升降电梯驱动系统设计及控制电路设计说明书

徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 1 图 书 分类号： 密 级： 摘要 点题曳引机是电梯的主要组成部分，它的设计水平、产品质量，直接影响电梯的产品质量，其强度和寿命直接影响电梯寿命和工作可靠性，它的振动和噪声直接影响人员乘坐电梯的舒适感。因此本设计的主要内容为曳引机主传动机构的设计与计算。 关键词： 电梯；电梯曳引机；曳引机主传动机构 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 1 Abstract Elevator tractor is product quantity that the design level, product quantity that the elevator constitutes the part primarily, it, direct influence elevator, its strength affect the elevator life span with work with life span directly dependable, it of the vibration feels with a comfort for directly affecting personnel embarking elevator.A main contents for designing spreads the design that move the organization for the lord and calculation. Keywords Elevator tractor Elevator The tractor lord spreads to move the organization 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 1 目 录 1 绪论 .3 1.1 引言 . 3 1.2电梯（垂直梯）简介 . 3 1.2.1 电梯的组成 ： . 3 1.2.2 电梯的（垂直梯）分类 . 5 1.3曳引机的主要技术指标 . 6 2 电梯的驱动功率计算 . .8 2.1曳引比与曳引力 . 8 2.1.1 曳引传动与曳引传动形式 . 8 2. 2 作用在曳引轮上的静 力 . 8 2. 3 曳引轮两侧静拉力计算 . 9 2.4曳引轮上的静转矩 . 10 2.5静转矩的讨论 . 11 2.5.1 曳引轮承受的静转矩变化 . 11 2.5.2 设计载荷 . 12 2.5.3 曳引机驱动转矩的计算 . 12 2.5.4 动量定理及曳引力 . 12 2.6输入功率的简易计算方法 . 13 3 曳引机的设计 .14 3.1 曳引机的额定载重量 . 14 3.1.1 额定速度 . 14 3.1.2 曳引机减速器的中心距 . 14 3.1.3 交流电动机 . 14 3.1.4 电动机的选用 . 14 4 曳引机主传动机构的设计与计算 .15 4.1 普通圆柱蜗杆副几何参数搭配 方案 . 15 4.2几何计算中注明的几个问题 . 17 4.2.1 普通圆柱蜗杆副的正确啮合条件 . 17 4.2.2 圆柱蜗杆传动的强度计算 . 18 4.2.3 轮齿面接触疲劳强度计算 . 18 4.2.4 圆柱蜗杆、蜗轮、蜗轮轴的材料 . 19 4.2.5.轴系零件的配合精度 . 19 4.3制动机构位置的讨论 . 20 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 2 4.3.1 传动比 i12 . 20 4.3.2 曳引轮 . 20 4.3.3 曳引比的应用 . 20 4.4整体方案讨论 . 20 4.5箱体结构设计的讨论 . 21 4.6箱体尺寸的确定 . 21 4.7肋的设置 . 22 4.8箱体设计应合理处理的几个问题 . 22 4.9轴承位置 . 23 4.10箱体设计的对称性 . 23 4.11曳引机轴的结构设计 . 23 4.12轴承的选用 . 25 4.12.1 曳引机用轴承 . 25 4.12.2 滚动轴承的寿命计算 . 25 4.13联轴器的选用 . 26 4.14制动机构的设计与计算 . 28 4.14.1 制动机构的类型与特点 . 28 4.14.2 制动器的选择与设计 . 28 5 控制系统设计 .31 5.1门电机主电路的设计 . 31 5.2 可编程控制器的设计 . 31 5.2.1 I/O 点的分配 . 31 5.2.2 梯形图 . 32 5.2.4 梯形图原理分析 . 38 5.3将 PC机应用在电梯控制中 . 39 总结 .43 致谢 . . 41 参考文献 . 41 附录 附录 1 .47 附录 2 .48 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 3 1 绪论 1.1引言 电梯作为垂直方向的交通工具，在随着计算机和电力电子技术的发展，现代电梯已成为典型的机电一体化产品。高层办 公楼、住宅建筑中的垂直电梯，商场、机场、火车站、地铁站内的扶梯、自动人行道；宾馆、酒店中的观光电梯越来越给人们带来方便。 随着我国房地产业的迅猛发展，中国电梯新技术在变频变压、无机房电梯、永磁同步拖动技术、无齿轮曳引机、计算机控制技术、远程监控技术等将迅速推广。我国在电梯制造技术方面，内资电梯企业实力不断增强，如江苏江南、山东百斯特、浙江巨人、上海房屋设备总公司、东莞飞鹏、宁波宏大、苏州申龙、东南液压电梯等电梯制造企业发展很快。随着我国加入 WTO以及国家实施西部大开发的推进，全球著名电梯品牌如奥的斯、 迅达、通力、三菱、日立、东芝、富士达、 sigma等已陆续进入中国市场。 电梯可分为两大类：一类是垂直升降电梯（简称垂直或通常所谓的电梯），一类是自动扶梯（含自动人行道，简称扶梯或电扶梯） 自动扶梯是通过电动机带动传动机构驱动梯级执行输送任务的，把电动机主传动机构，制动系统则是通过电动机驱动减速器，靠减速器从动轴上的曳引轮与钢丝绳之间的摩擦力矩牵动轿厢与配重（或称对重）上，下运动实现运输的目的，因为它是靠摩擦力牵动执行机构工作，故把电动机减速器，曳引轮和辅助机构 -制动器作为整体，称电梯曳引机。 曳 引机分有齿曳引机和无齿曳引机两大类，本人采用的是有齿曳引机。电梯曳引系统中的曳引机减速器，曳引机（简称绳轮）和动轮（由曳引比体现）组成了电梯的减速器多为齿轮副（含蜗杆副，行星系）减速器，该减速器中的齿轮副即为电梯的主传动机构。 电动机输入转矩 T1，驱动曳引机减速器中的主传动机构，通过减速带动曳引轮转动，这时利用轿厢和配重的重量在曳引轮与钢丝绳之间产生的摩擦力矩，拖动轿禁止与配重上、下运动，从而完成电梯的任务 ,因为曳引机是决定轿厢运行速度、控制运行状态的减速装置，曳引机的技术含量、设计质量、产品质量等都会影响 电梯的工作寿命及乘客的舒服感，所以电梯对曳引机有很高的技术要求。 1.2电梯（垂直梯）简介 1.2.1电梯的组成 ： 按照其功能的不同，电梯可分为曳引系统、导向系统、门系统、轿厢和对重、安全装置电气拖动和控制系统等部分 . （一）曳引系统 1、作用：曳引系统的作用是输出动力、曳引轿厢运行。 2、组成：主要由曳引机、曳引钢丝绳、导向轮、反绳轮等构成。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 4 曳引机由电动机、连轴器、制动器、减速箱、机座和曳引轮组成。 曳引钢丝绳连接轿厢和对重，依靠曳引轮绳槽和钢丝绳之间的摩擦来驱动电梯 上下运行。 导向轮一般安装在曳引机座或承重梁上，用来承托曳引钢丝绳，调节轿厢和对重之间的距离。 反绳轮是安装在轿顶或对重顶部的动滑轮，主要作用是降低电梯速度，提高电梯运载能力。 （二）导向系统： 1、作用：限制轿厢和对重的自由度，使其只能沿着导轨上下运动。 2、组成：主要由导轨、导靴、导轨架组成。 导轨是对轿厢和对重的运动起导向作用，主要由 T型、 L型两种。 导靴安装在轿厢和对重架上，强制轿厢沿着导轨上下垂直运动。 