【正文】 3. 箱體內(nèi)裝全損耗系統(tǒng)用油LAN68至規(guī)定高度。浸油深度一般要求浸沒齒輪輪齒高度，但不高于齒輪中心。σp=項(xiàng)目內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果十六、 箱體及其他零部件設(shè)計(jì)[2] p291. 箱體兩級圓柱齒輪減速器中心距：a=215mm箱座壁厚：δ=+3=箱蓋壁厚：δ1=+3=箱座凸緣厚度：b==8=12mm箱蓋凸緣厚度：b1==8=12mm箱座底凸緣厚度：b2==8=20mm地腳螺栓直徑：df=+12=215+12=地腳螺栓數(shù)目：n=4軸承旁連接螺栓直徑：d1==20=15mm箱蓋與箱座連接螺栓直徑：d2=~=~20=10~12mm聯(lián)接螺栓d2的間距：l=150~200mm軸承端蓋螺釘直徑：d3=~=~20=8~10mm窺視孔端蓋螺釘直徑：a=215mm圓整δ=8mmδ1=8mmb=12mmb1=12mmb2=20mmdf=20mmn=4d1=16mmd2=12mml=180mmd3=10mm項(xiàng)目內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果2. 窺視孔設(shè)計(jì)d4=~=~20=6~8mm定位銷直徑：d=~=~12=~軸承旁凸臺半徑：R1=c2≥20mm凸臺高度：h根據(jù)d1位置及軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離：l1=c1+c2+5~8=22+20+8=50mm大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離：?1=8=齒輪端面與內(nèi)壁距離：?2δ=8mm箱蓋，箱座肋厚：m1≈=8=，m≈=8=軸承端蓋外徑：D2=D+(5~)d3軸承端蓋凸緣厚度：t=1~=(8~)mm軸承旁連接螺栓距離：S，盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況，潤滑狀態(tài)，接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油。d=210358780=查表71，許用擠壓應(yīng)力（輕微沖擊載荷）：σp=110MPaσp≤σp，合格。d=210374550=查表71，許用擠壓應(yīng)力（輕微沖擊載荷）：σp=110MPaσp≤σp，合格。d=210334550=查表71，許用擠壓應(yīng)力（輕微沖擊載荷）：σp=110MPaσp≤σp，合格。d=210360430=查表71，許用擠壓應(yīng)力（輕微沖擊載荷）：σp=110MPaσp≤σp，合格。L10h=10660nCPε==20858h工作時間：th=336512=13140hL10hth，合格。由式（13）σb=MeW=≤σ1b得危險(xiǎn)截面C處的彎曲應(yīng)力σbC=MeC39。=863684N?mmMeC39。=MC39。39。=MVC2+MHC39。39。=FBH=3388=279510N?mmMHC39。=2224N空間受力如圖7 3所示圖7 3受力分析與正轉(zhuǎn)時相同。圖6 7圖6 89. 按照彎扭組合應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由表14查得許用彎曲應(yīng)力為σ1b=55MPa。39。2+αT2=4978292+3879122=546150N?mmMeD39。2+αT2=5048882+3879122=552592N?mm軸逆轉(zhuǎn)時MeC39。=MC39。由公式Me=M2+αT2求出危險(xiǎn)截面C，D處的當(dāng)量彎矩軸正轉(zhuǎn)時MeC39。2=4880182+983502=497829N?mmMD39。=306881N?mmMD39。=MVC2+MHC39。2=2974742+754012=306881N?mmMD39。=98350N?mmMHD39。39。=FBH85=80785=68595N?mm其受力圖和彎矩圖如圖6 5所示：圖6 5垂直面（YZ平面）支反力及彎矩與正轉(zhuǎn)相同水平面（XZ平面）支反力及彎矩計(jì)算如下：FAH=Fa350+Fa2150+Fr285244正轉(zhuǎn)MHC39。=621NFa3=Ft3?tanβ3=7758176。σbC=項(xiàng)目內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果六、 中速軸的設(shè)計(jì)與校核1. 選擇材料和熱處理2. 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑3. 初步設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)根據(jù)軸的使用條件，選擇45鋼，正火，硬度HB=170~217查表13，取C=112，根據(jù)式（12）得d≥C?3Pn=112=考慮到軸承的選取，取軸徑d=45mm。