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毕业设计毕业设计（ （论论文）文） 题题 目目: 电梯控制电路系统设计电梯控制电路系统设计 专专 业业: 计算机应用技术计算机应用技术 班班 级级: 1 班 学学 号号: 101 姓姓 名名: 指导老师指导老师: 芜湖职业技术学院 二一一年十月 1 论 文 摘 要 电梯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 2 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. key words: elevator tractor;elevator;the tractor lord spreads to move the organization 3 目 录 论论 文文 摘摘 要要1 abstract2 目目 录录3 第章第章 设计总体方案设计总体方案5 1.1 设计的思路5 1.2 设计方案的确定.6 1.3 箱体结构设计的讨论.6 1.4 箱体尺寸的确定.7 1.5 箱体设计的对称性.9 1.6 轴承的选用.11 1.7 联轴器的选用.13 1.8 制动机构的设计与计算.14 1.9 曳引轮的设计与计算.16 第第 2 章章 绪论绪论18 2.1 引言18 2.2 电梯（垂直梯）简介18 2.2.1电梯的组成18 2.2.2电梯的（垂直梯）分类18 2.3 曳引机的主要技术指标.19 2.3.1要确保电梯承载能力及曳引机的强度19 2.3.2具有较高的传动效率19 2.3.3具有较高的体积载荷19 2.3.4应满足电梯所需的运动特性20 2.3.5应具有较低的振动和噪声20 2.3.6应具有合理的结构20 2.3.7具有灵活可靠的制动系统20 第章第章 电梯的驱动功率计算电梯的驱动功率计算21 3.1 曳引比与曳引力.21 3.1.1曳引比和机械效益21 3.1.2电梯的曳引传动形式21 3.1.3作用在曳引轮上的静力22 3.1.4曳引轮两侧静拉力计算23 3.2 曳引轮上的静转矩.24 3.2.1静摩擦转矩24 3.2.2 f和q的讨论.24 3.2.3曳引轮承受的静转矩变化25 3.2.4设计载荷25 第第 4 章章 曳引机主传动机构的设计与计算曳引机主传动机构的设计与计算28 4.1 普通圆柱蜗杆副几何参数搭配方案.28 4 4.2 几何计算中注明的几个问题.30 4.2.1齿形的改进30 4.2.2圆柱蜗杆传动的强度计算31 4.2.3共轭蜗轮传动的受力分析31 4.3 圆柱蜗杆传动承载能力计算.32 第第 5 章章 控制系统设计控制系统设计36 5.1 自动开关门的控制线路.36 5.2 轿厢指令和层站召唤线路.36 5.3 电梯的定向、选层线路.37 5.4 将 pc 机应用在电梯控制中38 结结 论论39 致致 谢谢40 参参 考考 文文 献献41 5 第章 设计总体方案 1.1 设计的思路 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0.4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。 2.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. 曳引机减速器的中心距 ：160mm 4. 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。 5.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： 电动机联轴器制动机构减速器曳引轮 电动机联轴器减速器制动机构曳引轮 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。 6.关于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 6 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。 7.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、调压调带、调频调带、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 1）传动比 i12 经综合考虑选用 i12=36 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，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 3）曳引比的应用 经验所得：客梯 i/12=1（当 v1m/s 时） 1.2 设计方案的确定 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。 1.3 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， 7 紧凑、实用、美观、大方；箱体各部尺寸要尽量成比例。 1.4 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） 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。 1箱体肋的设置 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 8 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 2 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 jb13070 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 jb13070 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/iq445086。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。 9 e)吊沟、吊环为起重用的挂钩可参考有关标准。 3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。 1.5 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。 1 曳引机轴的结构设计 2轴的计算步骤 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。 t=t/wt=(9.55*106p/n)/0.2d3t d=a=25.95 3 6 2 . 0 10*55 . 9 n p t 3 n p 曳引机一般用 45 号钢，t=3040mpa，a=118106。当弯矩相对转矩 很小时，t取大值，a 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%。 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；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 其余 10 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。 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= 22 hv mm 作出转矩图 t=9.55*106p/n=1.4*1054 按照强度第三理论求出当量弯矩图和弯矩大小，以此求得轴承受的应力按 强度准则进行校核计算。