导轨架安装在井道壁上，用来支撑和固定导轨。 （三）门系统 1、作用 :用以封闭轿厢和井道出口。 2、组成 :由轿门、厅门、开门机构组成。 轿门安装在轿厢上，有交删式和封闭式等。 厅门安装在每层电梯出口处。每个厅门设有机械和电气联锁装置，保证厅门打开时电梯不能运行。 开门机构是开关电梯门的机构，有自动式、手动式两种区别。 （四）轿厢和对重 1、轿厢用来运送乘客或货物，是电梯的运载承载部分。它主要有机械架、轿厢底、轿厢壁、轿顶组成。 2、对重相对于轿厢悬挂于曳引绳底另一端，使曳引机只需克服轿厢和对重之间底重量 差便能驱动电梯，进而起到减少动力消耗、改善曳引机能力底作用。对重由对重架、对重块、和补偿装置组成。 （五）电气拖动和控制部分 电梯的电力拖动系统有两大类，即交流拖动系统和直流拖动系统。常见的直流拖动系统可分为控硅励磁和控硅供电两类；交流拖动系统分单速、双速、调速三类。 电梯的控制系统取决于电梯的用途、额定载荷、速度、控制方式等设计要求和使用性能要求，但控制内容大致相同。主要是指对电梯的启动、加速、运行、减速、停止和运行方向、楼层显示、轿内指令、层站厅外召唤、安全保护等信号进行管理和控制。 （六）安全装置 安全装置的作用是保证电梯安全使用，防止危机人身、财物的事故发生。安全装置分为两类：机械安全装置和电气安全装置。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 5 1、机械安全装置 机械安全装置主要有安全触板、厅门锁、限速器、安全钳、缓冲器等。 安全触板设计在轿门上，在电梯关门过程中，当人或物品触及安全触板时，轿门自动反开，防止夹伤人或物。 门锁装置（主要指厅门）位于厅门内侧，门关闭后将厅门关住，封闭井道，防止电梯不在本层站时人员进入井道；同时，当电梯离开本层站时，人们不能在电梯厅门用非正常手段打开厅门 ，防止人员进入井道；只有所有电梯厅门关闭后，电梯才能投入正常启动运行。 限速器一般安装在机房楼板上。当电梯运行速度超过速度限定时，限速器动作，先切断安全回路，如果电梯仍向下运行将直接牵引安全钳动作，将电梯制停。 安全钳一般安装在轿厢底部（特殊情况下对重也安装有安全钳），当限速器动作时，电梯轿厢（或对重）仍向下运行，在限速器的带动下安全钳动作，将轿厢 (对重 )夹持在导轨上而使轿厢 (对重 )停止运动。 缓冲器分为弹簧式和液压式两种，是电梯最后一道安全装置。当轿厢或对重因某种原因超出极限位置冲 顶或蹲底时，可减少设备对建筑物的冲击力。 2、电气安全装置 电气安全装置主要有上下限位开关、极限开关、超载保护、门区光电装置等。 限位开关作用是当电梯超越正常行程范围时，通过安装在轿厢上的打板驱使限位开关动作，切断回路，强迫电梯停止。 极限开关是当电梯冲越端站时，限位开关又未制停电梯时，能在电梯或对重未触及缓冲器前切断安全回路或强行切断主电源的电气安全装置。 超载保护是通过安装在轿厢悬挂结构或活动轿厢上的称量装置来实现的，当轿厢内装载的重量超出额定载荷时，发出警告信号，提 醒电梯使用人员，并且保持开门状态不关门，直至轿厢内的人或物重量不超载。 另外，电梯中还有许多保证电梯安全运行的电气安全装置如轿厢内防捣乱功能等，这里不再加以说明。 1.2.2电梯的（垂直梯）分类 (一 )按电梯的用途分类 根据电梯在楼宇使用用途（服务对象）的不同，电梯可分为： 1、乘客电梯：主要用于运送乘客上下楼宇，一般设置有较好的轿内装饰和完善的安全设施。 2、载货电梯：主要用于垂直方向运输货物、设备等，一般有专人控制。 3、消防电梯：在楼宇发生火灾时，其它电梯均不能使用， 只有该电梯可供消防员专用，平时用于运输设备、员工、载货等。它一般是从地下室到顶层的每一层均能停留的垂直升降梯。对高层楼宇，消防电梯非常重要，应特别加以注意。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 6 4、病床电梯：为医院运送病床、担架、医用车而设计，轿厢具有窄长的特点。 5、杂物电梯：供图书馆、书店、办公楼、饭店等运送图书、文件、食品等设计的电梯，杂物电梯一般体积较小，不允许载人。 6、观光电梯：轿厢壁透明，供乘客观光使用，一般安装在商业比较繁花的高层楼宇内。 7、自动人行道：主要用于水平方向运输人员及物品的电梯。 8、自动扶梯：主要用于斜面运送乘客的电梯。 9、其它电梯：如车辆电梯、船舶电梯、建筑施工电梯和曳引电机等 （二）按电梯运输速度来分类 1、低速电梯：指运行速度一般为 1.0米 /秒的电梯。 2、快速电梯：指运行速度一般为 1.0 2.0 米 /秒的电梯。 3、高速电梯运行速度一般为 2.0 3.5米 /秒的电梯。 4、超高速电梯：指速度大于 3.5米 /秒的电梯。 （三）按驱动方式和曳引电机分类 1、交流电梯：用交流感应电动机驱动的电梯。根据拖动方式可分为交流单速、交流双速、交流 调速电梯。 2、直流电梯：用直流电动机驱动的电梯。多用于速度大于 2米 /秒的高档电梯。 3、液压电梯：利用液压泵，由柱塞或柱塞钢丝绳驱动轿厢升降的电梯。 4 齿轮齿条电梯：将导轨加工成齿条，轿厢上装有与之齿合的齿轮，电动机带动齿轮旋转使轿厢升降的电梯。多用于码头岸吊、建筑工地等。 5、直线电机电梯：用直线电机带动的电梯，它是目前最新驱动方式的电梯。 1.3曳引机的主要技术指标 为了提高曳引机产品质量，必须满足下列技术指标： 1.3.1 要确保电梯承载能力及曳引机的强度 电梯承载能力从 100kg 到几吨重，速度从0.25m/s 到 10m/s 以上，亦即曳引机的功率范围很大。在设计曳引机时，应首先满足在设计寿命内，不产生任何失效形式的强度要求，其中包括电动机功率的选择、制动力的确定，主传动机构强度设计或校核计算。要特别重视轴承强度的校核计算及地脚螺栓的设计计算。另外，绳轮可按易损件处理，其设计寿命可短一些。 1.3.2 具有较高的传动效率 曳引机的传动效率是其综合技术指标。传动效率的高低不但标志着输入功率有效利用图 1-1 曳引机 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 7 的程度，而且表明了克服阻力力矩的能力，功率耗损的多少。它不仅体现在节约能源上的意义，同 时也是曳引机技术含量、设计质量、产品质量的具体体现。为提高传动效率，合理选择主传动机构、轴承和联轴器是十分重要的，并且要提高制造和安装精度。 1.3.3 具有较高的体积载荷 所体积载荷是指曳引机的许用载荷（功率或转矩）除以曳引机体积所得商。体积载荷越大表明曳引机体积越小，结构越紧凑。不难理解，要想实现大的体积载荷，首先要选择高科技型的主传动机构。合理地设计箱体结构，其中同样功率的曳引机，体积可相差 1/3，重量相差到 2/5。因此设计出结构紧凑、体积小、重量轻的曳引机是设计者的奋斗目标。 1.3.4 应满足电梯所需 的运动特性 电梯的工作特性决定了曳引机的运动特征：运动速度中等、间断工作、变速、起动频繁的正反转运行。为了满足运动特性，在设计曳引机时要特别注意曳引传动系统中传动比的分配，电动机类型的选用，以及主传动机构齿轮副齿侧间隙的保证等。 1.3.5 应具有较低的振动和噪声 这项技术指标对乘人电梯特别重要。为了不造成严重的环境污染，使乘客感到乘坐舒适，要求曳引机有较低的振动（特别是扭振）和噪声。 1.3.6 应具有合理的结构 结构设计历来是机械设计中的重要课题，对曳引机而言则更为重要。结构设计要特别重视结构对受力、刚度的 影响；对减振、降噪、附加载荷、自身振动频率的影响，对润滑条件、润滑质量的影响等。在设计曳引机结构时，要逐条分析、结合实力合理，没有（或少有）附加载荷、满足强度和刚度要求；润滑条件良好；外形美观；制造、安装、维修工艺良好；成本较低。 1.3.7 具有灵活可靠的制动系统 制动系统要具有受力合理、技术先进、强度高、寿命长、灵活可靠、结构紧凑的性能。 1.4曳引机的总体设计 曳引机主要由电动机、联轴器、减速器、曳引轮、机架、飞轮（手扳轮）、编码器等部分组成。目前曳引机的组合形式主要有下列三种： 1） 电动机联轴器制动机 构减速器曳引轮 2） 电动机联轴器减速器制动机构曳引轮 3） 制动机构电动机联轴器减速器曳引轮 综合分析后 ,本人选择第 1）种方案来设计。