电梯机械部分系统结构设计概述

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1、1 / 85电梯机械部分系统结构设计概述-日期：I / 85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。结合课程容，本课程设计的主要容包括：总体方案设计、传动装置计算、装配草

2、图绘制、正式装配图绘制、零件图绘制和设计计算说明书的编写。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II / 85的设计和校核，箱体与其他部件的设计等。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。最终完成的容包括 Solidworks 三维模型、Autocad 二维装配图以与零件图以与设计说明书。目录一、设计任务书 1二、总体方案设计 3三

3、、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）71十二、中速轴键的选择与校核（齿轮 2）72十三、中速轴键的选择与校核（齿轮 3）73十四、低速轴键的选择与校核（齿轮 4）74III / 85十五、低速轴键的选择与校核（联轴器）75十六、箱体与其他零部件设计 76十七、润滑与密封 79十八、技术要求 79十九、课程设计总结 81参考文献 811 / 85正文项目-容设计计算

4、依据和过程计算结果一、一、设计设计任务书任务书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

5、对重与安全补偿装置。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，乘坐舒适，噪声小，平层准确。2 / 85项目-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（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12501.001.00303 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果二、二、总体方案设计总

6、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。通过确定曳引轮连图 2- 14 / 85项目-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

7、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= 21002225 kg取G0= 2150kg轿厢自重G = 1600kg配重G0= 2150kg5 / 85项目-容设计计算依据和

8、过程计算结果3.2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表 2- 1项目-容设计计算依据和过程计算结果公称抗拉强度单强度：1570N/mm21770N/mm2双强度：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.

9、944.051.91142.041.053.262.81358.657.374.387.61688.886.811313319125122159187221681642132516 / 85项目-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.

10、3 = 17.19kgF1=G+Q2n+m0g则有：F1K静F破断 0.84代 入 可 得 ：1600+12502n+ 17.19 9.8 122.77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：对于半圆形槽：1=40= 0.19对于半圆形带切口槽：2=40sin2sin2 + 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= 0.30787 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果3.4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

11、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：12 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=co

12、scosncost=cos14.25cos20cos20.582= 0.97318 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4.2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+B 1 + 0.6bd12bd12+ C 103b = 1.09+0.16 1 + 0.6 0.92320.9232+ 0.31 103 60= 1.3齿面接触应力为H= 2.43 189.8 0.782 0.9841.5 1.17 1.726 1.3 269065 604.619 + 14.619= 645.11M

13、Pa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= 645.11MPa19 / 85项目-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 1094.619= 4.59 108齿面工作硬化系数ZW1为ZW1=ZW2= 1.2 HB2 1301700= 1

14、.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 11.27= 659.20MPaH= 645.11MPaHP1= 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= 659.2

15、0MPa20 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果5.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 = cos1z1+ z2mn2a= cos121 + 97 32 182= 13.46合理。端 面 模 数 为mt=mncos=3cos13.46=3.084mm小齿轮直径为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= 64

16、mm,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 = 13.46mt= 3.084mmd1= 64.779mmd2= 299.219mmb1= 64mmb2= 60mmzv1= 23zv2= 10521 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果6.1计算齿根弯曲应力F= KAKVKFKFFtmnbYFaYSaYY校验齿根弯曲疲劳强度。使用系数KA、动载荷系数KV以与齿间载荷分配系数KF分别为KA= 1.5,KV= 1.17,KF= 1.726由

17、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= 1.5 1.17 1.5 1.726 2690603 2.78 1.56 0.684 0.875

18、= 179.71MPaF2= F1YFa2YSa2YFa1YSa122 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果6.2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SFmin= 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,

19、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相对齿根圆角敏感与表面状况系数为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= 179.71MPaFP1F2= 162.09MPa 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

20、2-8 查得齿间载荷分配系数KH= 1.726。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。27 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4.2算许用接触应力HPKH=A+B 1 + 0.6bd32bd32+ C 103b = 1.09+0.16 1 + 0.6 1.021.02+ 0.31 103 100= 1.377齿面接触应力为H= 2.41 18

