(完整word版)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1402 学 生 张福清 学 号 2014040162 指导教师 王兰花

二〇一 六 年 五 月 二十 日

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摘 要

自改革开放以来，我国乃至世界的经济在迅速发展，大批的建筑物像雨后春笋一样不断地涌现。因此，对于电梯的需求也不断地增加,电梯变得越来越重要。电梯是现代高层建筑组成部分，大部分电梯生产商只是对电梯的容量和外观进行了调整，内部的电梯曳引机方面的问题并没有得到有效的解决。因此,对于曳引机的研究有非常重要的意义。

论文主要介绍了电梯曳引机的工作原理，基于论文的基础上对电梯的行星齿轮减速器进行了初步的优化设计，使电梯的运行更具有安全性.

本论文主要介绍了曳引机，它是由电动机、联轴器、制动器、减速箱等组成。电梯的载重、运行速度、承受的载荷等因素也会影响我们对电梯电动机和制动器的选择。我们要根据曳引机的组成零件来整体的考虑和设计计算合适的减速箱.我们可以通过对曳引轮的受力分析来选用合适的钢丝绳。给电梯提供动力的主要是靠曳引轮,通过摩擦力实现电梯的整体运动，因此曳引轮的摩擦系数必须要大.所以我们对曳引机的优化设计要从各个方面入手，将影响的因素降到最小.

关键词：曳引机,行星减速箱，曳引轮，钢丝绳

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ABSTRACT

Since the reform and opening up， the economy of our country and even the world is developing rapidly, and a large number of buildings are springing up like mushrooms. Therefore, the demand for the elevator is also increasing, the elevator is becoming more and more important. Elevator is a part of modern high—rise buildings， most of the elevator manufacturer just to lift capacity and appearance were adjusted, inside the elevator traction machine problem has not been effectively solved. Therefore, there is very important significance for the study of traction machine.

Paper mainly introduces the working principle of the elevator traction machine, based on the basis of the elevator planetary gear reducer were preliminarily optimized design, the elevator is more secure.

This paper mainly introduces the traction machine， it is composed of motor， coupling， brake, gear box etc.。 Load， running speed, load and other factors also affect the choice of elevator motor and brake。 We should according to the components of the traction machine to overall consideration and design calculation of appropriate gear box。 We can pass on the traction wheel force analysis to select the appropriate steel wire。 Provides the power to the elevator is mainly by the traction wheel， realize the overall movement of the elevator by friction, so friction coefficient of the traction wheel must to。 So we on the traction machine optimization design should start from various aspects， will influence factors to a minimum.。

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Key words： traction machine, planetary reducer, traction wheel， wire rope.

目 录

摘 要 ...................................................................................................................................... I ABSTRACT ................................................................................................................................ II 1 前言 .......................................................................................................................................... 1

1.1课题研究的背景及意义 ................................................................................................ 1 1。2 电梯曳引系统的研究概况 ........................................................................................ 1 1。3 课题研究的内容 ........................................................................................................ 2 2 曳引系统的工作原理及主要参数 .......................................................................................... 3

2.1 曳引系统工作原理及曳引条件.................................................................................... 3 2.2 有关参数的确定 ........................................................................................................... 6 3 曳引系统各部分的设计 .......................................................................................................... 8

3.1 曳引电动机的选择 ....................................................................................................... 8

3。1.1 曳引电动机的主要技术性能 .......................................................................... 8 3.1.2 曳引电动机的分类 ............................................................................................. 8 3。1.3 曳引电动机功率的计算 .................................................................................. 9 3。2 曳引钢丝绳、曳引轮、导向轮的设计................................................................... 10

3.2.1常用绕绳方式 .................................................................................................... 10 3。2。2钢丝绳的选用 .............................................................................................. 11 3.2。3 曳引轮的设计 ................................................................................................ 12 3。2.4 导向轮的设计 ................................................................................................ 14 3.2.5 曳引轮的包角 ................................................................................................... 14 3.2.6 曳引轮的强度验算 ........................................................................................... 15 3。2。7 曳引绳安全系数的验算 ............................................................................. 17 3.3 减速器的设计与计算 ................................................................................................ 19

3。3。1 传动方案设计 ............................................................................................. 19 3。3。2 齿轮的设计与计算 ..................................................................................... 20 3.3.3 轴的设计与计算 ............................................................................................... 30 3。3.4 行星架的设计 ................................................................................................ 42 3。3.5 均载机构的设计 ............................................................................................ 45

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3。3.6 箱体的设计 .................................................................................................... 45 3.4 制动器的选择 ............................................................................................................. 46 结 论 .................................................................................................................................... 47 参 考 文 献 .............................................................................................................................. 49 致 谢 .................................................................................................................................... 50

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1 前言

1.1课题研究的背景及意义

由于我国经济的快速发展,带动了居民的生活水平的提高，使我国的城镇化得到快速加深，世界电梯行业都进入了一个全速发展的时期。在未来环保、节能类型电梯将被广泛关注.