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 8 2 电梯的驱动功率计算 2.1 曳引比与曳引力 2.1.1曳引传动与曳引传动形式 2.1.1.1 曳引比和机械效益 曳引比：曳引机上曳引轮的圆周速度与轿厢速度之比称为曳引比，用 i12表示。 机械效益：令曳引机中曳引轮上钢丝绳承受的拉力为 F，轿厢总重力为 Q，则机械效益 A=Q/F 式（ 2-1） 定滑轮及动滑轮机构 Q 为重物， F 为拉力，动力臂与阻力臂都是滑轮的半径 r，所以 rQ=rF A=Q/F=1 i12=1 式（ 2-2） 定滑轮机构速度不变、力不变。 R 不变， A= i12 2.1.1.2 电梯的曳引传动形式 曳引传动形式可由定滑轮、动滑轮、组合滑轮、差动滑轮机构组合而成。多年经验表明 常用曳引传动形式见下 定滑轮机构的曳引传动 该传动形式的曳引比 i12=1，机械效益 A=1。增加一个过轮其目的是为了拉开轿厢与对重之间的距离。过轮使曳引轮与钢丝绳的包角减小。一般设计尽量使包角大于 135。过轮使绳的弯曲次数增多，疲劳寿命减少。 曳引比为 2 的曳引传动 i12=2， A=2 亦即轿厢（或对重）的上升（或下降）速度是曳引轮圆周速度的 1/2。曳引轮两侧钢丝绳承受的拉力分别为轿厢总重量、对重总重量的 1/2 滑轮组机构曳引传动 在轿厢（或对重）上各有三股钢丝绳，有三个定轮。 i12=3， A=3，亦即轿厢（或对重）的上升（或下降）速度是曳引轮圆周速度的 1/3，曳引轮两侧钢丝绳承受的拉力分别 为轿厢总重量、对重总重量的 1/3 还有大曳引比曳引传动、复绕曳引传动、长绕曳引传动、双对重对曳引传动、具有补偿的曳引传动。 综合分析之后，决定选择第一个方案，曳引比 i12 =1，机械效益 A=1。 2.2作用在曳引轮上的静力 电梯是靠曳引轮槽与钢丝绳之间产生的摩擦力（或摩擦力矩）平衡外力，在曳引机的驱下，牵引轿厢与对重上下运行的。在曳引轮两侧的钢丝绳分别系有轿厢及对重，轿厢与对重分别在钢丝绳上产生拉力 Q 与 F。 Q 与 F 是静止情况下的拉力，故称静力。静力实际上是两侧各构件重力和对钢丝绳的拉力。计算中用到的符号如下 ： Q1-轿厢的结构自重力（ N）； 取值为 2900kg Q2-电梯的额定载重力（ N）； 取值为 1250kg F-对重侧钢丝绳承受的总拉力（ N）； 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 9 Q-轿厢侧钢丝绳承受的总拉力（ N）； R1-轿厢至曳引轮间钢丝绳所受的重力（ N）； R2-对重物至曳引轮间钢 丝 绳 所 受 的 重 力（ N）； G1-曳引机两侧所受总拉力之差 图 2-1 曳引轮上的静力图 G2-曳引机两侧钢丝绳重力之 差（ N）； P-曳引机输出轴轴颈承受的静压力（ N）； i12-曳引机中减速器之传动比； i12-曳引传动的曳引比； A-机械效益； 1-曳引机中减速器的传动效率； 2-电梯的总效率； f-接触面间相对运动时的摩擦因数； v-轿厢运行速度（ m/s）； 2-曳引轮的转速（ r/min） 。 2.3曳引轮两侧静拉力计算 Q 值 从轿厢到曳引轮之间是一个曳引系统。也就是说轿厢的速度、重量要通过曳 引系统中的滑轮组才能传递到曳引轮。当然也可以通过滑轮组直接连接起来，这时 i12 1,A1。则可用下式求得 Q 值。 Q=（ Q1+Q2） /A+R1=（ Q1+Q2） / i12+R1 式（ 2-3） R1 的大小受轿厢到曳引轮之间距离的影响，亦即是轿厢位置的函数，即 R1=f1(h1),于是： Q=（ Q1+Q2） /A+f1(h1) 曳引机强度设计计算中，为了安全可靠，一般规定额定载荷要乘以系数 1.25,又轿厢的结构自重一般为额定载荷的 1。 4 倍，前文已述及机械效益与曳引比量值相等，最后 Q 值的计算式为： Q=2.65 Q2/+ R1 式（ 2-4） 式中， i12由曳引传动机构确定。 R1 在设计曳引机时按满载，轿厢在井道部位计算。设曳引绳的根数为 n，电梯提升高度为 H，绳的直径为 d，绳的单位长度重量为 q，则 R1为 R1=Hnq 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 10 F 值 在对重侧同样是一个滑轮组传动机构，也有机械效益。按规定，对重取 Q+ Q2。称对重系数，其值一般为 0.40.5。所以对重侧的拉力 F 可由下式计算： F=（ Q1+ Q2） /A+R2=（ Q1+ Q2） / i12+ f2(h2) 式（ 2-5） 考虑到上文所述相应问题最后得 F=2 Q2/ i12+ f2(h2) 式（ 2-6） Q 值与 G 值差 由式可知 G1=Q-F=（ Q1+Q2- Q1- Q2） / i12-(R1+R2) 式（ 2-7） =(1- ) Q2/ i12-(R1+R2) 实际计算时可采用简化式 G1=0.55 Q2/ i12-(R1+R2) 式（ 2-8） Q 值与 F 值之和 由式可知 P=Q+F=（ Q1+Q2+ Q1+ Q2） / i12+(R1+R2) 式（ 2-9） =2 Q1+（ 1+） Q2/ i12+(R1+R2) 实际计算时可采用简化式 P=4.55 Q2/ i12+(R1+R2) 式（ 2-10） R1+R2 的计算有两种情况 没有补偿绳时 R1+R2=Hnq 有补偿绳时 R1+R2=2Hnq 2.4曳引轮上的静转矩 电梯没有运行前，曳引轮随的拉力差 G1 产生的转矩称静转知 T（ N m），它的方向与 G 相同。可由下式计算，设曳引轮节圆直径为 D（ mm）；则 T20=DG1/（ 2*1000） 式（ 2-11） =1/2*D*0.55Q2 / i12-(R1+R2)*1/1000 电动机受的静转矩为 T10= T20/ i12 2.4.1静摩擦转矩 静力 P 是比较大的力，作用在轴颈上要产生摩擦转矩 T10（ N m），其值可由下式计算： T 10=fpr/1000 式（ 2-12） 式中 r 为轴半径（ mm） T20 方向与 v 方向相反，电动机受的摩擦转矩为 T10= T20/ i12 式（ 2-13） 电动机轴上承受的总静转矩为： 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 11 T10=T10-T 10 式 （ 2-14） 或 T0=T10+T0 2.4.2 F和 Q的讨论 由 F 值的计算式可以看出， F 值的大小仅随 R2 大小变化，在电梯提升高度 HQ 的工作状态。这时产生的静力矩与 G 方向一致。当 F 方向的静转矩大到一定程度时，亦即若大于摩擦力矩时，电梯起动的瞬时，主传动机构的共轭啮合面发生改变，由左齿面（或右齿面）改变 成了右齿面（或左齿面），也就是这个瞬间齿面要产生一次冲击，齿面改变的结果使齿轮副啮合状态发生了根本变化。正常（以蜗杆副为例）共轭啮合是蜗杆为主动件。改变后的啮合状态是蜗轮为主动件。要特别注意，无论那个齿面工作，电梯的运行方向不变，这是一个重要的共轭齿面啮合现象。 2.5静转矩的讨论 2.5.1曳引轮承受的静转矩变化 载荷很小时（极限情况是空载）， FQ，静载荷产生的转矩方向与 F 方向一致；载荷较大时（极限情况是满载）； QF，静载荷产生的转矩方向与 Q 的方向一致，又由 P 力产生的摩擦转矩总和 v 的方向相反于是可得出 如下规律性结论： （ 1）满载上行 T20 与 T20 方向一致要相）加 （ 2）满载下行 T20 与 T20 方向相反要相减 （ 3）空载上行 T20 与 T20 方向一致要相减 （ 4）空载下行 T20 与 T20 方向一致要相加 所谓上行和下行是指轿厢运行方向。 关于对重系数 =0.40.5，这就是说 Q 值和 F 值仅相差（ 0.60.5） Q2，曳引轮两侧的接力在不考虑钢丝绳重量影响的情况下，仅随载重量 Q2 的变化而变化。若载重量不是满载而是 Q2 时，则 Q=F，这时静转矩理论上可为零，也就是说电梯功率可达到最小。客梯的乘客不可能总是满载， 也不可能空载运行，从概率上讲可以判定，乘载 40%60%的机率最多。