升降电梯驱动系统设计及控制电路设计

中国矿业大学

毕业设计（论文）任务书

函授站（点） ***** 专业年级 机自056-2 学生姓名 王鹏蛟

任务下达日期：2012年 6 月 5 日

设计（论文）日期：2012年 6 月 5 日至2012年12 月5 日

设计（论文）题目： 升降电梯驱动系统设计及控制电路设计

设计（论文）专题题目：

设计（论文）主要内容和要求：

1.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。

2.本设计的主要要求是：曳引机安全、稳定、安静、耐用、经济实惠。

3.本设计的主要内容是：（1）电梯的驱动功率计算；（2）曳引机主传动机构的设计与计算；（3）曳引机的设计；（4）设计说明书;（5）CAD绘图；（6）电路控制设计

4.本设计的原始参数是：

（1）曳引比i’12 =1，机械效益A=1； （2）z1=2,z2=25-90,i12=-20-63 ,q=10-20: （3）楼层为7层，限16人。

（4）电梯曳引机结构装配图1张；阶梯轴零件图1张；联轴器零件图1张；套筒零件图1张；端盖零件图1张；电路图3张；系统原理图2张。

指导教师签字：

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中国矿业大学

毕业设计(论文)指导教师评阅任务书

指导教师评语（①基础理论及基本技能的掌握；②独立解决实际问题的能力；③研究内

容的理论依据和技术方法；④取得的主要成果及创新点；⑤工作态度及工作量；⑥总体评价及建议成绩；⑦存在问题；⑧是否同意答辩等）：

建议成绩：

指导教师签字：

年 2

月 日

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毕业设计(论文)答辩及综合成绩

函授站点(点) ***** 专业年级 机自056-2 学生姓名 王鹏蛟

说明书页 30 图纸 10 张 其它材料 答 辩 情 况 回 答 问 题 提 出 问 题 答辩委员会评语及建议成绩： 答辩委员会主任签字： 年 月 日 正 确 基本 正确 有一般性错误 有原则性错误 没有 回答

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摘 要

随着科学技术和社会经济的发展，高层建筑已成为现代城市的标志。电梯作为垂直运输工具，承担若干大量的人流和物流的运输，其作用在建筑物中只管重要。电梯的使用领域越来越广，电梯已成为现在物质文明的一个标志。

电梯曳引机是电梯的电力驱动系统的主要组成部件，其设计质量和强度将直接影响电梯的使用寿命和运行的可靠性。本课题对电梯曳引机的主传动系统进行了设计计算；设计内容包括整体方案的确定，各工作部件的选型，以及主要零件的计算校核。

控制系统是电梯安全、快捷运行的一个重要保证，课题以五层单控电梯为对象，利用三菱的FX2n可编程控制器为核心控制单元，在分析电梯工作流程特点的基础上，设计了硬件连接线路，并编制了相关的功能梯形图。

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；PLC；电梯控制

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ABSTRACT

Along with the science and technology and the development of social economy, modern city high-rise building has become the symbol. A vertical transport elevator for several large crowds and logistics transport, its role in building in vital.the use of elevator, elevator has become more and more wide now a sign of material civilization.

Elevator tractors are elevator electric drive system of main component, the design quality and intensity will directly influence the use of elevator and the operation reliability of life. This elevator tractors for the main transmission system for the design and calculation, Design includes the whole design, selection of the working parts of the main parts, and calculated.

Control system is an elevator safety, quick run, subject to an important guarantee for the five layers of single control object, mitsubishi elevator FX2n programmable controller, the control unit, as the core in elevator work process based on the characteristics of the hardware connection, design, and the relevant function ladder diagram.

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; eElevator; The tractor lord spreads to move the organization;

