機械設計綜合課程設計計算說明書設計題目電梯機械部分系統結構設計

摘要本課程設計的目的是設計一種用于較高層建筑的乘客電梯，其轎廂由電力拖動,運行在兩根垂直度小于15°的剛性導軌上，在規定樓層間輸送人或貨物。本設計方案的主要特點是采用兩級圓柱斜齒輪傳動裝置和曳引機采用2：1繞法。相比蝸輪蝸桿傳動，采用齒輪傳動傳動效率更高，這一點在電動機的選擇部分有所體現。曳引機采用2：1繞法，相當于一級減速比為2：1的減速裝置,有利于降低減速器的減速比，從而有利于減速器的設計。結合課程內容，本課程設計的主要內容包括:總體方案設計、傳動裝置計算、裝配草圖繪制、正式裝配圖繪制、零件圖繪制和設計計算說明書的編寫。其中,傳動裝置的計算主要包括：高速級齒輪傳動設計和校核,低速級齒輪傳動設計和校核，高速軸、中間軸和低速軸的設計和校核，軸承的選擇和校核，鍵的設計和校核，箱體及其他部件的設計等。本次課程設計，較為完整地展現了減速器這一工業生產中常用的機械部件設計過程.通過查閱相關資料，綜合運用機械設計、機械原理、材料力學、理論力學、制造工程基礎、工程制圖等多門學科的知識,解決設計過程中的相關問題。最終完成的內容包括Solidｗｏrｋs三維模型、Ａｕtｏcａd二維裝配圖以及零件圖以及設計說明書.?目錄TOＣ＼o"1—1”\h\z\uＨＹPＥＲLINK＼l＂_Ｔoc421９174９6"一、?設計任務書 ＰAGEＲＥF_Toc4２191７496\h1HYPEＲLIＮK＼l"_Toc4２1917４97”二、 總體方案設計?PAGEREF_Ｔoｃ４２191749７\h3HYPＥRＬINK\l”_Toc４219１7498”三、 高速級齒輪傳動設計?PAGERＥF_Ｔｏc421９1７498\h14ＨYPERＬＩＮＫ＼ｌ”_Tｏc４２1917499”四、?低速級齒輪傳動設計?PAGEＲＥF_Ｔoc4２19１749９＼ｈ23HYPERLINK\ｌ”_Toc42191７500”五、 高速軸的設計與校核 PAGEREF＿Ｔoc4２1917500＼h32HYＰERＬIＮK\l"＿Toc４２1９175０1"六、 中速軸的設計與校核 PAGEREF＿Toc421９１７5０１＼h４1ＨYＰERLＩNＫ\l＂_Ｔoc4２１９１7５02＂七、 低速軸的設計與校核?PAＧEREF_Toc4２１９17５0２＼h5２HYＰERLＩNK\l＂_Ｔｏc4２1９17503”八、?高速軸的軸承選擇與校核?PAＧEREＦ_Toｃ４2１９17503\ｈ６１ＨYＰERLＩNK十、 低速軸的軸承選擇與校核 PAGEREＦ＿Toc421９１7505\h６7HYＰEＲLINK\l”_Ｔoc4２191７506"十一、?高速軸鍵的選擇與校核（聯軸器)?ＰＡＧＥRＥF_Tｏc421９175０6\h70HYPERLINK\l＂＿Tｏｃ4２１９1７５07”十二、?中速軸鍵的選擇與校核(齒輪2)?PAＧＥREF_Toc4２1917５07\h71ＨＹＰERLINK十三、 中速軸鍵的選擇與校核（齒輪3） ＰAGEＲEF_Toc4２１91７50８＼h72ＨＹPＥRＬINK\l"＿Ｔoc4２19１7509”十四、 低速軸鍵的選擇與校核(齒輪４) PＡGERＥF_Toc4219175０9＼h７3ＨYＰERLIＮK\l”_Toｃ421917510＂十五、 低速軸鍵的選擇與校核（聯軸器）?ＰAＧEREＦ_Tｏc4219175１０＼h７4HＹＰEＲLINK＼l"_Tｏc421９1７５１１”十六、 箱體及其他零部件設計 PＡGERＥF_Ｔoｃ4219175１1\h75HＹPERＬINK＼l＂＿Toc４２1917512”十七、 潤滑與密封 PＡGＥREF_Toｃ421917512\h78HYPEＲＬINK\l”_Ｔoｃ421917513”十八、 技術要求?PAGEREＦ_Toc421917513\ｈ79ＨYＰERＬINK\l”_Tｏc４2１９１7５１4”十九、 課程設計總結 PＡGＥＲEF_Toc4２1917514\h８0ＨYPERLIＮＫ\ｌ"_Toc42191751５”參考文獻 １7515＼h81項目—內容設計計算依據和過程計算結果設計任務書設計要求電梯是一種固定提升設備，其轎廂由電力拖動，運行在兩根垂直度小于１5°的剛性導軌上，在規定樓層間輸送人或貨物。