而 =0.40.5，可见系数的给定值是很巧妙的，这就不难断定客梯实际运行中电动机功率多数情况是很小的。曳引机使用情况已说明主传动机构齿轮副失效破损的很徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 12 少。由于 P 力的作用，设计轴承则是一个重要问题了。 2.5.2设计载荷 在设计曳引机时，总是按照最危险的情况考虑，所以应采用 1.25Q 的超载计算， Q 总是大于 F。曳引机主传动机构的设计及电动机选择，都应遵循这一原则。 2.5.3曳引机驱动转矩的计算 运行中的曳引传动情况是很复杂的：轿厢运行有上 有下；轿厢有加速度起动、减加速度停车及匀速正常工作；有移动构件和转动构件；有重量、有质量等，所以曳引机承受的力和转矩将受到动量和转动惯量的影响。在分析计算曳引机驱动转矩时，要充分考虑这些因素，亦加以较全面的讨论，从中寻找出最危险情况，进行曳引机强度计算以达到安全可靠的目的。 2.5.4动量定理及曳引力 曳引力是非运动时的静力。因为电梯在运动的全过程中，速度是变化 的，呈近似梯形，起动时有加速度，正常运行是匀速，停层时是减加速，所以在起动和停层阶段受动量大小的影响。由此在计算曳引力时涉及支动量及动量定理。 动 量定义：物体质量与速度的乘积称为动量。 K=mv 式（ 2-13） 动量定理：在一个机械系统中，各构件动量对时间求导之和等于所有外力之和，即 dmivi/dt= Fi3 对于一个构件单独分析同样成立。 a)上行加速起动阶段，所承受的曳引力 对于轿厢，它承受的重力为 Q1+Q2，亦是受的外力，曳引轮对轿厢的作用力为 Q，于是由式可得 （ Q1+Q2） dv/gdt=Q-(Q1+Q2) 式（ 2-14） 所以 Q=（ Q1+Q2） +（ Q1+Q2） a/g =（ Q1+Q2） (1+a/g) 式中 a 加速度（ m/s2） g重力加速度（ m/s2） 对重承受的重力为 Q1+ Q2 也是承受的外力。应注意 v 指向 x 方向的负值于是 （ Q1+ Q2） /g(dv/dt)=F(Q1+ Q2) 式（ 2-15） F=(Q1+ Q2)(Q1+ Q2)a/g=(Q1+ Q2)(1a/g) 所以可方便地求得曳引轮两侧拉力之差 G1=Q-F=(Q1+Q2)（ 1+a/g） =(Q1+ Q2)(1+a/g) 式（ 2-16） 整理后得 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 13 G=Q-F=Q2（ 1-） +2Q+Q2（ 1+） a/g 式（ 2-17） b)中间匀速正常工作阶段承受的曳引力 因为是匀速运动，所以有： Q=Q1+Q2 F=Q2+ Q2 G1=G2（ 1-） 1 式（ 2-18） 与上文计算的静载荷一致。 c)上行减加速阶段承受的曳引力 和上行加速阶段相比， a 为 a,代入上边各式得 Q=(Q1+Q2)(1-a/g) 2 F= (Q1+ Q2)(1+a/g) 所以 G1=(Q1+Q2)(1-a/g)- (Q1+ Q2)(1+a/g) 最后整理得 G=Q2（ 1-） -2Q1+Q2（ 1+） a/g d)下行加速起动阶段承受的曳引力 这种情况，加速度是“ +”值，速度是“ ”，可求得 Q；速度是正值，加速度是“ +”值可 求得 F 于是可得与式相同的结果。 e)稳定下行阶段承受的曳引力 属于匀速运动承受的曳引力，是静曳引力。 f)下行减加速阶段承受的曳引力 这种情况，加速度是“ ”值，速度是“ +”，可求得 Q；速度是负值，加速度是“ ”值，可求得 F 于是可得与式相同的结果。 2.6输入功率的简易计算方法 曳纪机的驱动转知和功率是比较复杂。为简化计算，通常采用简易计算法，这种方法虽然考虑的影响因素较少，但从工程计算的角度考虑下式是可用的。有一条经验公式； =C1/2=0.52*80.8/78.4=0.54 式（ 2-19） P=(1-)Q2v/102=(1-0.5)*1250*1.75/(102*0.54)=19.866 式中 P电动机功率（ kw） 电梯平衡系数， 0.450.5； 电梯机械传动总效率； 1曳引机中减速器的传动效率，对于 ZK1、 ZI 蜗杆传动 1=100-3.2 i12=100-3.2 36=80.8 2效率比常数 ,2=100-3.6 i12=100-3.6*6=78.4 电动机转动总效率 C效率常数， C=0.50.55,一般取 0.52 4 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 14 3.曳引机的设计 3.1 曳引机的额定载重量 额定载重量是指曳引比为 1，平衡系数（对重系数）为 0.5 时，曳引轮曳引的轿厢所承受的重量，对于客梯重量为 1250kg，人数为 16 位。 3.1.1额定速度 额定速度 是批曳引比为 1 时曳引轮的圆周速度。（单位： m/s）即轿厢速度。 3.1.2 曳引机减速器的中心距 ： 160mm 3.1.3 交流电动机 a）功率（单位： kw）： 22 b）中心高（单位： mm）： 200 c）极数：单速为 4 极 注： 1)曳引机减速器其它几何 参数，应符合标准 GB100085-88 或 JB2318-79 或GB9147-88 的规定。 2)电动机其它技术要求，应符合 GB12974-91。 3) 门电动机 型号： Y100L-2 ，额定功率： 3KW ，额定电压： 380V ，额定电流： 7A ，功率因数： 0.87 3.1.4电动机的选用 除小型杂物电梯外，其它电梯都要经过起动稳定停运三个工作阶段，其速度要经过低速（加速）正常匀速低速（减速）三个阶段，其调速方法通常有直流调速、变极调速、调压调速、调频调速、直线调速等形式。 客梯多用调压或调频调速电动机。 随着技术的发展，采用调频调速电动机要优于调压调速电动机，所以这里我选用调频调速电动机。 电动机转速和它的极数有关。转速高，极数少，体积小，成本低，故应选择 4 极电动机， n1=1500r/min 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 15 4 曳引机主传动机构的设计与计算 4.1 普通圆柱蜗杆副几何参数搭配方案是： 在中心距 a、转速 n1、 传动比 i12 给定的条件下，采用多齿数（头数） z1、 z2 ，小模数 m，大直径 d1(q)的设方案。该设计方案的优点是：采用多齿数（头数） z1的圆柱蜗杆传动，能明显提高传动效率，降低油温升，保持润滑油粘度，改善动压 润滑条件；可以提高生产率，降低加工成本，增大重合度，提高承载能力；可明显增大蜗杆刚度，保证正确啮合特性的实现，增大了蜗轮的有效宽度，减小了蜗轮的尺寸；另外改善了蜗杆、滚刀的切削性能，提高了蜗轮精度，降低了齿面粗糙度。 曳引机是品种少、用量大的专用减速机构，为实现“最隹”设计方案，故采用非标准设计，这为新设计方案的推广打下了良好的基础。故选用： z1=1、 2、 4 z2=2590 i12=-2063 q=1020 普通圆柱蜗杆传动的几何尺寸计算 在蜗杆的基本 尺 寸 和 参 数 表（ GB1008588） 4选得以下数值 （详细见机械设计书附录 P279） 模数（ m/mm） ： 4 轴向齿距 (px/mm)： px = m =12.566 分度圆直径（ d1/mm）： d1 = q m =40 齿数 z1： 2 直径系数 q： 10.000 图 4-1 圆柱蜗杆副 齿顶圆直径 da1/mm： 48 齿根圆直径 df1/mm： 30.4 分度圆柱导程角 1： 21 48 05 普通圆柱蜗杆传动几何尺寸计算式 蜗杆齿数 z1： z1=z2/i12 z1=1,2,3,4 ；根据大多数用法，选取 z1=2 蜗轮齿数 z2 z2=i12 z1=36*2=72 传动比 i12 i12=1/ i21= 1/ 2=n1/n2= z2/ z1=r2/r1cot 1= =r2/p=2r2/mz1=d2/mz1=361 齿数比 u u= z2/ z1=36 1(蜗杆主动时 i12=u) 蜗杆轴向模数 mx/mm mx=2a/(p+ z2+2x)=px/ =d1/q=4.00 蜗杆法向模数 mn/mm