tractive PLC; The elevator control

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目 录

1绪论???????????????????????????????????1 1.1引言????????????????????????????????? 1 1.2电梯（垂直梯）简介?????????????????????????? 1 1.2.1电梯的组成 ?????????????????????????????1 1.2.2电梯的（垂直梯）分类???????????????????????? 1 1.3曳引机的主要技术指标????????????????????????? 2 1.3.1要确保电梯承载能力及曳引机的强度?????????????????? 2 1.3.2具有较高的传动效率????????????????????????? 2 1.3.3具有较高的体积载荷????????????????????????? 2 1.3.4应满足电梯所需的运动特性?????????????????????? 2 1.3.5应具有较低的振动和噪声??????????????????????? 2 1.3.6应具有合理的结构?????????????????????????? 2 1.3.7具有灵活可靠的制动系统??????????????????????? 2 2 电梯的驱动功率计算??????????????????????????? 2 2.1曳引比与曳引力???????????????????????????? 3 2.1.1曳引传动与曳引传动形式??????????????????????? 3 2.1.1.1曳引比和机械效益????????????????????????? 3 2.1.1.2电梯的曳引传动形式???????????????????????? 3 2.1.2作用在曳引轮上的静力???????????????????????? 3 2.1.3曳引轮两侧静拉力计算???????????????????????? 4 2.2.1曳引轮上的静转矩?????????????????????????? 5 2.2.2静摩擦转矩????????????????????????????? 5 2.2.3 F和Q的讨论???????????????????????????? 5 2.2.4静转矩的讨论???????????????????????????? 6 2.2.5曳引轮承受的静转矩变化??????????????????????? 6 2.2.6设计载荷?????????????????????????????? 7

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2.3曳引机驱动转矩的计算????????????????????????? 7 2.4动量定理及曳引力??????????????????????????? 7 2.5输入功率的简易计算方法???????????????????????? 8 3曳引机主传动机构的设计与计算???????????????????????8 3.1 普通圆柱蜗杆副几何参数搭配方案是???????????????????8 3.2几何计算中注明的几个问题??????????????????????? 10 3.2.1齿形的改进????????????????????????????? 10 3.2.2不发生根切的最小变位系数?????????????????????? 11 3.2.3 圆柱蜗杆传动的强度计算?????????????????????? 11 3.2.4共轭蜗轮传动的受力分析???????????????????????11 3.2.5 圆柱蜗杆传动承载能力计算????????????????????? 12 3.2.5.1设计准则?????????????????????????????12 3.2.5.2 校核计算式??????????????????????????? 12 3.2.5.3许用应力[ζ] ???????????????????????????13 3.2.5.4功率与转矩的计算?????????????????????????13 3.2.5.5圆柱蜗杆、蜗轮、蜗轮轴的材料????????????????????13 3.2.5.6轴系零件的配合精度????????????????????????13 4曳引机的设计?????????????????????????????? 14 4.1 曳引机的额定载重量 ????????????????????????? 14 4.2额定速度 ?????????????????????????????? 15 4.3 曳引机减速器的中心距???????????????????????? 15 4.4 交流电动机 ?????????????????????????????15 4.5曳引机的总体设计???????????????????????????17 4.6关于制动机构位置的讨论????????????????????????17 4.6.1 曳引机需要机架，以便在机房内安装。????????????????? 17 4.6.2电动机的选用????????????????????????????17 4.6.3传动比???????????????????????????????17 4.6.4曳引轮???????????????????????????????16

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4.6.5曳引比的应用????????????????????????????16 4.7整体方案讨论?????????????????????????????16 4.8箱体结构设计的讨论??????????????????????????16 4.9箱体尺寸的确定????????????????????????????16 4.10箱体肋的设置????????????????????????????17 4.11 箱体设计应合理处理的几个问题????????????????????17 4.12轴承位置??????????????????????????????18 4.13 箱体设计的对称性??????????????????????????18 4.14 曳引机轴的结构设计?????????????????????????18 4.14.1轴的计算步骤???????????????????????????18 4.15轴承的选用?????????????????????????????21 4.15.1曳引机用轴承一般分两大类?????????????????????21 4.15.2 滚动轴承的寿命计算????????????????????????21 4.16 联轴器的选用????????????????????????????22 4.17制动机构的设计与计算????????????????????????24 4.17.1 制动机构的类型与特点???????????????????????24 4.17.2 制动器的选择与设计????????????????????????24 4.18 曳引轮的设计与计算?????????????????????????25 4.19 曳引轮绳槽形状???????????????????????????25 5控制系统设计??????????????????????????????26 5.1 自动开关门的控制线路???????????????????????? 26 5.2轿厢指令和层站召唤线路??????????????????????? 26 5.3电梯的定向、选层线路???????????????????????? 27 5.4 将PC机应用在电梯控制中???????????????????????28 结束语??????????????????????????????????29 参考文献?????????????????????????????????30

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1 绪论

1.1引言

电梯是机电一体化的典型产品，大力开发电梯产品不公可以供给各行业部门所需的运载设备而且可用带动高新机电技术的发展。

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 ：

电梯主要同曳引系统、导向系统、门系统、轿厢、配重（对重）平衡系统、电力拖动（动力）系统、电力控制系统、安全保护系统等部分组成。

在电梯的各组成部分中，电力拖动，电力控制、曳引机的组合称为动力系统，它是电梯的动力源，亦是控制运行速度、运行状态和改变运行规律的系统；轿厢和导向系统是电梯的执行系统；其他部分统称为电梯的辅助系统。 1.2.2电梯的（垂直梯）分类