電梯按用途可以分為:客梯、貨梯、客貨梯、觀光梯、雜貨梯等；按速度可分為：低速梯、快速梯、高速梯和超高速梯。電梯是由曳引機的曳引輪,通過曳引輪槽與曳引繩之間的摩擦力實現正常運行。電梯的主要結構包括曳引機、轎廂、轎門、層門、對重層門、導軌、導靴、安全鉗、限速器、緩沖器、限位裝置和控制柜等。電梯的機械部分主要包括：曳引系統:包括電梯傳動部分、曳引機和曳引鋼索。引導部分：包括導軌、導靴等。轎門和層門。對重部分：包括對重及安全補償裝置。安全裝置：包括安全鉗、限速器、緩沖器和限位開關.根據給定參數設計電梯曳引系統.電梯工作要求安全可靠，乘坐舒適，噪聲小，平層準確。正文項目—內容設計計算依據和過程計算結果設計數據設計任務表1-ＳＥQ表１－\*ARＡＢIC1曳引系統的傳動方案設計。齒輪式曳引機的設計。按比例繪制曳引系統的原理方案簡圖.完成傳動部分結構裝配圖1張（用Ａ0或Ａ1圖紙）。編寫設計說明書1份.額定載質量/kg額定速度/(m/s）額定加速度/(m/s２)提升高度/ｍ乘客電梯1250１。0０1。003０項目－內容設計計算依據和過程計算結果總體方案設計電梯結構方案設計電梯轎廂的提升和下降的曳引，由以前的卷筒式的提升機構，逐步改進為目前電梯行業廣泛采用的曳引機式提升機構。因此,在此次課程設計中,我主要考慮的是曳引機式提升.最終的設計圖如圖２—１。配重的作用是的作用是減小牽引力,降低所需功率節省能源。考慮到鋼絲繩的重量不能忽略，曳引輪兩邊的重量會不斷變化，從而所需要的曳引機提供的曳引力也不斷變化，運行不穩定，增加了補償鏈。通過具體計算，發現采用定滑輪時，傳動比過大,難以設計減速器，故采用動滑輪,相當于一個2:1的減速裝置。通過確定曳引輪連直徑和圖２-SEQ圖２－\*ARＡＢIC１項目—內容設計計算依據和過程計算結果接的轎廂大小,為使配重與轎廂有一定距離，增加了一個調整輪.曳引輪驅動方案確定由于電機的轉速很快,而電梯的運行速度較慢，因此需要在電動機與曳引機之間增加減速裝置，其大致的結構如REＦ＿Ｒeｆ４2０9９88３7\h圖２-2。曳引系統設計計算配重質量已知電梯額定載荷Q=1250kg，乘客人數１6(ＧB7５８８—20０3)，取轎廂自重為略大于額定載荷30%，G=1600kg,則可算得配重G圖2-SEＱ圖2-\*AＲABIC2Gα為平衡系數，取值0.4G取G轎廂自重G=1600kg配重G鋼絲繩的選取假定該乘客電梯提升高度為10層,H=30m，根據歐洲電梯標準(ＥＮ81—１)，采用三根即以上曳引繩時，靜載安全系數K靜=12,鋼絲?繩規格參數如RＥF_Rｅｆ４2100０8９7\ｈ＼＊ＭERＧEＦORMＡT表2-1公稱抗拉強度單強度：157０Ｎ/ｍｍ２1770Ｎ/mm2雙強度：１３70／１７70N／ｍm2公稱直徑mm近似重量鋼絲繩最小破斷載荷，ｋN天然纖維ｋg/１00ｍ人造纖維kｇ/1０0m單強度：１5７0N/mm２雙強度：13７０/１770N/mm2均按1５00N/ｍm2單強度計算單強度：1570N/mm2822.22１。728。１33。2１０34．7３3.９4４。０5１．９1142。041。053．262.8１３58.657。374.387.6168８.88６．811３1３3１９1２５1２２159187221６8164213251表２-SＥQ表2－＼＊ARABIC1?項目-內容設計計算依據和過程計算結果初選中公稱直徑d=13mm的人造纖維鋼絲繩，其最小破斷載荷F破斷=74.3kN,取轎廂在最低位置進行計算,m0為單根繩的質量,F1當量摩擦系數確定在電梯制造中常常采用的三種曳引輪繩槽為：半圓形槽、半圓形帶切口槽、V形槽,截面圖如REF＿Ref421０011４９＼h\*MERＧEＦORMAT圖2—3取鋼絲繩與曳引輪材料間的摩擦系數μmF則有：?F代入可得：?1600+1250n取n=3，即采用三圖２-SEＱ圖2-\＊ＡRABIC３三種槽口的當量摩擦系數分別如下計算:對于半圓形槽:

μ對于半圓形帶切口槽：μ取γ=π，對于Ｖ型槽：鋼絲繩數目：n當量摩擦系數：μμ曳引輪包角的確定［１]為保證電梯在運行中的安全，應使鋼絲繩在曳引輪上不打滑,根據分析和計算,電梯曳引鋼絲繩在下面兩種工作狀態下。容易出現在曳引輪槽上打滑的現象，根據歐拉公式,可以得出不打滑條件。μ取θ=35°,則有：即：μ1盡管V型槽的當量摩擦系數最大，但隨著使用時間的延長，V型槽口會被磨損,從而導致曳引能力下降,因此本次課程設計選擇半圓形帶切口槽,當量摩擦系數μ=0.3078詳細DＷＧ圖紙請加:三二③1爸爸五四0六討論兩種情況鋼絲繩不打滑條件：空載電梯上行至最高層站處制動停車狀態（同下降啟動狀態)其不打滑條件為：G其中G為轎廂自重，Q為額定載重C根據歐洲電梯標準EＮ81規定，C1最小許用值如ＲEＦ_Ref42100１596\h\＊MEＲGEFORMAT? 表2—2C電梯額定速度V(m／ｓ）1。10V1．１50.63１。２01.0１.251.6??表2-ＳEＱ表2-\*ARＡＢＩC2μ半圓形帶切口槽當量摩擦系數：μ=0.3078電動機的選擇[2]p200選擇電動機類型選擇電動機容量傳動示意圖如REF_Ref42１002443＼h\＊ＭERGEFＯＲＭAT圖2－4結合實際數據，取C1=1.2,C2代入式中1600+0.5×1250α裝有12５％額定載荷的電梯在最底層站下降制動停車狀態（同上升啟動狀態）其不打滑條件為：G+1.25Qα綜上，不打滑的條件為，包角α≥1.734rad=99.38°按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機,電壓3８０V圖2－SＥＱ圖2—＼*ＡＲAＢIＣ４包角：α電動機所需功率為:P曳引機所需功率為：P其中：α則:P各部分的效率如REF＿Ref42１０0２481＼ｈ\＊MERGEＦＯRMAT表2-3曳引機功率：P傳動種類及工作狀態效率η聯軸器η齒式聯軸器0.99滾動軸承η球軸承0.99（一對）圓柱齒輪η油潤滑8級精度齒輪０.9７摩擦傳動η槽型摩擦輪０。８9復滑輪組η滾動軸承支承（0.9７表2－ＳEＱ表2－＼*AＲAＢIＣ3從而η所需電動機的功率為P電動機的功率：P項目－內容設計計算依據和過程計算結果電梯運行時,載荷較平穩，電動機的額定功率Ped略大于Pd即可，參考Y系列電動機技術數據,選電動機的額定功率Ped選擇同步轉速分別為如下值,即3000ｒ/min，1500r/ｍｉｎ，10０0r／mｉn,750r/min的電機進行比較電動機額定功率：P方案電動機型號額定功率/kW同步轉速/滿載轉速/（r/ｍin)電機質量／kg價格/元傳動比1Ｙ160M1-211300０/2930１1７16764.01i2Y1６0Ｍ-411１500/1４６0１231６６42i３Y1６0L－611100０/970147２０461．3３i4Y1８0L－81１750/73０１842790i表2－SEQ表2—\*ARAＢIC4結合RＥＦ＿Rｅf42100２52６\h\＊MERGEＦORMAT表2—4,方案一雖然電機質量小，但是傳動比很大，傳動裝置不易設計，方案一傳動比小，但非常笨重，且價格較貴.因此在2，３中進行選擇,若考慮使傳動裝置緊湊,選擇3更好，若考慮電機質量和價格，選擇2更好。現選用方案3，即電動機型號為Y160L—6。電動機型號：Y項目－內容設計計算依據和過程計算結果運動、動力參數計算分配傳動比運動和動力參數計算曳引輪直徑Ｄ與鋼絲繩直徑d應滿足下列關系:dd=13mm即D≥40d=520mm,取D=600mm.則曳引輪轉速n2為n選電機為Y1６0L—6，其滿載轉速為970r/min，則總的傳動比ii=取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i則低速級的傳動比i0軸（電動機軸）:PnT曳引輪直徑:D=600mm曳引輪轉速n總的傳動比i=15.24高速級的傳動比i低速級的傳動比i項目－內容設計計算依據和過程計算結果１軸（高速軸）：PnT2軸(中間軸):PnT3軸（低速軸）PnT4軸（曳引輪軸）Pn項目-內容設計計算依據和過程計算結果T1～3軸的輸出功率或轉矩分別為各軸的輸入功率或轉矩乘軸承效率0．