21、9.8 0.787 0.981.5 1.09 1.2 1.377 7758100 1003.299 + 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= 1.2HB41301700= 1.2260130170= 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= 583.0MPa28 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4.3验算5.确定传动主要尺寸润滑油膜影响系数为ZL3= Zv

22、3= 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= 645.11MPaHP1= 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 + 3292= 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

23、.35MPaHP4= 721.99MPa圆整a = 215mm29 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果6.齿根弯曲疲劳强度验算6.1计算齿根弯曲应力 = cos1z3+ z4mn2a= cos124 + 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 = 100mm,b3= 105mm,b4= 100mm小齿轮当量齿数为zv3=z3cos3=24cos316.6

24、3= 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以与齿间载荷分配系数KF分别为 = 16.63mt= 4.1746mmd3= 100.19mmd4= 329.794mmb3= 105mmb4= 100mmzv3= 27zv4= 9030 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果KA= 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 4= 11.1由 图 2-20 查 得 齿 形 系

25、 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=cos16.63cos20cos20.73= 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 77581004 2.68 1.58 0.68 0.87 = 131.5MPaF4=F3YFa3Y

26、Sa3YFa4YSa4= 131.5 2.23 1.772.68 1.58= 122.6MPa31 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果6.2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 2-32 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

27、强度校核），应力修正系数YST3= YST4= 2相对齿根圆角敏感与表面状况系数为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= 131.5MPaFP4F4= 122.6MPaFP4合格。32 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果五、五、高速轴高速轴的的设计设计与与校核校核33 p47p471. 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=1

28、70217查表 1-3，取C=112，根据式（1-2）得d C 3Pn= 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HB=280。d = 30mmL = 82mm图 5- 133 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4. 轴的空间

29、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 106Pn= 9.55 1068.88970= 87427N mm小齿轮圆周力为Ft1=2T1d1=2 8742765= 2690N小齿轮径向力为34 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4.2当轴逆转时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MV5.1当轴正转时Fr1= Ft1tanncos= 26

30、90 tan20cos13.46= 1007N小齿轮轴向力为Fa1= Ft1 tan = 2690 tan13.46= 644N空间受力如图 5- 3 所示图 5- 3受力分析与正转时一样。垂直面（YZ平面）支反力与弯矩计算如下FAV=Ft1 176237=2690 176237= 1998N35 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果FBV= Ft1FAV= 26901998 = 692NMVC= FAV 61 = 1998 61= 121856N mm其受力图和弯矩图如图 5- 4：图 5- 4水平面（XZ平面）支反力与弯矩计算如下：FAH=Fr1 176 + Fa1 32.5237=

31、1007 176 + 644 32.5237= 836NFBH=Fr1 176Fa1 32.5237=1007 61644 32.5237= 171NMHC= FBH 176 = 171 176= 30074N mmMHC= FAH 61 = 836 61 = 50996N mm其受力图和弯矩图如图 5- 5 所示：MVC= 121856N mm正转MHC= 30074N mmMHC= 50996N mm36 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果5.2当轴逆转时图 5- 5垂直面（YZ平面）支反力与弯矩与正转一样水平面（XZ平面）支反力与弯矩计算如下：FAH=Fr1 176 Fa1 32

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 = 40870Nmm其受力图和弯矩图如图 5- 6 所示：逆转MHC= 61160NmmMHC= 40870Nmm37 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果6.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+MHC2=1218562+ 300742= 125512NmmMC=MVC2+MHC2=1

33、218562+ 509962= 132096Nmm合成弯矩图如图 5- 7(a)所示。MC=MVC2+MHC2=1218562+ 611602= 136343NmmMC=MVC2+MHC2=1218562+ 408702= 128527Nmm合成弯矩图如图 5- 8(a)所示。正转MC= 125512NmmMC= 132096Nmm逆转MC= 136343NmmMC= 128527Nmm38 / 85项目-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 106Pn= 9.55 1068.88970= 87427Nmm转矩图如图 5- 7（b）所示转矩按

