畢業(yè)設計〔論文〕題目:電梯控制電路系統(tǒng)設計專業(yè):計算機應用技術班級:1班學號:101姓名:指導老師:蕪湖職業(yè)技術學院二〇一一年十月論文摘要電梯曳引機是電梯的主要組成局部，它的設計水平、產(chǎn)品質量，直接影響電梯的產(chǎn)品質量，其強度和壽命直接影響電梯壽命和工作可靠性，它的振動和噪聲直接影響人員乘坐電梯的舒適感。因此本設計的主要內(nèi)容為曳引機主傳動機構的設計與計算。關鍵詞：電梯電梯曳引機曳引機主傳動機構AbstractElevatortractorisproductquantitythatthedesignlevel,productquantitythattheelevatorconstitutesthepartprimarily,it,directinfluenceelevator,itsstrengthaffecttheelevatorlifespanwithworkwithlifespandirectlydependable,itofthevibrationfeelswithacomfortfordirectlyaffectingpersonnelembarkingelevator.Amaincontentsfordesigningspreadsthedesignthatmovetheorganizationforthelordandcalculation.Keywords:Elevatortractor;Elevator;Thetractorlordspreadstomovetheorganization目錄論文摘要 1Abstract 2目錄 3第１章設計總體方案 51.1設計的思路 5設計方案確實定 6箱體結構設計的討論 6箱體尺寸確實定 7箱體設計的對稱性 9軸承的選用 11聯(lián)軸器的選用 13制動機構的設計與計算 14曳引輪的設計與計算 16第2章緒論 182.1引言 182.2電梯〔垂直梯〕簡介 18電梯的組成 18電梯的〔垂直梯〕分類 18曳引機的主要技術指標 19要確保電梯承載能力及曳引機的強度 19具有較高的傳動效率 19具有較高的體積載荷 19應滿足電梯所需的運動特性 20應具有較低的振動和噪聲 20應具有合理的結構 20具有靈活可靠的制動系統(tǒng) 20第３章電梯的驅動功率計算 21曳引比與曳引力 21曳引比和機械效益 21電梯的曳引傳動形式 21作用在曳引輪上的靜力 22曳引輪兩側靜拉力計算 23曳引輪上的靜轉矩 24靜摩擦轉矩 243.2.2F和Q的討論 24曳引輪承受的靜轉矩變化 25設計載荷 25第4章曳引機主傳動機構的設計與計算 28普通圓柱蝸桿副幾何參數(shù)搭配方案 28幾何計算中注明的幾個問題 30齒形的改良 30圓柱蝸桿傳動的強度計算 31共軛蝸輪傳動的受力分析 31圓柱蝸桿傳動承載能力計算 32第5章控制系統(tǒng)設計 36自動開關門的控制線路 36轎廂指令和層站召喚線路 36電梯的定向、選層線路 37將PC機應用在電梯控制中 38結論 39致謝 40參考文獻 41

第１章設計總體方案1.1設計的思路1.曳引機的額定載重量額定載重量是指曳引比為1，平衡系數(shù)〔對重系數(shù)〕為0.4時，曳引輪曳引的轎廂所承受的重量，對于客梯重量為1250kg2.額定速度額定速度是批曳引比為1時曳引輪的圓周速度?！矄挝唬簃/s〕即轎廂速度。3.曳引機減速器的中心距：160mm4.交流電動機a〕功率〔單位：kw〕：22b〕中心高〔單位：mm〕：200c〕極數(shù)：單速為4極注：1)曳引機減速器其它幾何參數(shù)，應符合標準GB100085-88或JB2318-79或GB9147-88的規(guī)定。2)電動機其它技術要求，應符合GB12974-91。5.曳引機的總體設計曳引機主要由電動機、聯(lián)軸器、減速器、曳引輪、機架、飛輪〔手扳輪〕、編碼器等局部組成。目前曳引機的組合形式主要有以下三種：電動機→聯(lián)軸器→制動機構→減速器→曳引輪電動機→聯(lián)軸器→減速器→制動機構→曳引輪制動機構→電動機→聯(lián)軸器→減速器→曳引輪綜合分析后,本人選擇第1〕種方案來設計。6.關于制動機構位置的討論制動機構放置在聯(lián)軸器處，不但可以利用制動聯(lián)軸器縮小尺寸，降低本錢，而且可獲得良好的受力狀態(tài)，最后到達提高壽命、緊湊結構、美觀大方的效果。但放在聯(lián)軸器處對維修來說稍有不便。在結構設計中盡量防止蝸桿雙端出軸。曳引機需要機架，以便在機房內(nèi)安裝。另外過輪需安置在機架上，與曳引機組成一體。機架設計要注意：曳引機的重心必須位于機架之內(nèi)，最好接近機架平面中央；機架要有足夠的剛度；機架不得與曳引輪，鋼絲繩干預。至于曳引輪的布置，必須安裝在輸出〔低速〕軸上；放置應征得用戶認可，由輸出軸左伸右伸決定。對于齒輪副曳引機，一般和電動機一起放在減速器的同側。7.電動機的選用除小型雜物電梯外，其它電梯都要經(jīng)過起動→穩(wěn)定→停運三個工作階段，其速度要經(jīng)過低速〔加速〕→正常勻速→低速〔減速〕三個階段，其調速方法通常有直流調速、變極調速、調壓調帶、調頻調帶、直線調速等形式。客梯多用調壓或調頻調速電動機。隨著技術的開展，采用調頻調速電動機要優(yōu)于調壓調速電動機，所以這里我選用調頻調速電動機。電動機轉速和它的極數(shù)有關。轉速高，極數(shù)少，體積小，本錢低，故應選擇4極電動機，n1=1500r/min1〕傳動比i12經(jīng)綜合考慮選用i12=362〕曳引輪曳引輪大小直接影響轎廂速度，由公式得T2=F2r2=3277376.64，于是F2=T2/r2D/d2=F2/Q，于是D=F2*d2/Q=11012.69*297取D=800，繩徑：d=163〕曳引比的應用經(jīng)驗所得：客梯i/12=1〔當v≥1m/s時〕目前已有的結構分：整體式——蝸桿、蝸輪軸向裝入箱體內(nèi)：箱體在蝸輪軸線的水平面內(nèi)分成上下兩個箱體整體式曳引機中心距一般小于〔或等于〕160mm，a小于125mm分箱式曳引機減速器被蝸輪軸的水平軸平面分開。把箱體剖分成箱蓋、箱座。其優(yōu)點是加工工藝好，裝配和維修方便。不利條件是具有分箱面，需用多個螺栓聯(lián)接。結構不夠緊湊，外觀不好設計。所以多在大中心距曳引機設計中采用。a>160mm時多用分箱式.應特別指出，立式曳引機都應是整體式，而齒輪副曳引機都應采用分箱式。綜合考慮后，我決定選用分箱式。曳引機設計中一般應采用臥式；我選用的是分體式。采用加強肋和散熱肋；箱體要有結構的對稱性，要有較大的盛油量及良好的鑄造工藝；結構盡量簡化，緊湊、實用、美觀、大方；箱體各部尺寸要盡量成比例。