垂直电梯是建筑物内垂直（或接近垂直）运输工具的总称。其种类十分繁多，可从不同的角度进行分类，常见的有下列几种：

按用途分类有：乘客电梯（客梯）、客货电梯、货梯（载货电梯）、病床电梯（医梯）、住宅电梯、服务电梯（杂物梯）、船舶电梯、观光电梯和车辆电梯（汽车库）。

按驱动方式分类有：直流电梯、交流电梯、液压电梯、齿轮齿条电梯（已基本淘汰）、直线电动机驱动电梯（有被交流电梯代用的趋势）。

按轿厢运行速度方式分类（暂时规定）有：低速电梯（v<1m/s）、中速电梯（v<1~2m/s）、高速电梯（v>2~5m/s）、超高速电梯（v>5m/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。

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特殊电梯有：斜行电梯、立体停车场电梯、建筑施工电梯。

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

2 电梯的驱动功率计算

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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。r 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α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 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。

2.1.2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）；

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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；

η1--------曳引机中减速器的传动效率； η2--------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）； η2--------曳引轮的转速（r/min）。

2.1.3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i’12≠1,A≠1。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+ψQ2。ψ称对重系数，其值一般为0.4~0.5。所以对重侧的拉力F可由下式计算：

F=（Q1+ψQ2）/A+R2=（Q1+ψQ2）/ i’12+ f2(h2) 考虑到上文所述相应问题最后得

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F=2 Q2/ i’12+ f2(h2)

Q值与G值差 由式可知

G1=Q-F=（Q1+Q2- Q1- ψQ2）/ i’12+(R1+R2)

=(1-ψ) Q2/ i’12+(R1+R2)

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+ψQ2）/ i’12+(R1+R2)

=2 Q1+（1+ψ）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 2.2.1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（N2m），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/ i12η

2.2.2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（N2m），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/ i12η

电动机轴上承受的总静转矩为：

T’10=T10-T’ 10 或T0=T10+T’0 2.2.3 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H<35m时一般可以不计入R2总等于Hnq,显然F值是变化不大的物理量。若不计入R2，或计入R2=Hnq，则F是固定量。

由Q值的计算式可知，Q值在运行过程中不但受R1的影响，而且受层站处乘客上下变化的影响，也就是不计入R1，Q在电梯运行中亦是变量。Q值的变化会影响静转矩和静摩擦转矩大小，影响电梯的工作状态。

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在某下层站，乘客减少到Q2的40%~50%时，即恰好等于ψ时，F=Q，于是G1=0，T20=0，T10=0。当Q2值再减小，乘客量小于ψQ2时，则要产生F>Q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。

2.2.4静转矩的讨论

2.2.5曳引轮承受的静转矩变化

载荷很小时（极限情况是空载），F>Q，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）；Q>F，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ψ=0.4~0.5，这就是说Q值和F值仅相差（0.6~0.5）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ψQ2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ψ=0.4~0.5，可见ψ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。

2.2.6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。

2.3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。

2.4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。

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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=∑Fi[3]

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/s）

对重承受的重力为Q1+ψQ2也是承受的外力。应注意v指向–x方向的负值于是 （Q1+ψQ2）/g(–dv/dt)=F–(Q1+ψQ2)

F=(Q1+ψQ2)–(Q1+ψQ2)a/g=(Q1+ψQ2)(1–a/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+ψQ2)(1+a/g) 整理后得]

G=Q-F=Q2（1-ψ）+[2Q+Q2（1+ψ）a/g 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+ΨQ2

G1=G2（1-ψ）[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+ψQ2)(1+a/g)

所以 G1=(Q1+Q2)(1-a/g)- (Q1+ψQ2)(1+a/g) 最后整理得

G=Q2（1-ψ）-[2Q1+Q2（1+ψ）]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“–”

7

2

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值，可求得F于是可得与式相同的结果。 2.5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；

η=Cη1/η’2=0.52*80.8/78.4=0.54 P=(1-Ψ)Q2v/102η=(1-0.5)*1250*1.75/(102*0.54)=19.86[6]