34、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=MC2+ T2=1255122+ 0.577 874272= 135270N mmMeC=MC2+ T2=1320962+ 0.577 874272= 141400N mm轴逆转时MeC=MC2+ T2=1363432+ 0.577 874272= 145375N mmT1= 87427Nmm正转MeC= 135270N mmMeC= 141400N mm逆转MeC= 14

35、5375N mm39 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果MeC=MC2+ T2=1285272+ 0.577 874272= 138072N mm绘制当量弯矩图如图 5- 7 图 5- 8（c）所示。图 5- 7图 5- 8MeC= 138072N mm40 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果9.按照弯扭组合应力校核轴的强度由 表 1-4 查 得 许 用 弯 曲 应 力 为1b= 75MPa。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3 1b得危险截面C处的弯曲应力bC=MeCWC=1453750.1 653= 5.29MPabC 1b= 75MPa，安全。bC= 5.29MPa4

36、1 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果六、六、中中速轴速轴的的设计设计与与校核校核1. 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d C 3Pn= 112 38.53210mm = 38.5mm考 虑 到 轴 承 的 选 取 ， 取 轴 径d = 45mm。初选中深沟球轴承 6309，轴承尺寸为外径D = 100mm，宽度B = 25mm。初步设计的结构如图 6- 1 所示。d = 45mmD = 100mmB = 25mm图 6- 142 / 85项目-容设

37、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）轴所受到的外载荷为两齿轮上的作用力，空间受力如图 6- 2 所示：图 6- 2参考齿轮传动的受力分析如下：输入轴的转矩为T2= 9.55 106Pn= 9.55 1068.53210= 387912N mm齿轮圆周力为Ft2=2T2d2=2 387912299= 2595NFt3=2T2d3=2 387912100= 7758N小齿轮径向力为Fr2= Ft2tanncos2= 2595 tan20cos13.46= 971N43 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4.2当轴逆转时5.计算轴承支点的支反力，绘

38、出水平面和垂直面弯矩图MH和MV5.1当轴正转时Fr3= Ft3tanncos3= 7758 tan20cos16.63= 2947N小齿轮轴向力为Fa2= Ft2 tan2= 2595 tan13.46= 621NFa3= Ft3 tan3= 7758 tan16.63= 2317N空间受力如图 6- 3 所示：图 6- 3受力分析与正转时一样。垂直面（YZ平面）支反力与弯矩计算如下44 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果垂直面（YZ平面）支反力与弯矩计算如下：FAV=Ft2 179.5 + Ft3 85244=2595 179.5 +7758 85244= 4612NFBV= Ft

39、2+ Ft3FAV=2595+7758 4612= 5741NMVC= FAV 64.5 = 4612 64.5= 297474N mmMVD= FBV 85 = 5741 85= 488018N mm其受力图和弯矩图如图 6- 4：图 6- 4水平面（XZ平面）支反力与弯矩计算如下：FAH=Fa3 50 + Fr3 85 + Fa2 150Fr2 179.5244=2317 50 +2947 85 +621 150 971 179.5244= 1169NMVC= 297474N mmMVD= 488018N mm45 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果5.2当轴逆转时MHC= FAH

40、 64.5 + Fa2 150= 1169 64.5 +621 150= 168551N mmMHC= FAH 64.5 = 1169 64.5= 75401N mmMHD= FBH 85 + Fa3 50= 807 85 +2317 50= 184445N mmMHD= FBH 85 = 807 85 = 68595N mm其受力图和弯矩图如图 6- 5 所示：图 6- 5垂直面（YZ平面）支反力与弯矩与正转一样水平面（XZ平面）支反力与弯矩计算如下：FAH=Fa3 50 + Fa2 150 + Fr2 179.5Fr3 85244正转MHC= 168551N mmMHC= 75401N m

