校核, 解得。所以扭转强度符合要求。2.3按弯扭合成强度条件校核2.3.1 齿轮与轴2的受力分析中速轴所受的外载荷为转矩和小齿轮上的作用力，空间受力如图(a)所示。 （a）空间受力图（b）垂直受力图（c）垂直弯矩图（d）水平受力图 （e）水平弯矩图（f）合成弯矩图（g）转矩图（h）当量弯矩图轴2受力图和弯矩图因为中速轴的扭矩：, 高速级齿轮螺旋角为14度，压力角为20度。高速级大齿轮：圆周力：=径向力： 973.65365.23N轴向力： 365.23=91.06N低速级小齿轮

51、：圆周力：=径向力： 3081.441155.89N轴向力： 1155.89=288.20N2.3.2计算轴承支点支反力，绘出水平面和垂直面弯矩图。 垂直面（YZ 平面）支反力及弯矩计算如下： B 点支反力：B点支反力： 危险截面 C 处弯矩： 危险截面D处弯矩：2.3.3危险截面 C 处弯矩： 其受力图和弯矩图如图 2-3-1(b)和 2-3-1(c)所示。 水平面（XZ 平面）支反力及弯矩计算如下： C 点支反力：D点支反力： 危险截面 C 处弯矩：危险截面D处弯矩：合成弯矩： 其受力图和弯矩图如图2-3-1 (d)和 (e)所示。 计算并绘制合成弯矩图. 合成弯矩图如图 (f)所示。 2

52、.3.4 计算并绘制转矩图。 输入轴转矩： T=126.00转矩图如图 2-3-1(g)所示。 2.3.5 计算并绘制当量弯矩图 转矩按脉动循环考虑，取 折合系数 =0.58抗拉强度。 则危险截面 C、D 处当量弯矩分别为： = 绘制当量弯矩图如图2-3-1(h)所示。2.3.6 弯扭组合校核 危险截面D<=75MP a安全。 2.4 按疲劳强度条件进行精准校核校核危险截面D弯矩作用下的安全系数：转矩作用下的安全系数：由材质为40Cr,直径小于100mm。查机械设计教程表8-2得，,查机械设计教程表1-1，得 0.34，0.21因为弯矩155.58 N.M ，危险截面D直径d取50mm弯

53、曲应力 切应力 由于弯曲应力属于对称循环应力，所以，由于扭转切应力属于脉动循环变应力，所以取过度圆角半径为2.5mm，则，有效应力系数查机械设计教程表1-3，可得，因为735MPa,用插值法可以知道：总的计算安全系数：因为材料均匀，载荷与应力计算精确时，S=1.3-1.5，因为，所以所校核的中速轴径足够安全，其他截面校核也同理，各个截面都安全。2.5轴的静强度校核轴的静强度条件校核公式：其中因为，取因为 ，所以由机械设计教程表8-5 得 ，取因为最大载荷只是近似值，所以所以>因此中速轴径D静强度计算适合，设计计算合理。2.6 刚度条件校核因为T=，G=8.1，中速轴的允许扭转角刚度 =4.8度/m因为中速轴轴的传动要求不算特别高，由表8-6可知，所以根据刚度条件校核之后发现扭转角符合。3.低速轴的设计与校核3.1低速轴的设计计算（轴的直径的确定）3.2 按扭转强度条件计算：3.2.1 轴的直径 其中：选40Cr进行设计，查机械设计教程表AO=105，=2.32kw，转速n=48r/min于是d1mm。在在考虑经济性和材料节省方面，取最小值38.25mm，又因为1