课程设计：电梯机械部分系统设计

I/49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II/49III/49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…………………………………………………………………474/49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1.曳引系统设计：曳引系统图如下：采用2：1绕法（1）确定平衡对重重量取轿厢自重为G=760kg，电梯额载Q=630kg，查设计手册可得平衡对重质量5/49G对重=G+0.45Q=1043.5kg；（2）选取钢丝绳数目初取钢丝绳直径为∅=11mm，提升高度设为H=30m；单根钢丝绳总质量为m1=12.8kg；○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=12；查机械设计手册得，n1=G+Qkzu（S0−P1kj）kj；其中G------轿厢自重（N）；Q-------额载重量（N）；kj-----钢丝绳静载安全系数；kzu−−−−曳引比；S0-----单根钢丝绳的破断拉力，查表为10000N；P1----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，n1=10；○2从限制钢丝绳弹性伸长方面考虑n3=12490QHd2KzmE∗SKEZ∗KZF其中：E−−−钢丝绳弹性模量80000N/mm2SKEZ−−−允许伸长量，查表取为20mm；KZF−−−填充系数，按标准取为0.9；代入得，n3=7；6/49综合○1，○2取钢丝绳数目n=10；（3）选择并验证绳槽○1选择绳槽形式：绳槽选择带切口半圆槽，摩擦系数fv=4μ0（sin∅2−sinβ2∅+sin∅−β−sinβ）初取∅=π，β=π3；则fv=0.14；○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：○1空载电梯在最高站处上升制动状态需满足：T1T2c1c2≤efα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，C1=g+ag−a，对客梯，加速度取1ms2⁄，则C1=1.23。C2为由于磨损导致曳引轮槽断面变化的影响系数，对凹形槽，C2=1；f=fv=0.14；代入公式得α≥214°；○2电梯装有125%额载，在最底站处下降制动状态T1T2c1c2≤efα代入公式得，α≥161°；综合上面○1○2得，α≥214°≥180°，不合格；可以通过增大f来减小α要求，增大β=π/2，得f=0.18;代入○1可得α≥167°，合格；所以，绳槽采用带切口半圆槽，∅=π，β=π2；7/492.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为中间连杆的长度；门全开时θ=0，门完全关闭θ=85°；（1）加速阶段：加速度a=0.2m/s2；运动方程：v̇=−l32ω̇sinθ−l32cosθ∗θ̇(−θ̈)=0.2m/s2;结速阶段v=0.3m/s；（2）匀速阶段8/49三.原动机选择运动方程v=0.3m/s；即l32θ̇sinθ=0.3m/s；（3）减速阶段a=-0.2m/s2;运动方程：l32θ̇2θ̈cosθ−l32θ̈sinθ=−0.2;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=θ̇的曲线。查表，得需功率公式：pd=（1−k）Qv102η；其中k−−−平衡系数；查表取0.45；Q−−−轿厢自重，630kg；v---最大速度，1m/s；η−−−效率；初取0.5；代入得pd=6.8kw；取Ped=7.5kw；查表知可从Y132S2-2，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nd=(60~90)120∗100πd=2864~4297（r/min）；所以选择Y132S2-2，额定转速2920r/min；i=60，d=120292060π=78.5cm；9/49四.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i2=3；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；i12=20；i23=3；η01=0.96；η12=0.81；η23=0.92；P0=7.5kw；n0=2920r/min;T0=9559P0n0=24.5N∙m;P1=P0η01=7.2kw;n1=n0i01=2920r/min;T1=9550P1n1=23.5N∙m;P2=P1η12=5.8kw;n2=n1i12=146r/min;T2=9550P2n2=379.4N∙m;P3=P2η23=5.3kw;n3=n2i23=48.7r/min;T3=9550P3n3=1039.3N∙m;10/49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*Z𝑁；由表28-10，查得σHP‘=200N/mm2；参考图28-8初估滑动速度为vs=15m/s，浸油润滑。