課程設計電梯機械部分系統設計模板

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機械設計課程設計計算說明書設計題目:電梯機械部分系統設計學院名稱:航空科學與工程學院專業(yè)名稱:飛行器設計與工程設計者:武湖(38050427)二○一一年五月三十日制

目錄設計任務……………………4總體設計方案……………………4曳引系統………………………4轎門開關裝置…………………7原動機選擇…………8傳動比分配……………9渦輪蝸桿傳動設計……………………10圓柱直齒輪齒輪傳動設計………15蝸桿軸設計計算……………………22渦輪軸設計計算……………30大齒輪軸設計計算……………38箱體結構及減速器附件設計………………46箱體設計………………………46箱體附件設計…………………47項目內容設計計算依據和過程計算結果一.設計任務:設計一住宅電梯,額定載質量為630kg,額定速度為1m/s;電梯機械部分包括:曳引部分,引導部分,轎門和層門,對重部分以及安全裝置,本次設計主要包括對曳引系統和轎門開關裝置的設計,并對曳引系統進行詳細設計.二:總體方案設計三.原動機選擇曳引系統設計:曳引系統圖如下:采用2:1繞法確定平衡對重重量取轎廂自重為G=760kg,電梯額載Q=630kg,查設計G對重選取鋼絲繩數目初取鋼絲繩直徑為?=11mm,提升高度設為H=30m;單根鋼絲繩總m1eq\o\ac(○,1):確保規(guī)定的安全系數查表可取規(guī)定的安全系數為12,即kj查機械設計手冊得,n1其中G轎廂自重(N);Q額載重量(N);kkSP1轎廂在最底層位置時,提升高度內單根曳引鋼絲繩的重力代入得,n1eq\o\ac(○,2)從限制鋼絲繩彈性伸長方面考慮n其中:ESKEZK代入得,n綜合eq\o\ac(○,1),eq\o\ac(○,2)取鋼絲繩數目n=10;選擇并驗證繩槽eq\o\ac(○,1)選擇繩槽形式:繩槽選擇帶切口半圓槽,摩擦系數f初取?=π,eq\o\ac(○,2)驗證包角是否滿足要求:要使電梯在運行過程中不打滑,查機械設計手冊需驗證在以下兩種狀態(tài)下不打滑:eq\o\ac(○,1)空載電梯在最高站處上升制動狀態(tài)需滿足:T其中T1T2為曳引輪兩邊的曳引繩較大靜拉力與較小靜拉力之比,C1為與加速度及電梯特殊安裝情況有關的系數,一般稱為動力系數,CC2為由于磨損導致曳引輪槽斷面變化的影響系數,對凹形槽,Cf=f代入公式得α≥214°;eq\o\ac(○,2)電梯裝有125%額載,在最底站處下降制動狀態(tài)T1T2綜合上面eq\o\ac(○,1)eq\o\ac(○,2)得,α≥214°≥180°,不合格;能夠經過增大f來減小α要求,增大β=π/2,得代入eq\o\ac(○,1)可得α≥167°,合格;因此,繩槽采用帶切口半圓槽,?=轎門開門機構機構圖如下:開門過程看成三個過程:θ為中間連桿與水平方向的夾角,l3門全開時θ=0,門完全關閉加速階段:加速度a=0.2m/運動方程:v=-l勻速階段運動方程v=0.3m/s;即l3減速階段a=-0.2m/s2運動方程:l由以上可得各個階段θ隨時間變化的曲線。從而得到角速度ω=查表,得需功率公式:pdkQ轎廂自重,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中選擇;曳引輪直徑初估是d=80cm,采用齒輪蝸桿減速器,傳動比i=60~90;則原動機轉速n=2864~4297(r/min);因此選擇Y132S2-2,額定轉速2920r/min;i=60,四.