电梯曳引系统设计-毕业设计

济南大学泉城学院毕业设计题目电梯曳引系统设计学院工学院专业机械设计制造及自动化班级机设专升本学生张福清学号指导教师王兰花二O一六年五月二十日济南大学泉城学院毕业设计济南大学泉城学院毕业设计--式中载荷系数;=1.25Px式中载荷系数;=1.25Px1.06x1.1x1.03=2.0一齿数比;32=1.522一区域系数，可由文献［16］中图一区域系数，可由文献［16］中图10.30查得，2.25;MP/mm2MP/mm2内齿圈厚度取为一弹性影响系数，可由文献［16］中表10.6查得，将各数值代入公式(3.23)得2.0x2513.1.5+1c-1x2.25x16x5.63x1.5601.5所以o＜［o］，齿面接触疲劳强度满足要求。综上所算，齿轮设计合理，满足要求。(6)齿轮的结构设计太阳轮均采用齿轮轴；行星轮做成中空齿轮，用滚动轴承支承;25mm,与箱体通过过盈配合连接。(1)输入轴的设计与计算由于输入轴的输入端与电动机的输出轴通过联轴器联结，所以输入轴的输入端直径要与电动机轴伸直径相同或相近，电动机轴伸直径为55mm。又太阳轮1的直径=5.63mm，较小。因此，输入轴做成空心齿轮轴，材料为20CrMnTi。1①求输入轴上的功率打、转速)、转矩T1由于电动机与减速箱之间联轴器的效率n=0.2所以P=Pn=5.6x0.2=5.5551n=n=2rmin1~P5.555T=55000J=550000x=5351.6mm1n25②按扭转强度初步估算轴的最小外径

式中一按许用扭转切应力T定的系数，查机械设计手册，取二10P一空心轴内径式中一按许用扭转切应力T定的系数，查机械设计手册，取二10P一空心轴内径d'与外径d之比，d'l，取P二dx5.555二125x由于输入端直径受联轴器的限制，所以输入端直径显然比较大，不是最小直径。则最小直径只能是直径d『山（图3.5）。为了使轴结构紧凑，轴直径过渡不易太大，取d二3，即d二3。-in③输入轴结构设计a、拟定装配方案图输入轴的结构与装配b、图输入轴的结构与装配b、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度按电动机轴伸直径及电动机转速选用联轴器。查机械设计手册，选用LMZ8-I-315型分体式制动轮梅花形弹性联轴器，取联轴器与电动机轴配合的毂孔直径根据输入轴的工作情况，选用如图3-4所示的装配方案。d=55mm，联轴器与输入轴配合的毂孔直径d=45mm，故d=45mm。12w-IX为了满足半联轴器的轴向定位要求，wX段左端需制出一轴肩，故取d=50mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为55mm。半联轴器与皿-w轴配合的毂孔长度L=52mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面1上，故wX段的长度应比L略短一些，现取L=50mm。1w-X皿w段处轴承端盖的总宽度取为15mm,半联轴器与减速箱的间距取为20,轴承端盖与轴肩皿的距离取为3mm,则L=15+20+3mm=48mm。皿-w查手册选取^w段处圆螺母为M56X2,圆螺母厚度为12mm,退刀槽宽度取为3mm,深度取为3mm。则可取L=16mm。v-卯选择滚动轴承。因为齿轮是斜齿轮而且正反转，所以轴承同时受轴向力和径向力，故选择成对安装的角接触球轴承(背对背排列)。查手册选取7212B/DB型角接触球轴承，其基本尺寸为dxDxB=60mm义110mm义22mm。为了保证圆螺母能压在轴承上，故IVV段轴的长度要比两轴承宽度2B小一些，现取L=42mm。w-VIIIIV段轴环的直径取为d=69mmd=69mm,长度取L=12mm。III-WIIITVI-WIII段轴直径d=30mm,根据行星架的尺寸，取L=30mm。ii-mii-mIII段，前面已确定齿轮的宽度为46mm,分度圆直径为45.63mm。c、轴上零件的周向定位半联轴器与输入轴轴通过平键连接。根据d=45mm查手册，选用平键w-X7xxL=14mmx9mmx40mm。半联轴器与输入轴的配合公差为一。滚动轴承m67与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，配合公差为—7。m6d、输入轴的载荷分析经分析，输入轴主要受扭矩，弯矩可以忽略不计。因为前面轴最小直径的估算就是按扭转强度进行计算的，而且选取的直径比最小直径大得多，所以输入轴以及其上装配的轴承、键的强度必然满足要求，无须校核。(2)输出轴的设计与计算由于输出轴与曳引轮连接，载荷比较大，所以应选用较好的材料作为输出轴，现选用轴的材料为40Cr。①求输出轴上的功率P2、转速n2、转矩T2取高速级和低速级行星轮系（包括轴承效率）的传动效率均为n=0.9；齿轮联轴器的传动效率为n=0.99,则p=p・n•n2・n=5.6x0.992x0.92x0.99=5.15TOC\o"1-5"\h\z2xcn=n/i'=925/21.99/mn=42.06/mn2一P5.15T=9550000—=9550000x=11501.mm2n42.062②按扭转强度初步估算轴的最小外径查手册，取A0=105,则=A=105x3'5il5=52.22mmmn03n342.0622输出轴的最小直径是与行星架相连的直径（图3.5）。由于此处有键槽，所WZ以轴径应增大5%、%现增大6%,则=52.22xG+6%）mm=55.35mmmn现取=56mm。W-V③输出轴结构设计a、拟定装配方案根据减速器的结构，选用如图3.5所示的装配方案。b、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据=56mm和齿轮4、5的中心距@=58,以及行星架的壁厚要求和受力W-V2情况，选取行星架上的轴承为单列圆锥滚子轴承33115,其尺寸为xxT=mmx125mmx3mm,行星架的两侧板壁厚为工0.25〜0.3a,2故取行星架的壁厚为16mm；轴右端是一限位垫，其螺纹为M5；取行星架与端盖的间距为8mm,轴承与端盖内侧间距为2mm；为防止输出轴与太阳轮4的干涉，W-V段的长度应比行星架左轴孔略短些，故取=61mm。III-W为了满足行星架的轴向定位，W-V轴段左端需制出一轴肩，取=80mm；若轴承端盖的总宽度为20mm,曳引轮与端盖的间距为10mm,则=30mm。[II-N为满足曳引轮在输出轴上的定位，II-III轴段右端需制出一轴肩，故取d=6mm;根据曳引轮的宽度90mm,取=mm。ii-Iii-m查手册，I-I轴段上的轴承选用单列圆锥滚子轴承33213,其尺寸为dxx=6mmx120mmxmm，故取d=6mm;取轴承与曳引轮间的定位i-i套筒长度为20mm（由间隙与密封宽度确定），则套筒长度为20mm（由间隙与密封宽度确定），则=61mm。i-ii105.;图输出轴的结构与装配C、轴上零件的周向定位曳引轮、行星架与输出轴均采用平键连接。查手册，选取与曳引轮连接的平键为xx=20mmx12mmx0m,与行星架连接的平键为xx=16mmx10mmx0m,配合公差均为—；圆锥滚子轴承与轴的周向定6位是由过渡配合来保证的，配合公差为—Od、输出轴的上的载荷根据输出轴的结构图做计算简图，如图3.6所示。