箱體尺寸是由主傳動機構及電動機〔凸緣式為例〕尺寸確定。箱體內(nèi)壁尺寸完全由蝸桿副的幾何尺寸確定。蝸桿軸長由蝸輪外圓直徑大致決定。蝸輪軸長蝸桿軸外圓直徑大致決定。這就根本確定了箱體內(nèi)壁尺寸。下置件〔蝸桿或蝸輪〕距箱底的尺寸一般取30～50mm。當蝸桿下置時，為了保證電動機中心的高度或凸緣尺寸，可以增大這個尺寸。一般不用增加底板厚度的方法，也不用階梯式機架的結構。也有的把箱體和機架鑄成一體。這種結構可增大盛油量，但結構復雜鑄造工藝差，本錢高，不盡合理。關于壁厚，有的設計采用了較大尺寸，如底座尺寸δ=30mm，也有的δ=25mm。其理由是為了增大箱體剛度。這種增大剛度的方法顯然不盡合理。因為增大剛度要找到產(chǎn)生剛度大小的原因，分清靜剛度還是動剛度。另外增大壁厚，要明顯增大重量和體積，加大本錢。對于分箱式，蝸桿上置時底座壁厚δ=+5>8mma=160mmδ1=12mma=200mmδ1=13mma=250mmδ1=15mma=315mmδ1=18mma=400mmδ1=19mma=500mmδ1=25mm箱蓋δ/11>8mm蝸桿下置時底座壁厚δ2=0.85δ1，箱蓋δ/22箱體分箱面處底座凸緣厚度B1=1.5δ1，上蓋凸緣厚度B2=B1=1.5δ。地腳螺釘直徑df〔必要時應校核計算〕≈+12〔取標準值〕軸承蓋螺釘直徑df1=〔0.4～〕df箱體的外觀尺寸由結構形式、安裝尺寸及附件所需而成形。1．箱體肋的設置設置肋有兩個目的，一是增加箱體剛度、強度，二是增大散熱面積。在設置肋時最好將兩個目的合二為一。蝸桿副曳引機產(chǎn)生的熱量圈套，油溫升較高，在不明顯增大空間尺寸的情況下，增加肋是增大散熱面積，降低油溫升的良好措施之一，同時對提高箱體剛度十分有效。我對肋的設置有如下看法：其一，曳引機的電動機風扇，不冷卻減速器箱體，減速器高速軸上不設有風扇，所以肋的設置不需要考慮風向。亦即只考慮增強剛度和散熱效果就可以了，應選用設置豎直肋，不設置橫向肋。又因曳引機不是連續(xù)工作，小時負荷率較小，所以油溫升不是主要主要矛盾，肋的尺寸不必過大。其二，為了增大剛度，要在支承處設置處大尺寸的肋。在軸承支承的內(nèi)箱壁處設置豎直肋，可明顯增強箱體抗扭矩、抗彎矩的能力，從而提高箱體的剛度。其三，設置肋要以受拉、受壓代替受彎；肋板不易過高、過薄以免折斷，不要過小、過密以防鑄造工藝不佳；要美觀大方，和箱體協(xié)調，可把肋設計成三角形、長方形、梯形等結構形式。為了適應鑄造工藝要考慮起模斜度。其四，底座受力大，是盛油處，在底座箱壁上要多設肋，其結果不但可加強剛度和強度，而且可增加散熱效果。其五，整體式曳引機，功率小、散熱量小，一般可不設肋。整體式兩側的大壓蓋外壁可不設肋，而內(nèi)壁一定要設置較強的豎肋，這對整體剛度將起到重要作用。分箱式大壓蓋也同樣處理。肋的設置見圖2．箱體設計應合理處理的幾個問題在箱體設計時應充分考慮油標〔或油針〕、通氣孔、注油孔、觀察孔、油塞、吊鉤〔或吊環(huán)〕等。不但要按標準選用其尺寸，而且要恰當?shù)卦O置其位置。a)注油孔和觀察孔一個是注入潤滑油，一個是觀察蝸桿副齒面的嚙合部位和嚙合面積，一旦出現(xiàn)嚙合問題便于修復。當蝸桿下置時，兩者可合一放置在箱蓋的頂部。一般為方形，尺寸由設計者確定或按JB130—70選用。對于上置蝸桿，注滑動孔和下置蝸桿情況相同，而觀察孔應放在箱體的位置。另外，分箱式或小中心距曳引機可不設置觀察孔。b)通氣孔曳引機在工作過程中油池內(nèi)要產(chǎn)生大量蒸氣。氣體假設排不出來，箱內(nèi)將產(chǎn)生巨大壓力，后果不堪設想。所以一定要設置通氣孔，把氣體排出。通氣孔要具備通氣好、塵埃不易進入箱內(nèi)的性能，可放在注油孔蓋上，或和油針合為一體。形式和尺寸可根椐JB130—70選用。c)油標或油尺潤滑油的注油高度十分重要。工作中要經(jīng)常注意油面高度，達不到規(guī)定高度時要馬上加油，這一切都需要用油標或滑動尺度量。目前用圓形油標較多，可按GB1160-79的規(guī)定選用。假設采用油尺〔油針〕，那么要將其放在運動件不干預的地方。d)油塞和放油孔相配合的六角螺塞，可嚴防漏滑動和滲油。其尺寸見JB/IQ4450—86。放油孔設計尺寸要大一點，以便放滑動并用M12X1.25～M30X2。油塞由二個零件組成：螺塞、皮封油墊。放油孔要低于箱座底面。e)吊溝、吊環(huán)為起重用的掛鉤可參考有關標準。3．軸承位置曳引機有兩根軸，每個軸兩端都裝有軸承，箱體是其機架〔支承〕。每個軸承都有國的作用點，為了增強剛度，該作用點最好位于箱體壁厚中點附近。這樣設置的結果使受力合理，防止了軸承處過于凸出箱外或箱內(nèi)，造成結構設計方面的不合理。箱體設計成對稱結構，美觀大方，另外用戶對輸出軸軸伸方向要求不同，為調頭安裝方便，也需要設計成對稱結構。由于蝸輪軸上裝有曳引輪，兩個軸承受力相差很大，這種情況允許選用不同型號即尺寸不同的軸承。在這種情況下也應按大尺寸軸承將箱體設計成對稱結構。1．曳引機軸的結構設計2．軸的計算步驟按傳動軸處理確定軸的最小直徑用計算準那么τ≤[τ]T,設計出一個直徑為d的光軸作為被設計軸的最小直徑。τT=T/Wt=(9.55*1063≤[τ]Td≥=A曳引機一般用45號鋼，[τ]T=30～40Mpa，A=118～106。當彎矩相對轉矩很小時，[τ]T取大值，A取小值。當考慮到鍵槽對強度影響時，直徑方向開一個鍵槽軸的直徑應擴大3%，兩個鍵槽擴大7%。軸的結構設計初步計算出光軸后，要考慮軸承〔計算選定〕內(nèi)孔走私、跨距、軸上零件、安裝工藝等，將光軸設計成階梯軸。在軸的結構設計中要特別重視以下幾個問題；在設計階梯軸時，要充分考慮加工工藝，要設有退刀槽越程槽；各處下徑最好取標準值；在幾何尺寸的過渡局部不要留有直角，而要用圓弧過度，臺階過度處用橢圓弧聯(lián)接最好，總之要采取有效有效措施，減少應力集中；臺階、軸肩、軸環(huán)尺寸應采用推薦值；軸承處的軸戶大小要考慮到軸承拆卸；各軸上零件的周周向用鍵固定，軸向用軸戶和擋板固定；曳引輪處的軸頭最好用圓柱形，不用圓錐形；蝸桿軸頭和聯(lián)軸器的配合用錐形較好等。按彎矩、轉矩組合進行強度計算將已設計成的階梯軸，根據(jù)受力處的尺寸和力的大小，繪出水平面彎矩圖、垂直平面彎矩圖，求得合成彎矩圖。合成彎矩M為M=作出轉矩圖T=9.55*106P/n=1.4*105[4]按照強度第三理論求出當量彎矩圖和彎矩大小，以此求得軸承受的應力按強度準那么進行校核計算。