99.運動和動力參數的計算結果加以匯總，如ＲＥＦ＿Ref421０0311７\h＼*MEＲGEFＯＲMAT表2—5軸功率Ｐ／ｋW轉矩T/(N?m）轉速n/（r／mｉｎ)傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出軸0——8．974--88.35９7０————軸１8．８88.７987．47８６。6097010。9９軸2８。538．44３87。91384。0321０。04。6190．96軸３8。198．１0１227.412１5。1６3。663．2990。9６軸４7．94——1１91.1２-—63．6610。97表２－ＳEQ表２-\＊ARABＩC５?項目-內容設計計算依據和過程計算結果高速級齒輪傳動設計[3］p9７選擇材料和精度等級選擇材料熱處理精度選擇初估小齒輪直徑d依據：主動輪轉速不很高,傳動尺寸無嚴格限制。小齒輪：4０Ｃr，調質,280HB大齒輪:４0Ｃr，調質，260ＨB同側齒面精度等級選8級精度。采用閉式軟齒面傳動,按照齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑。查附錄B中(B-2）?d初取β=13°,查附錄Ｂ中表Ｂ－１，由表2—14查取齒寬系數ψ由圖2—2４查取接觸疲勞極限σHlim1σσ則dσσ確定基本參數=756×初取d校核圓周速度v和精度等級v=查表2—1，取8級精度合理。初取齒數z1=21，z2確定模數mt=d1z1確定螺旋角ββ=小齒輪直徑d大齒輪直徑d初步齒寬為b=ψdd校核傳動比誤差?=滿足要求。初取d圓周速度v=3.30m/s齒數zz按標準取m校核齒面接觸疲勞強度計算齒面接觸應力σ由式（２—5）σ進行齒面接觸疲勞強度的校核。由圖2—１8查得節點區域系數Z由表2－15查得彈性系數Z重合度系數Zε的計算公式由端面重合度εα和縱向重合度εβ端面重合度為ε由表2-5可得ααα由于無變位。端面嚙合角αt'=α縱向重合度為ε故Z螺旋角系數ZβZ由表2－7查得使用系數K由圖2—6查得動載荷系數K由表2—8查得齒間載荷分配系數KHα其中:FKKcos計算許用接觸應力σ由表2—9查得齒向載荷分布系數KHβ=1.3。其中，非對稱支承，調質齒輪精度等級８級，裝配K齒面接觸應力為σ由式（2-1６）σ計算許用接觸應力σHP由圖２—2７查得ZNT1=0.98，ZNT2=1.05.其中電梯的設計使用壽命為1０年，每天平均工作時間為1０h，則應力循環次數為齒面接觸應力σ項目-內容設計計算依據和過程計算結果驗算NN齒面工作硬化系數ZWZ由表２-18查得接觸強度尺寸系數Z潤滑油膜影響系數為Z由表2—17查得接觸最小安全系數(較高可靠度）S許用接觸應力為σσσH=645.11MPa<σHP1接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。許用接觸應力σσ確定傳動主要尺寸齒根彎曲疲勞強度驗算中心距為a=圓整取a=182mm.由公式a=可求得精確的螺旋角β為β=合理。端面模數為?m小齒輪直徑為d大齒輪直徑為d齒寬b為b=60mm小齒輪當量齒數為z大齒輪當量齒數為z由式(2－1１）圓整a=182mmβ=13.46°mddbbzz計算齒根彎曲應力σ校驗齒根彎曲疲勞強度.使用系數KA、動載荷系數KV以及齒間載荷分配系數K由圖2-9查得齒向載荷分布系數KFβ=1b由圖２—20查得齒形系數YFa1=2.78,由圖2-21查得應力修正系數YSa1=1.56,重合度系數YεY由圖2－22查得螺旋角系數Y齒根彎曲應力為