傳動比分配采用二級蝸桿齒輪減速器,考慮到傳動裝置的緊湊及減小重量,取第一級傳動比i1=20,第二級傳動比i記電動機軸為軸0,蝸桿軸為軸1,渦輪軸為軸2,大齒輪軸為軸3;則傳動比i01=1;i12η01=0.96;η12P0=7.5kw;n0P1=P0ηP2=P1ηP3=P2η渦輪蝸桿傳動設計1.選擇材料和精度等級蝸桿:45鋼,調質;渦輪:輪芯:鑄鐵,輪緣:ZCuSn10P1金屬模;精度等級:8級;2.確定蝸桿,渦輪齒數傳動比i=20,取z1=2,則z2=40;蝸桿轉速n1=2920(r/min);渦輪轉速n2=n1/i=146(r/min);z1=2;z2=40;3.確定渦輪許用接觸應力渦輪輪緣材料為錫青銅σHP=σHP‘*ZVS*參考圖28-8初估滑動速度為vs=15m/s由圖28-10查得,滑動速度影響系數Zvs=0.86;減速器每天運行10壽命th=5*365*16=18250γ=0.75;NL=60查圖28-11得壽命系數ZNσHP=σσHPth=5*365*4.接觸強度設計取載荷系數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.主要幾何尺寸計算渦輪分度圓直徑d2=mz由蝸桿導程角tanγ=z1/q得γ=11.3°由表28-5,渦輪齒寬b2=2m(傳動中心距a=126.計算渦輪圓周速度和傳動效率渦輪圓周速度v2齒面相對滑動速度vs=π得vs查表28-7得當量摩擦角ρe=0.9°η=0.95;攪油效率η2=0.95,滾動軸承效率ηη=7.校核接觸強度渦輪轉矩T2ZE=155,使用系數KA=1.1;由于KV=1.05,載荷分布系數K由式28-11得σH=ZE9400σH<σ增大蝸桿直徑,取md12=6400;m=8mm,q=12.5;db2取b2vs=πρe=0.9°;

攪油效率η2=0.95,滾動軸承效率ηη=σH=ZE9400m=8mm;σHη=0a=210mm;8.輪齒彎曲強度校核確定許用彎曲應力為σFP查表28-10得σFP‘=70N/m復合齒形系數YFS渦輪當量齒數ze2渦輪無變位,查圖27-20和圖27-21得YY導程角γ的系數Yβ其它參數與接觸強度計算相同,則由式28-13得σF=666σFPσF9.蝸桿軸剛度驗算蝸桿圓周力Ft1=2蝸桿兩支撐間距離L=0.9d蝸桿危險截面慣性矩為I=πd由式28-14得蝸桿軸變形為y1=FFt1Fr110.蝸桿傳動熱平衡計算蝸桿傳動效率η=0.85,導熱率取k=15W/由式28-25得,t合格。11.其它幾何尺寸計算(參考表28-5及圖紙)12.結構設計(參考圖紙) 圓柱直齒輪傳動設計1.選擇材料,熱處理方式和精度等級小齒輪:45鋼,正火大齒輪:45鋼,調質精度:8級2.初步估算小齒輪的直徑采用閉式齒輪傳動,按齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑。由附錄B式(B-2)由附錄B表B-1,初取Ad=766,K=1.2轉矩T1由表27-14,取齒寬系數Ψd=由圖27-24,接觸疲勞極限σHlim1=390MPa;,σσHP1≈0.9σHP2取σHP=minσHP1,初取d1=135mm3.確定基本參數校核圓周速度v和精度等級v=π查表27-1,取級精度合理。初取z1=27,則z2=iz1=81m=d1小齒輪直徑d1=m*z1大齒輪直徑d2=m*z校核傳動比誤差:因齒數未做圓整,傳動比不變。按標準m=5mm4.校核齒面接觸疲勞強度由式(27-5)校核齒面接觸疲勞強度。=1\*GB3①計算齒面接觸應力σH節(jié)點區(qū)域系數ZH由圖27-18查得,非變位直齒輪ZH彈性系數ZE由表27-15查得ZE=189.8重合度系數Zε的計算公式由端面重合度εα確定端面重合度為εααa1αa2αa2由于無變位,斷面嚙合角α’=α=20°,因此端面重合度εα=1.008;使用系數KA由表27-7查得KA=1.5;動載荷系數由圖27-6查得齒間載荷分配系數KHαFtKAK齒向載荷分配系數KHβ查表27-9。