計算準那么是σbe≤[σ-1]bMe=σbe=≤[σ-1]bb為鍵寬,我選用28mm，t為槽深，我選用10mm，d在蝸桿上的周向力:Px/=97400N/nfd=34.34(kgf)在蝸輪上的周向力:Py/==137.36(kgf)潤滑良好時，f取在蝸桿軸上的支承反力a=376b=760a/=344b/=96RAX==34.34*760/1136=23[4]RBX==11RAZ=RBZ=在蝸輪軸上的支承反力RAy/=RBy/=RAZ/=RBZ/=在蝸輪上的徑向力Pz/=Py/tgα0a=2486蝸桿的軸向齒形角一般為α0a=20°N————蝸桿的額定功率nf————蝸桿的計算轉速d————蝸桿的節(jié)圓直徑Mn———蝸桿上的扭矩Mn/———蝸輪上的扭矩ρ———摩擦角tgρ=f為摩擦系數(shù)λ———蝸桿的導程角軸在互相垂直的力Px、Py作用下，在軸的支承上產(chǎn)生互相垂直的反力Rx、Ry。Q(x)=RA(0<x<54.5)M(x)=RB(0≤x≤)如在CB段內(nèi)取距左端為x的任意截面，那么截面以左有RA和P兩個外力，截面上的剪力和彎矩是Q〔x〕=RA-P=-Pa/l(54.5<x<l)M(x)=RA≤x≤l)作出剪力圖可知，從剪力圖看出，最大剪力為RA作出彎矩圖可以看出最大彎矩發(fā)生于截面C上，且Mmax=54.5*RA同理Mmax/=54.5*RB=*11=M=轉矩圖T=9.55*106P/n=1.4*105Me==42022.98σbe=≤[σ-1]b對于單鍵圓軸Wb==96991,式中b為鍵寬，t為槽深，d為軸危險截面的直徑；[σ-1]b為對稱應力的許用值。α是將轉矩轉化成當量彎矩的系數(shù)。曳引軸受不變轉矩的作用時，α≈0.3。Me為相當綜合彎矩，M為彎矩，T為轉矩。(4)軸的剛度軸的剛度扭轉剛度和彎曲剛度。其設計準那么分別為φ=≤[φ][2]因此軸的剛度符合要求式中l(wèi)是軸兩支承間的長度；Ti、li、di是第I段軸承的轉矩、長度和直徑。許用扭轉角[φ]°由下表查得°曳引機用軸承一般分兩大類：滑動軸承及滾動軸承。這里選用滾動軸承。1．滾動軸承按工作特性分為：接觸角α=0的軸承。主要承受徑向載荷〔力〕個別型號也可承受輕微的軸向力。該類品種很多，包括調心球軸承，調心滾子軸承和推力調心滾子軸承。深溝球軸承，圓柱滾子軸承。從承載能力來分析，在外形尺寸根本相同的情況下，滾子軸承承載能力大致為球軸承的1.5～3倍，所以當載荷相同時，采用滾子軸承可明顯縮小尺寸，使結構緊湊。再通過速度特性，摩擦特性，調心性，運動精度綜合考慮，最后選用圓柱滾子軸承。2．滾動軸承的壽命計算計算準那么：設計計算準那么，是根據(jù)滾動軸承的主要失效形式給定的。軸承的主要失效形式是疲勞點蝕和疲勞剝落，其次是塑性變形、磨粒磨損，少數(shù)情況是軸承圈疲勞折斷。目前多用疲勞失效準那么計算。準那么是疲勞曲線。根本公式：按照σ-N曲線可得P/L=常數(shù)式中P當量動載荷L額定壽命106ε壽命指數(shù)，對于球軸承ε=3，對于滾子軸承ε=10/3。在σ-N曲線的坐標把106用上代替，對應的P為軸承的額定動載荷C，那么P/L=C/l=常數(shù) L=〔C/P〕/軸承壽命用小時表示，那么Lh=106/60n=考慮到溫度的影響，給定溫度系數(shù)ft得L=/[1]Lh==50000曳引機工作溫度<120°C，ft=1。當P、Lh、n為，那么可給出C/〔所需額定動載荷〕為了方便計算，引入速度系數(shù)fn壽命系數(shù)于是有公式C=C/=P/=1.11*1010可用C/及C確定要選軸承型號。每一個軸承都有一個C。當設計者選定軸類型后，就可以用C/選具體型號的軸承。方法是找到C與C/最接近的值，且C/≤C，那么C對應的型號即所選型號。當量動載荷對于滾子和滾針軸承，因不承受軸向力，所以P=Fr；考慮到工況影響，當量動載荷應乘以載荷狀態(tài)影響系數(shù)fp，于是圓柱滾子軸承P=fpFr=312.5*1.6=500曳引機用軸承fp可取～軸承的組合結構，兩端固定，采用一對圓錐滾子軸承，能承受較小的雙向軸向負荷，但結構簡單，調整方便。聯(lián)軸器是用于聯(lián)接不同機構中的兩軸，使之一同回轉，并傳遞轉矩的一種部件。曳引機所用聯(lián)軸器比擬：a)凸緣聯(lián)軸器屬剛性聯(lián)軸器，由兩個分裝在軸端的半聯(lián)軸器和螺栓組成。工作范圍：轉矩10～20000N.m,轉速2300～13000r/min,軸徑10～130mmb)梅花形彈性聯(lián)軸器，屬彈性聯(lián)軸器，多用于起動頻繁、經(jīng)常正反轉的高、中、低速軸以及可靠性要求高的場合。不宜在重載荷場合。工作溫度-35～80°C.使用范圍：轉矩25～25000N.m，轉速1500～15300r/min，軸徑12～140mm，補償量：軸向～5mm,徑向0.5～1.8mm，角度為1°～2°c)彈性柱銷聯(lián)軸器，屬可移動式彈性聯(lián)軸器。它具有結構簡單，制造容易、維修方便，具有微量補償兩軸相對偏移和輕微減振性能。常用于中等載荷，起動頻繁的高、低速傳動，超負荷下工作時不可靠，工作溫度為-20～70°d)彈性套柱銷聯(lián)軸器屬可移式彈性聯(lián)軸器。它具有定量補償兩軸相對偏移的性能，以及一般減振、吸振、緩沖、電絕緣性能。其外形尺寸較小、重量較輕、承載能力較大，要求安裝精度較高，常用于正反轉變化較多，超重較頻繁的高中速軸傳動，不適用于動載很大，變化較多，有強烈沖擊和扭振的場合。工作溫度為-20～70°C。使用范圍：轉矩～16000N.M，轉速800～3800r/min，軸徑25～170mm，補償量～,?α=1.5°～上面例舉的聯(lián)軸器都是可取的，但相互比擬以后以梅花聯(lián)軸器為“最正確〞聯(lián)軸器的校核公式為TC≤[T][6]式中[T]——許用轉矩；Tc——聯(lián)軸器承受的計算轉矩。Tc=T+T/≈KT式中T——工作轉矩。T/——全部質量在起動加速時所需的轉矩。K——計算載荷系數(shù)。T/計算繁雜通常用系數(shù)反映，于是：Tc≈KT對于曳引機K≈，最后得計算公式Tc=KT=K9550P1n=P1——輸入功率〔kw〕；N1——輸入軸轉速(r/min)于是根據(jù)Tc與[T]的關系確定相應的聯(lián)軸器尺寸為292mm制動機構是曳引機的重要組成局部。它的用途是保證能靈活可靠、巡全地以較大勻減速將曳引機制動停車，保持靜止狀態(tài)。GB/T13435-90對制動機構的工作狀態(tài)和性能作了明確規(guī)定。規(guī)定一：曳引機制動應可靠。在電梯整機中，平衡系數(shù)φ=。轎廂加上125%額定載重量，歷時10min，制動輪與投影動閘瓦之間應無打滑現(xiàn)象。