图3.6输出轴的计算简图查手册得，轴承33213的支点位置a=2.，故=7.m支承点21的位置约为IV—V轴段的中间，故L=1.。所以作为简支梁的轴的支承乙跨距为+=7.+1.=1。根据轴的计算简图做出轴的垂直、12水平方向的弯矩图，如图3.7a、b所示；以及总弯矩和扭矩图，如图3.7c、d所示。

从轴的结构图和弯矩、扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现计算截面B的弯矩和扭矩。垂直面内:F—F+FV3V1V2FV3水平面内:其中，F、F向的力。FV1—F2V1—F2V1—F2H1—F2H1分别为载有125%额定载重的轿厢和对重在垂直方向、V1H1根据曳引轮的包角a=135+x125%+1水平方。可得:=21FH1将FV1、FH1的值代入以上两个方程组得15F=12V3FH3=FxVBV3=125.5112=FxHBH35=25所以，截面B的总弯矩为=M2+2%VBHB截面B的扭矩为=弋51122+25521e、==1151III2按弯扭合成应力校核输出轴的强度轴的弯扭合成强度条件为+(a)—1」式中o一轴的计算应力，轴所受的弯矩，轴所受的扭矩，a一折合系数，当扭转应力为静应力时，取a“03;当扭转应力为脉动循环应力时，取a“06当扭转应力为对称循环应力时，取a=1；轴的抗弯截面系数，3；[o]一对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。—1分析可知，轴扭转应力为对称循环应力，故a=1。对于截面B的抗弯截面系数为式中一截面处轴的直径，式中一截面处轴的直径，一键的宽度，此处安装键的轴槽深，此处安装键的轴槽深，此处43430Xx(434对于材料为40Cr的轴，许用弯曲应力为[o]=—1轴的计算应力为o=841+1101，故安全。—1」(3)行星轮轴的设计与计算[18]①低速级行星轮轴的设计与计算经分析，相对运动中行星轮轴可以看做是具有跨距为的双支点梁，轮轴上扭矩可以忽略不计，故只受弯矩。每个行星轮轴承受的载荷为:4a式中4a式中一行星架上的转矩，与输出轴的转矩相同;a—太阳轮与行星轮的中心距。21175017.8N4x1175017.8N4x58=504.N取行星轮与行星架之间的间隙为A=2m则跨距长度为+2A=52+2x25行星轮轴与行星轮通过一对圆柱滚子轴承连接，故可以认为行星轮轴是沿着整个跨距承受均布载荷=，如图3.8整个跨距承受均布载荷=，如图3.8所示。很显然，在跨距的中间所受的弯矩最大，故此截面为危险截面。弯矩为M=—M=—•——22.一•—=二5…5=35452.按弯曲强度计算轴的最小直径选取行星轮轴的材料为40Cr,查手册得[o按弯曲强度计算轴的最小直径选取行星轮轴的材料为40Cr,查手册得[o-]=70MPa。则10x35452.1灯°=17.270根据计算的最小直径和行星轮5的直径5=4.21,查手册，选取圆柱滚子轴承NUP204E，其尺寸为xx=20x47x14,故取行星轮轴直径为