其中:非對稱支承,調質齒輪精度為8KHβ=A+B=1.49.齒面接觸應力為σH=2\*GB3②計算許用接觸應力σHP。由式(27-16)計算許用接觸應力σHP總工作時間th=18250應力循環(huán)次數為NL1=60γn1thNL2=NL1i由圖27-27,接觸強度壽命系數ZNT1=1.1,ZNT2=1.17齒面工作硬化系數ZW1=接觸強度尺寸系數由表27-18查得ZX1=潤滑油膜影響系數=1.0;接觸最小安全系數SHlim查表27-17,取SHlim=則σHF1=473.9MPa,=3\*GB3③驗算:σH=464.8N/mm2<σHσHFσH5.確定傳動主要尺寸中心距為a=d1模數為m=5mm;小齒輪直徑d大齒輪直徑d齒寬b1=162mm,圓整a=270mm;齒寬:b1b26.齒根彎曲疲勞強度驗算由式(27-11)檢驗齒根彎曲疲勞強度。=1\*GB3①計算齒根彎曲應力。使用系數KA、動載荷系數KV及齒間載荷分配系數KFα齒向載荷分布系數KFβ由由bh齒形系數YFa由圖27-20(非變位)查得,YFa1=YFa2=2.24;應力修正系數YsaYSa1YSa2重合度系數=Yε=0.25+0.75螺旋角系數Yβ由圖27-22查得Yβ=齒根彎曲應力為=79.82MPa;=396MPa=2\*GB3②計算許用彎曲應力σFP。由式(27-17)計算許用彎曲應力。由圖27-30查得σFlim1=151MPaσFlim2彎曲強度最小安全系數SFmin由表27-17查SFmin=彎曲強度尺寸系數YX由圖27-33查得YX1=彎曲強度壽命系數YNT由圖27-32查得YNT1=0.85,應力修正系數YST為YST1相對齒根圓角敏感及表面狀況系數為=1;許用齒根應力為σFP1σFP2=3\*GB3③彎曲疲勞強度的校核:σF1σF2=79.82=75.78σFP1σσF1σF2<σ7.靜強度校核因無嚴重過載,故不作靜強度校核。蝸桿軸設計(1)選擇材料和熱處理根據軸的使用條件選擇45鋼,正火,硬度HB＝170～217.45鋼,正火,硬度HB＝170～217.(2)按扭轉強度估算軸徑查表26-3取C＝112,則由式(26-2)得15.1mm按聯軸器的標準系列,取其軸徑d＝25mm,軸孔長度L＝44mmd=25mm,L=44mm;(3)初步設計軸結構左端初選中系列6410深溝球軸承,右端初選中30307圓錐滾子軸承,成對安裝,6410軸承尺寸為內徑d＝50mm,外徑D＝130mm,寬度B＝31mm。30307軸承尺寸為內徑d＝35mm,外徑D＝80mm,寬度B＝21mm。初步設計軸的結構如下。(4)軸的空間受力分析受力分析:輸入轉矩:T1=23.5N·m蝸桿圓周力:蝸桿徑向力:蝸桿軸向力:空間受力簡圖(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垂直面支反力和彎矩計算FMABABFAVFBVFa1Fr1CAACB水平面支反力及彎矩AFAFAHFBHFt1CBAACB計算合成彎矩,繪制彎矩圖合成彎矩圖:AACB(6)轉矩圖T=轉矩圖(7)求當量彎矩Me,繪制當量彎矩圖轉矩按脈動循環(huán)考慮:由表26-2查得:σb＝600Mpa由表26-4查得:則:危險截面C處當量彎矩:當量彎矩圖AABC(8)按彎扭合成應力校核軸的強度查表26-4查得需用彎曲應力=55MPa由式26-3:,安全蝸桿軸軸承校核參照軸受力空間簡圖,得到軸承的徑向反力FrA=831.9N,FrB=170.9N,軸的軸向力Fa1=2368.8N1.軸承選取軸承代號:6410基本額定動載荷C=92.2KN額定靜載荷C0=55.2KN,油潤滑的極限轉速nlim=6700r/min,軸承代號:30307(面對面成對安裝)基本額定動載荷C=128.6KN,額定靜載荷C0=165KN,油潤滑的極限轉速nlim=4700r/min,α=15°,e=0.31;2軸承內部軸向力計算公式為FsA因為FsB+FFaAF3.當量動載荷軸承6410:FaAFaA因此