規(guī)定二：在規(guī)定一的條件下，制動器的最低起動電壓和最高釋放電壓，應分別低于電磁鐵額定電壓的80%和55%；制動器開啟滯后時間不超過；制動器線圈耐壓試驗，導電局部對地間施加1000V，歷時1min，不得有擊穿現(xiàn)象；制動器線圈的輸出端應設有接線端子。規(guī)定三：制動器部件的閘瓦組件應分兩組裝設。如果其中一組不起作用，制動輪上仍能獲得足夠的制動力，使載有額定載重量的轎廂減速。規(guī)定四：在曳引機通電持續(xù)率為40%時，在檢驗平臺上應作以下高速正反方向連續(xù)無故障運轉，制動線圈溫升與最高溫度均應不超過下表的規(guī)定1．制動機構的類型與特點外抱塊式制動器按行程可分為長行程與短行程；按動力源可分為電磁鐵制動器和電磁液壓制動器；電源分交流和直流兩種。外抱式塊式制動器結構簡單可靠、散熱好；瓦塊有充分和均勻的退距，調整行程和間隙比擬方便；對于直形制動臂，制動國矩大小與轉向無關；制動輪軸不承受，但包角小、制動力矩??；比帶式制動器結構稍復雜。外抱式塊式制動器適用于工作頻繁、空間稍大的場合，所以廣泛用于扶梯驅動主機和電梯曳引機的制動機構中。在曳引機上應用時稱機-電塊式制動器。帶式制動器其結構簡單緊湊、包角大〔一般在270左右〕，制動力矩大。制動輪軸受較大彎矩，比壓與磨損不均勻，散熱差，在曳引機中很少應用。內(nèi)張?zhí)闶街苿悠髌浣Y構緊湊，廣泛用于結構尺寸受限制的場合。該制動器有單蹄=雙蹄、多蹄式。其中雙蹄式用得較多。該制動器廣泛用于無齒曳引機中，有齒曳引機用得很少。因此最后選擇方案〔1〕比擬合理。2．制動器的選擇與設計曳引機屬于提升機構。制動器必須采取常閉式。安裝制動器要有足夠的空間。曳引機制動器安裝在高速軸上、制動力矩較小，所以采用外抱塊式制動器是合理的?？紤]到電磁鐵、液壓推力、液壓-電磁、盤式等驅式方式，進行比照，為了附加其它附件，又考慮其結構簡單、工作平安可靠，在曳引機上選用外抱電磁鐵式常閉制動器是合理的。外抱電磁鐵式制動器有以下四種：短行程交流電磁鐵式制動器：結構簡單、體積小、重量輕，動作快；沖擊大、有剩磁、壽命短。用于短時頻繁工作，工作負荷小的場合。短行程直流電磁鐵式制動器：結構簡單、體積小、重量輕、動作快、易磨損。用于頻繁操作、連續(xù)點動的場合。長行程交流電磁鐵式制動器：制動較快、剩磁小、動作可靠；結構復雜、重量大、效率低、沖擊大。用于中等負荷、操作不頻繁的場合。長行程交流電磁鐵式制動器；沖擊小，壽命長、可靠性高；動作慢。尺寸和重量均大。電磁式制動器雖然特點不同，但差異不大。通過分析直流電磁鐵式制動器要優(yōu)于交流電磁鐵式制動器，長行程制動器要優(yōu)于短行程制動器。這里我選用外抱塊式短行程直流電磁鐵式制動器。曳引輪是曳引機的重要組成局部，它是易損件，所以曳引輪的設計特別重要，曳引輪的設計包括：曳引輪的材料；曳引輪的結構；曳引輪的強度計算；曳引輪與導向輪之間的關系等。有關標準對曳引輪的技術要求曳引輪直徑D≥40d(d為鋼絲繩直徑).節(jié)徑按下式計算D=60000vi12/πn1e式中e——速度系數(shù),～。[6]曳引輪繩槽工作面粗糙度最大允許值為；槽面法向跳動允差為曳引輪節(jié)徑的1/2000；曳引輪繩槽采用耐磨性能不低于QT600-2的球墨鑄鐵材料；曳引輪槽面材質需均勻，一個輪上的硬度差不大于15HBS。曳引輪的材料曳引輪與鋼絲繩靠它們之間的靜摩擦傳遞載荷。為了產(chǎn)生較大的摩擦力，鋼絲繩材料之間應具備較大的摩擦因數(shù)f；由于靜壓力很大，故材料應具有較好的力學強度，雖然繩和輪沒有宏觀的相對移動，但微觀振動引起的相對移動，繩的伸長與收縮產(chǎn)生的相對移動是存在的。為延長使用壽命，曳引輪材料應具有良好的耐磨與減磨性能。另外為了減少磨損，鋼絲繩與曳引輪槽面要有一定的硬度差，曳引輪槽面硬度不宜過高，要具有一定的韌性。根據(jù)這些要求曳引輪材料多用球墨鑄鐵和高強度合金鑄鐵。經(jīng)分析，我選用球墨鑄鐵，根據(jù)GB9440-88的規(guī)定，球墨鑄鐵QT600-2已改成QT600-3，兩者相比僅是伸長率δ由2%變成3%。曳引輪可廣泛采用QT600-3。它的力學性能σb≥600≥370Mpa,δ≥3%,HBS=190～270;它具有良好的強度.耐磨性及韌性;鑄造工藝尚好.山西九三學社太工電梯實業(yè)公司批量生產(chǎn)的球墨鑄鐵曳引輪,用離心鑄造,到達良好的力學性能,其本錢低,售價低,在市場受到好評.c)曳引輪繩槽形狀繩槽形狀不同,會影響繩和槽間的當量摩擦因數(shù),影響繩的根數(shù)或粗細.我國目前應用的槽形有三種:切中半圓槽、半圓槽、梯形槽。梯形槽當量摩擦因數(shù)fv較大，相應的承載能力大，幾何形狀簡單，好加工。但我國生產(chǎn)的鋼絲繩柔性差，易卡住，工作不太靈活，故目前用得不多，雜物梯曳引輪尚有使用。半圓槽也是比擬好的形狀，但載荷很易集中在槽底，兩側不易產(chǎn)生彈性壓力，所以目前除導向輪以外也不多應用。切口半圓槽克服了以上兩種槽形的缺點，擴向輪以外也不多應用。切口半圓槽克服了以上兩種槽形的缺點，擴大了其優(yōu)點，故我選用該形狀作為曳引輪繩槽的形狀?？蛇x用的繩徑繩徑大小要符合GB8903-88的規(guī)定。繩徑的選用受根數(shù)、承載量大小和平安系數(shù)的制約。在符合GB8903-88規(guī)定的條件下，曳引輪槽數(shù)不得小于3，繩徑d≥8mm。于是d增大，根數(shù)n減少，繩的柔性變差。d減小，n增加曳引輪寬度增大，故一般推薦n=3～8為宜。對于小雜物梯，n=2也是允許的。鋼絲繩槽的節(jié)距〔槽距〕槽距受結構強度的制約，也即槽距不能過小，免槽頂部崩裂；槽距不能過大，以免引起輪寬度增加。槽距本不應有特殊規(guī)定，但目前槽距選用不一，嚴重影響了曳引輪和導向輪的通用化，為管理和應用帶來極大不便，由于繩徑d為Φ16mm,所以選用的槽距p為25mm第2章緒論2.1引言電梯是機電一體化的典型產(chǎn)品，大力開發(fā)電梯產(chǎn)品不公可以供應各行業(yè)部門所需的運載設備而且可用帶動高新機電技術的開展。電梯可分為兩大類：一類是垂直升降電梯〔簡稱垂直或通常所謂的電梯〕，一類是自動扶梯〔含自動人行道，簡稱扶梯或電扶梯〕自動扶梯是通過電動機帶動傳動機構驅動梯級執(zhí)行輸送任務的，把電動機主傳動機構，制動系統(tǒng)那么是通過電動機驅動減速器，靠減速器從動軸上的曳引輪與鋼絲繩之間的摩擦力矩牽動轎廂與配重〔或稱對重〕上，下運動實現(xiàn)運輸?shù)哪康?，因為它是靠摩擦力牽動?zhí)行機構工作，故把電動機減速器，曳引輪和輔助機構制動器作為整體，稱電梯曳引機。曳引機分有齒曳引機和無齒曳引機兩大類，本人采用的是有齒曳引機。