mn= mxcos 1=3.71 蜗杆直径系数 q q=d1/mx=40/4=10 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 16 蜗杆分度圆直径 d1/mm d1=qmx=10*4=40 导程 pz/mm mz1=pz=3.14*4*2=25.12 导程角 1() 1=arctan(z1/p)= arctan(mz1/d1)= arctan(4*2/40) = arctan(0.2)=11.31 =arctan(z1/q+2x)= arctan(mz1/d1) 轴向齿形角 x() tan x=tan n/cos 1 =0.37 法向齿形角 n() tan n= tan x cos 1= 0.36 n= 0=20 DIN 标准规定 =15 20 n=22.5 1df1 必须减小 db1,使 db1=df1 蜗杆平均直径 dm/mm dm=(da1+df1)/2=(48+30.4)/2=39.2 平均圆柱上导程角 m1() tan m1=mz1/dm=4*2/39.2=0.20 平均圆柱上法向齿形角 nm() cos nmcos m1= cos 1cos n =cos11.31*cos20=0.92 蜗杆固定弦齿厚 sn1/mm sn1= mcos2 ndnmcos m/2 =3.14*4*cos220*39.2*cos11.31/2=213.16 蜗杆固定弦齿高 hn1/mm hn1=(h1-sn1tan nm)/2 蜗轮分度圆直径 d2/mm d2=d2=mz2=288 蜗轮喉圆直径 da2/mm da2=d2+2ha2=288+2*48=297 蜗轮根圆直径 df2/mm df2=d2=2hf2=2*30.4=60.8 蜗轮顶圆直径 de2/mm de2=da2+(12)m=297.6+4=302 取整数 蜗轮螺旋角 2() 2= 1=11.31 蜗轮齿宽 b2 /mm b2=(0.670.7)da1=0.68*48=32.64 蜗轮有效齿宽 b2 /mm b2=2m q+1= 26.53 b2=d1tan(/2)=12.70 齿宽角 () =(b2180/d1)或 =arcsin(b2/(da1-0.5m)=35.221 4.2几何计算中注明的几个问题 4.2.1普通圆柱蜗杆副的正确啮合条件 mx1=mx2=m=4 n1=n2(等效 t2=x1=20 1=2(旋向相同 ) i12=d2/d1tan1=36 4.2.2 蜗轮 传动的受力分析 在蜗杆传动中作用在齿面上的法向压力 Fn 仍可分为圆周力 Ft 径向力 Fr 和轴向力Fa 显然，作用于蜗杆上的轴向力等于涡轮上的圆周力；蜗杆上的圆周力等于涡轮上的轴向力；蜗杆上的径向力等于涡轮上的径向力，这些力对应的数值相等 方向相反 Ft2 = 2T2/d2 = Fa1 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 18 Fa2 = Ft2 tan( 1+ ) = Ft1 Ft2 = Fn sin at = Fr1 法向力 Fn = 2T/ （ d2 cosan cos 1） 4.2.2 圆柱蜗杆传动的强度计算 效率是表示输入功率有效利 用的程度。亦是输出生产阻力功与输入驱动功之比所得的商。 =P2/P1=1-P2*/P1=1- 式（ 4-1） 式中 P2、 P1 分别为输入和输出功率： P2* 传动中的损耗系数， 1； 耗损系数， 1； 传动效率 50120；端面圆跳动为： 15 b)各配合轴、孔、蜗杆顶圆面的圆柱度 孔径 d/mm： 5080； 圆柱度为： 5 c)蜗杆 齿顶圆的上偏差为零，下偏差 da1 蜗杆齿顶圆直径 da1/mm： -19 d)蜗轮顶圆、蜗杆顶圆的径向跳动公差 Eda1、 Eda2，及蜗轮基准端面对基准轴线的端面跳动公差 ET应符合表的要求。 Eda1 Eda1 ET=11 e)蜗杆（或蜗轮）轴与轴承配合处两轴头的同轴度应符合 轴径 d/mm50120 同轴度： 15 f）蜗轮顶圆直径上偏差为零，下偏差 蜗轮顶圆直径上偏差为零，下偏差 da2/mm80120 da2： -22 蜗杆齿表面粗糙度 Ra 1.6m。 g）蜗杆轴向齿距极限偏差（ fpx）的 fpx 蜗杆轴向齿距累积公差 Fpxl、蜗杆齿廓公差 fn 和蜗杆齿槽径向跳动公差 fr，应符合 由于模数为 4m/min，精度等级 7 级时： fpx=14， fpxl=24 精度等级 6 级时： fn=14 精度等级： 7 级 分度圆直径 d1/mm： .5080 模数 m/mm： 116 fr/m： 16 h)蜗轮齿距累积误差 Fp、齿距极限偏差 ( fpt)的 fpt 和齿廓公差 fr2 应符合 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 20 精度等级： 7 级 分度圆弧长 L/mm： 160315 Fp： 63 i）蜗杆齿厚公差 Ts1 精度等级： 7 级 模数 m/mm： 3.56.3 Ts1： 56 j）蜗杆齿厚上偏差 Ess1 蜗杆齿厚上偏差 Ess1=-242 中心距： 164.8 对于曳引机，为了满足蜗杆副法向齿侧间隙 Jn 0.030.09mm,蜗轮齿厚公差和齿厚减薄量应进行精确计算获得。 4.3制动机构位置的讨论 制动机构放置在联轴器处，不但可以利用制动联轴器缩小尺寸，降低成本，而且可获得良好的受力状态，最后达到提高寿命、紧凑结构、美观大方的效果。但放在联轴器处对维修来说稍有不便。在结构设计中尽量避免蜗杆双端出轴。曳引机需要机架，以便在机房内安装。另外过轮需 安置在机架上，与曳引机组成一体。机架设计要注意：曳引机的重心必须位于机架之内，最好接近机架平面中央；机架要有足够的刚度；机架不得与曳引轮，钢丝绳干涉。至于曳引轮的布置，必须安装在输出（低速）轴上；放置应征得用户认可，由输出轴左伸右伸决定。对于齿轮副曳引机，一般和电动机一起放在减速器的同侧。 4.3.1传动比 i12 经综合考虑选用 i12=36 4.3.2曳引轮 曳引轮大小直接影响轿厢速度，由公式得 T2=F2r2=3277376.64， 式（ 4-5） 于是 F2=T2/r2=3277376.64/297.6=11012.69 D/d2=F2/Q，于是 D=F2*d2/Q=11012.69*297.6/(1250+2900)=789.73 取 D=800，绳径： d=16 4.3.3曳引比的应用 经验所得：客梯 i12=1（当 v 1m/s 时） 4.4整体方案讨论 目前已有的结构分：整体式 蜗杆、蜗轮轴向装入箱体内：箱体在蜗轮轴线的水平面徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 21 内分成上下两个箱体 整体式曳引机中心距一般小于（或等于） 160mm， a 小于 125mm 的曳 引机应一律采用整体式，不应采用分箱式。 分箱式曳引机 减速器被蜗轮轴的水平轴平面分开。把箱体剖分成箱盖、箱座。其优点是加工工艺好，装配和维修方便。不利条件是具有分箱面，需用多个螺栓联接。结构不够紧凑，外观不好设计。所以多在大中心距曳引机设计中采用。 a160mm 时多用分箱式 .应特别指出，立式曳引机都应是整体式，而齿轮副曳引机都应采用分箱式。 综合考虑后，我决定选用分箱式。 4.5箱体结构设计的讨论 曳引机设计中一般应采用卧式；我选用的是分体式。采用加强肋和散热肋；箱体要有结构的对称性，要有较大的盛油量及良好 的铸造工艺；结构尽量简化，紧凑、实用、美观、大方；箱体各部尺寸要尽量成比例。 4.6箱体尺寸的确定 箱体尺寸是由主传动机构及电动机（凸缘式为例）尺寸确定。 箱体内壁尺寸完全由蜗杆副的几何尺寸确定。蜗杆轴长由蜗轮外圆直径大致决定。蜗轮轴长蜗杆轴外圆直径大致决定。这就基本确定了箱体内壁尺寸。下置件（蜗杆或蜗轮）距箱底的尺寸一般取 3050mm。当蜗杆下置时，为了保证电动机中心的高度或凸缘尺寸，可以增大这个尺寸。一般不用增加底板厚度的办法，也不用阶梯式机架的结构。也有的把箱体和机架铸成一体。这种结构可增大盛油量， 但结构复杂铸造工艺差，成本高，不尽合理。 