機械畢業(yè)設(shè)計課程設(shè)計減速器設(shè)計電梯設(shè)計

1機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書垂直升降貨梯動力系統(tǒng)設(shè)計學(xué)院工程學(xué)院專業(yè)機械設(shè)計制造及其自動化班級學(xué)生學(xué)號指導(dǎo)老師本設(shè)計有全套設(shè)計圖紙，數(shù)據(jù)，包括AUTOCAD圖紙，UG三維建模文件，運動仿真?？梢援?dāng)作畢業(yè)設(shè)計，課程設(shè)計作業(yè)。如有需要，請聯(lián)系QQ383867699可以幫忙做不同課題的設(shè)計。2目錄一、前言3二、設(shè)計任務(wù)書4三、傳動方案的分析和擬定5四、電動機的選擇6五、傳動裝置運動和動力參數(shù)計算8六、齒輪設(shè)計9七、中軸設(shè)計計算11八、低速軸、高速軸的設(shè)計計算18九、減速器箱體的設(shè)計30十、減速器的潤滑方式密封類型的選擇313一、前言一種以電動機為動力的垂直升降機，裝有箱狀吊艙，用于多層建筑乘人或載運貨物。也有臺階式，踏步板裝在履帶上連續(xù)運行，俗稱自動電梯。服務(wù)于規(guī)定樓層的固定式升降設(shè)備。它具有一個轎廂，運行在至少兩列垂直的或傾斜角小于15的剛性導(dǎo)軌之間。轎廂尺寸與結(jié)構(gòu)形式便于乘客出入或裝卸貨物。曳引繩兩端分別連著轎廂和對重，纏繞在曳引輪和導(dǎo)向輪上，曳引電動機通過減速器變速后帶動曳引輪轉(zhuǎn)動，靠曳引繩與曳引輪摩擦產(chǎn)生的牽引力，實現(xiàn)轎廂和對重的升降運動，達到運輸目的。固定在轎廂上的導(dǎo)靴可以沿著安裝在建筑物井道墻體上的固定導(dǎo)軌往復(fù)升降運動，防止轎廂在運行中偏斜或擺動。常閉塊式制動器在電動機工作時松閘，使電梯運轉(zhuǎn)，在失電情況下制動，使轎廂停止升降，并在指定層站上維持其靜止狀態(tài)，供人員和貨物出入。轎廂是運載乘客或其他載荷的箱體部件，對重用來平衡轎廂載荷、減少電動機功率。補償裝置用來補償曳引繩運動中的張力和重量變化，使曳引電動機負載穩(wěn)定，轎廂得以準確?？?。電氣系統(tǒng)實現(xiàn)對電梯運動的控制，同時完成選層、平層、測速、照明工作。指示呼叫系統(tǒng)隨時顯示轎廂的運動方向和所在樓層位置。安全裝置保證電梯運行安全。按速度可分低速電梯（1米/秒以下）、快速電梯12米/秒和高速電梯2米/秒以上。19世紀中期開始采用液壓電梯，至今仍在低層建筑物上應(yīng)用。1852年，美國的伊萊莎格雷夫斯奧的斯研制出帶有安全制動裝置的升降機。80年代，驅(qū)動裝置有進一步改進，如電動機通過蝸桿傳動帶動纏繞卷筒、采用平衡重等。19世紀末，采用了摩擦輪傳動，大大增加電梯的提升高度。本次設(shè)計的電梯主要是為家庭使用的貨梯，具有載重量小，速度慢的特點。電梯原理圖如下45三、傳動裝置總體設(shè)計方案1、組成傳動裝置由電動機、減速器、工作機組成。2、特點齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3、確定傳動方案考慮到電動機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級，其傳動方案如下圖11傳動裝置總體設(shè)計圖（軸上的卷筒為電梯的曳引輪）選擇V帶傳動和二級圓柱直齒輪減速器。鋼絲繩直徑的選擇鋼絲繩的允許拉力，按下列公式計算KAFGGF式中GF鋼絲繩的允許拉力（KN）；FG鋼絲繩的鋼絲破斷拉力總和（KN）；A換算系數(shù)選用619的鋼絲繩，則式中的FG5KN，查表得A085；K56，取6，所以KN535850610FFGAKG，查機械設(shè)計手冊，選擇直徑為10MM的鋼絲繩6曳引輪直徑計算曳引輪直徑一般為鋼絲繩直徑的40倍以上，所以曳引輪直徑D40D4010MM400MM，選用400MM的曳引輪。四、電動機的選擇1、選擇電動機類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。2、選擇電動機容量電梯電機所需工作功率1021QVDP式中Q電梯額定載重量，值1000KGV電梯額定速度，值1M/S電梯平衡系數(shù)，取值050曳引機傳動總效率，取值05所以電機所需工作功率891021QVDPKW1查機械設(shè)計手冊，選用Y160L電動機，功率為11W,轉(zhuǎn)速為1000R/MIN；中心高H外形尺寸L（AC/2AD）HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FGD16065043253852542541242110123773、選取其他各個機構(gòu)效率取1099（滾子軸承）；2直齒輪傳動效率097；3099（齒輪聯(lián)軸器）；4、確定傳動裝置的總傳動比1、總傳動比820481000,ANNIM5、分配減速器的各級傳動比按展開式布置，考慮潤滑條件，可由圖查得I156，則I2I/I1208/5637。五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸轉(zhuǎn)速MIN1000RNMIN1796510001RINNMIN48731792RINN2、各軸功率7810990990661231PPKW451099097078103212PPPKW041099097045103223PPPKW8各軸轉(zhuǎn)矩MMN1040001000891095500009550000NPTMMN55750179451095500009550000NPTMN199800048041095509550000NPT運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表軸名轉(zhuǎn)矩T/NM傳動比I輸入軸108956軸104537軸1004六、齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算齒輪材料，熱處理及精度材料高速級小齒輪選用40CR調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)1Z21；高速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ2I1Z15621118取Z2118；齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計92E1311322HDTZUUKTD確定各參數(shù)的值試選TK16由表106查得材料的彈性模量影響系數(shù)ZE1898MPA21由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限1LIMH600MPA；大齒輪的接觸疲勞強度極限2LIMH550MPA。由式1013計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N160N1JHL6010001（53658）876108N26510768815610856為齒數(shù)比,即5612ZZ查圖1019得K1103K211齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1,安全系數(shù)S1,應(yīng)用202P公式1012得H1SKHHN1LIM1103600618AMPH2SKHHN2LIM211550605AMP3設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑DT1，代入H中較小的值。