電梯曳引系統(tǒng)中的曳引機減速器，曳引機〔簡稱繩輪〕和動輪〔由曳引比表達〕組成了電梯的減速器多為齒輪副〔含蝸桿副，行星系〕減速器，該減速器中的齒輪副即為電梯的主傳動機構。電動機輸入轉矩T1，驅動曳引機減速器中的主傳動機構，通過減速帶動曳引輪轉動，這時利用轎廂和配重的重量在曳引輪與鋼絲繩之間產(chǎn)生的摩擦力矩，拖動轎禁止與配重上、下運動，從而完成電梯的任務,因為曳引機是決定轎廂運行速度、控制運行狀態(tài)的減速裝置，曳引機的技術含量、設計質量、產(chǎn)品質量等都會影響電梯的工作壽命及乘客的舒服感，所以電梯對曳引機有很高的技術要求。2.2電梯〔垂直梯〕簡介2.2.1電梯的組成電梯主要同曳引系統(tǒng)、導向系統(tǒng)、門系統(tǒng)、轎廂、配重〔對重〕平衡系統(tǒng)、電力拖動〔動力〕系統(tǒng)、電力控制系統(tǒng)、平安保護系統(tǒng)等局部組成。在電梯的各組成局部中，電力拖動，電力控制、曳引機的組合稱為動力系統(tǒng)，它是電梯的動力源，亦是控制運行速度、運行狀態(tài)和改變運行規(guī)律的系統(tǒng)；轎廂和導向系統(tǒng)是電梯的執(zhí)行系統(tǒng)；其他局部統(tǒng)稱為電梯的輔助系統(tǒng)。2.2.2電梯的〔垂直梯〕分類垂直電梯是建筑物內(nèi)垂直〔或接近垂直〕運輸工具的總稱。其種類十分繁多，可從不同的角度進行分類，常見的有以下幾種：按用途分類有：乘客電梯〔客梯〕、客貨電梯、貨梯〔載貨電梯〕、病床電梯〔醫(yī)梯〕、住宅電梯、效勞電梯〔雜物梯〕、船舶電梯、觀光電梯和車輛電梯〔汽車庫〕。按驅動方式分類有：直流電梯、交流電梯、液壓電梯、齒輪齒條電梯〔已根本淘汰〕、直線電動機驅動電梯〔有被交流電梯代用的趨勢〕。按轎廂運行速度方式分類〔暫時規(guī)定〕有：低速電梯〔v<1m/s〕、中速電梯〔v<1～2m/s〕、高速電梯〔v>2～5m/s〕、超高速電梯〔v>5m/s〕。按操作控制方式分類有：手柄開關操作電梯、控鈕控制電梯、信號控制電梯、集稱選控制電梯、并聯(lián)控制電梯、群控電梯。按有無司機分類有：有司機電梯、無司機電梯、有/無司機電梯。特殊電梯有：斜行電梯、立體停車場電梯、建筑施工電梯。為了提高曳引機產(chǎn)品質量，必須滿足以下技術指標：2.3.1要確保電梯承載能力及曳引機的強度電梯承載能力從100kg到幾噸重，速度從0.25m/s2.3.2具有較高的傳動效率曳引機的傳動效率是其綜合技術指標。傳動效率的上下不但標志著輸入功率有效利用的程度，而且說明了克服阻力力矩的能力，功率耗損的多少。它不僅表達在節(jié)約能源上的意義，同時也是曳引機技術含量、設計質量、產(chǎn)品質量的具體表達。為提高傳動效率，合理選擇主傳動機構、軸承和聯(lián)軸器是十分重要的，并且要提高制造和安裝精度。2.3.3具有較高的體積載荷所體積載荷是指曳引機的許用載荷〔功率或轉矩〕除以曳引機體積所得商。體積載荷越大說明曳引機體積越小，結構越緊湊。不難理解，要想實現(xiàn)大的體積載荷，首先要選擇高科技型的主傳動機構。合理地設計箱體結構，其中同樣功率的曳引機，體積可相差1/3，重量相差到2/5。因此設計出結構緊湊、體積小、重量輕的曳引機是設計者的奮斗目標。2.3.4應滿足電梯所需的運動特性電梯的工作特性決定了曳引機的運動特征：運動速度中等、間斷工作、變速、起動頻繁的正反轉運行。為了滿足運動特性，在設計曳引機時要特別注意曳引傳動系統(tǒng)中傳動比的分配，電動機類型的選用，以及主傳動機構齒輪副齒側間隙的保證等。2.3.5應具有較低的振動和噪聲這項技術指標對乘人電梯特別重要。為了不造成嚴重的環(huán)境污染，使乘客感到乘坐舒適，要求曳引機有較低的振動〔特別是扭振〕和噪聲。2.3.6應具有合理的結構結構設計歷來是機械設計中的重要課題，對曳引機而言那么更為重要。結構設計要特別重視結構對受力、剛度的影響；對減振、降噪、附加載荷、自身振動頻率的影響，對潤滑條件、潤滑質量的影響等。在設計曳引機結構時，要逐條分析、結合實力合理，沒有〔或少有〕附加載荷、滿足強度和剛度要求；潤滑條件良好；外形美觀；制造、安裝、維修工藝良好；本錢較低。2.3.7具有靈活可靠的制動系統(tǒng)制動系統(tǒng)要具有受力合理、技術先進、強度高、壽命長、靈活可靠、結構緊湊的性能。第３章電梯的驅動功率計算3曳引比和機械效益曳引比：曳引機上曳引輪的圓周速度與轎廂速度之比稱為曳引比，用i/12表示。機械效益：令曳引機中曳引輪上鋼絲繩承受的拉力為F，轎廂總重力為Q，那么機械效益A=Q/F定滑輪及動滑輪機構Q為重物，F(xiàn)為拉力，動力臂與阻力臂都是滑輪的半徑r，所以rQ=rFA=Q/F=1i/12=1定滑輪機構速度不變、力不變。3.1.2電梯的曳引傳動形式曳引傳動形式可由定滑輪、動滑輪、組合滑輪、差動滑輪機構組合而成。多年經(jīng)驗說明常用曳引傳動形式見下定滑輪機構的曳引傳動該傳動形式的曳引比i/12=1，機械效益A=1。增加一個過輪其目的是為了拉開轎廂與對重之間的距離。過輪使曳引輪與鋼絲繩的包角減小。一般設計盡量使包角α大于135°。過輪使繩的彎曲次數(shù)增多，疲勞壽命減少。曳引比為2的曳引傳動i/12=2，A=2亦即轎廂〔或對重〕的上升〔或下降〕速度是曳引輪圓周速度的1/2。曳引輪兩側鋼絲繩承受的拉力分別為轎廂總重量、對重總重量的1/2滑輪組機構曳引傳動在轎廂〔或對重〕上各有三股鋼絲繩，有三個定輪。i/12=3，A=3，亦即轎廂〔或對重〕的上升〔或下降〕速度是曳引輪圓周速度的1/3，曳引輪兩側鋼絲繩承受的拉力分別為轎廂總重量、對重總重量的1/3還有大曳引比曳引傳動、復繞曳引傳動、長繞曳引傳動、雙對重對曳引傳動、具有補償繩的曳引傳動。綜合分析之后，決定選擇第一個方案，曳引比i/12=1，機械效益A=1。3.1.3作用在曳引輪上的靜力電梯是靠曳引輪槽與鋼絲繩之間產(chǎn)生的摩擦力〔或摩擦力矩〕平衡外力，在曳引機的驅動下，牽引轎廂與對重上下運行的。在曳引輪兩側的鋼絲繩分別系有轎廂及對重，轎廂與對重分別在鋼絲繩上產(chǎn)生拉力Q與F。Q與F是靜止情況下的拉力，故稱靜力。靜力實際上是兩側各構件重力和對鋼絲繩的拉力。計算中用到的符號如下：Q1轎廂的結構自重力〔N〕；取值為2900kgQ2電梯的額定載重力〔N〕；取值為1250kgF對重側鋼絲繩承受的總拉力〔N〕；Q轎廂側鋼絲繩承受的總拉力〔N〕；R1轎廂至曳引輪間鋼絲繩所受的重力〔N〕；R2對重物至曳引輪間鋼絲繩所受的重力〔N〕；G1曳引機兩側所受總拉力之差〔N〕；G2曳引機兩側鋼絲繩重力之差〔N〕；P曳引機輸出軸軸頸承受的靜壓力〔N〕；i12曳引機中減速器之傳動比；i/12曳引傳動的曳引比；A機械效益；η1曳引機中減速器的傳動效率；η2電梯的總效率；f接觸面間相對運動時的摩擦因數(shù)；v轎廂運行速度〔m/s〕；η2曳引輪的轉速〔r/min〕。