关于壁厚，有的设计采用了较大尺寸，如底座尺寸 =30mm，也有的 =25mm。其理由是为了增大箱体刚度。这种增大刚度的方法显然不尽合理。因为增大刚度要找到产生刚度大小的原因，分清静刚度还是动刚度。另外增大壁厚，要明显增大重量和体积，加大成本。对于分箱式，蜗杆上置时底座壁厚 =0.04a+58mm，于是 a=160mm 1=12mm a=200mm 1=13mm a=250mm 1=15mm a=315mm 1=18mm a=400mm 1=19mm a=500mm 1=25mm 箱盖 1=0.8518mm 蜗杆下置时底座壁厚 2=0.851， 箱盖 2=0.92 箱体分箱面处底座凸缘厚度 B1=1.51，上盖凸缘厚度 B2=B1=1.5。 地脚螺钉直径 df（必要时应校核计算） 0.036a+12（取标准值） 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 22 轴承盖螺钉直径 df1=（ 0.40.5） df 箱体的外观尺寸由结构形式、 安装尺寸及附件所需而成形。 4.7肋的设置 设置肋有两个目的，一是增加箱体刚度、强度，二是增大 散热面积。在设置肋时最好将两个目的合二为一。 蜗杆副曳引机产生的热量圈套，油温升较高，在不明显增大空间尺寸的情况下，增加肋是增大散热面积，降低油温升的良好措施之一，同时对提高箱体刚度十分有效。 我对肋的设置有如下看法： 其一，曳引机的电动机风扇，不冷却减速器箱体，减速器高速轴上不设有风扇，所以肋的设置不需要考虑风向。亦即只考虑增强刚度和散热效果就可以了，故选用设置竖直肋，不设置横向肋。又因曳引机不是连续工作，小时负荷率较小，所以油温升不是主要主要矛盾，肋的尺寸不必过大。其二，为了增大刚度，要在支承处设置处大 尺寸的肋。在轴承支承的内箱壁处设置竖直肋，可明显增强箱体抗扭矩、抗弯矩的能力，从而提高箱体的刚度。 其三，设置肋要以受拉、受压代替受弯；肋板不易过高、过薄以免折断，不要过小、过密以防铸造工艺不佳；要美观大方，和箱体协调，可把肋设计成三角形、长方形、梯形等结构形式。为了适应铸造工艺要考虑起模斜度。 其四，底座受力大，是盛油处，在底座箱壁上要多设肋，其结果不但可加强刚度和强度，而且可增加散热效果。 其五，整体式曳引机，功率小、散热量小，一般可不设肋。整体式两侧的大压盖外壁可不设肋，而内壁一定要设置较强的竖肋，这 对整体刚度将起到重要作用。分箱式大压盖也同样处理。肋的设置见图 4.8箱体设计应合理处理的几个问题 在箱体设计时应充分考虑油标（或油针）、通气孔、注油孔、观察孔、油塞、吊钩（或吊环）等。不但要按标准选用其尺寸，而且要恰当地设置其位置。 a)注油孔和观察孔 一个是注入润滑油，一个是观察蜗杆副齿面的啮合部位和啮合面积，一旦出现啮合问题便于修复。当蜗杆下置时，两者可合一放置在箱盖的顶部。一般为方形，尺寸由设计者确定或按 JB130 70 选用。对于上置蜗杆，注滑动孔和下置蜗杆情况相同，而观察孔应放在箱体的位置。另外， 分箱式或小中心距曳引机可不设置观察孔。 b)通气孔 曳引机在工作过程中油池内要产生大量蒸气。气体若排不出来，箱内将产生巨大压力，后果不堪设想。所以一定要设置通气孔，把气体排出。通气孔要具备通气好、尘埃不易进入箱内的性能，可放在注油孔盖上，或和油针合为一体。形式和尺寸可根椐JB130 70 选用。 c)油标或油尺 润滑油的注油高度十分重要。工作中要经常注意油面高度，达不到规定徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 23 高度时要马上加油，这一切都需要用油标或滑动尺度量。目前用圆形油标较多，可按GB1160-79 的规定选用。若采用油尺（油针），则要将其放在运 动件不干涉的地方。 d)油塞 和放油孔相配合的六角螺塞，可严防漏滑动和渗油。其尺寸见 JB/IQ4450 86。放油孔设计 尺寸要大一点，以便放滑动并用 M12X1.25M30X2。油塞由二个零件组成：螺塞、皮封油垫。放油孔要低于箱座底面。 e)吊沟、吊环为起重用的挂钩可参考有关标准。 4.9轴承位置 曳引机有两根轴，每个轴两端都装有轴承，箱体是其机架（支承）。每个轴承都有国的作用点，为了增强刚度，该作用点最好位于箱体壁厚中点附近。这样设置的结果使受力合理，避免了轴承处过于凸出箱外或箱内，造成结构设计方面的不 合理。 4.10箱体设计的对称性 箱体设计成对称结构，美观大方，另外用户对输出轴轴伸方向要求不同，为调头安装方便，也需要设计成对称结构。由于蜗轮轴上装有曳引轮，两个轴承受力相差很大，这种情况允许选用不同型号即尺寸不同的轴承。在这种情况下也应按大尺寸轴承将箱体设计成对称结构。 4.11曳引机轴的结构设计 图 4-2 曳引机轴的结构 4.10.1 轴的计算步骤 （ 1） 按传动轴处理 确定轴的最小直径用计算准则 T,设计出一个直径为 d 的光轴作为被设计轴的最小直径。 切应力 T=T/Wt=(9.55*106P/n)/0.2d3 T 式（ 4-6） 曳引机一般用 45 号钢， T=3040Mpa， C=118106（机械设计书表 16.2）。当弯矩相对转矩很小时， T取大值， C 取小值。当考虑到键槽对强度影响时，直径方向开一个键槽轴的直径应扩大 3%，两个键槽扩大 7%。 （ 2） 轴的结构设计 初步计算出光轴后，要考虑轴承（计算选定）内孔走私、跨距、轴上零件、安装工艺等，将光轴设计成阶梯轴。在轴的结构设计中要特别重视下列几个问题；在设计阶梯轴时，要充分考虑加工工艺，要设有退刀槽越 程槽；各处下径最好取标准值；其余徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 24 在几何尺寸的过渡部分不要留有直角，而要用圆弧过度，台阶过度处用椭圆弧联接最好，总之要采取有效有效措施，减少应力集中；台阶、轴肩、轴环尺寸应采用推荐值；轴承处的轴户大小要考虑到轴承拆卸；各轴上零件的周周向用键固定，轴向用轴户和挡板固定；曳引轮处的轴头最好用圆柱形，不用圆锥形；蜗杆轴头和联轴器的配合用锥形较好等。 （ 3） 按弯矩、转矩组合进行强度计算 将已设计成的阶梯轴，根据受力处的尺寸和力的大小，绘出水平面弯矩图、垂直平面弯矩图，求得合成弯矩图。合成弯矩 M 为 M= 22HV MM 式（ 4-6） b 为键宽 ,我选用 28mm， t 为槽深，我选用 10mm， d 为轴危险截面的直径； 在蜗杆上的周向力 : Ft=97400N/nfd=34.34 (kgf) 式（ 4-7） 图 4-3 轴的受力分析 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 25 涡轮上的轴向力 Fa = Ft = 34.34 在蜗轮上的径 向力 Fr=Ft *tg0a=2486 式（ 4-8） 蜗杆的轴向齿形角一般为 0a=20 水平方向受力分析 RH1= 137.36*304/380=109.8N RH2=137.36-109.8=27.56N 垂直面受力分析 RV1=（ Fr*304- Fa*214） /380= 1969.4N 式（ 4-9） RV2 = （ Fr*76+Fa*214） /380=516.54 当量弯矩图 当量转矩 aT = 0.59*T M1 = M2+（ aT） 2 4.12轴承的选用 4.12.1曳引机用轴承 一般分两大类：滑动轴承 及滚动轴承。这里选用滚动轴承。 滚动轴承按工作特性分为： 接触角 =0 的轴承。主要承受径向载荷（力）个别型号也可承受轻微的轴向力。该类品种很多，包括调心球轴承，调心滚子轴承和推力调心滚子轴承。深沟球轴 图 4-4 弯矩图 承，圆柱滚子轴承。从承载能力来分析，在外形尺寸 基本相同的情况下，滚子轴承 承载能力大致为球轴承的 1。 53 倍，所以当载荷相同时，采用滚子轴承可明显缩小尺寸，使结构紧凑。再通过速度特性，摩擦特性，调心性，运动精度综合考虑，最后选用圆柱滚子轴承。 4.12.2 滚动轴承的寿命计算 计算准则： 设计计算准则，是根据滚动轴承的主要失效形式给定的。轴承的主要失效形式是疲劳点蚀和疲劳剥落，其次是塑性变形、磨粒磨损，少数情况是轴承圈疲劳折断。目前多用疲劳失效准则计算。准则是疲劳曲线。