σσ計算許用彎曲應力σ彎曲疲勞強度校核=179.71×由式（2－１7）σ由圖2—３０查得齒根彎曲疲勞極限σ由表２-1７查得彎曲強度最小安全系數SFmin=1.60由圖２-3３查得彎曲強度尺寸系數Y由圖2—32查得彎曲強度壽命系數YNT1=0.87,YNT2相對齒根圓角敏感及表面狀況系數為Y許用齒根應力為σσσσ合格.項目-內容設計計算依據和過程計算結果低速級齒輪傳動設計選擇材料和精度等級選擇材料熱處理精度選擇初估小齒輪直徑d依據：主動輪轉速不很高，傳動尺寸無嚴格限制。小齒輪:4０Cr，調質，2８0ＨＢ大齒輪:40Cｒ，調質，260HB同側齒面精度等級選8級精度。采用閉式軟齒面傳動，按照齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑.查附錄B中（B—2)

d初取β=13°，查附錄B中表Ｂ—1，由表２-１4查取齒寬系數ψ由圖2－２4查取接觸疲勞極限σHlim3σσ則dσσ確定基本參數=756×初取d校核圓周速度v和精度等級v=查表２—1，取8級精度合理。初取齒數z3=24，z4=i確定模數mt=d3z3確定螺旋角ββ=小齒輪直徑d大齒輪直徑d初步齒寬為b=校核傳動比誤差?=滿足要求.初取d圓周速度v=1.099m/s齒數zz按標準取m校核齒面接觸疲勞強度計算齒面接觸應力σ由式（２—５)σ進行齒面接觸疲勞強度的校核。由圖2—18查得節點區域系數Z由表2—15查得彈性系數Z重合度系數Zε的計算公式由端面重合度εα和縱向重合度εβ端面重合度為ε由表2-5可得ααα由于無變位。端面嚙合角αt'=α縱向重合度為ε故Z螺旋角系數ZβZ由表2－7查得使用系數K由圖2—６查得動載荷系數K由表2-8查得齒間載荷分配系數KHα=1.726。FKK由表2—9查得齒向載荷分布系數KHβ=1.377。其中，非對稱支承，調質齒輪精度等級８級，裝配算許用接觸應力σK齒面接觸應力為σ由式（2－16）σ計算許用接觸應力σHP由圖2-27查得ZNT3=1.06，齒面工作硬化系數ZW1Z由表2-18查得接觸強度尺寸系數Z齒面接觸應力σ項目-內容設計計算依據和過程計算結果驗算確定傳動主要尺寸潤滑油膜影響系數為Z由表２-1７查得接觸最小安全系數（較高可靠度)S許用接觸應力為σσσH=645.11MPa<σHP1接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。中心距為a=圓整取a=215mm.由公式a=可求得精確的螺旋角β為許用接觸應力σσ圓整a=215mm齒根彎曲疲勞強度驗算計算齒根彎曲應力β=合理。端面模數為

m小齒輪直徑為d大齒輪直徑為d齒寬b為b=100mm小齒輪當量齒數為z大齒輪當量齒數為z由式（2—1１)σ校驗齒根彎曲疲勞強度.使用系數KA、動載荷系數KV以及齒間載荷分配系數β=16.63°mddbbzzK由圖2-9查得齒向載荷分布系數KFβ=1b由圖2-20查得齒形系數YFa3=2.68,由圖２－２1查得應力修正系數YSa3=1.58,重合度系數YεYcos由圖2-22查得螺旋角系數Y齒根彎曲應力為

σσ=131.5×計算許用彎曲應力σ彎曲疲勞強度校核由式（2－17)σ由圖2－30查得齒根彎曲疲勞極限σ由表2－17查得彎曲強度最小安全系數SFmin=1.60由圖2—33查得彎曲強度尺寸系數Y由圖２—32查得彎曲強度壽命系數YNT3=0.90,YNT4相對齒根圓角敏感及表面狀況系數為Y許用齒根應力為σσσσ合格.項目－內容設計計算依據和過程計算結果高速軸的設計與校核［3]p４7選擇材料和熱處理按扭轉強度估算軸徑初步設計軸的結構根據軸的使用條件，選擇4５鋼，正火，硬度HＢ＝170~217查表1—3，取C=112,根據式(１－2）得d≥C?結合所選電機Y1６０Ｌ—6，其輸出軸徑為42mm，按聯軸器的標準系列，取軸徑d=30mm，軸孔長度L=82mm初選中深溝球軸承62０８,軸承尺寸為內徑d=40mm,外徑D=80mm,寬度B=18mm。初步設計的結構如RＥF_Ref42１036９２０\h圖5-1所示。小齒輪頂圓直徑da=68mm<2d‘=80mm，故將軸1做成齒輪軸。材料為40Ｃｒ，d=30mmL=82mm圖5—SEＱ圖5－＼*AＲＡＢIC1項目—內容設計計算依據和過程計算結果軸的空間受力分析當軸逆時針轉動(定義為正轉）考慮到電梯存在上升和下降兩種情況,因此電機也會有正傳和逆轉，下面將會就兩種情況分別進行討論。