3.1.4曳引輪兩側靜拉力計算Q值從轎廂到曳引輪之間是一個曳引系統(tǒng)。也就是說轎廂的速度、重量要通過曳引系統(tǒng)中的滑輪組才能傳遞到曳引輪。當然也可以通過滑輪組直接連接起來，這時i/12≠1,A≠1。那么可用下式求得Q值。Q=〔Q1+Q2〕/A+R1=〔Q1+Q2〕/i/12+R1R1的大小受轎廂到曳引輪之間距離的影響，亦即是轎廂位置的函數(shù)，即R1=f1(h1),于是：Q=〔Q1+Q2〕/A+f1(h1)曳引機強度設計計算中，為了平安可靠，一般規(guī)定額定載荷要乘以系數(shù)1.25,又轎廂的結構自重一般為額定載荷的1。4倍，前文已述及機械效益與曳引比量值相等，最后Q值的計算式為：Q=2.65Q2/+R1式中，i/12由曳引傳動機構確定。R1在設計曳引機時按滿載，轎廂在井道部位計算。設曳引繩的根數(shù)為n，電梯提升高度為H，繩的直徑為d，繩的單位長度重量為q，那么R1為R1=HnqF值在對重側同樣是一個滑輪組傳動機構，也有機械效益。按規(guī)定，對重取Q+ψQ2。ψ稱對重系數(shù)，其值一般為0。所以對重側的拉力F可由下式計算：F=〔Q1+ψQ2〕/A+R2=〔Q1+ψQ2〕/i/12+f2(h2)考慮到上文所述相應問題最后得F=2Q2/i/12+f2(h2)Q值與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)實際計算時可采用簡化式G1=Q2/i/12+(R1+R2)Q值與F值之和由式可知P=Q-F=〔Q1+Q2+Q1+ψQ2〕/i/12+(R1+R2)=2Q1+〔1+ψ〕Q2/i/12+(R1+R2)實際計算時可采用簡化式P=4.55Q2/i/12+(R1+R2)R1+R2的計算有兩種情況沒有補償繩時R1+R2=Hnq有補償繩時R1+R2=2Hnq電梯沒有運行前，曳引輪隨的拉力差G1產(chǎn)生的轉矩稱靜轉知T〔N·m〕，它的方向與G相同?？捎上率接嬎悖O曳引輪節(jié)圓直徑為D〔mm〕；那么T/20=DG1/〔2*1000〕=1/2*D*[0.55Q2/i/12+(R1+R2)]*1/1000電動機受的靜轉矩為T10=T20/i12η3.2.1靜摩擦轉矩靜力P是比擬大的力，作用在軸頸上要產(chǎn)生摩擦轉矩T/10〔N·m〕，其值可由下式計算：T/10=fpr/1000式中r為軸半徑〔mm〕T/20方向與v方向相反，電動機受的摩擦轉矩為T/10=T/20/i12η電動機軸上承受的總靜轉矩為：T/10=T10-T/20或T0=T10+T/03.2.2F由F值的計算式可以看出，F(xiàn)值的大小僅隨R2大小變化，在電梯提升高度H<35m時一般可以不計入R2總等于Hnq,顯然F值是變化不大的物理量。假設不計入R2，或計入R2=Hnq由Q值的計算式可知，Q值在運行過程中不但受R1的影響，而且受層站處乘客上下變化的影響，也就是不計入R1，Q在電梯運行中亦是變量。Q值的變化會影響靜轉矩和靜摩擦轉矩大小，影響電梯的工作狀態(tài)。在某下層站，乘客減少到Q2的40%～50%時，即恰好等于ψ時，F(xiàn)=Q，于是G1=0，T20=0，T10=0。當Q2值再減小，乘客量小于ψQ2時，那么要產(chǎn)生F>Q的工作狀態(tài)。這時產(chǎn)生的靜力矩與G方向一致。當F方向的靜轉矩大到一定程度時，亦即假設大于摩擦力矩時，電梯起動的瞬時，主傳動機構的共軛嚙合面發(fā)生改變，由左齒面〔或右齒面〕改變成了右齒面〔或左齒面〕，也就是這個瞬間齒面要產(chǎn)生一次沖擊，齒面改變的結果使齒輪副嚙合狀態(tài)發(fā)生了根本變化。正?！惨晕仐U副為例〕共軛嚙合是蝸桿為主動件。改變后的嚙合狀態(tài)是蝸輪為主動件。要特別注意，無論那個齒面工作，電梯的運行方向不變，這是一個重要的共軛齒面嚙合現(xiàn)象。3.2.3曳引輪承受的靜轉矩變化載荷很小時〔極限情況是空載〕，F(xiàn)>Q，靜載荷產(chǎn)生的轉矩方向與F方向一致；載荷較大時〔極限情況是滿載〕；Q>F，靜載荷產(chǎn)生的轉矩方向與Q的方向一致，又由P力產(chǎn)生的摩擦轉矩總和v的方向相反于是可得出如下規(guī)律性結論：滿載上行T20與T/20方向一致要相加滿載下行T20與T/20方向相反要相減空載上行T20與T/20方向一致要相減空載下行T20與T/20方向一致要相加所謂上行和下行是指轎廂運行方向。關于對重系數(shù)ψ=0，這就是說Q值和F值僅相差〔0〕Q2，曳引輪兩側的接力在不考慮鋼絲繩重量影響的情況下，僅隨載重量Q2的變化而變化。假設載重量不是滿載而是ψQ2時，那么Q=F，這時靜轉矩理論上可為零，也就是說電梯功率可到達最小?？吞莸某丝筒豢赡芸偸菨M載，也不可能空載運行，從概率上講可以判定，乘載40%～60%的機率最多。而ψ=，可見ψ系數(shù)的給定值是很巧妙的，這就不難斷定客梯實際運行中電動機功率多數(shù)情況是很小的。曳引機使用情況已說明主傳動機構齒輪副失效破損的很少。由于P力的作用，設計軸承那么是一個重要問題了。3.2.4設計載荷在設計曳引機時，總是按照最危險的情況考慮，所以應采用的超載計算，Q總是大于F。曳引機主傳動機構的設計及電動機選擇，都應遵循這一原那么。1．曳引機驅動轉矩的計算運行中的曳引傳動情況是很復雜的：轎廂運行有上有下；轎廂有加速度起動、減加速度停車及勻速正常工作；有移動構件和轉動構件；有重量、有質量等，所以曳引機承受的力和轉矩將受到動量和轉動慣量的影響。在分析計算曳引機驅動轉矩時，要充分考慮這些因素，亦加以較全面的討論，從中尋找出最危險情況，進行曳引機強度計算以到達平安可靠的目的。2．動量定理及曳引力曳引力是非運動時的靜力。因為電梯在運動的全過程中，速度是變化的，呈近似梯形，起動時有加速度，正常運行是勻速，停層時是減加速，所以在起動和停層階段受動量大小的影響。由此在計算曳引力時涉及支動量及動量定理。動量定義：物體質量與速度的乘積稱為動量。K=mv動量定理：在一個機械系統(tǒng)中，各構件動量對時間求導之和等于所有外力之和，即∑dmivi/dt=∑Fi[3]對于一個構件單獨分析同樣成立。a)上行加速起動階段，所承受的曳引力對于轎廂，它承受的重力為Q1+Q2，亦是受的外力，曳引輪對轎廂的作用力為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〕對重承受的重力為Q1+ψQ2也是承受的外力。