41、mMHD= 184445N mmMHD= 68595N mm46 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果=2317 50 +621 150 +971 179.5 2947 85244= 544NFBH=Fr3 159 + Fa3 50+ Fa2 150Fr2 64.5244=2947 159 +2317 50 +621 150 971 64.5244= 2520NMHC= FAH 64.5Fa2 150=544 64.5 +621 150 = 58062N mmMHC= FAH 64.5 = (544) 64.5=35088N mmMHD= FBH 85Fa3 50= 2520 85 23

42、17 50= 98350N mmMHD= FBH 85 = 2520 85= 214200N mm其受力图和弯矩图如图 6- 6 所示：图 6- 6逆转MHC= 58062N mmMHC=35088N mmMHD= 98350N mmMHD= 214200N mm47 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果6.计算并合成弯矩图6.1当轴正转时6.2当轴逆转时MC=MVC2+MHC2=2974742+ 1685512= 341907NmmMC=MVC2+MHC2=2974742+ 754012= 306881NmmMD=MVD2+MHD2=4880182+ 1844452= 521710Nm

43、mMD=MVD2+MHD2=4880182+ 1294222= 504888Nmm合成弯矩图如下图 6- 7（a）所示。MC=MVC2+MHC2=2974742+ 580622= 303087NmmMC=MVC2+MHC2=2974742+ 350882= 299536Nmm正转MC= 341907NmmMC= 306881NmmMD= 521710NmmMD= 504888Nmm逆转MC= 303087NmmMC= 299536Nmm48 / 85项目-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MD=MVD2+MHD2=4880182+ 983502= 4978

44、29NmmMD=MVD2+MHD2=4880182+ 2142002= 532957Nmm合成弯矩图如图 6- 8（a）所示。T2= 9.55 106Pn= 9.55 1068.53210= 387912Nmm转矩图如图 6- 7（b）所示。转矩按照脉动循环考虑，取=1b0b。由表 1-2 查得b= 610MPa，由表 1-4 查 得1b= 55MPa，0b=95MPa，则=75130= 0.579。由公式Me=M2+ T2求出危险截面C，D处的当量弯矩轴正转时MeC=MC2+ T2=3419072+ 0.579 3879122= 409079N mmMD= 497829NmmMD= 5329

45、57NmmT2= 387912Nmm正转MeC= 409079N mm49 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果MeC=MC2+ T2=3068812+ 0.579 3879122= 380291N mmMeD=MD2+ T2=5217102+ 0.579 3879122= 568002N mmMeD=MD2+ T2=5048882+ 0.579 3879122= 552592N mm轴逆转时MeC=MC2+ T2=3030872+ 0.579 3879122= 377236N mmMeC=MC2+ T2=2995362+ 0.579 3879122= 374389N mmMeD=MD2

46、+ T2=4978292+ 0.579 3879122= 546150N mmMeD=MD2+ T2=5329572+ 0.579 3879122= 578350N mmMeC= 380291N mmMeD= 568002N mmMeD= 552592N mm逆转MeC= 377236N mmMeC= 374389N mmMeD= 546150N mmMeD= 578350N mm50 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果绘制当量弯矩图如图 6- 7 图 6- 8（c）所示。图 6- 7图 6- 851 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果9.按照弯扭组合应力校核轴的强度由 表 1

47、-4 查 得 许 用 弯 曲 应 力 为1b= 55MPa。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3 1b得危险截面D处的弯曲应力bD=MeDWD=5783500.1 503= 46.29MPabD 1b= 55MPa，安全。bD= 46.29MPa52 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果七、七、低低速轴速轴的的设计设计与与校核校核1. 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d C 3Pn= 112 38.1963.66mm= 56.54mm按 联 轴 器

48、 标 准 系 列 ， 取 轴 径d = 60mm，轴孔长度L = 142mm初选中深沟球轴承 6014，轴承尺寸为外径D = 110mm，宽度B = 20mm。初步设计的结构如图 7- 1 所示d = 60mmL = 142mm图 7- 153 / 85项目-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 7- 1 所示图 7- 2参考齿轮传动的受力分析如下：输入轴的转矩为T3= 9.55 106Pn= 9.55