根据资料显示，到去年为止，全国电梯总数已达352万台，并以每年20％左右的速度增长，这使得我国的电梯保有量、年产量、年增长量均位列世界第一［1］.如果将这些普通机房电梯改成小机房电梯，将对国民经济的贡献非常可观。它不仅能够降低开发成本而且方便设计，建筑结构也更为合理，同时能源消耗也得到降低。

曳引机是电梯的心脏，是驱动电梯的轿厢和对重做上、下运动的部件，由曳引电动机、制动器、减速箱、曳引轮组成［2].其中最主要的就是减速器,它能影响电梯的整体性能，因此减速器是非常重要的部件。国内电梯厂家提供的减速器基本上都是蜗杆涡轮式曳引减速器，但是蜗杆蜗轮式曳引机体积较大、发热、传动效率不高、精度不高等问题。因此，很难得到满足国内对电梯的需求 ［3］.行星减速器的结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。比较适合未来行业电梯的发展

曳引机的更新换代非常快，伴随着无齿曳引机的出现，具有同样优势的行星齿轮曳引机仍有发展的机遇。行星齿轮曳引机具有体积小、传动效率高、节能环保、寿命长和维护成本低等优点。行星齿轮曳引机的传动效率可达98％,相对同样提升力的蜗轮蜗杆式曳引机可节约30％～40％的能量，体积仅仅是它的一半；其设计寿命超过2万小时,正常运行l5年以上，免维护［4]。而且变速比范围大，可与多种电机匹配，可用于低速、中速和高速各种电梯；起动电流小，只是额定电流的1.4倍，可大大降低供电系统容量.

1.2 电梯曳引系统的研究概况

（1)电梯的发展

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自从1854年，美国人伊莱沙·格雷夫斯·奥的斯在纽约水晶宫举行的世界博览会上，第一次向世人展示了第一部安全升降梯以来,升降梯在世界范围内得到广泛应用

［5］

。

在中国及其它人口众多的亚洲国家,以及像美国等高层建筑云集的国家和地区,对高速电梯的需求量越来越大,在国内电梯厂家所能提的产品几乎都是蜗杆蜗轮式曳引机减速器。因此，在国内此类电梯得到广泛的关注 ［6]。

1900年，因为交流感应电动机类电梯的出现,交流电动机结构简单、造价低而被广泛关注[7]。 1903年，曳引式无齿轮高速电梯在美国被研制成功，同年又在正式的电梯传动结构中采用摩擦绳轮代替卷筒，将卷筒强制驱动改为摩擦曳引驱动，从而提高了传动机构的通用性，现在仍在被广泛使用.

（2）电梯曳引机的发展及特点

19世纪后期，出现了第一代曳引机——蜗轮蜗杆曳引机。这种曳引机传动平稳，传动件少，易维修，但传动效率低，齿面易磨损，寿命低。

20世纪70年代，第二代曳引机——平行轴斜齿轮曳引机。这种曳引机效率高，磨损寿命10倍于蜗轮蜗杆曳引机，但加工精度比较高，必须磨齿。

20世纪90年代初，出现了第三代曳引机-—行星轮系曳引机。这种曳引机传动效率高、体积小、磨损寿命比蜗轮蜗杆曳引机高10倍，但硬度高磨齿非常困难。

20世纪90年代末出现了第四代曳引机——永磁同步曳引机.这种曳引机系统结构得到简化,且无传动失效风险，免维护,但电动机体积、重量、价格大大提高，且低速电机的效率很低，不易用于低速电梯。

1.3 课题研究的内容

(1）曳引机

电梯曳引机是电梯的动力部分功能是输送和传递动力。曳引机一般由电动机、制动器、减速箱、机架、曳引轮、导向轮、盘车手轮等构成.电梯运行部分的全部重量都加在曳引轮、曳引- 2 -