應注意v指向–x方向的負值于是〔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輪兩側拉力之差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/gb)中間勻速正常工作階段承受的曳引力因為是勻速運動，所以有：Q=Q1+Q2F=Q2+ΨQ2G1=G2〔1-ψ〕[1]與上文計算的靜載荷一致。c)上行減加速階段承受的曳引力和上行加速階段相比，a為–a,代入上邊各式得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/gd)下行加速起動階段承受的曳引力這種情況，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于是可得與式相同的結果。e)穩(wěn)定下行階段承受的曳引力屬于勻速運動承受的曳引力，是靜曳引力。f)下行減加速階段承受的曳引力這種情況，加速度是“–〞值，速度是“+〞，可求得Q；速度是負值，加速度是“–〞值，可求得F于是可得與式相同的結果。曳紀機的驅動轉知和功率是比擬復雜。為簡化計算，通常采用簡易計算法，這種方法雖然考慮的影響因素較少，但從工程計算的角度考慮下式是可用的。有一條經(jīng)驗公式；η=Cη1/η/2=P=(1-Ψ)Q2[6]式中P——電動機功率〔kw〕Ψ——電梯平衡系數(shù)，；η——電梯機械傳動總效率；η/1——曳引機中減速器的傳動效率，對于ZK1、ZI蝸桿傳動η1=√i12√η/2——效率比常數(shù),η/2√i12η——電動機轉動總效率C——效率常數(shù)，C=0.5～0.55,一般取0.52[4]

第4章曳引機主傳動機構的設計與計算在中心距a、轉速n1、傳動比i12給定的條件下，采用多齒數(shù)〔頭數(shù)〕z1、z2，小模數(shù)m，大直徑d1(q)的設方案。該設計方案的優(yōu)點是：采用多齒數(shù)〔頭數(shù)〕z1的圓柱蝸桿傳動，能明顯提高傳動效率，降低油溫升，保持潤滑油粘度，改善動壓潤滑條件；可以提高生產(chǎn)率，降低加工本錢，增大重合度，提高承載能力；可明顯增大蝸桿剛度，保證正確嚙合特性的實現(xiàn)，增大了蝸輪的有效寬度，減小了蝸輪的尺寸；另外改善了蝸桿、滾刀的切削性能，提高了蝸輪精度，降低了齒面粗糙度。曳引機是品種少、用量大的專用減速機構，為實現(xiàn)“最隹〞設計方案，故采用非標準設計，這為新設計方案的推廣打下了良好的根底。應選用：z1=1、2、4z2=25～90i12=-20～63q=10～20普通圓柱蝸桿傳動的幾何尺寸計算在蝸桿的根本尺寸和參數(shù)表〔GB10085––88〕[4]選得以下數(shù)值模數(shù)〔m/mm〕：4軸向齒距(px/mm)：12.566分度圓直徑〔d1/mm〕：40齒數(shù)z1：2直徑系數(shù)q：齒頂圓直徑da1/mm：48齒根圓直徑df1/mm：30.4分度圓柱導程角γ1：21°48′05″普通圓柱蝸桿傳動幾何尺寸計算式蝸桿齒數(shù)z1：z1==z2/i12z1=1,2,3,4；根據(jù)大多數(shù)用法，選取z1=2蝸輪齒數(shù)z2z2=i12z1=36*2=72傳動比i12i12=1/i21ω1/ω2=n1/n2=z2/z1=r/2/r/1cotγ1=r/2/p=2r/2/mz1=d2/mz1=36>1齒數(shù)比uu=z2/z1=36≥1(蝸桿主動時i12=u)蝸桿軸向模數(shù)mx/mmmx=2a/(p+z2+2x)=px/π=d1蝸桿法向模數(shù)mn/mmmn=mxcosγ1蝸桿直徑系數(shù)qq=d1/mx=40/4=10蝸桿分度圓直徑d1/mmd1=qmx=10*4=40導程pz/mmπmz1=pz導程角γ1(°)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)軸向齒形角αx(°)tanαx=tanαn/cosγ1法向齒形角αn(°)tanαn=tanαxcosγ1=0.36αn=α0=20°DIN標準規(guī)定γ=15°～20°αn°γ1<15°時α0=20中心距a/mma=m(q+z2+2x)/2=(d/1+d/2)/2=164.8取標準值變位系數(shù)xx=(a/-a)/m=a//m-(q+z2)/2、x=+0.3～–1；選用桿節(jié)圓直徑d1//mmd1/=d1+2x2m=m(q+2x蝸輪節(jié)圓直徑d2//mmd2/=d2=288齒頂高系數(shù)ha*ha*=cosγ1=0.98取ha*=1頂隙系數(shù)γ1蝸桿齒厚sx1/mmsx1=p/2=π加厚蝸輪齒厚時sx1=πγ1蝸桿齒頂高ha/mmha1=ha*m=1*4=4桿齒根高hf/mmhf1=ha蝸桿齒全高h/mmh1=ha1+hf1齒距p/mmpx=πm=3.14*4=12.56pn=pxcosγ1蝸桿齒頂圓直徑da1/mmda1=d1+2ha蝸桿齒根圓直徑df1/mmdf1=d1-2hf1蝸桿螺旋參數(shù)pp=mz1/2=d1tanγ1蝸桿法向齒厚sn1/mmsn1=sx1cosγ1法向弦齒厚s/n1/mms/n1=sn1(1-sn12sin2γ1/6d12法向弦齒厚測齒高h/n/mmh/n=ha*m+sn12sin2γ1/4d1蝸桿齒寬b1/mmb12b1≈(5～6)πm蝸桿端面齒形角αt(°)tanαt=tanαn/sinγ1蝸桿基圓柱上導程角γb1(°)cosγb1==cosαncosγ1sinγb1cosαt=cosαnsinγ1tanγb1=p2/db1π蝸桿基圓直徑db1/mmdb1=d1cosαtdb1sinγb1=z1mncosαndb1π=pzcotγb1當αn=20°，假設db1>df1必須減小db1,使db1=df1蝸桿平均直徑dm/mmdm=(da1+df1平均圓柱上導程角γm1(°)tanγm1=mz1/dm平均圓柱上法向齒形角αnm(°)cosαnmcosγm1=cosγ1cosαn蝸桿固定弦齒厚s/n1/mms/n1=πmcos2ndnmcosm/2=3.14*4*cos2蝸桿固定弦齒高h/n1/mmh/n1=(h1-s/n1tanαnm)/2蝸輪分度圓直徑d2/mmd2=d/2=mz2=288蝸輪喉圓直徑da2/mmda2=d2+2ha2蝸輪根圓直徑df2/mmdf2=d2=2hf2蝸輪頂圓直徑de2/mmde2=da2+(1～2)m=384+4=388取整數(shù)蝸輪螺旋角β2(°)β2=γ1=11.31°蝸輪齒寬b2/mmb2=(0.67～0.7)da1蝸輪有效齒寬b/2/mmb/2=2m√b/2=d1齒寬角θ(°)θ=(b/2180°/d1π)或θ=arcsin(b/2/(da1)=35.22°[1]齒形的改良齒形圓柱蝸桿嚙合特性及改善嚙合條件的幾何參數(shù)選擇原那么，現(xiàn)有標準齒廓尚需改良。