49、 1068.1963.66= 1228629N mm齿轮圆周力为Ft4=2T3d4=2 1228629330= 7446N齿轮径向力为54 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4.2当轴逆转时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MV5.1当轴正转时Fr4= Ft4tanncos= 7446 tan20cos16.63= 2829N齿轮轴向力为Fa4= Ft4 tan = 7446 tan16.63= 2224N空间受力如图 7- 3 所示图 7- 3受力分析与正转时一样。垂直面（YZ平面）支反力与弯矩计算如下：FAV=Ft4 82.5239=7446 82.5239

50、= 2570N55 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果FBV= Ft4FAV= 74462570 = 4876NMVC= FAV 156.5 = 2570 156.5= 402205N mm其受力图和弯矩图如图 7- 4：图 7- 4水平面（XZ平面）支反力与弯矩计算如下：FAH=Fr4 82.5 + Fa4 165239=2829 82.5 + 2224 165239= 2512NFBH=Fr4 156.5Fa4 165239=2829 156.52224 165239= 317NMHC= FBH 82.5 = 317 82.5= 26158N mmMHC= FAH 156.5 =

51、2512 156.5= 393128N mm其受力图和弯矩图如图 7- 5 所示：MVC= 402205N mm正转MHC= 26158N mmMHC= 393128N mm56 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果5.2当轴逆转时图 7- 5垂直面（YZ平面）支反力与弯矩与正转一样水平面（XZ平面）支反力与弯矩计算如下：FAH=Fr4 82.5Fa4 165239=2829 82.52224 165239=559NFBH=Fr4 156.5 + Fa4 165239=2829 156.5 + 2224 165239= 3388NMHC= FBH 82.5 = 3388 82.5= 27

52、9510N mmMHC= FAH 156.5 = 559 156.5=87484N mm其受力图和弯矩图如图 7- 6 所示：逆转MHC= 279510N mmMHC=87484N mm57 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果6.计算并合成弯矩图6.1当轴正转时6.2当轴逆转时图 7- 6MC=MVC2+MHC2=4022052+ 261582= 403054NmmMC=MVC2+MHC2=4022052+ 3931282= 562422Nmm合成弯矩图如图 7- 7（a）所示。MC=MVC2+MHC2=4022052+ 2795102= 489790NmmMC=MVC2+MHC2=4

53、022052+ 874842= 411609Nmm合成弯矩图如图 7- 8（a）所示。正转MC= 403054NmmMC= 562422Nmm逆转MC= 489790NmmMC= 411609Nmm58 / 85项目-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T3= 9.55 106Pn= 9.55 1068.1963.66= 1228629Nmm转矩图如图 7- 7（b）所示。转矩按照脉动循环考虑，取=1b0b。由表 1-2 查得b= 610MPa，由表 1-4 查 得1b= 55MPa，0b=95MPa，则=75130= 0.579。由公式Me=M2+ T2求

54、出危险截面C处的当量弯矩轴正转时MeC=MC2+ T2=4030542+ 0.579 12286292= 817623N mmMeC=MC2+ T2=5624222+ 0.579 12286292= 906848N mm轴逆转时MeC=MC2+ T2=4897902+ 0.579 12286292= 863684N mmT3= 1228629Nmm正转MeC= 817623N mmMeC= 906848N mm逆转MeC= 863684N mm59 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果MeC=MC2+T2=4116092+ 0.579 12286292= 821875Nmm绘制当量弯矩图