軸所受到的外載荷為轉矩和小齒輪上的作用力,空間受力如ＲEF_Reｆ42１037028\ｈ圖5－2所示圖５—SEQ圖５—\＊ＡRABIC2參考齒輪傳動的受力分析如下：輸入軸的轉矩為T小齒輪圓周力為F小齒輪徑向力為當軸逆轉時計算軸承支點的支反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖MH和當軸正轉時F小齒輪軸向力為F空間受力如ＲEF_Ｒef421037094\ｈ圖5—3所示圖5-SEQ圖５－＼*ＡRABＩC3受力分析與正轉時相同。垂直面（YZ平面)支反力及彎矩計算如下FFM其受力圖和彎矩圖如REF_Ref4２1037221\h圖5－4:圖５-SEQ圖5－\*AＲABIＣ４水平面(XZ平面)支反力及彎矩計算如下：FFMM其受力圖和彎矩圖如ＲEF_Ref４２１０3724９\h圖５—5所示：M正轉MM當軸逆轉時圖5—ＳEＱ圖5-\*AＲＡＢＩC5垂直面(YＺ平面）支反力及彎矩與正轉相同水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下：FFMM其受力圖和彎矩圖如ＲEF＿Reｆ42103733３＼h圖5—6所示:逆轉MM計算并合成彎矩圖當軸正轉時當軸逆轉時圖5-SＥQ圖5—＼＊ARABIC6MM合成彎矩圖如REF＿Ref4210374２1\ｈ圖5-7（ａ）所示。MM合成彎矩圖如ＲEF_Ｒef421０3748４＼ｈ圖5-8(a)所示。正轉MM逆轉MM項目-內容設計計算依據和過程計算結果計算并繪制轉矩圖計算并繪制當量彎矩圖T轉矩圖如ＲＥF＿Ref4２103７42１\h圖5－7（b）所示轉矩按照脈動循環考慮，取α=σ-1bσ0b。由表１－2查得σb=750MPa，由表由公式Me=M2+軸正轉時MM軸逆轉時MT正轉MM逆轉MM繪制當量彎矩圖如REF＿Reｆ4２１03742１\h圖５-7RＥF＿Rｅf４210374８4＼h圖5—8（c）所示。圖5－SEＱ圖5－\*ＡＲABＩＣ7圖5-SＥQ圖5—\*AＲABIC8M按照彎扭組合應力校核軸的強度由表1-4查得許用彎曲應力為σ-1b=75MPa。由式（σ得危險截面C處的彎曲應力σσbC<σ項目—內容設計計算依據和過程計算結果中速軸的設計與校核選擇材料和熱處理按扭轉強度估算軸徑初步設計軸的結構根據軸的使用條件,選擇45鋼，正火，硬度HＢ=１70～21７查表１－3,取C=112，根據式（1-2)得d≥C?考慮到軸承的選取，取軸徑d=45mm。初選中深溝球軸承6309，軸承尺寸為外徑D=100mm，寬度B=25mm。初步設計的結構如RＥＦ_Ｒeｆ42１038２7０\ｈ\＊MERGＥFＯＲMAT圖６－1所示。d=45mmD=100mmB=25mm圖6-SEＱ圖６-＼＊ARＡBIC１項目-內容設計計算依據和過程計算結果軸的空間受力分析當軸逆時針轉動(定義為正轉)軸所受到的外載荷為兩齒輪上的作用力，空間受力如RＥＦ_Ref421０38447\ｈ\＊MERGEFORMＡＴ圖6—2所示:圖6-ＳEQ圖6—\*AＲABIC2參考齒輪傳動的受力分析如下:輸入軸的轉矩為T齒輪圓周力為FF小齒輪徑向力為F當軸逆轉時計算軸承支點的支反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖MH和當軸正轉時F小齒輪軸向力為FF空間受力如ＲEF_Reｆ421038５31\h圖6—3所示：圖6-SEＱ圖6-\*ＡRAＢＩC３受力分析與正轉時相同。垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下F垂直面（ＹZ平面）支反力及彎矩計算如下：FFMM其受力圖和彎矩圖如REF_Rｅf4２1０３8662\h圖６－４：圖6—SEQ圖6—\*ARABIC4水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下:FMM當軸逆轉時MMMM其受力圖和彎矩圖如RＥF_Ｒef４210３8７0０\h圖6-5所示：圖6—ＳEＱ圖６-\*ＡRABIC５垂直面(YＺ平面)支反力及彎矩與正轉相同水平面（XZ平面)支反力及彎矩計算如下:F正轉MMMM=FMMMM其受力圖和彎矩圖如REF_Rｅf４2１0３876８＼ｈ圖6-6所示:圖6－SEＱ圖6-\*ＡRＡBＩC6逆轉MMMM項目-內容設計計算依據和過程計算結果計算并合成彎矩圖當軸正轉時當軸逆轉時MMMM合成彎矩圖如下REF_Ref４210３8888\ｈ圖6-7（a）所示。