齒開參數(shù)為：模數(shù)m為標準值，頂隙系數(shù)c*=0.2、齒頂高系數(shù)ha*=0.8～1(大模數(shù)取小值)、齒形角αn=22°±0.5°、齒厚sx1x、齒槽寬ex=0.55πmx、頂圓角半徑rgn。2。普通圓柱蝸桿副的正確嚙合條件mx1=mx2=m=4αn1=αn2(等效αt2=αx1=20°γ1=γ2(旋向相同)i12=d2/d1tanγ1=36不發(fā)生根切的最小變位系數(shù)xmin=(ha*+c*)z2sin2αx4.2.2圓柱蝸桿傳動的強度計算效率是表示輸入功率有效利用的程度。亦是輸出生產(chǎn)阻力功與輸入驅動功之比所得的商。η=P2/P1=1-P2*/P1=1-Ψ式中P2、P1——分別為輸入和輸出功率：P2*——傳動中的損耗系數(shù)，Ψ<1；Ψ——耗損系數(shù)，Ψ<1；η——傳動效率η<1。蝸桿傳動效率包括三局部：η1——軸承損耗效率，η1=1～0.01=0.99η2——攪油損耗效率，η2≈0.99；η3——蝸桿副嚙合效率。蝸桿動時η3=tanγ1/tan(γ1+ρ/)=tan11.31°/tan(11.31°+4°00)=0.73°蝸桿減速器的總效率為η=η1η2η3=0.98tanγ1/tan(γ1+ρ/[3]式中ρ/——蝸桿副的當量摩擦角，ρ/=arctanf/vf/v——當量摩擦因數(shù)。v(12)=v1/cosγ=πd1n1/(60*1000cosγ)=3.14*40*1500/(60*1000*cos11.31°)=0.76≈1查普通圓柱蝸桿副的f/v及ρ/的參數(shù)表得由于選用的是灰鑄鐵，所以v(12)=1.0,f/v=0.070,ρ/=4°00′4.2.3共軛蝸輪傳動的受力分析共軛齒面接觸點處的法向力Fn和公法線重合，可分解成圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fx。蝸桿為主動件時，F(xiàn)t1產(chǎn)生的轉矩T1與ω1轉向相反，徑向力Fr1指向軸心，軸向力Fx1的方向可用左右手定那么確定。右旋蝸桿用右手定那么，反之亦然。掌心面向蝸桿軸、四指指向ω1轉向，那么拇指指向Fx1方向。因為Σ=90°,所以有：Fx1=–Ft2Ft1=–Fx2Fr1=–Fr2式中“—〞僅表示兩力方向相反。假設不考慮摩擦力的作用，并假定集中力Fn作用在P點，那么得Ft2=–Fx1=2T2/d2=–Ft1tanγ/1Fr2=–Fγ1=Fnsinαn≈F12tanαtFx2=–Fr1=–2T1/d’1=Fncosαnsinα/1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潤滑條件較差的蝸桿副，在受力分析時要計入摩擦力。摩擦力Ff21的方向與v(12)方向相反，作用在圓柱體的切平面內(nèi)，所以沒有向心分力、僅有圓周和軸向分力。摩擦力的方向可由v(12)在周向和軸向的分速度方向確定，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——共軛齒面的當量摩擦因數(shù)當電梯所需輸出生產(chǎn)阻力矩時，必須對曳引機進行承載能力校核和設計計算。4.3.1蝸桿副中，蝸輪是弱件，失效破損往往從蝸輪齒面開始。蝸輪齒面破損形式很多，諸如：膠合、疲勞點蝕、剝落、磨粒磨損、碾壓塑性變形、輪齒整體變形等，以膠合、點蝕失效最多。本應以膠合強度確定設計準那么為好，但由于膠合機理尚不十分清楚，設計方法和實際相差較大?？紤]到膠合產(chǎn)生主要是由于油溫過高、齒面應力過大所致，故以σH≤[σ]H為設計準那么，充分考慮溫升因素，把因素轉化成系數(shù)，計算出計算載荷來處理。在此同時，導出了圓柱蝸桿傳動的通用承載能力計算方法。1．校核計算式σH=√1。67KT2/Kmd1m2(ZEZZ)≤[σ]式中K——計算載荷系數(shù)，普通圓柱蝸桿傳動K=K/1K/2K/3K/4K/5K/6K/7K/8Km——模數(shù)影響系數(shù)，普通圓柱蝸桿傳動Km=1Zz———齒數(shù)系數(shù)由查圖表得Zz=0.03[σ]H——許用接觸應力。校核式可變成如下形式T2=[σ]2Hd1m2Km2EZ2z式中[T]2——設備所需生產(chǎn)阻力矩。查d1、q、m、Kmd1m2、dm=4，d1=40，q=10，Km，d1m2=640，Km2．設計計算式由校核計算式可變換成設計計算式d1m2Km≥2EZ2z/3．計算載荷系數(shù)Ka.工況系數(shù)K/1、對于曳引機K/1=1.25b.嚙合精度系數(shù)K/2、當嚙合精度不低于8級，經(jīng)充分跑合，嚙合部位符合要求時，K/2c.環(huán)境溫度影響系數(shù)K/3、當環(huán)境溫度ta=0～25°C或低于0°C時，K/3=1，否那么給于修正。對于曳引機，n1=1500r/min時，K/3d.小時負荷率系數(shù)K/4、小時負荷率定義為JB=[(每小時實際工作時間/min)/60]/%查圖表得K/4=0.7d.冷卻系數(shù)K/5、沒有風扇冷卻時K/5=1；曳引機K/5=1e.傳動比影響系數(shù)K/6f.潤滑方式影響系數(shù)K/7、K/7=1、選用潤滑油時，K/7≈0.85～1；曳引機用N號油可取。g.導程角影響系數(shù)K/84．許用應力[σ]許用應力由下式計算[σ]H=KvKn[σ]Ho式中Kv——相對速度影響系數(shù)，查取。Kn——壽命系數(shù)，Kn=8√N0/NN0——循環(huán)基數(shù)，N0=107。N——實際工作的循環(huán)次數(shù)，穩(wěn)定載荷時N=60n2h變載荷時N=60∑nihi(T2i/T2max)4[6]ni、hi、T2i——任意變載荷下所對應的轉速、時間〔單位：h〕、轉矩。曳引機屬于變載荷，沒有規(guī)律且較難確定，轉速和時間都是變數(shù)。為了平安可靠，可把T2i=T2max當作穩(wěn)定載荷處理。[σ]H0——材料根底許用應力，查表選用ZcuAl10Fe3,由于v(12)≤5m/s，HRC>45,所以選擇的[σ]H0=340對于曳引機可不計蝸桿傳動的彎曲強度。5．功率與轉矩的計算輸入功率/kw：P1=T1n1/9.55*106，輸出功率/kw：P2=P1效率1/tan(γ+ρ/轉矩T1=9.55*106P1/n1=9.55*106T2=T1i12η=126442*36*0.72=[6