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绳和导向轮上.曳引轮是工作部分，安装在曳引机的主轴上，轮缘上有若干条绳索，利用两端悬挂重物的钢丝绳与曳引轮槽间的静摩擦力,作为电梯上升、下降的牵引力.在这减速器我们选用行星齿轮减速器.曳引系统由曳引机、钢丝绳、导向轮等组成.本论文主要介绍了曳引机，它是由电动机、联轴器、制动器、减速箱等组成

（2）曳引钢丝绳

用于连接轿厢与对重,靠与曳引轮间的摩擦力来传递动力，一般由4—6根组成。 （3)导向轮

导向轮具有滑轮结构,它的作用是联合滑轮组起到省力的作用. （4)电磁制动器

电磁铁、制动臂、制动闸瓦等组成组成了电磁制动器，其响应速度快，结构简单能使运行中的电梯快速制动。

［9]

[8]

2 曳引系统的工作原理及主要参数

2.1 曳引系统工作原理及曳引条件

（1）确定曳引机的安放位置

根据曳引机的安放位置,可分为上置式传动和下置式传动.上置式传动的特点是对建筑物施加的载荷较小，对井道的建筑面积要求较小；下置式传动对建筑物施加的载荷比上置式大，对井道的建筑面积也要求大［10］.故本次设计选用上置式传动.

（2)曳引机的工作原理

电梯曳引系统的组成结构如图2.1所示。

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图2.1 电梯曳引系统的组成结构

1-电动机 2—制动器 3-减速器 4—曳引绳 5—导向轮 6—绳头组合 7—轿厢 8-对重

曳引机的工作原理:通过电动机为曳引机提供动力，然后减速器把高速旋转的电动机与传动机构的旋转频率一致,利用制动器使电梯实现准时停止。在曳引机上安装一个导向轮,将轿厢和导轨分开,使轿厢和井道中的导轨在运行时而不碰撞。受轿厢与对重装置的重力作用把曳引钢丝绳紧压在曳引轮槽内，产生摩擦力。这样,轿厢和对重装置做相对运动，即轿厢上升时候,对重下降；对重上升时候，轿厢下降.

（3）曳引条件

运行中电梯轿厢的载荷和轿厢的位置以及运行方向都在变化。为使电梯在各种情况下都有足够的曳引力,按照GB 7588-2003 《电梯制造与安装安全规范》的规定，曳引式电梯的曳引力应满足以下三个条件：

①符合GB 7588—2003 规定的轿厢在井道内不利位置(如最低站层）装载至125％额定载荷

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的情况下保持平层状态下不打滑，及轿厢在空载状况下均能正常运行；

②减速度的值应小于缓冲器作用时减速度的值（空载、满载或任何紧急状态）。 ③如果对重压在缓冲器上,同时曳引机又按电梯上行方向旋转，这是就不能提升空轿厢，轿厢在井道中滞留时应允许钢丝绳在曳引轮上滑移(任何情况）必须要有足够大的曳引力.

如图2。2电梯曳引钢丝绳受力简图。

电梯曳引轮槽中能产生的最大的有效曳引力是钢丝绳与轮槽之间的当量摩擦系数和钢丝绳绕过曳引轮所包络的弧度的函数。它表达了一个连续柔性体在一个刚性圆柱面上包络所产生的摩擦力关系式,即为著名的欧拉公式，也是曳引条件。其表达式为：

T1T2［11]

C1C2ef （2。1）

图2。2曳引示意图

［12］

式中 T1/T2―在载有125％额定载荷的轿厢位于最低层站及空载轿厢位于最高层站的轿厢装载

工况下,曳引轮两边曳引钢丝绳中的较大静拉力与较小静拉力的静态比值。

C1-与加速度、减速度有关的动力系数，C1ga/ga.g为自由落体的标准加

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速度,g=9。8m/s2；a为轿厢的制动减速度(或启动加速度）；按GB 7588—2003的规定，任何情况下减速度a不应小于后面的数值；对于正常情况下,为0.5m/s；对于使用了减速行程缓冲器的情况，为0。8m/s。由此得出ν(速度)、a(制动加速度）和C1的关系见表2。1。

C2—由于磨损导致曳引轮槽断面变化的影响系数（对半圆或切口槽：C2=1，对V型槽：

C2=1．2)［13]。

f—曳引钢丝绳与曳引轮绳槽间的摩擦因数.

-钢丝绳与曳引轮接触弧所对应的圆心角，称为包角。 e—自然系数，e=2。71828.