式中 P——电动机功率（kw）

Ψ——电梯平衡系数，0.45~0.5；

η——电梯机械传动总效率；

η’1——曳引机中减速器的传动效率，对于ZK1、ZI蜗杆传动

η1=100-3.2√i12=100-3.2√36=80.8

η’2——效率比常数,η’2=100-3.6√i12=100-3.6*6=78.4 η——电动机转动总效率

C——效率常数，C=0.5~0.55,一般取0.52 [4]

3 曳引机主传动机构的设计与计算

3.1 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=25~90

i12=-20~63 q=10~20

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（GB10085––88）[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

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分度圆柱导程角γ1：21°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=ω1/ω2=n1/n2= z2/ z1=r’2/r’1cotγ1= =r’2/p=2r’2/mz1=d2/mz1=36>1

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/π=d1/q=4.00 蜗杆法向模数mn/mm mn= mxcosγ1=3.71 蜗杆直径系数q q=d蜗杆分度圆直径d1/mm d导程 pz/mm 导程角γ1(°)

轴向齿形角αx(°) tan法向齿形角αn(°) tan DIN 中心距a/mm a=m(q+z变位系数x x=(a’蜗杆节圆直径d1’ /mm 蜗轮节圆直径d2’ /mm d齿顶高系数ha* h顶隙系数c* c*=0.2cos蜗杆齿厚sx1/mm s s

蜗杆齿顶高ha/mm h蜗杆齿根高hf/mm h蜗杆齿全高h/mm h齿距p/mm p蜗杆齿顶圆直径da1/mm d蜗杆齿根圆直径df1/mm d蜗杆螺旋参数p p=mz蜗杆法向齿厚sn1/mm s

1/mx=40/4=10 1=qmx=10*4=40

πmz1=pz=3.14*4*2=25.12

γ1=arctan(z1/p)= arctan(mz1/d1)= arctan(4*2/40)

= arctan(0.2)=11.31°

γ’=arctan(z1/q+2x)= arctan(mz1/d’1)

αx=tanαn/cosγ

1

=0.37

αn= tanαx cosγ1= 0.36 αn=α0=20° 标准规定 γ=15°~20° αn=22.5°γ1<15°时α0=20

2+2x)/2= (d’1+d’2)/2=164.8 取标准值 -a)/m=a’/m-(q+z2)/2 、x=+0.3~ –1； 选用x=0.2

d1’=d1+2x2m=m(q+2x2)=4*(10+2*0.2)=41.6 2’=d2=288

a*=cosγ1=0.98 取ha*=1 γ1=0.2

x1=p/2=πm/2=6.28加厚蜗轮齿厚时 x1=πm/2–0.2cosγ1=6.28-0.196=6.084 a1=ha*m=1*4=4

f1=ha*m+c*m=(ha*+c*)m=(1+0.2)*4=4.8 1=ha1+hf1=4+4.8=8.8

x=πm=3.14*4=12.56

pn=pxcosγ1=12.56*0.98=12.31 a1=d1+2ha*m=48

f1=d1-2hf1=40-2*4.8=30.4

1/2=d1tanγ1/2=40*0.2/2=4 n1=sx1cosγ1=6.084*0.98=5.72

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法向弦齿厚 s’n1/mm s’n1=sn1(1-sn1sinγ1/6d1)=5.72 法向弦齿厚测齿高h’n/mm h’n=ha*m+sn12sin2γ1/4d1=4.01

蜗杆齿宽b1/mm b1=(12.5+0.1z2)m=(12.5+0.1*72)*4=78.8 b1≈(5~6) πm

蜗杆端面齿形角αt(°) tanαt= tanαn/sinγ1=0.36/sin11.31°=0.07 蜗杆基圆柱上导程角γb1(°) cosγb1==cosαn cosγ1=cos20°*cos11.31=0.98 sinγb1 cosαt= cosαn sinγ1 =cos20°*sin11.31°=0.18

tanγb1=p2/db1π=0.20 蜗杆基圆直径db1/mm db1=d1cosαt=40*0.998=39.90

db1sinγ

b1

222

=z1mncosαn=3.71*2*cos20°=6.97

db1π=pzcotγb1=39.90*3.14=125.29 当αn=20°，若db1>df1

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γ

m1

(°) tanγ

m1

=mz1/dm=4*2/39.2=0.20

m1

平均圆柱上法向齿形角αnm(°) cosαnmcosγ= cosγ1cosα

n

=cos11.31°*cos20°=0.92

蜗杆固定弦齿厚s’n1/mm s’n1= πmcos2αndnmcosγm/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’n1tanαnm)/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+(1~2)m=384+4=388 取整数 蜗轮螺旋角 β2(°) β2=γ1=11.31°