计算准则是 be-1b me= 22 )( tm be= -1b b w tm 22 )( 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: px/=97400n/nfd=34.34 (kgf) 在蜗轮上的周向力: py/=137.36 (kgf) ) cos ( oa x tg p 润滑良好时，f 取 0.040.05 在蜗杆轴上的支承反力 a=376 b=760 a/=344 b/=96 rax=34.34*760/1136=234 ba bpx rbx=11 ba apx raz=1660.65 )(2 ba dp ba bp y z rbz=20.46 )(2 ba dp ba bp y x 在蜗轮轴上的支承反力 ray/=7.49 ba pxb rby/=107.39 ba pya raz/=497.45 ) (2 ba dp ba pb y z rbz/=1932.36 ) (2 ba dp ba pa xz 在蜗轮上的径向力 pz/=py/tg0a=2486 蜗杆的轴向齿形角一般为 0a=20 11 n蜗杆的额定功率 nf蜗杆的计算转速 d蜗杆的节圆直径 mn蜗杆上的扭矩 mn/蜗轮上的扭矩 摩擦角 tg=f 为摩擦系数 蜗杆的导程角 轴在互相垂直的力 px、py 作用下，在轴的支承上产生互相垂直的反力 rx、ry。 q(x)=ra (025m/s）、超高速电梯（v5m/s）。 按操作控制方式分类有：手柄开关操作电梯、控钮控制电梯、信号控制电 梯、集称选控制电梯、并联控制电梯、群控电梯。 按有无司机分类有：有司机电梯、无司机电梯、有/无司机电梯。 特殊电梯有：斜行电梯、立体停车场电梯、建筑施工电梯。 2.3 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： 2.3.1 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。 2.3.2 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 20 率有效利用的程度，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。 2.3.3 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。 2.3.4 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。 2.3.5 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。 2.3.6 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。 2.3.7 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。 21 第章 电梯的驱动功率计算 3.1 曳引比与曳引力 3.1.1 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 i/12 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 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 i/12=1 定滑轮机构速度不变、力不变。 3.1.2 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 i/12=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 22 劳寿命减少。 曳引比为 2 的曳引传动 i/12=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。 i/12=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、具有补偿绳的曳引传动。 综合分析之后，决定选择第一个方案，曳引比 i/12 =1，机械效益 a=1。 3.1.3 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， 在曳引机的驱动下，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）； 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（n）； 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； i/12-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）。 23 3.1.4 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 i/121,a1。则可用下式求得 q 值。 q=（q1+q2）/a+r1=（q1+q2）/ i/12+r1 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 式中，i/12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 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）/ i/12+ f2(h2) 考虑到上文所述相应问题最后得 f=2 q2/ i/12+ f2(h2) q 值与 g 值差 由式可知 g1=q-f=（q1+q2- q1- q2）/ i/12+(r1+r2) =(1-) q2/ i/12+(r1+r2) 24 实际计算时可采用简化式 g1=0.55 q2/ i/12+(r1+r2) q 值与 f 值之和 由式可知 p=q-f=（q1+q2+ q1+q2）/ i/12+(r1+r2) =2 q1+（1+）q2/ i/12+(r1+r2) 实际计算时可采用简化式 p=4.55 q2/ i/12+(r1+r2) 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 3.2 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（nm）， 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 t/20=dg1/（2*1000） =1/2*d*0.55q2 / i/12+(r1+r2)*1/1000 电动机受的静转矩为 t10= t20/ i12 3.2.1 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 t/10（nm），其值 可由下式计算： t/ 10=fpr/1000 式中 r 为轴半径（mm） t/20方向与 v 方向相反，电动机受的摩擦转矩为 t/10= t/20/ i12 电动机轴上承受的总静转矩为： t/10=t10-t/20 或 t0=t10+t/0 3.2.2 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。 3.2.3 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： 满载上行 t20与 t/20方向一致要相加 满载下行 t20与 t/20方向相反要相减 空载上行 t20与 t/20方向一致要相减 空载下行 t20与 t/20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少。由于 p 力的作用，设计轴承则是一个重要问题了。 3.2.4 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。 