39。39。39。=MVC2+MHC39。39。=FBH176=347176=61160N?mmMHC39。=644N空間受力如圖5 3所示圖5 3受力分析與正轉(zhuǎn)時相同。初選中深溝球軸承6208，軸承尺寸為內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm。使用系數(shù)KA、動載荷系數(shù)KV以及齒間載荷分配系數(shù)KFα分別為β=176。齒面工作硬化系數(shù)ZW1為ZW3=ZW4===由表218查得接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)ZX3=ZX4=1齒面接觸應(yīng)力σH=項(xiàng)目內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果 驗(yàn)算5. 確定傳動主要尺寸潤滑油膜影響系數(shù)為ZL3=Zv3=ZR3=ZL4=Zv4=ZR4=1由表217查得接觸最小安全系數(shù)（較高可靠度）SHlim=許用接觸應(yīng)力為σHP3=760111=σHP4=710111=σH=σHP1=（取σHP1和σHP2中較小者比較）接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。因此端面重合度εα=。=176。小齒輪直徑d3=mtz3=24=100mm大齒輪直徑d4=mtz4=79=329mm初步齒寬為b=ψdd3=1100=100mm。（非變位）由圖221查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=,YSa2=。由公式a=z1+z2mn2cosβ可求得精確的螺旋角β為β=cos1z1+z2mn2a=cos121+9732182=176。cos20176。由于無變位。+z2tanαat2tanαt39。查附錄B中（B2）d1≥Ad?3KT1ψdσHP2?u+1u初取β=13176。電動機(jī)所需功率為：Pd=Pwη曳引機(jī)所需功率為：Pw=1αQv102其中：α=G0GQ=215016001250=則：Pw=1αQv102=()1250=各部分的效率如表2 3曳引機(jī)功率：Pw=傳動種類及工作狀態(tài)效率η聯(lián)軸器η1齒式聯(lián)軸器滾動軸承η2球軸承（一對）圓柱齒輪η3油潤滑8級精度齒輪摩擦傳動η4槽型摩擦輪復(fù)滑輪組η5滾動軸承支承（i=2~6）表2 3從而η=η12?η24?η32?η4?η5==所需電動機(jī)的功率為Pd=Pwη==電動機(jī)的功率：Pd=項(xiàng)目內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果電梯運(yùn)行時，載荷較平穩(wěn)，電動機(jī)的額定功率Ped略大于Pd即可，參考Y系列電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機(jī)的額定功率Ped為11kW選擇同步轉(zhuǎn)速分別為如下值，即3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min的電機(jī)進(jìn)行比較電動機(jī)額定功率：Ped=11kW方案電動機(jī)型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)電機(jī)質(zhì)量/kg價(jià)格/元傳動比1Y160M12113000/293011716762Y160M4111500/146012316642i3Y160L6111000/97014720464Y180L811750/7301842790i表2 4結(jié)合表2 4，方案一雖然電機(jī)質(zhì)量小，但是傳動比很大，傳動裝置不易設(shè)計(jì)，方案一傳動比小，但非常笨重，且價(jià)格較貴。容易出現(xiàn)在曳引輪槽上打滑的現(xiàn)象，根據(jù)歐拉公式，可以得出不打滑條件。最終的設(shè)計(jì)圖如圖2 1。電梯工作要求安全可靠，乘坐舒適，噪聲小，平層準(zhǔn)確。電梯是由曳引機(jī)的曳引輪，通過曳引輪槽與曳引繩之間的摩擦力實(shí)現(xiàn)正常運(yùn)行。結(jié)合課程內(nèi)容，本課程設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括：總體方案設(shè)計(jì)、傳動裝置計(jì)算、裝配草圖繪制、正式裝配圖繪制、零件圖繪制和設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。本設(shè)計(jì)方案的主要特點(diǎn)是采用兩級圓柱斜齒輪傳動裝置和曳引機(jī)采用 2:1 繞法。