蜗轮齿宽 b2 /mm b2=(0.67~0.7)da1=0.68*48=32.64 蜗轮有效齿宽b’2 /mm b’2=2m√q+1= 26.53

b’2=d1tan(θ/2)=12.70

齿宽角θ(°) θ=(b’2180°/d1π)或θ=arcsin(b’2/(da1-0.5m)=35.22°[1]

3.2几何计算中注明的几个问题

3.2.1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*=0.8~1(大模数取小值)、齿形角αn=22°±0.5°、齿厚sx1=0.45πmx、齿槽宽ex=0.55πmx、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

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αn1=αn2(等效αt2=αx1=20° γ1=γ2(旋向相同) i12=d2/d1tanγ1=36

3.2.2不发生根切的最小变位系数

xmin=(ha*+c*)z2sin2αx/2=(1+0.2)*72*0.12/2=5.18

3.2.3 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。

η=P2/P1=1-P2*/P1=1-Ψ

式中 P2、P1——分别为输入和输出功率： P2*——传动中的损耗系数，Ψ<1； Ψ——耗损系数，Ψ<1； η——传动效率η<1。 蜗杆传动效率包括三部分：

η1——轴承损耗效率，η1=1~0.01=0.99 η2——搅油损耗效率，η2≈0.99； η3——蜗杆副啮合效率。

蜗杆主动时η3=tanγ1/tan(γ1+ρ’)=tan11.31°/tan(11.31°+4°00)=0.73° 蜗杆减速器的总效率为

η=η1η2η3=0.98tanγ1/tan(γ1+ρ’)= 0.98*0.73=0.72[3]

式中 ρ’——蜗杆副的当量摩擦角，ρ’=arctanf’v

f’v——当量摩擦因数。

v(12)=v1/cosγ=πd1n1/(60*1000cosγ)=3.14*40*1500/(60*1000*cos11.31°)=0.76≈1

查普通圆柱蜗杆副的f’v及ρ’的参数表得

由于选用的是灰铸铁，所以v=1.0, f’v=0.070, ρ’=4°00′ 3.2.4共轭蜗轮传动的受力分析

共轭齿面接触点处的法向力Fn和公法线重合，可分解成圆周力Ft、径向力Fr、轴向力Fx。蜗杆为主动件时，Ft1产生的转矩T1与ω1转向相反，径向力Fr1指向轴心，轴向力Fx1的方向可用左右手定则确定。右旋蜗杆用右手定则，反之亦然。掌心面向蜗杆轴、四指指向ω1转向，则拇指指向Fx1方向。因为Σ=90°,所以有：

Fx1=–Ft2

Ft1= –Fx2 Fr1= –Fr2

式中 “—”仅表示两力方向相反。

若不考虑摩擦力的作用，并假定集中力Fn作用在P点，则得

Ft2= –Fx1=2T2/d2= –Ft1tanγ’1 Fr2= –Fγ1=Fnsinαn≈F12 tanαt

Fx2= –Fr1= –2T1/d’1 =Fncosαnsinα’1

11

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法向力

Fn=Ft1/cosαncosα’1=Fx1/ cosαncosα’1=2T2/ cosαncosα’1 式中 T2=T1i12η=9.55*106P2/n2=9.55*106P1i12η/n2

润滑条件较差的蜗杆副，在受力分析时要计入摩擦力。摩擦力Ff21的方向与v方向相反，作用在圆柱体的切平面内，所以没有向心分力、仅有圆周和轴向分力。摩擦力的方向可由v(12)在周向和轴向的分速度方向确定，于是：

Ft2= –Fx1=2T2/d2=Fn(cosαncosα’1–f’vsinγ’1)

Fx2= –Ft1=2T2/d’2=Fn(cosαnsinγ’1+f’vcosγ’1) Fr2= –Fr2=Fnsinαn≈Ft2tanαt1 式中 f’v—— 共轭齿面的当量摩擦因数 3.2.5 圆柱蜗杆传动承载能力计算

当已知电梯所需输出生产阻力矩时，必须对曳引机进行承载能力校核和设计计算。 3.2.5.1设计准则：

蜗杆副中，蜗轮是弱件，失效破损往往从蜗轮齿面开始。蜗轮齿面破损形式很多，诸如：胶合、疲劳点蚀、剥落、磨粒磨损、碾压塑性变形、轮齿整体变形等，以胶合、点蚀失效最多。本应以胶合强度确定设计准则为好，但由于胶合机理尚不十分清楚，设计方法和实际相差较大。考虑到胶合产生主要是由于油温过高、齿面应力过大所致，故以ζH≤[ζ]H为设计准则，充分考虑温升因素，把因素转化成系数，计算出计算载荷来处理。在此同时，导出了圆柱蜗杆传动的通用承载能力计算方法。 3.2.5.2 校核计算式