26 1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 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) 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) 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) 整理后得 g=q-f=q2（1-）+2q+q2（1+）a/g b)中间匀速正常工作阶段承受的曳引力 27 因为是匀速运动，所以有： q=q1+q2 f=q2+q2 g1=g2（1-）1 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。 3.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 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=100-3.2i12=100-3.236=80.8 /2效率比常数,/2=100-3.6i12=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 28 第 4 章 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 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 模数（m/mm）： 4 轴向齿距(px/mm)：12.566 分度圆直径（d1/mm）：40 齿数 z1：2 直径系数 q：10.000 齿顶圆直径 da1/mm：48 齿根圆直径 df1/mm：30.4 分度圆柱导程角 1：214805 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/i211/2=n1/n2= z2/ z1=r/2/r/1cot1=r/2/p=2r/2/mz1=d2/mz1=361 齿数比 u u= z2/ z1=361(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 29 蜗杆法向模数 mn/mm mn= mxcos1=3.71 蜗杆直径系数 q q=d1/mx=40/4=10 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/d/1) 轴向齿形角 x() tanx=tann/cos1 =0.37 法向齿形角 n() tann= tanx cos1= 0.36 n=0=20 din 标准规定 =1520 n=22.51df1 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() tanm1=mz1/dm=4*2/39.2=0.20 平均圆柱上法向齿形角 nm() cosnmcosm1= cos1cosn =cos11.31*cos20=0.92 蜗杆固定弦齿厚 s/n1/mm s/n1=mcos2ndnmcosm/2=3.14*4*cos220 *39.2*cos11.31/2=213.16 蜗杆固定弦齿高 h/n1/mm h/n1=(h1-s/n1tannm)/2 蜗轮分度圆直径 d2/mm d2=d/2=mz2=288 蜗轮喉圆直径 da2/mm da2=d2+2ha2=288+2*48=384 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=384+4=388 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 b/2 /mm b/2=2mq+1= 26.53 b/2=d1tan(/2)=12.70 齿宽角 () =(b/2180/d1)或 =arcsin(b/2/(da1-0.5m)=35.221 31 4.2 几何计算中注明的几个问题 4.2.1 齿形的改进 齿形圆柱蜗杆啮合特性及改善啮合条件的几何参数选择原则，现有标准齿 廓尚需改进。齿开参数为：模数 m 为标准值，顶隙系数 c*=0.2、齿顶高系数 ha*=0.81(大模数取小值)、齿形角 n=220.5、齿厚 sx1=0.45mx、齿槽宽 ex=0.55mx、顶圆角半径 rg=0.38mn。2。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 不发生根切的最小变位系数 xmin=(ha*+c*)z2sin2x/2=(1+0.2)*72*0.12/2=5.18 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- 式中 p2、p1分别为输入和输出功率： p2*传动中的损耗系数，45,所以选择的h0=340 对于曳引机可不计蜗杆传动的弯曲强度。 5功率与转矩的计算 输入功率/kw：p1=t1n1/9.55*106=19.86，输出功率 /kw：p2=p1=19.86*0.54=10.72 效率 =0.98tan1/tan(+/)=0.98tan11.31/tan(11.31+400)=0.72 转矩 t1=9.55*106p1/n1=9.55*106*19.86/1500=126442 t2=t1i12=126442*36*0.72= 3277376.646 6圆柱蜗杆、蜗轮、蜗轮轴的材料 a)蜗杆材料采用灰铸铁 b)蜗轮材料采用 zcual10fe3 c)蜗轮轴材料采用 45 号钢或用力学性能相当的其他材料。锻造毛坯，调质 处理 217255hbs 7轴系零件的配合精度 a)与轴承配合的轴肩端面圆跳动： 轴径 d/mm：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 35 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 ra1.6m。 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 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 jn0.030.09mm,蜗轮齿厚 公差和齿厚减薄量应进行精确计算获得。 36 第 5 章 控制系统设计 5.1 自动开关门的控制线路 当开门继电器 kac吸合后，直流 110v 电源正极经熔断器 fu 首先供给直流 伺服电机的励磁绕组 wm，同时经可调电阻 rmkac的 1、2 接点，电机的电枢绕 组kac的 3、4 接点至电源的负极。另一方面，电源还经开门继电器 ka0的常 闭接点和 rc 电阻进行电枢分流。 当门开关至约门宽的 2/3 时，sc1限位开关动作，使 rc 电阻被短接一部分， 使京戏经此部分的电流增大，则总电流增加，从而使 rm 电阻上的压降增大，亦 即使电机电枢电压降低，导致电机转速下降，关门速度减慢，当门继续关闭至 尚有 100150mm 时，开关 sc2动作，又短接了 rc电阻的很大一部分，关门速度 再降低，直至门完全关闭，kac 失电复位，关门过程结束。 37 5.2 轿厢指令和层站召唤线路 对带有选层器的电梯，其轿内指令信号可由选层器触点来消除。 集选控制的线路如图所示。其中 1sbu3sbu为上呼按钮，2sbd4sbd为下 呼按钮，如此类推。 按电梯集选控制原则，电梯上行时响应层站的上呼信号，下行时响应下呼 叫信号。在上行时应保留层站的下呼信号，在下行时应保留层站的上呼信号。 在有司机操作时，如果司机不想在某一层停留，可按下操纵箱上的“直驶” 按钮，使直驶继电器 kamd吸合，刚电梯在该层不停留，而该层站的召唤信号继 续保持。 5.3 电梯的定向、选层线路 如果所示的是一种集选控制的定向、选层线路，它具有“有/无司机”选择 操作功能，通常由轿内操纵箱上的转换开关或钥匙开关选择。无司机状态时， kan吸合，