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 26 基本公式：按照 -N 曲线可得 P L=常数 式（ 4-10） 式中 P 当量动载荷 L 额定寿命 106 寿命指数，对于球轴承 =3，对于滚子轴承 =10/3。 在 -N 曲线的坐标把 106 用上代替，对应的 P 为轴承的额定动载荷 C，则 P L=C l=常数 9 式（ 4-11） L=（ C/P） 轴承寿命用小时表示，则 Lh=106/60n*（ C/P） = )(16667PCn 式（ 4-12） 预期使用寿命（机械设计书表 18.9） Lh=50000 已知当量动载荷和预期使用寿命的情况下 C C 可用 C及 C 确定要选轴承型号。每一个轴承都有一个 C。当设计者选定轴类型后，就可以用 C选具体型号的轴承。方法是找到 C 与 C 最接近的值，且 C C，则 C 对应的型号即所选型号。 当量动载荷对于滚子和滚针轴承，因不承受轴向力，所以 P=Fr； 考虑到工况影响，当量动载荷应乘以载荷状态影响系数 fp， 于是圆柱滚子轴承 P=fpFr=312.5*1.6=500 曳引机用轴承 fp 可取 1.21.8 轴承的组合结构，两端固定，采用一对圆锥滚子轴承，能承受较小的双向轴向负荷，但结构简单，调整方便。 4.13联轴器的选用 联轴器是用于联接不同机构中的两轴，使之一同回转，并传递转矩的一种部件。 曳引机所用联轴器比较： a)凸缘联轴器属刚性联轴器，由两个分装在轴端的半联轴器和螺栓组成。工作范围：转矩 1020000N.m,转速 230013000r/min,轴径 10130mm，补偿量为零。 b)梅花形弹性联轴器，属弹性联轴器，多用于起动频繁、经常正反转的高、中、低速轴以及可靠性要求高的场合。不宜在重载荷场合。 工作温度 -3580C.使用范围：转矩 2525000N.m，转速 150015300r/min，轴径12140mm，补偿量：轴向 1.25mm,径向 0.51.8mm，角度为 1 2 c) 弹性柱销联轴器，属可移动式弹性联轴器。它具有结构简单，制造容易、维修方便，具有微量补偿两轴相对偏移和轻微减振性能。常用于中等载荷，起动频繁的高、低速传动，超负荷下工 作时不可靠，工作温度为 -2070 C。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 27 d)弹性套柱销联轴器属可移式弹性联轴器。它具有定量补偿两轴相对偏移的性能，以及一般减振、吸振、缓冲、电绝缘性能。其外形尺寸较小、重量较轻、承载能力较大，要求安装精度较高，常用于正反转变化较多，超重较频繁的高中速轴传动，不适用于动载很大，变化较多，有强烈冲击和扭振的场合。工作温度为 -2070 C。使用范围：转矩6.316000N.M，转速 8003800r/min，轴径 25170mm，补偿量 x=0,y=0.30.6mm,=1.50.5. 上面例举 的联轴器都是可取的，但相互比较以后以梅花联轴器为“最佳” 联轴器和离合器的计算转矩包括两部分：为克服连续作用的额定载荷和摩擦阻力所需的工作转矩和附加动力转矩 常用以下公式计算 TC T 9 式（ 4-14） 式中 T许用转矩； Tc联轴器承受的计算转矩。 Tc=T+T KT 式（ 4-15） 式中 T工作 转矩。 T全部质量在起动加速时所需的转矩。 K计算载荷系数见表 19.3（机械设计书 p406）。 T计算繁杂通常用系数反映，于是： Tc KT 对于曳引机 K 2.3，最后得计算公式 Tc=KT=K9550P1n=2.3*9550*22/1500=322.15 式（ 4-16） P1输入功率（ kw）； N1输入轴转速 (r/min) 于是根据 Tc 与 T的关系确定相应的联轴器尺寸为 292mm 图 4-5联轴器 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 28 4.14制动机构 的设计与计算 制动机构是曳引机的重要组成部分。它的用途是保证能灵活可靠、巡全地以较大匀减速将曳引机制动停车，保持静止状态。 GB/T13435-90对制动机构的工作状态和性能作了明确规定。规定一：曳引机制动应可靠。在电梯整机中，平衡系数 =0.4。轿厢加上 125%额定载重量，历时 10min，制动轮与投影动闸瓦之间应无打滑现象。 规定二：在规定一的条件下，制动器的最低起动电压和最高释放电压，应分别低于电磁铁额定电压的 80%和 55%；制动器开启滞后时间不超过 0.8s；制动器线圈耐压试验，导电部分对地间施加 1000V，历时 1min，不得有击穿现象；制动器线圈的输出端应设有接线端子。 规定三：制动器部件的闸瓦组件应分两组装设。如果其中一组不起作用，制动轮上仍能获得足够的制动力，使载有额定载重量的轿厢减速。 规定四：在曳引机通电持续率为 40%时，在检验平台上应作下列高速正反方向连续无故障运转，制动线圈温升与最高温度均应不超过下表的规定 4.14.1 制动机构的类型与特点 外抱块式制动器 按行程可分为长行程与短行程；按动力源可分为电磁铁制动器和电磁液压制动器；电源分交流和直流两种。外抱式块式制动器结构简单可靠、散热好；瓦块有充分和均匀 的退距，调整行程和间隙比较方便；对于直形制动臂，制动国矩大小与转向无关；制动轮轴不承受，但包角小、制动力矩小；比带式制动器结构稍复杂。外抱式块式制动器适用于工作频繁、空间稍大的场合，所以广泛用于扶梯驱动主机和电梯曳引机的制动机构中。在曳引机上应用时称机 -电块式制动器。 带式制动器 其结构简单紧凑、包角大（一般在 270 左右），制动力矩大。制动轮轴受较大弯矩，比压与磨损不均匀，散热差，在曳引机中很少应用。 内张蹄式制动器 其结构紧凑，广泛用于结构尺寸受限制的场合。该制动器有单蹄 =双蹄、多蹄式。其中双蹄式用得较多 。该制动器广泛用于无齿曳引机中，有齿曳引机用得很少。因此最后选择方案（ 1）比较合理。 4.14.2 制动器的选择与设计 曳引机属于提升机构。制动器必须采取常闭式。安装制动器要有足够的空间。曳引机制动器安装在高速轴上、制动力矩较小，所以采用外抱块式制动器是合理的。考虑到电磁铁、液压推力、液压 -电磁、盘式等驱式方式，进行对比，为了附加其它附件，又考虑其结构简单、工作安全可靠，在曳引机上选用外抱电磁铁式常闭制动器是合理的。 外抱电磁铁式制动器有下列四种： 短行程交流电磁铁式制动器：结构简单、体积小、重量轻，动作快 ；冲击大、有剩磁、寿命短。用于短时频繁工作，工作负荷小的场合。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 29 短行程直流电磁铁式制动器：结构简单、体积小、重量轻、动作快、易磨损。用于频繁操作、连续点动的场合。 长行程交流电磁铁式制动器：制动较快、剩磁小、动作可靠；结构复杂、重量大、效率低、冲击大。用于中等负荷、操作不频繁的场合。 长行程交流电磁铁式制动器；冲击小，寿命长、可靠性高；动作慢。尺寸和重量均大。电磁式制动器虽然特点不同，但差别不大。通过分析直流电磁铁式制动器要优于交流电磁铁式制动器，长行程制动器要优于短行程制动器。 这里我选用外抱块式短行程直 流电磁铁式制动器。 4.18.1 曳引轮的设计与计算 曳引轮是曳引机的重要组成部分，它是易损件，所以曳引轮的设计特别重要，曳引轮的设计包括：曳引轮的材料；曳引轮的结构；曳引轮的强度计算；曳引轮与导向轮之间的关系等。 a) 有关标准对曳引轮的技术要求 曳引轮直径 D 40d (d 为钢丝绳直径 ).节径按下式计算 D=60000vi12/n1e 式（ 4-17） 式中 e速度系数 ,e=0.941.05。 6 曳引轮 绳槽工作面粗糙度最大允许值为 Ra6.3；槽面法向跳动允差为曳引轮节径的1/2000；曳引轮绳槽采用耐磨性能不低于 QT600-2 的球墨铸铁材料；曳引轮槽面材质需均匀，一个轮上的硬度差不大于 15HBS。 b) 曳引轮的材料 曳引轮与钢丝绳靠它们之间的静摩擦传递载荷。为了产生较大的摩擦力，钢丝绳材料之间应具备较大的摩擦因数 f；由于静压力很大，故材料应具有较好的力学强度，虽然绳和轮没有宏观的相对移动，但微观振动引起的相对移动，绳的伸长与收缩产生的相对移动是存在的。