[5]

ζH=√1。67KT2/Kmd1m2(ZEZZ)≤[ζ]H 式中 K——计算载荷系数， 普通圆柱蜗杆传动

K=K’1K’2K’3K’4K’5K’6K’7K’8

Km——模数影响系数，普通圆柱蜗杆传动Km=1 Zz———齿数系数由查图表得 Zz=0.03 [ζ]H——许用接触应力。 校核式可变成如下形式

T2=[ζ]Hd1mKm/1.67KZEZz≥[T]2

式中 [T]2——设备所需生产阻力矩。

查d1、q、m、Kmd1m2 、d1m2之关系（用于普通圆柱蜗轮传动）表格得： m=4，d1=40，q=10，Km=0.560，d1m2=640，Kmd1m2=358.4 由校核计算式可变换成设计计算式 d1m2Km≥1.67KZ2EZ2z/[ζ]2H[6]

a.工况系数K’1、对于曳引机K’1=1.25

b.啮合精度系数K’2、当啮合精度不低于8级，经充分跑合，啮合部位符合要求时，K’2=0.95 c.环境温度影响系数K’3 、当环境温度ta=0~25°C或低于0°C时，K’3=1，否则给于修正。对于曳引机，n1=1500r/min时，K’3=1.2 d.小时负荷率系数K’4、小时负荷率定义为

12

2

2

2

2

[6]

(12)

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JB=[(每小时实际工作时间/min)/60]/% 查图表得K’4=0.7

d.冷却系数K’5、没有风扇冷却时 K’5=1；曳引机K’5=1

e.传动比影响系数K’6=0.9

f. 润滑方式影响系数K’7、K’7=1、选用润滑油时，K’7≈0.85~1；曳引机用N号油可取0.95。

g.导程角影响系数K’8=1.1 3.2.5.3许用应力[σ] 许用应力由下式计算 [ζ]H=KvKn[ζ]Ho

式中 Kv——相对速度影响系数，查取。

Kn——寿命系数， Kn=8√N0/N

N0——循环基数，N0=107。 N——实际工作的循环次数， 稳定载荷时 N=60n2h

变载荷时 N=60∑nihi(T2i/T2max)4 [6]

ni、hi、T2i——任意变载荷下所对应的转速、时间（单位：h）、转矩。

曳引机属于变载荷，没有规律且较难确定，转速和时间都是变数。为了安全可靠，

可把T2i=T2max当作稳定载荷处理。

[ζ]H0——材料基础许用应力，查表选用ZcuAl10Fe3,由于v(12)≤5m/s，HRC>45,所以选择的[ζ]H0=340

对于曳引机可不计蜗杆传动的弯曲强度。

3.2.5.4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=P1η=19.86*0.54=10.72

效率 η=0.98tanγ1/tan(γ+ρ’)=0.98tan11.31°/tan(11.31°+4°00)=0.72 转矩 T1=9.55*106P1/n1=9.55*106*19.86/1500=126442 T2=T1i12η=126442*36*0.72= 3277376.64 3.2.5.5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217~255HBS 3.2.5.6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：>50~120；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：>50~80； 圆柱度为：5 c)蜗杆齿顶圆的上偏差为零，下偏差▲da1

13

[6]

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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/mm>50~120 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/mm>80~120

▲da2：-22

蜗杆齿表面粗糙度Ra≤1.6μm。

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：>.50~80 模数m/mm：>1~16

fr/μm：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： >160~315 Fp： 63

i）蜗杆齿厚公差Ts1 精度等级：7级

模数m/mm：>3.5~6.3 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≈0.03~0.09mm,蜗轮齿厚公差和齿厚减薄量应进行精确计算获得。

4 曳引机的设计

4.1 曳引机的额定载重量

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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。

4.2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。

4.3 曳引机减速器的中心距 ：160mm 4.4 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。

4.5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：

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。

4.6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。 4.6.1 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。 4.6.2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 4.6.3传动比i12

经综合考虑选用i12=36

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4.6.4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

4.6.5曳引比的应用

经验所得：客梯i’12=1（当v≥1m/s时）

4.7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。a>160mm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。