MM正轉MMMM逆轉MM計算并繪制轉矩圖計算并繪制當量彎矩圖MM合成彎矩圖如ＲＥF_Ref421０39110\h＼＊MＥＲGEFORMAT圖6－８(a）所示。T轉矩圖如REF_Ref421０38888\ｈ\*ＭＥRGＥFOＲMAT圖６—7(ｂ)所示。轉矩按照脈動循環考慮，取α=σ-1bσ0b。由表1—2查得σb=610MPa，由表由公式Me=M2+αT2軸正轉時MMMT正轉MMMM軸逆轉時MMMMMMM逆轉MMMM繪制當量彎矩圖如REF_Ref421038888\h圖6－7RＥF_Ref421039110\h圖６—8（ｃ）所示。圖6-SEQ圖6-\*ARABIC7圖6-SEQ圖6—\*AＲＡＢＩC8按照彎扭組合應力校核軸的強度由表1—4查得許用彎曲應力為σ-1b=55MPa.由式(σ得危險截面D處的彎曲應力σσbD<σ項目—內容設計計算依據和過程計算結果低速軸的設計與校核選擇材料和熱處理按扭轉強度估算軸徑初步設計軸的結構根據軸的使用條件,選擇45鋼，正火，硬度HB=17０～２17查表1—3,取C=112,根據式（1－2）得d≥C?按聯軸器標準系列，取軸徑d=60mm，軸孔長度L=142mm初選中深溝球軸承６014，軸承尺寸為外徑D=110mm,寬度B=20mm。初步設計的結構如ＲEF＿Reｆ4210３948２\h圖7—1所示d=60mmL=142mm圖7-ＳEＱ圖7—\＊ARAＢIＣ１項目—內容設計計算依據和過程計算結果軸的空間受力分析當軸逆時針轉動(定義為正轉）考慮到電梯存在上升和下降兩種情況,因此電機也會有正傳和逆轉,下面將會就兩種情況分別進行討論.軸所受到的外載荷為轉矩和小齒輪上的作用力，空間受力如REF_Ｒef421039482\h\＊MERGEＦＯＲMAＴ圖7－1所示圖7—SEQ圖7-＼＊ＡRABIＣ2參考齒輪傳動的受力分析如下：輸入軸的轉矩為T齒輪圓周力為F齒輪徑向力為當軸逆轉時計算軸承支點的支反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖MH和當軸正轉時F齒輪軸向力為F空間受力如REF_Ref4210３955３＼ｈ圖7-3所示圖7－SEQ圖7-\＊AＲAＢIC3受力分析與正轉時相同.垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下：FFM其受力圖和彎矩圖如REF＿Ref４210３98３6\ｈ圖７-4：圖７－SEQ圖7－\*ARＡBＩＣ4水平面（ＸZ平面）支反力及彎矩計算如下:FFMM其受力圖和彎矩圖如ＲＥF_Ｒeｆ4210３9623\ｈ＼＊MERＧEＦＯＲMAT圖7—5所示：M正轉MM當軸逆轉時圖7—SＥQ圖7—\＊AＲABIC5垂直面(YZ平面)支反力及彎矩與正轉相同水平面（XZ平面)支反力及彎矩計算如下:FFMM其受力圖和彎矩圖如REF＿Reｆ4２103９7１0＼ｈ圖７—6所示:逆轉MM計算并合成彎矩圖當軸正轉時當軸逆轉時圖７—SEQ圖7－\＊AＲABＩC6MM合成彎矩圖如RＥF＿Reｆ4２1039８6４\h＼*MERGEFＯＲMAT圖7－7（a)所示。MM合成彎矩圖如RＥＦ_Rｅf4２1039920\ｈ\＊MＥＲGEＦORMAT圖7—8（a）所示。正轉MM逆轉MM項目—內容設計計算依據和過程計算結果計算并繪制轉矩圖計算并繪制當量彎矩圖T轉矩圖如REF_Reｆ4２1９１7710\h圖７—７(b)所示。轉矩按照脈動循環考慮，取α=σ-1bσ0b.由表1-２查得σb=610MPa,由表由公式Me=M2+軸正轉時MM軸逆轉時MT正轉MM逆轉MM繪制當量彎矩圖如ＲEＦ_Ｒef4210398６4\h＼*MEＲＧＥFＯRMＡＴ圖7—7REF_Ref4210３99２0＼h\*ＭＥRＧEFORMＡT圖７—8（c）所示。