目錄一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1二、 總體方案設(shè)計(jì) 3三、 高速級齒輪傳動設(shè)計(jì) 14四、 低速級齒輪傳動設(shè)計(jì) 23五、 高速軸的設(shè)計(jì)與校核 32六、 中速軸的設(shè)計(jì)與校核 41七、 低速軸的設(shè)計(jì)與校核 52八、 高速軸的軸承選擇與校核 61九、 中速軸的軸承選擇與校核 64十、 低速軸的軸承選擇與校核 67十一、 高速軸鍵的選擇與校核（聯(lián)軸器） 70十二、 中速軸鍵的選擇與校核（齒輪2） 71十三、 中速軸鍵的選擇與校核（齒輪3） 72十四、 低速軸鍵的選擇與校核（齒輪4） 73十五、 低速軸鍵的選擇與校核（聯(lián)軸器） 74十六、 箱體及其他零部件設(shè)計(jì) 75十七、 潤滑與密封 78十八、 技術(shù)要求 79十九、 課程設(shè)計(jì)總結(jié) 80參考文獻(xiàn) 8183 / 86項(xiàng)目內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書1. 設(shè)計(jì)要求電梯是一種固定提升設(shè)備，其轎廂由電力拖動，運(yùn)行在兩根垂直度小于 15176。4) 對重部分：包括對重及安全補(bǔ)償裝置。5) 編寫設(shè)計(jì)說明書1份。2. 曳引輪驅(qū)動方案確定由于電機(jī)的轉(zhuǎn)速很快，而電梯的運(yùn)行速度較慢，因此需要在電動機(jī)與曳引機(jī)之間增加減速裝置，其大致的結(jié)構(gòu)如圖2 2。綜上，不打滑的條件為，包角α≥=176。運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果加以匯總，如表2 5軸功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N?m)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出軸0————970————軸19701軸2軸3軸4————1表2 5項(xiàng)目內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果三、 高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)[3] p971. 選擇材料和精度等級1) 選擇材料2) 熱處理3) 精度選擇2. 初估小齒輪直徑d1依據(jù)：主動輪轉(zhuǎn)速不很高，傳動尺寸無嚴(yán)格限制。初取d1=65mm圓周速度v=齒數(shù)z1=21z2=97按標(biāo)準(zhǔn)取mn=3mm4. 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力σH由式（25）σH=ZHZEZεZβKAKVKHβKHαFtd1bu+1u≤σHP進(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核。65+23=176。π3=1故Zε=1εα==螺旋角系數(shù)Zβ為Zβ=cosβ=176。由圖227查得ZNT1=，ZNT2=。=105由式（211）圓整a=182mmβ=176。查附錄B中（B2）d3≥Ad?3KT2ψdσHP2?u+1u初取β=13176。+z4tanαat2tanαt39。由于無變位。其中，非對稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級8級，裝配時檢驗(yàn)調(diào)整或?qū)ρ信芎汀?小齒輪直徑為d3=mnz3cosβ=24=大齒輪直徑為d4=mnz4cosβ=79=齒寬b為b=100mm,b3=105mm,b4=100mm小齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv3=z3cos3β=176。176。軸所受到的外載荷為轉(zhuǎn)矩和小齒輪上的作用力，空間受力如圖5 2所示圖5 2參考齒輪傳動的受力分析如下：輸入軸的轉(zhuǎn)矩為T1=106Pn=106=87427N?mm小齒輪圓周力為Ft1=2T1d1=28742765=2690N小齒輪徑向力為 當(dāng)軸逆轉(zhuǎn)時5. 計(jì)算軸承支點(diǎn)的支反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖MH和MV 當(dāng)軸正轉(zhuǎn)時Fr1=Ft1tanαncosβ=2690tan20176。=30074N?mmMHC39。=40870N?mm6. 計(jì)算并合成彎矩圖 當(dāng)軸正轉(zhuǎn)時 當(dāng)軸逆轉(zhuǎn)時圖5 6MC39。=MVC2+MHC39。39。2+αT2=1255122+874272=135270N?mmMeC39。39。39。=971N