4.8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。

4.9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30~50mm。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δ=30mm，也有的δ=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δ=0.04a+5>8mm，于是

a=160mm δ1=12mm a=200mm δ1=13mm a=250mm δ1=15mm a=315mm δ1=18mm a=400mm δ1=19mm a=500mm δ1=25mm

箱盖δ’1=0.85δ1>8mm

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蜗杆下置时底座壁厚δ2=0.85δ1，箱盖δ’2=0.9δ2

箱体分箱面处底座凸缘厚度B1=1.5δ1，上盖凸缘厚度B2=B1=1.5δ。 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=（0.4~0.5）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。

4.10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。

其二，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。

其三，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。

其四，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

4.11 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。

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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M12X1.25~M30X2。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。

4.12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。

4.13 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。

4.14 曳引机轴的结构设计

其余

4.14.1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η≤[η]T,设计出一个直径为d的光轴作为被设计轴的最小直径。

ηT=T/Wt=(9.55*106P/n)/0.2d3≤[η]

d≥

39.55*10P0.2[?]Tn6=A

3Pn=25.95

曳引机一般用45号钢，[η]T=30~40Mpa，A=118~106。当弯矩相对转矩很小时，[η]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，

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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。 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

2 M=MV2?MH 作出转矩图 T=9.55*106P/n=1.4*105[4]

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ζbe≤[ζ-1]b

Me=M2?(?T)2

ζbe=

M2?(?T)Wb2≤[ζ-1]b

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:

Pxtg(??Py’=

?cos?oa=137.36 (kgf)

)润滑良好时，f取0.04~0.05

在蜗杆轴上的支承反力 a=376 b=760 a’=344 b’=96 RAX=

bPx'a?baPx'a?bbpz'a?bbpx'a?b=34.34*760/1136=23[4]

RBX==11

dPy'2(a?b)dPy'2(a?b)RAZ=

?=1660.65

RBZ=

?=20.46

在蜗轮轴上的支承反力 RAy’=

b'Px'a'?b'=7.49

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RBy’=RAZ’=

a'Py'a'?b'=107.39

?DPy'2(a'?b')DPx'2(a'?b')b'pz'a'?b'a'pz'a'?b'=497.45

RBZ’=

?=1932.36

在蜗轮上的径向力

Pz’=Py’tgα0a=2486

蜗杆的轴向齿形角一般为α0a=20° 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

ρ———摩擦角 tgρ=f为摩擦系数

λ———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 (0

M(x)=RB (0≤x≤54.5)

如在CB段内取距左端为x的任意截面，则截面以左有RA和P两个外力，截面上的剪力和弯矩是

Q（x）=RA-P=-Pa/l (54.5

作出剪力图可知，从剪力图看出，最大剪力为RA

作出弯矩图可以看出最大弯矩发生于截面C上，且Mmax=54.5*RA=54.5*23=1253.5 同理Mmax’=54.5*RB=54.5*11=599.5 M=

MV2?M2H=1389.48

6

5

转矩图 T=9.55*10P/n=1.4*10 Me=M2?(?T)2=42022.98

ζbe=M2?(?T)2/Wb=42022.98/96991=0.43≤[ζ-1]b 对于单键圆轴Wb=

?d323?bt(d?t)2d2=96991,式中b为键宽，t为槽深，d为轴危险截面

的直径；[ζ-1]b为对称应力的许用值。α是将转矩转化成当量弯矩的系数。曳引轴受不变转矩的作用时，α≈0.3。Me为相当综合弯矩，M为

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弯矩，T为转矩。 (4) 轴的刚度

轴的刚度扭转刚度和弯曲刚度。其设计准则分别为θ=

因此轴的刚度符合要求

式中l是轴两支承间的长度；Ti、li、di是第I段轴承的转矩、长度和直径。许用扭转角[θ]°由下表查得°

7350lni?1?Tilid4i=0.1029≤[θ] [2]

4.15轴承的选用

4.15.1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α=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。5~3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。 4.15.2 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。

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基本公式：按照ζ-N曲线可得 PεL=常数

式中 P当量动载荷

L额定寿命10

ε寿命指数，对于球轴承ε=3，对于滚子轴承ε=10/3。

在ζ-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

PεL=Cεl=常数

L=（C/P）ε

轴承寿命用小时表示，则 Lh=10/60n=

6

6

16667n(CP)?