21311322HEDTTZUUTKD232MM033626059189656611041061243計算圓周速度10006011NDTSM/2463100060100003362計算齒寬B計算齒寬BBTDD162033MM計算齒寬與高之比HB10模數(shù)MMZDMTT9542210336211齒高H225TM22529546646MMHB64660336293338計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)AK125根據(jù)SMV/3962,7級精度,由圖108查得動載系數(shù)KV112,由表104查得KH的計算公式KH6011801212D2D023103B11201810611023103878041422由圖1013查得KF132由表103查得KHFK1故載荷系數(shù)KHHVKKKAK12511211421991按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑MMKKDDTT7266619911033623311計算模數(shù)MMMZDM17713217266114齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式M2AA1213FSFDYYZKT確定公式內(nèi)各計算數(shù)值由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限A500FE1MP；大齒輪的彎曲強度極限A380FE2MP2由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1090，KFN20923計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14，由式（1012）得MPA43321A41500900111MPSKFEFNF11MPA71249A41380920222MPSKFEFNF計算系數(shù)K841321121251FFVAKKKKK查取齒形系數(shù)YFA和應(yīng)力校正系數(shù)YSA查課本由197P表105得齒形系數(shù)A1FY276A2FYY226應(yīng)力校正系數(shù)A1SY156A2SY174計算大小齒輪的FSFFY并加以比較01340043321561762111FSFFY01574071249741262222FSFFY大齒輪的數(shù)值大選用設(shè)計計算1計算模數(shù)MMMMM05742211015740100311842253對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)M大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T13571987圓整為標準模數(shù),取M25但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑D16672MM來計算應(yīng)有的齒數(shù)于是由Z1M726627取Z127那么Z256271512幾何尺寸計算計算分度圓直徑MMMMMZD567522711MMMMMZD53775256722計算中心距MMMMDDA522225377567221計算齒輪寬度12BMMMMD56756711圓整的752B701B（二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算同理可計算得到低速級齒輪各個參數(shù)為Z123；Z285；D1115；D2425；A270；751B；702B。七、滾動軸承和傳動軸的設(shè)計各軸參數(shù)如下表軸名轉(zhuǎn)矩T/NM傳動比I輸入軸108956軸104537軸1004由于其他各軸齒輪主要限制與中軸，所以由中軸開始設(shè)計計算中軸的設(shè)計1、求作用在齒輪上的力因已知中軸上兩齒輪的分度圓直徑為大齒輪D13775MM；小齒輪D2115；大齒輪上力的計算NNDT2623537710575522F522T213NFFTR95520TAN26234TAN22小齒輪上力的計算NDT96952F12T1NFFTR352820TAN9695TAN113、初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取A0112，于是得MMMMNPAD43431791451011233220MIN4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）初步試選軸承為6211軸承，D55MM；D100MM；CR43,2KN；C0292KN由機械設(shè)計手冊查得，齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離壁厚，取壁厚10；15；取兩齒輪間距L20；由以上數(shù)據(jù)可以初步確定中軸受力圖如下1415得出各支反力和彎矩、扭矩整理如下載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1855NFNH26094NFNV1312NFNV26094N平面最大彎矩MHMAX548460NMMMVMAX199620NMM最大總彎矩MMAX583658NMM扭矩5575510按彎扭組合校核強度，危險截面的計算應(yīng)力MPA2650611055750060583658322232AWTMC因為45鋼的160MPA，因此AC1，故安全。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）選取軸承軸承所受最大徑向載荷FRMAXFNH26094N而軸向載荷較小，可忽略不計；當(dāng)量動載荷PFPXFRYFA；根據(jù)表136，取FP12；根據(jù)表135，取X1，Y0；所以P12X609473128；根據(jù)表136,可得軸承應(yīng)有動載荷為39435100000053658179601060C336HNL；查手冊選用6211號軸承D55D100B21R15DA64DA91CR432KNC0F292KN16驗算6211軸承壽命如下H235326010000000C3PCN14600H；所以，6211軸承可用。2）兩齒輪中間用軸肩定位，查手冊可得H6；結(jié)合軸承安裝尺寸，可最終確定中軸如下圖八八八、其他各軸設(shè)計同二軸計算設(shè)計，可最終確定高速軸，低速軸方案如下17九、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計名稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系MM機座壁厚10機蓋壁厚19機座凸緣壁厚B15機蓋凸緣厚度B1135機座底凸緣厚度B225地腳螺釘直徑DF24地腳螺釘數(shù)目N6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑D120機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑D212聯(lián)接螺栓D2的間距L13018軸承端蓋螺釘直徑D310窺視孔蓋螺釘直徑D46定位銷直徑D10DF、D1、D2至外機壁距離C134、26、18DF、D2至凸緣邊緣距離C228、24軸承旁凸臺半徑R124凸