为延长使用寿命，曳引轮材料应具有良好的耐磨与减磨性能。另外 为了减少磨损，钢丝绳与曳引轮槽面要有一定的硬度差，曳引轮槽面硬度不宜过高，要具有一定的韧性。根据这些要求曳引轮材料多用球墨铸铁和高强度合金铸铁。 经分析，我选用球墨铸铁，根据 GB9440-88 的规定，球墨铸铁 QT600-2 已改成 QT600-3，两者相比仅是伸长率由 2%变成 3%。曳引轮可广泛采用 QT600-3。它的力学性能 b600Mpa,0.2 370Mpa, 3%,HBS=190270；它具有良好的强度 .耐磨性及韧性 ；铸造工艺尚好 . 4.15 曳引轮绳槽形状 绳槽形状不同 ,会影响绳和槽间的当量摩 擦因数 ,影响绳的根数或粗细 .我国目前应用的槽形有三种 :切中半圆槽、半圆槽、梯形槽。梯形槽当量摩擦因数 fv 较大，相应的承载能力大，几何形状简单，好加工。但我国生产的钢丝绳柔性差，易卡住，工作不太灵活，故目前用得不多，杂物梯曳引轮尚有使用。半圆槽也是比较好的形状，但载荷很易集中在槽徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 30 底，两侧不易产生弹性压力，所以目前除导向轮以外也不多应用。切口半圆槽克服了以上两种槽形的缺点，扩向轮以外也不多应用。切口半圆槽克服了以上两种槽形的缺点，扩大了其优点，故我选用该形状作为曳引轮绳槽的形状。 可选用的绳径 绳径大小要符合 GB8903-88 的规定。绳径的选用受根数、承载量大小和安全系数的制约。在符合 GB8903-88 规定的条件下，曳引轮槽数不得小于 3，绳径 d8mm。于是 d 增大，根数 n 减少，绳的柔性变差。 d 减小， n 增加曳引轮宽度增大，故一般推荐 n=38 为宜。对于小杂物梯， n=2 也是允许的。 钢丝绳槽的节距（槽距） 槽距受结构强度的制约，也即槽距不能过小，免槽顶部崩裂；槽距不能过大，以免引起轮宽度增加。槽距本不应有特殊规定，但目前槽距选用不一，严重影响了曳引轮和导向轮的通用化，为管理和应用带来极大不便，由于绳径 d 为 16mm,所以选用的槽距 p 为 25mm 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 31 5 控制系统设计 5.1门电机主电路的设计 如图 1-1 图 1 所示为门电机主电路的设计 门电机的选择及原理：只要满足功率要求，门电机选用一般三相异步电动机即可。如图中所示电动机的正反转来实现门的开关，采用星角降压启动， KS为速度继电器，用来对开关门到头时制动，防止轿，厅门的损坏 门电机原理分析：如图 1，当电梯平层时，开门触点 KMK闭合，电机正转，轿门打开；当定时继电器到时， KMG闭合，电机反转，轿门关闭；当有人在门中间出现时，光感触点 闭合，电梯强迫正转，轿门打开；当轿门碰到开、关极限开关时， KMK或 KMG断开，并反向制动 。 5.2 可编程控制器的设计 随着时代的发展，工业自动化程度的不断提高， PLC行业已经在工业市场上占有一大片领地。在此次设计中，我将利用 PLC来实现对电梯的控制 由于市面上三菱产品型号较多，种类齐全，技术先进，加之本人对三菱产品的青睐，所以我选择较前沿的产品三菱FX2N系列产品 。 。 5.2.1 I/O点的分配 表 5-1 I/O点的分配 名称 输入 名称 输出 1 层 内呼 X22 1 层内呼指示 M12 2 层内呼 X23 2 层内呼指示 M13 3 层内呼 X24 3 层内呼指示 M14 4 层内呼 X25 4 层内呼指示 M15 1 层外呼上 X11 1 层外呼上指示 M21 2 层外呼上 X12 2 层外呼上指示 M22 2 层外呼下 X13 2 层外呼下指示 M23 3 层外呼上 X14 3 层外呼上指示 M24 3 层外呼下 X15 3 层外呼下指示 M25 4 层外呼下 X16 4 层外呼下指示 M26 M3KSQK1FR1KMGKMKFR图 1 门 电 机 主 电 路 图KM4KM5徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 32 续表 5-1 一层感应开关 X03 1 层显示 Y10 二层感应开关 X04 2 层显示 Y11 三层感应开关 X05 3 层显示 Y12 四层感应开关 X06 4 层显示 Y13 急停 X00 内呼上行 Y0 上限位 X20 内呼下行 Y1 下限位 X21 外呼上行 M31 外呼下行 M32 平层输出 M10 为了更好的阐述起原理现给出起内部说明 内部继电器 名称 M500-M503 楼层感应中间继电器 5.2.2梯形图 轿箱内选层按钮指示灯控制 图 5-1 轿厢内选层按钮指示灯控制梯形图 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 33 楼层显示控制 图 5-2 楼层显示控制梯形图 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 34 外呼下行外呼上行 图 5-3 电梯控制梯形图 5.2.3语句表： LD X20 上限位 AND X21 下限位 OUT M10 平层 LD X03 一层感应开关 SET M500 一层显示 RST M501 RST M502 RST M503 LD X04 二 层开关 SET M501 二层显示 RST M500 RST M502 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 35 RST M503 LD X05 三层开关 SET M502 三层显示 RST M500 RST M501 RST M5 LD 06 四层开关 SET M503 四层显示 RST M500 RST M501 RST M502 LD M500 ANI T0 OUT Y10 一层显 示输出 LD M501 ANI T0 OUT Y11 二层显示输出 LD M502 ANI TO OUT Y12 三层显示输出 LD M503 ANI T0 OUT Y13 四层显示输出 LD X00 急停 ANI T1 OUT T0 K 090 LD TO OUT T1 K 0110 LD X00 ANI X01 检修 MC N0 SP M000 LD X22 轿内指令： X22-X25 OR M12 LDI M500 ORI M10 ANB OUT M12 LD X23 OR M13 LDI M501 ORI M10 ANB OUT M13 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 36 LD X24 OR M14 LDI M502 ORI M10 ANB OUT M14 LD X25 OR M15 LDI M503 ORI M10 ANB OUT M15 LD X11 外呼按钮： X11-X16 OR M21 LDI M500 ORI M10 ANB OUT M21 LDI M501 ORI M10 ORI M32 LD X12 OR M22 ANB OUT M22 LDI M501 ORI M10 ORI M31 LD X13 OR M23 ANB OUT M23 LDI M502 ORI M10 ORI M32 LD X14 OR M24 ANB OUT M24 LDI M502 ORI M10 ORI M31 LD X15 OR M25 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 37 ANB OUT M25 LD X16 OR M26 LDI M503 ORI M10 ANB OUT M26 MCR N0 LD M13 OR M14 OR M15 AND M500 LD M14 OR M15 AND M501 ORB LD M15 AND M502 ORB OR M31 AND X00 AND X02 SET Y0 上行输出 RST Y1 LD M14 OR M13 OR M12 AND M503 LD M13