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小时，预期寿命5年，每年工作365天。寿命th=5∗365∗16=18250h；γ=0.75；NL=60γ∗n2∗th=1.9*108；查图28-11得寿命系数ZN=0.7；σHP=σHP‘*ZVS*ZN=120.4N/mm2；σHP=120.4N/mm2；th=5∗365∗16=29200h；11/494.接触强度设计取载荷系数K=1.3，初估效率η=0.8，则涡轮转矩为T2=T1∗i∗η=23.5∗20∗0.8=376N∗m;由式28-10得：m2d1≥（15000σHP∗Z2）K∗T2=4949.86mm3；查表28-3可取𝑚2d1=5376𝑚𝑚3，传动基本尺寸m=8mm，d1=80，q=10；5.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径d2=m𝑧2=320mm；由蜗杆导程角tanγ=z1/q得γ=11.3°；由表28-5，涡轮齿宽b2=2m（0.5+√（1+q））=61.1mm；取b2=62mm；传动中心距a=12(d1+d2)=200mm;6.计算涡轮圆周速度和传动效率涡轮圆周速度v2=πd2n2/(60∗1000)=2.45m/s;齿面相对滑动速度vs=πd1n1/（60∗1000∗cosγ）；得vs=12.47m/s；与估取值近似。查表28-7得当量摩擦角ρe=0.9°。由式28-5得η1=tanγtan（γ+ρe）12/49=0.95；搅油效率η2=0.95，滚动轴承效率η3=0.98；η=η1η2η3=0.85；与估取值接近；7.校核接触强度涡轮转矩T2=376N∗m；由表28-12得弹性系数ZE=155，使用系数KA=1.1；由于v23m/s，取动载荷KV=1.05，载荷分布系数Kβ=1.2；由式28-11得σH=ZE√9400T2d1d22KAKVKβ=126.2N/mm2；σHσHP不合格；增大蜗杆直径，取md12=6400；m=8mm，d1=100mm；q=12.5;d2=320mm;γ=11.3°;b2=2m（0.5+√（1+q））=66.7mm;取b2=68mm；a=210mm；vs=πd1n1/（60∗1000∗cosγ）=15.6m/s与15m/s接近；ρe=0.9°；η1=tanγtan（γ+ρe）=0.95；m=8mm;σH=112.9N/mm2;η=0.85;a=210mm;13/49搅油效率η2=0.95，滚动轴承效率η3=0.98；η=η1η2η3=0.85；与估取值接近；σH=ZE√9400T2d1d22KAKVKβ=112.9N/mm2σHP；8.轮齿弯曲强度校核确定许用弯曲应力为σFP=σFP‘YN。查表28-10得σFP‘=70N/mm2；由图28-11查出弯曲强度寿命系数YN=0.55，故σFP=380.5N/𝑚𝑚2；复合齿形系数YFS=YFa∗YSa；涡轮当量齿数ze2=z2（cosγ）3=42.42.涡轮无变位，查图27-20和图27-21得YFa=2.40；YSa=1.70；YFS=4.08；导程角γ的系数Yβ=1−γ120°=0.91其他参数与接触强度计算相同，则由式28-13得σFP=380.5N/𝑚𝑚2；14/49σF=666T2KAKVKβd1d2mYFSYβ=5.58N/mm2σFP；合格；σF=5.58N/𝑚𝑚2;9.蜗杆轴刚度验算蜗杆圆周力Ft1=2T1d1=470N；径向力Fr1=2T2d2tanα=863.1N；蜗杆两支撑间距离L=0.9d2=288mm;蜗杆危险截面惯性矩为I=πdf464=π(100−2。5m)464=2.09∗106mm4；许用最大弯曲变形yp=0.001d1=0.1mm；由式28-14得蜗杆轴变形为y1=√Ft12+Fr1248EI=0.001mmyp，合格。Ft1=470N；Fr1=863.1N；10.蜗杆传动热平衡计算蜗杆传动效率η=0.85，导热率取k=15W/（m2∙℃）工作环境温度取为t2=25°C；传动装置散热的计算面积A=0.3（a100）1.73=3.59mm2；由式28-25得，t1=P1kA(1−η)+t2=41.7℃95℃合格。15/4911.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1d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）31121σddHPKTudAu由附录B表B-1，初取𝐴𝑑=766，K=1.2，转矩𝑇1=9550×𝑃𝑛1=417𝑁∙𝑚；由表27-14，取齿宽系数Ψ𝑑=1.2;由图27-24，接触疲劳极限初取𝑑1=135mm16/49𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1=390MPa；，𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2=660𝑀𝑃𝑎；𝜎𝐻𝑃1≈0.9𝜎𝐻lim1=351MPa，𝜎𝐻𝑃2≈0.9𝜎𝐻lim2=594MPa；取𝜎𝐻𝑃=min{𝜎𝐻𝑃1,𝜎𝐻𝑃2}=351𝑀𝑃𝑎；则𝑑1≥131.6mm3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级v=𝜋𝑑1𝑛160×1000=1.03m/s;查表27-1，取级精