课程设计电梯机械部分系统设计模板

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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:武湖(38050427)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.原动机选择曳引系统设计:曳引系统图如下:采用2:1绕法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G对重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m1eq\o\ac(○,1):确保规定的安全系数查表可取规定的安全系数为12,即kj查机械设计手册得,n1其中G轿厢自重(N);Q额载重量(N);kkSP1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,n1eq\o\ac(○,2)从限制钢丝绳弹性伸长方面考虑n其中:ESKEZK代入得,n综合eq\o\ac(○,1),eq\o\ac(○,2)取钢丝绳数目n=10;选择并验证绳槽eq\o\ac(○,1)选择绳槽形式:绳槽选择带切口半圆槽,摩擦系数f初取∅=π,eq\o\ac(○,2)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:eq\o\ac(○,1)空载电梯在最高站处上升制动状态需满足:T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,CC2为由于磨损导致曳引轮槽断面变化的影响系数,对凹形槽,Cf=f代入公式得α≥214°;eq\o\ac(○,2)电梯装有125%额载,在最底站处下降制动状态T1T2综合上面eq\o\ac(○,1)eq\o\ac(○,2)得,α≥214°≥180°,不合格;能够经过增大f来减小α要求,增大β=π/2,得代入eq\o\ac(○,1)可得α≥167°,合格;因此,绳槽采用带切口半圆槽,∅=轿门开门机构机构图如下:开门过程看成三个过程:θ为中间连杆与水平方向的夹角,l3门全开时θ=0,门完全关闭加速阶段:加速度a=0.2m/运动方程:v=-l匀速阶段运动方程v=0.3m/s;即l3减速阶段a=-0.2m/s2运动方程:l由以上可得各个阶段θ随时间变化的曲线。从而得到角速度ω=查表,得需功率公式:pdkQ轿厢自重,v最大速度,1m/s;η效率;初取代入得pd取Ped=7.5kwY132S2-2,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=60~90;则原动机转速n=2864~4297(r/min);因此选择Y132S2-2,额定转速2920r/min;i=60,四.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i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;i12η01=0.96;η12P0=7.5kw;n0P1=P0ηP2=P1ηP3=P2η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σHP=σHP‘*ZVS*参考图28-8初估滑动速度为vs=15m/s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寿命th=5*365*16=18250γ=0.75;NL=60查图28-11得寿命系数ZNσHP=σσHPth=5*365*4.接触强度设计取载荷系数K=1.3,初估效率ηT2=T1*i*η=23.5*20*0.8=376由式28-10得:m2d1查表28-3可取m2d1=5376md15.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径d2=mz由蜗杆导程角tanγ=z1/q得γ=11.3°由表28-5,涡轮齿宽b2=2m(传动中心距a=126.计算涡轮圆周速度和传动效率涡轮圆周速度v2齿面相对滑动速度vs=π得vs查表28-7得当量摩擦角ρe=0.9°η=0.95;搅油效率η2=0.95,滚动轴承效率ηη=7.校核接触强度涡轮转矩T2ZE=155,使用系数KA=1.1;由于KV=1.05,载荷分布系数K由式28-11得σH=ZE9400σH<σ增大蜗杆直径,取md12=6400;m=8mm,q=12.5;db2取b2vs=πρe=0.9°;

搅油效率η2=0.95,滚动轴承效率ηη=σH=ZE9400m=8mm;σHη=0a=210mm;8.轮齿弯曲强度校核确定许用弯曲应力为σFP查表28-10得σFP‘=70N/m复合齿形系数YFS涡轮当量齿数ze2涡轮无变位,查图27-20和图27-21得YY导程角γ的系数Yβ其它参数与接触强度计算相同,则由式28-13得σF=666σFPσF9.蜗杆轴刚度验算蜗杆圆周力Ft1=2蜗杆两支撑间距离L=0.9d蜗杆危险截面惯性矩为I=πd由式28-14得蜗杆轴变形为y1=FFt1Fr110.蜗杆传动热平衡计算蜗杆传动效率η=0.85,导热率取k=15W/由式28-25得,t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由表27-14,取齿宽系数Ψd=由图27-24,接触疲劳极限σHlim1=390MPa;,σσHP1≈0.9σHP2取σHP=minσHP1,初取d1=135mm3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级v=π查表27-1,取级精度合理。