考虑到温度的影响，给定温度系数ft得 L=(ftCP)

ε

16667n(ftCP)?[1]

Lh==50000

曳引机工作温度<120°C，ft=1。当P、Lh、n为已知，则可给出C’（所需额定动载荷）为了方便计算，引入速度系数fn 寿命系数fh

于是有公式C=

60nLn106fhfnP=3.98*500/0.933=2139.78

C’=P

ε

=1.11*1010

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1.2~1.8 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。

4.16 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10~20000N.m,转速2300~13000r/min,轴径10~130mm，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-35~80°C.使用范围：转矩25~25000N.m，转速1500~15300r/min，轴径12~140mm，补偿量：轴向1.2~5mm,径向0.5~1.8mm，角度为1°~2°

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5.4 将PC机应用在电梯控制中

如图所示是一般PC机的原理框图。可编程序控制器实质上是一种专用计算机，它的结构型式基本上与微机相同。使用者可以采用联机或脱机编程，然后将指令或数据固化在“ROM”或“EPROM”存贮器中。运行的微处理器对用户程序作周期性的循环扫描，逐条解释用户程序并加以执行。

备用电池电源微处理器 系统程序()用户用户输入电平转换输入电平转换编程器功能开关和指示器光电耦合器继电器或其它

用PC控制电梯的方法是，将电梯中发出的指令信号诸如基站的电源钥匙、轿内选层指令、层站召唤、各类安全开关、位置信号等都作为PC的输入，而将其它的执行元件如接触器、继电器、轿内和层站指示灯、通讯设施等作为PC的输出部分。如下图是一种系统I/O配置框图。根据电梯的操纵控制方式，确定程序的编制原则。程序设计可以按照继电器逻辑控制电路的特点来完成，也可以完全脱离继电器控制线路重新按电梯的控制功能进行分段设计。前者程序设计简单，有现成的控制线路作依据，易掌握；后者可以使相同功能的程序集中在一起，程序占用量少。

双速电动机电磁制动器自动门电机轿内、厅外层楼指示灯双速电动机 接触器可编程序控制器()继电器 输 出 端

输 入 端

有/无司机转换有/无司机转换有/无司机转换有/无司机转换

有/无司机转换有/无司机转换有/无司机转换

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结 束 语

我的毕业设计《升降电梯驱动系统设计及控制电路设计》终于完成了。几个月来，从开始接到论文题目到作品的完成，再到论文的完成，每一步对我来说都是新的尝试与挑战，在丁老师的细心指导和严格要求下顺利画上句号。衷心感谢指导老师丁宝华老师，本毕业设计是在他的悉心关怀和精心指导下完成的。毕业设计中的许多思想和方法得益于指导老师的指导和启发，从设计选题到论文写作都倾注了指导老师的巨大心血。本设计能顺利的完成也归功与各位老师的认真负责，使我们能够很好的掌握和运用专业知识，并在设计中得一体现。在次向所有指导和帮助我的老师表示由衷的谢意，感谢他们的辛勤栽培。在做这次毕业设计过程中使我学到了很多，我感到不论做什么事都要真真正正用心去做，才会使自己更加的成长，没有学习就不可能有实践的能力，没有自己的实践就不会有所突破，希望这次的经历能让我们在以后的学习生活中不断成长与进步。

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参 考 文 献

[1]史信芳 陈影 毛宗源 主编.电梯原理与维修管理技术(第一版).电子工业出版社,1988 [2]杨兰春主编.电梯曳引机.第一版.机械工业出版社,2000

[3]机床设计手册编写组主编.机床设计手册.上册.机械工业出版社,1979 [4]刘鸿文 主编.材料力学.第三版.高等教育出版社,1991 [5]濮良贵纪名刚主编.机械设计.第七版.高等教育出版社,2001 [6]杨兰春主编.蜗杆传动手册.华东化工学院出版社，1990

[7]朱昌明，洪致育，张惠侨主编.电梯与自动扶梯.上海交通大学出版社,1995 [8]刘连昆,樊华,冯国庆主编.电梯实用技术手册(第一版).中国纺织出版社，1991 [9]李秧耕 主编.电梯基本原理及安装维修全书.机械工业出版社，2001 [10] 罗柳青 主编.电梯结构及安全使用读本.长沙:中南大学出版社，2004 [11] 邓星钟 主编.机电传动控制.华中科技大学出版社，2001 [12]史国生 主编.电气控制与可编程控制技术.化学工业出版社，2005 [13]邱宜怀 主编.机械设计.第四版.高等教育出版社，2006

[14]机床设计手册编写组主编 .机床设计手册.上册.机械工业出版社，1979 [15]陈金华 主编.可编程序控制器应用技术.电子工业出版社，1993

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