55、如图 7-7 图 7- 8（c）所示。图 7- 7图 7- 8MeC= 821875Nmm60 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果9.按照弯扭组合应力校核轴的强度由 表 1-4 查 得 许 用 弯 曲 应 力 为1b= 55MPa。由式（1-3）b=MeW=Me0.1d3 1b得危险截面C处的弯曲应力bC=MeCWC=9068480.1 803= 17.71MPabC eX= 0.56,Y= 1.90PA= fd XFrA+ YFa= 1.3 0.56 2166 + 1.9 644 = 3168N轴承B：FaFrB=644713= 0.903 eX= 0.56,Y= 1.90PB= f

56、d XFrB+ YFa= 1.3 0.56 713 + 1.9 644 = 2109N轴承A：FaFrA=6442107= 0.306 eX= 0.56,Y= 1.90正转PA= 3168NPB= 2109N63 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4.计算寿命PA= fd XFrA+ YFa= 1.3 0.56 2107 + 1.9 644= 3125N轴承B：FaFrB=644774= 0.832 eX= 0.56,Y= 1.90PB= fd XFrB+ YFa= 1.3 0.56 774 + 1.9 644 = 2154NPA PB，校核轴承A。L10h=10660nCP=1667

57、09702950031683= 13876h工作时间：th= 3 365 12 = 13140hL10h th，合格。逆转PA= 3125NPB= 2154NL10h= 13876h64 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果九、九、中速轴的轴承选中速轴的轴承选择与择与校核校核1. 轴承参数2.轴承受力分析2.1轴正转时2.2轴逆转时型号：6309径d：45mm外径D：100mm宽度B：25mm基本额定动载荷Cr：52.8kN基本额定动载荷C0r：31.8kN极限转速（油润滑）nlim：8000r/min轴 向 力 ：Fa=Fa3Fa2= 2317 621 = 1696N径向力：FrA=F

58、AV2+FAH2=46122+ 11692= 4758NFrB=FBV2+FBH2=57412+ 8072= 5797N轴 向 力 ：Fa=Fa3Fa2= 2317 621 = 1696N径向力：FrA=FAV2+FAH2=46122+ 5442= 4644NFrB=FBV2+FBH2=57412+ 25202= 6270Nd =45mmD =100mmB =25mmCr= 52.8kNC0r=31.8kNnlim= 8000r/min正转Fa= 1696NFrA= 4758NFrB= 5797N逆转Fa= 1696NFrA= 4644NFrB= 6270N65 / 85项目-容设计计算依据和

59、过程计算结果3.计算当量动载荷3.1轴正转时3.2轴逆转时计算公式：P = fd XFr+ YFa取fd= 1.3FaC0r=169631800= 0.0533查表 8-7，e= 0.26轴承A：FaFrA=16964758= 0.356 eX= 0.56,Y= 1.71PA= fd XFrA+ YFa= 1.3 0.56 4758+ 1.71 1696 = 7234N轴承B：FaFrB=16965797= 0.293 eX= 0.56,Y= 1.71PB= fd XFrB+ YFa= 1.3 0.56 5797+ 1.71 1696 = 7990N轴承A：FaFrA=16964644= 0.

60、365 eX= 0.56,Y= 1.71正转PA= 7234NPB= 7990N66 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4.计算寿命PA= fd XFrA+ YFa= 1.3 0.56 4644 + 1.71 1696= 7151N轴承B：FaFrB=16966270= 0.270 eX= 0.56,Y= 1.71PB= fd XFrB+ YFa= 1.3 0.56 6270+ 1.71 1696 = 8335NPA th，合格。逆转PA= 7151NPB= 8335NL10h= 20179h67 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果十、十、低速轴的轴承选低速轴的轴承选择与择与校

61、核校核1. 轴承参数2.轴承受力分析2.1轴正转时2.2轴逆转时型号：6014径d：70mm外径D：110mm宽度B：20mm基本额定动载荷Cr：38.5kN基本额定静载荷C0r：30.5kN极限转速（油润滑）nlim：6700r/min轴向力：Fa= 2224N径向力：FrA=FAV2+FAH2=25702+ 25122= 3594NFrB=FBV2+FBH2=48762+ 3172= 4886N轴向力：Fa= 2224N径向力：FrA=FAV2+FAH2=25702+ 5592= 2630NFrB=FBV2+FBH2=48762+ 33882= 5937Nd =70mmD =110mmB