初取z1=27,则z2=iz1=81m=d1小齿轮直径d1=m*z1大齿轮直径d2=m*z校核传动比误差:因齿数未做圆整,传动比不变。按标准m=5mm4.校核齿面接触疲劳强度由式(27-5)校核齿面接触疲劳强度。=1\*GB3①计算齿面接触应力σH节点区域系数ZH由图27-18查得,非变位直齿轮ZH弹性系数ZE由表27-15查得ZE=189.8重合度系数Zε的计算公式由端面重合度εα确定端面重合度为εααa1αa2αa2由于无变位,断面啮合角α’=α=20°,因此端面重合度εα=1.008;使用系数KA由表27-7查得KA=1.5;动载荷系数由图27-6查得齿间载荷分配系数KHαFtKAK齿向载荷分配系数KHβ查表27-9。其中:非对称支承,调质齿轮精度为8KHβ=A+B=1.49.齿面接触应力为σH=2\*GB3②计算许用接触应力σHP。由式(27-16)计算许用接触应力σHP总工作时间th=18250应力循环次数为NL1=60γn1thNL2=NL1i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=接触强度尺寸系数由表27-18查得ZX1=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=则σHF1=473.9MPa,=3\*GB3③验算:σH=464.8N/mm2<σHσHFσH5.确定传动主要尺寸中心距为a=d1模数为m=5mm;小齿轮直径d大齿轮直径d齿宽b1=162mm,圆整a=270mm;齿宽:b1b26.齿根弯曲疲劳强度验算由式(27-11)检验齿根弯曲疲劳强度。=1\*GB3①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KFα齿向载荷分布系数KFβ由由bh齿形系数YFa由图27-20(非变位)查得,YFa1=YFa2=2.24;应力修正系数YsaYSa1YSa2重合度系数=Yε=0.25+0.75螺旋角系数Yβ由图27-22查得Yβ=齿根弯曲应力为=79.82MPa;=396MPa=2\*GB3②计算许用弯曲应力σFP。由式(27-17)计算许用弯曲应力。由图27-30查得σFlim1=151MPaσFlim2弯曲强度最小安全系数SFmin由表27-17查SFmin=弯曲强度尺寸系数YX由图27-33查得YX1=弯曲强度寿命系数YNT由图27-32查得YNT1=0.85,应力修正系数YST为YST1相对齿根圆角敏感及表面状况系数为=1;许用齿根应力为σFP1σFP2=3\*GB3③弯曲疲劳强度的校核:σF1σF2=79.82=75.78σFP1σσF1σF2<σ7.静强度校核因无严重过载,故不作静强度校核。蜗杆轴设计(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＝170～217.45钢,正火,硬度HB＝170～217.(2)按扭转强度估算轴径查表26-3取C＝112,则由式(26-2)得15.1mm按联轴器的标准系列,取其轴径d＝25mm,轴孔长度L＝44mmd=25mm,L=44mm;(3)初步设计轴结构左端初选中系列6410深沟球轴承,右端初选中30307圆锥滚子轴承,成对安装,6410轴承尺寸为内径d＝50mm,外径D＝130mm,宽度B＝31mm。30307轴承尺寸为内径d＝35mm,外径D＝80mm,宽度B＝21mm。初步设计轴的结构如下。(4)轴的空间受力分析受力分析:输入转矩:T1=23.5N·m蜗杆圆周力:蜗杆径向力:蜗杆轴向力:空间受力简图(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MV垂直面支反力和弯矩计算FMABABFAVFBVFa1Fr1CAACB水平面支反力及弯矩AFAFAHFBHFt1CBAACB计算合成弯矩,绘制弯矩图合成弯矩图:AACB(6)转矩图T=转矩图(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:σb＝600Mpa由表26-4查得:则:危险截面C处当量弯矩:当量弯矩图AABC(8)按弯扭合成应力校核轴的强度查表26-4查得需用弯曲应力=55MPa由式26-3:,安全蜗杆轴轴承校核参照轴受力空间简图,得到轴承的径向反力FrA=831.9N,FrB=170.9N,轴的轴向力Fa1=2368.8N1.轴承选取轴承代号:6410基本额定动载荷C=92.2KN额定静载荷C0=55.2KN,油润滑的极限转速nlim=6700r/min,轴承代号:30307(面对面成对安装)基本额定动载荷C=128.6KN,额定静载荷C0=165KN,油润滑的极限转速nlim=4700r/min,α=15°,e=0.31;2轴承内部轴向力计算公式为FsA因为FsB+FFaAF3.当量动载荷轴承6410:FaAFaA因此