=20由于行星架两侧的壁厚=16，则行星轮轴的长度为=2+=m行星轮轴与行星架采用一6的间隙配合，并用螺纹圆柱销M4X12定位；行星轮轴与轴承的配合为一6。②高速级行星轮轴的设计与计算高速级行星轮轴结构与计算过程与低速级相同。每个行星轮轴承受的载荷为其中o0o0".""0000——60920—:23102N.TOC\o"1-5"\h\z'240i,,231027“0小故N1626N36跨距长为二+2△=4+2x2=22危险截面（跨距中间）的弯矩为所以，按弯曲强度计算轴的最小直径为根据计算的最小直径和行星轮2的直径2=663,查手册，也选取圆柱滚子轴承NUP204E子轴承NUP204E,故取行星轮轴直径为二20,行星轮轴的长度为=2+二4。行星轮轴与行星架、轴承的配合与低速级相同。

3.3.4行星架的设计行星架是行星齿轮传动的主要构件，其结构的设计和制造对各个行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力、噪声和振动等有很大影响。行星架（合格）具有外廓尺寸小、质量小、强度和刚度好、动平衡性好、能保证行星轮间的载荷分布均匀等优点。这里我们采用转臂式行星架［19］。行星架的基本分类见表3.3：表行星架分类分类优点双侧板整体式结构刚性比较好，毛坯可采用铸造和焊接得到，加工量小，常用于传动比较大（i>4）。双侧板分开式主要用于传动比较小而行星轮轴承需安装在转架上及高速行星传动的场合中，结构复杂，刚性差。单侧板式结构简单，轴向尺寸较小，因行星轮呈悬臂状态，受力情况不好，刚性差。由上表得出，双侧板整体式刚性比其他两种较好，并且NGW型行星轮系的传动比大于4,所以我们选择双侧板整体式行星架，材料选用45号钢。（1）低速级行星架的设计①低速级行星架的结构设计低速级行星架的结构与装配，如图3-9所示。根据太阳轮4的分度圆直径d=51.79mm，和模数m=2mm，选取行星架右端直径为d=60mm；查手册，右端4y轴承选用单列圆锥滚子轴承32016,其尺寸为dxx=mmx125mmx29mm。其他尺寸参考（3.3.2轴的设计与计算）。图低速级行星架的结构与装配