FX1P1=f查表34-8得:fd因此P1P1P2軸承30307:FaBFrB=0.33Y2P2=fd4.軸承壽命由式34-8L6410軸承:ε=3L_30307軸承:ε=Lh=1.07*5.極限轉速計算由式34-16,n=f(1)6410軸承:由f1=1.0;因此n=6700r/min〉2920r/min,合格;(2)30307軸承Pf1=1.0;查圖n=f合格;鍵的校核(1)確定平鍵的類型及尺寸電動機軸端的鍵:選用普通A型平鍵聯接。由軸徑d=28mm,選平鍵的剖面尺寸為b=8mm,h=7mm,選擇標準鍵長l=32mm。蝸桿軸的鍵:選用普通A型平鍵聯接。由軸徑d=25mm,選平鍵的剖面尺寸為b=8mm,h=7mm,選擇標準鍵長l=50mm。標記:鍵8×32GB/T1096;鍵8×50GB/T1096.2.鍵材料選擇;根據使用條件,兩鍵均選用45鋼,靜連接。3.強度校核用擠壓應力由表33-1查得,鋼靜連接的[σp]為120~150Mpa.由式33-1合格;合格;σp<σ渦輪軸設計(1)選擇材料和熱處理根據軸的使用條件選擇40Cr,調質,硬度HB＝241～286.40Cr,調質,硬度HB＝241～286.(2)按扭轉強度估算軸徑查表26-3取C＝102,則由式(26-2)得取其軸徑d＝45mm。d=45mm;(3)初步設計軸結構左端初選中6409軸承,軸承尺寸為內徑d＝45mm,外徑D＝120mm,寬度B＝29mm。右端初選中軸承30309兩個面對面安裝,基本尺寸內徑d=45mm,D=100mm,B=25mm;初步設計軸的結構如下:(4)軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉矩和軸齒輪渦輪上的作用力。參考齒輪傳動的受力分析有:輸入轉矩:Ts1渦輪圓周力:渦輪徑向力:渦輪軸向力:;小齒輪的周向力:Ft1小齒輪徑向力:F空間受力簡圖(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垂直面支反力和彎矩計算ABABFr1FAVFBVCDFr2Fa2AABCD水平面支反力及彎矩水平面受力圖和彎矩AABFAHFBHCDFt1AABCD計算合成彎矩,繪制彎矩圖ABCABCD合成彎矩圖:(6)轉矩圖ABDCABDC轉矩圖(7)求當量彎矩Me,繪制當量彎矩圖ABDABDCMe由表26-2查得:σb＝800Mpa由表26-4查得:則:危險截面C處當量彎矩:當量彎矩圖按彎扭合成應力校核軸的強度查表26-4查得需用彎曲應力=75MPa由式26-3:得危險截面C處的彎曲應力安全,安全軸承的校核參照軸受力空間簡圖,得到軸承的徑向反力FrA=4597.7N,F(1)軸承選取軸承代號:6409基本額定動載荷C=77.5KN額定靜載荷C0=45.5KN,油潤滑的極限轉速軸承代號:30309(一對)基本額定動載荷C=184.7KN額定靜載荷C0=260KN(2)軸承內部軸向力Fs計算公式為FsB2)軸承軸向力載荷Fa因FsB+FA-FaAFaB3)當量動載荷由軸承A的當量動載荷為由軸承B的當量動載荷為4)軸承壽命6409軸承:30309軸承Lh>0h,故6409,34309軸承能滿足使用壽命要求(2)極限轉速計算極限轉速計算公式為6409軸承:由PC=0.08;查表得f1=對于圓錐滾子軸承,載荷角β=查得載荷分布系數為f230309軸承n>146r/min,故6409,30309軸承的極限轉速均滿足要求鍵的校核(1)確定平鍵的類型,材料及尺寸(1)小齒輪與軸的連接鍵選用普通平鍵聯接。