圖7—SEQ圖７－\＊AＲABIC7圖7-ＳＥＱ圖7-\*ARABＩC8M按照彎扭組合應力校核軸的強度由表1—4查得許用彎曲應力為σ-1b=55MPa。由式（σ得危險截面C處的彎曲應力σσbC<σ項目-內容設計計算依據和過程計算結果高速軸的軸承選擇與校核[3］p2４2軸承參數軸承受力分析軸正轉時軸逆轉時型號：6208內徑ｄ:40mm外徑D:８0mm寬度B：１8mm基本額定動載荷Cr：基本額定動載荷C0r：極限轉速(油潤滑)nlim：軸向力:F徑向力：FF軸向力:F徑向力：FFd=DBCCn正轉FFF逆轉FFF計算當量動載荷軸正轉時軸逆轉時計算公式：P=取fF查表８-７,e軸承A:FXP軸承Ｂ：FXP軸承Ａ:FX正轉PP計算壽命P=1.3×=3125N軸承Ｂ:FXPPA>PBL工作時間:tL10h逆轉PPL項目－內容設計計算依據和過程計算結果中速軸的軸承選擇與校核軸承參數軸承受力分析軸正轉時軸逆轉時型號:6３09內徑ｄ：4５mm外徑D：100mｍ寬度Ｂ：25mm基本額定動載荷Cr:基本額定動載荷C0r:極限轉速（油潤滑)nlim:軸向力：F徑向力:FF軸向力：F徑向力:FFd=DBCCn正轉FFF逆轉FFF計算當量動載荷軸正轉時軸逆轉時計算公式:P=取fF查表8—7，e軸承A：FXP軸承B：FXP軸承A:FX正轉PP計算壽命P=1.3×=7151N軸承Ｂ：FXPPA<PBL工作時間:tL10h逆轉PPL項目—內容設計計算依據和過程計算結果低速軸的軸承選擇與校核軸承參數軸承受力分析軸正轉時軸逆轉時型號：60１4內徑d:70mm外徑D：１１０mm寬度Ｂ：20mm基本額定動載荷Cr：基本額定靜載荷C0r:極限轉速（油潤滑）nlim：軸向力:F徑向力：FF軸向力：F徑向力:FFd=DBCCn正轉FFF逆轉FFF計算當量動載荷軸正轉時軸逆轉時計算公式：P=取fF查表8－７，e軸承Ａ：FXP軸承Ｂ:FXP軸承A：FX正轉PP計算壽命P軸承B：FXPPA<PBL工作時間：tL10h逆轉PPL項目－內容設計計算依據和過程計算結果高速軸鍵的選擇與校核（聯軸器)［3］p223確定鍵的類型校核強度σ根據使用條件,初選A型普通平鍵(圓頭）連接軸徑d=30mmb=10mm,L=70mm,h=8mm鍵標記為:鍵10×70，GB/T材料:鋼轉矩:T鍵接觸強度：l軸徑：d鍵接觸高度:h根據式7—1σ擠壓應力：?σ查表7—1，許用擠壓應力（輕微沖擊載荷):σσp≤σ項目-內容設計計算依據和過程計算結果中速軸鍵的選擇與校核（齒輪2)確定鍵的類型校核強度σ根據使用條件，初選A型普通平鍵(圓頭）連接軸徑d=50mmb=16mm,L=50mm,h=10mm鍵標記為:鍵16×50，GＢ／Ｔ材料：鋼轉矩:T鍵接觸強度:l軸徑:d鍵接觸高度：h根據式7-1σ擠壓應力：?σ查表7－１，許用擠壓應力（輕微沖擊載荷）：σσp≤σ項目－內容設計計算依據和過程計算結果中速軸鍵的選擇與校核(齒輪３)確定鍵的類型校核強度σ根據使用條件,初選A型普通平鍵（圓頭）連接軸徑d=50mmb=16mm,L=90mm,h=10mm鍵標記為：鍵16×90,GB/T材料：鋼轉矩：T鍵接觸強度：l軸徑：d鍵接觸高度：h根據式7-1σ擠壓應力：?σ查表7—1，許用擠壓應力(輕微沖擊載荷）：σσp≤σ項目-內容設計計算依據和過程計算結果低速軸鍵的選擇與校核（齒輪４）確定鍵的類型校核強度σ根據使用條件，初選A型普通平鍵（圓頭）連接軸徑d=80mmb=22mm,L=80mm,h=14mm鍵標記為:鍵22×80,GB/Ｔ材料：鋼轉矩：T鍵接觸強度：l軸徑：d鍵接觸高度：h根據式7－1σ擠壓應力：

σ查表7-1，許用擠壓應力(輕微沖擊載荷）：σσp≤σ項目—內容設計計算依據和過程計算結果低速軸鍵的選擇與校核(聯軸器）確定鍵的類型校核強度σ根據使用條件,初選A型普通平鍵（圓頭)連接軸徑d=60mmb=18mm,L=125mm,h=鍵標記為:鍵18×125，GB/T1０96材料：鋼轉矩:T鍵接觸強度:l軸徑:d鍵接觸高