FX1P1=f查表34-8得:fd因此P1P1P2轴承30307:FaBFrB=0.33Y2P2=fd4.轴承寿命由式34-8L6410轴承:ε=3L_30307轴承:ε=Lh=1.07*5.极限转速计算由式34-16,n=f(1)6410轴承:由f1=1.0;因此n=6700r/min〉2920r/min,合格;(2)30307轴承Pf1=1.0;查图n=f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8×32GB/T1096;键8×50GB/T1096.2.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[σp]为120~150Mpa.由式33-1合格;合格;σp<σ涡轮轴设计(1)选择材料和热处理根据轴的使用条件选择40Cr,调质,硬度HB＝241～286.40Cr,调质,硬度HB＝241～286.(2)按扭转强度估算轴径查表26-3取C＝102,则由式(26-2)得取其轴径d＝45mm。d=45mm;(3)初步设计轴结构左端初选中6409轴承,轴承尺寸为内径d＝45mm,外径D＝120mm,宽度B＝29mm。右端初选中轴承30309两个面对面安装,基本尺寸内径d=45mm,D=100mm,B=25mm;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:Ts1涡轮圆周力:涡轮径向力:涡轮轴向力:;小齿轮的周向力:Ft1小齿轮径向力:F空间受力简图(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MV垂直面支反力和弯矩计算ABABFr1FAVFBVCDFr2Fa2AABCD水平面支反力及弯矩水平面受力图和弯矩AABFAHFBHCDFt1AABCD计算合成弯矩,绘制弯矩图ABCABCD合成弯矩图:(6)转矩图ABDCABDC转矩图(7)求当量弯矩Me,绘制当量弯矩图ABDABDCMe由表26-2查得:σb＝800Mpa由表26-4查得:则:危险截面C处当量弯矩:当量弯矩图按弯扭合成应力校核轴的强度查表26-4查得需用弯曲应力=75MPa由式26-3:得危险截面C处的弯曲应力安全,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=4597.7N,F(1)轴承选取轴承代号:6409基本额定动载荷C=77.5KN额定静载荷C0=45.5KN,油润滑的极限转速轴承代号:30309(一对)基本额定动载荷C=184.7KN额定静载荷C0=260KN(2)轴承内部轴向力Fs计算公式为FsB2)轴承轴向力载荷Fa因FsB+FA-FaAFaB3)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Lh>0h,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=对于圆锥滚子轴承,载荷角β=查得载荷分布系数为f230309轴承n>146r/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14×140GB/T1096;(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14×50GB/T1096(2)校核强度(1)转矩T=379.4N·m,键接触长度l'=l-b=126mm;许用挤压应力由表33-1查得,钢的[σp]为120(2)转矩T=379.4N·m,键接触长度l'=l-b=36mm;许用挤压应力由表33-1查得,钢的[σp]为120~150Mpa.则合格,校核经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=170~217;45钢,正火,硬度HB=170~217;(2)按扭转强度估算轴径查表26-3取C＝112,则由式(26-2)得取其轴径d＝60mm初取轴径d＝(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d＝70mm,外径D＝150mm,宽度B＝35mm。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=大齿轮圆周力:大齿轮径向力:FFrFtABCYXZ(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MV垂直面支反力和弯矩计算BACBACFAVFBVFrBCBCAMVC水平面支反力及弯矩BCABCAMHCAFAHFBHFt水平面支反力CCBB水平面弯矩图:计算合成弯矩,绘制弯矩图BCBCAMC(6)计算并绘制转矩图T=1.04*转矩图BBCA(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:σb＝600Mpa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σ由式26-3:σ安全当量弯矩图BBCA,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(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,油润滑的极限转速轴承代号:30314(一对)基本额定动载荷C=372.8KN额定静载荷C0=544KN(2)轴承内部轴向力Fs计算公式为FsA2)轴承轴向力载荷Fa因FsA-FsB>0,因此轴有向右FaAFaB3)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22×140GB/T1096(2)校核强度转矩T=1.04*103N·m,键接触长度l'=l-b=118mm;许用挤压应力由表33-1查得