a、②低速级行星架的制造精度行星架上各行星齿轮轴孔与行星架轴线的中心极限偏差。可按下式计算，低a、速级的啮合中心距@=8,则2w班aw班a100083L810000.0310mb、各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差8按下式计算18181=(34W00=G)^—8=(002280031000NNAc、行星架的偏心误差约为孔距相对偏差8的1/2,即1(2)高速级行星架的设计①高速级行星架的结构设计与尺寸。如图3-10(2)高速级行星架的设计①高速级行星架的结构设计与尺寸。如图3-10所示。图高速级行星架结构a、②高速级行星架的制造精度a、行星架上各行星齿轮轴孔与行星架轴线的中心极限偏差屋低速级的啮合中，则心距2，则1b、各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差818=(3"=(3.)一=(.,33)111取8=3l。1c、行星架的偏心误差图3.11图3.11齿轮联轴器（均载机构）3.3.6箱体的设计根据电梯曳引系统的安装特性，选用卧式不剖分机体。其特点是结构简单、紧凑，能有效地吸收振动和噪声，还具有良好的耐腐蚀性。铸造机体选用灰铸铁，机体应尽量避免壁厚突变，设法减少壁厚差以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷。箱体各部相关尺寸参数如表3.4所示：表3.4箱体尺寸名称符合尺寸壁厚6加强筋厚度6加强筋斜度6°机体端盖螺栓地脚螺栓机体内壁直径机体底座凸缘厚度地脚螺栓孔位置3.4制动器的选择（1）制动器的作用及特点一台电梯必须设有制动系统，它是不可缺少的非常重要的安全保险装置。主要有以下作用和特点：①应在电梯的动力或控制电路的电源被切断时，自动进入夹紧状态（俗称抱闸），使运动轿厢停止，直到工作时才松闸。②当制动器被操作抱闸后，即便轿厢装有125%额定负载以额定速度向下运行时，其制动力矩也能使曳引机停止转动，并保证轿厢的速度不超过安全钳动作或轿厢撞击缓冲器所产生的减速度。③在平层抱闸状态下，当轿厢内载有至150%的额定载荷时，仍能维持夹紧状态，保证曳引传动系统静止，不使轿厢滑移。、④所有参与向制动轮施加制动力的制动器机械部件应分两组装设。如果一组部件不起作用，则应仍有足够的制动力作用于制动轮上。（2）制动力矩的确定制动力矩的计算方法如下：M=5（.m）（）n式中一安全系数，交流异步电动机电梯通常取1.5；一电动机功率（kW）；n—电动机转速（r/min）。则M=1.5x——匹.6=.5.m5（3）制动器的选择根据制动力矩和带制动轮的联轴器的尺寸，查机械设计手册，选用MWZ315—630型电磁块式制动器。结论本论文是在前人对曳引系统的研究基础上，提出行星减速曳引系统的设计。根据电梯的工作情况和曳引系统各部件的工作原理、构造，来设计计算各部件。机械部分主要是设计曳引机，包括对对曳引机电动机的选择，曳引轮、轴承、减速器、制动器的设计，其中轴的设计最为复杂，占的篇幅也最多。并对曳引机做了非常充分的研究和设计，对各个结构部件的选材和设计做了仔细的计算和查阅资料。查阅资料电动机选用型号为YTD-200M的电动机，因为曳引轮容易磨损，故材料选用QT60-2球墨铸铁（硬度、耐磨性能良好），曳引机的安放位置非常重要，安放位置不对会对整个曳引系统有很大的影响，本文对曳引机的安放位置和钢丝绳的缠绕方式都做了很好的分析，钢丝绳选用公称直径为10mm、1570等级的单强度钢丝绳。轴是最易损坏的构件，从弯矩、扭矩等因素考虑选用45Cr。箱体选用卧式不剖分机体（结构简单、紧凑降噪和耐腐蚀性好）。通过查阅手册制动器选用型号为MW2315-630的制动器。通过对减速器的传动重合度和体积优化的分析研究，采用斜齿行星减速器。设计计算过程综合考虑了曳引系统的整体运行情况，所以设计出来的曳引系统各部分协调性都比较好，工作安全可靠。对于目前电梯技术的不断发展，以及人类追求节能、环保、小巧的趋势，行星齿轮曳引系统将有不可估量的发展前景。参考文献[1]庞承强，黄艳梅.电梯标准化发展现状J].中国标准化.2014(5):106-107[2]刘贞.GETM12P60永磁同步曳引机的机械性能分析[C].沈阳工业大学.2009.12:11-12[3]罗丹，黄宁.双曲柄连杆少齿差行星减速器在起重机械和电梯的应用J].起重运输机械,2008(4):7-10[4]杨奇俊.行星齿轮曳引机的设计制造仃].中国电梯.2003,14(3):28-29[5]徐卫玉,朱元晨.电梯节能与再生能量的利用J].装备机械.2011(1):13-18[6]张涵，官德娟.行星齿轮减速器多目标优化设计研究仃].电子机械工程.2006,22(1):1-4[7]许诺，陈鹏.电梯历史回眸与发展展望J].工程建设与设计.2004(1):21-22[8]尹纪财.中高速电梯曳引系统振动问题的研究中].苏州大学.2011.4:13-14[9]文涛.电梯系统紧急制动时曳引力的分析和计算J].自动化应用.2014(5):26-28[10]刘敏.电梯曳引机测试系统设计J].中国科技纵横.2014(12):99-99[11]许家群.电梯曳引驱动系统的现状及发展前景J].微特电机.2002,30(3):45-49[12]KYChen，MSHuang，RFFung.Dynamicmodellingandinput-energycomparisonfortheelevatorsystem.AppliedMathema