62、=20mmCr= 38.5kNC0r=30.5kNnlim= 6700r/min正转Fa= 2224NFrA= 3594NFrB= 4886N逆转Fa= 2224NFrA= 2630NFrB= 5937N68 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果3.计算当量动载荷3.1轴正转时3.2轴逆转时计算公式：P = fd XFr+ YFa取fd= 1.3FaC0r=222430500= 0.0729查表 8-7，e= 0.27轴承A：FaFrA=22243594= 0.619 eX= 0.56,Y= 1.6PA= fd XFrA+ YFa= 1.3 0.56 3594 + 1.6 2224 =

63、7242N轴承B：FaFrB=22244886= 0.455 eX= 0.56,Y= 1.6PB= fd XFrB+ YFa= 1.3 0.56 4886 + 1.6 2224 = 8183N轴承A：FaFrA=22242630= 0.845 eX= 0.56,Y= 1.6正转PA= 7242NPB= 8183N69 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果4.计算寿命PA= fd XFrA+ YFa= 1.3 0.56 2630 + 1.6 2224 = 6541N轴承B：FaFrB=22245937= 0.375 eX= 0.56,Y= 1.6PB= fd XFrB+ YFa= 1.3

64、0.56 5937 + 1.6 2224 = 8948NPA th，合格。逆转PA= 6541NPB= 8948NL10h= 20858h70 / 85项目-容设计计算依据和过程计算结果项目-容设计计算依据和过程计算结果71 / 85十一、十一、高速轴键高速轴键的选择与校核（联轴的选择与校核（联轴器）器）33 p223p2231. 确定键的类型2.校核强度pp根据使用条件，初选A型普通平键（圆头）连接轴径d= 30mm，初选b = 10mm,L = 70mm,h = 8mm。键标记为：键 10 70，GB/T1096材料：钢转矩：T= 87.47N m键接触强度：l= lb = 60mm轴径：

65、d= 30mm键接触高度：h=h2= 4mm根据式 7-1p=2Tlhd挤压应力：p=2Tlhd=287.4710360430=24.3MPa查表 7-1，许用挤压应力（轻微冲击载荷）：p= 110MPap p，合格。p= 24.3MPa项目-容设计计算依据和过程计算结果72 / 85十二、十二、中速轴键中速轴键的选择与校核（齿的选择与校核（齿轮轮2 2）1. 确定键的类型2.校核强度pp根据使用条件，初选A型普通平键（圆头）连接轴径d= 50mm，初选b = 16mm,L = 50mm,h = 10mm。键标记为：键 16 50，GB/T1096材料：钢转矩：T= 387.91N m键接触强

66、度：l= lb = 34mm轴径：d= 50mm键接触高度：h=h2= 5mm根据式 7-1p=2Tlhd挤压应力：p=2Tlhd=2387.9110334550=91.27MPa查表 7-1，许用挤压应力（轻微冲击载荷）：p= 110MPap p，合格。p= 24.3MPa项目-容设计计算依据和过程计算结果73 / 85十三、十三、中速轴键中速轴键的选择与校核（齿的选择与校核（齿轮轮3 3）1. 确定键的类型2.校核强度pp根据使用条件，初选A型普通平键（圆头）连接轴径d= 50mm，初选b = 16mm,L = 90mm,h = 10mm。键标记为：键 16 90，GB/T1096材料：钢转矩：T= 387.91N m键接触强度：l= lb = 74mm轴径：d= 50mm键接触高度：h=h2= 5mm根据式 7-1p=2Tlhd挤压应力：p=2Tlhd=2387.9110374550=41.94MPa查表 7-1，许用挤压应力（轻微冲击载荷）：p= 110MPap p，合格。p= 41.94MPa项目-容设计计算依据和过程计算结果74 / 85十四、十四、低速轴键低速轴键的选择与