由軸徑d=55mm,選平鍵的剖面尺寸為b=14mm,h=9mm,選擇標準鍵長l=140mm。材料45鋼標記:鍵14×140GB/T1096;(2)渦輪與軸的連接鍵選用普通平鍵聯接。由軸徑d=55mm,選平鍵的剖面尺寸為b=14mm,h=9mm,選擇標準鍵長l=50mm。材料45鋼。鍵14×50GB/T1096(2)校核強度(1)轉矩T=379.4N·m,鍵接觸長度l'=l-b=126mm;許用擠壓應力由表33-1查得,鋼的[σp]為120(2)轉矩T=379.4N·m,鍵接觸長度l'=l-b=36mm;許用擠壓應力由表33-1查得,鋼的[σp]為120~150Mpa.則合格,校核經過大齒輪軸設計計算(1)選擇材料和熱處理根據軸的使用條件:選擇45鋼,正火,硬度HB=170~217;45鋼,正火,硬度HB=170~217;(2)按扭轉強度估算軸徑查表26-3取C＝112,則由式(26-2)得取其軸徑d＝60mm初取軸徑d＝(3)初步設計軸結構左端初選中30314軸承,兩個面對面安裝,軸承尺寸為內徑d＝70mm,外徑D＝150mm,寬度B＝35mm。右端初選中軸承6416,基本尺寸內徑d=80mm,D=200mm,B=48mm;初步設計軸的結構如下:(4)軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉矩和軸齒輪渦輪上的作用力。參考齒輪傳動的受力分析有:輸入轉矩:Ts3=大齒輪圓周力:大齒輪徑向力:FFrFtABCYXZ(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垂直面支反力和彎矩計算BACBACFAVFBVFrBCBCAMVC水平面支反力及彎矩BCABCAMHCAFAHFBHFt水平面支反力CCBB水平面彎矩圖:計算合成彎矩,繪制彎矩圖BCBCAMC(6)計算并繪制轉矩圖T=1.04*轉矩圖BBCA(7)求當量彎矩Me,繪制當量彎矩圖轉矩按脈動循環(huán)考慮:由表26-2查得:σb＝600Mpa由表26-4查得:則:危險截面C處當量彎矩:查表26-4查得需用彎曲應力σ由式26-3:σ安全當量彎矩圖BBCA,安全軸承的校核:參照軸受力空間簡圖,得到軸承的徑向反力FrA(1)軸承選取軸承代號:6416基本額定動載荷C=162KN額定靜載荷C0=125KN,油潤滑的極限轉速軸承代號:30314(一對)基本額定動載荷C=372.8KN額定靜載荷C0=544KN(2)軸承內部軸向力Fs計算公式為FsA2)軸承軸向力載荷Fa因FsA-FsB>0,因此軸有向右FaAFaB3)當量動載荷由軸承A的當量動載荷為則軸承B的當量動載荷為4)軸承壽命6416軸承:30309軸承(2)極限轉速計算極限轉速計算公式為6416軸承:由查表得f1=1.0。對于圓錐滾子軸承,載荷角查得載荷分布系數為f2=0.95,則30309軸承鍵的校核(1)確定平鍵的類型,材料及尺寸(1)大齒輪與軸的連接鍵選用普通平鍵聯接。由軸徑d=80mm,選平鍵的剖面尺寸為b=22mm,h=14mm,選擇標準鍵長l=140mm。材料45鋼標記:鍵22×140GB/T1096(2)校核強度轉矩T=1.04*103N·m,鍵接觸長度l'=l-b=118mm;許用擠壓應力由表33-1查得