表2。1 ν、α和C1的关系

电梯类型 额定速度/（m/s） ≤0.63 交流双速 ＞0。63 ≤1。0 ＞1.0 ≤1。0 交流调速 ＞1.0 ≤1.6 ＞1。6 紧急刹车制动减速度/(m/s) 0.5 0。7 0.9 1.0 1.1 1。2 22

2

C1 1。107 1.154 1.202 1.227 1.253 1.279 ef 叫做曳引系数.它限定了T1/T2的允许比值，ef 越大,则表明T1/T2的允许比值越大，也

就表明电梯的曳引能力越大[14］.

2。2 有关参数的确定

论文主要是针对10层以下乘客电梯的设计。乘客电梯通常安装在办公楼、宾馆等人员流动量较大的建筑中。主要用来运送人员和带有手提物件的人员［15]。

按可乘人数10人(载重为10×75kg=750kg），运行速度为1m/s,进行设计.

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根据国家标准GB/T 7025。1—2008中的规定，选用：

（1）额定载重量Q为800kg； （2）轿厢的额定速度ν为1m/s； （3）轿厢的重量G为500kg； （4）对重的重量W为G+0.5Q=900kg； (5)电梯提升高度为30m；

(6)电梯寿命为15年(每年360天）。

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3 曳引系统各部分的设计

3.1 曳引电动机的选择

3。1.1 曳引电动机的主要技术性能

电梯电动机是通过曳引装置驱动轿厢升降运行和停靠层站的重要部件,是提供动力及将电能转换成机械能的关键设备。其在工作过程中重复的正转或反转，频繁的启动和制动，不断地处于电动和发电状态，经常在四个象限间跃变转换，屡屡的负担着载荷的剧增剧减,时时地承受着过流及温升的耗损。因此,电梯用曳引电动机必须满足以下条件：

(1）电动机要有能频繁地启动和制动.

(2）启动电流较小，电流应降额定电流的2.5～3.5倍，转矩为额定转矩的2.5倍，这样会防止机器受损。

（3）电动机要有发电制动的特性，能由电动机本身的特质来控制电梯在满载下行或空载上行时的速度，而达到安全运行的特性。

(4) 要有较硬的机械特性，不会因电梯的载重变化而引起运行速度的过大变化。

（5）要有良好的调速特性。在额定电压下，其转差率在高速时应≤12％；在低速时应≤20%。 （6）运转平稳、工作可靠、噪声小及维护简单。 3.1.2 曳引电动机的分类

电梯用电动机可分为直流和交流两种。

直流电动机的调速控制技术相当成熟，但由于结构复杂、系统耗能大、造价高等诸多因素，- 8 -

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其已基本淘汰，永磁同步电动机主要应用于无齿曳引机。

国内常用YTD系列交流双速曳引电动机如表3.1。

表3.1 YTD交流双速异步电动机

型号

功率/kW

电压/V

380 380

转速/电流/A

（r/min)

3。89/1。16 12.13/15.3

925/158 925/156

启动电流/A

44。4/12。8 61.8/16.9

启动转矩额定转矩

3.02/2。02 3.14/1。95

效率(%）

81/32 81/26

功率因素

转差率(%)

7.5/36.8 7.5/36。0

YTD-200S YTD—200

M YTD—225

S YTD-225M YTD—250

S YTD-250M

4/0.76 5。6/1.0

0.85/0。38 0。85/0。39

7。5/1。45 11/2.3 15/3.4

380 380 380

16.9/21。23 24.42/30.32 32。33/37。58

929/177 932/189 933/202

83.2/23.2 126。4/34.8 171。5/48。6

3。06/1.95 3.2/1。96 3。05/2.04 3。03/1。

98

82/30 83/36 83/44

0.82/0。34 0.83/0。32 0。85/0。31

7。1/29。2 6。8/24。4 6.7/19。2

22/5。0 380 46。21/50。6 936/212 254/70 84/50 0。86/0。30 6.4/15。2

3.1.3 曳引电动机功率的计算

曳引电动机的受力情况十分复杂，故对曳引电动机功率的计算，通常按以下经验公式进行估算：

P=Q1K平v （3。1）

102式中 Ｐ—曳引电动机的功率（kW）； Ｑ—电动机的额定载重量(kg）； ν-电梯的额定运行速度（m/s）;

K平—电梯的平衡系数,通常取0。45～0.55；

η-电梯传动系统总效率,对于行星齿轮曳引机的电梯,取0.75～0。8。 根据公式（3。1)计算：

P=8001-0.51.01020.8kw=4.9kw

查表3。1选用的电动机型号是:YTD-200 M. 电动机功率P：

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P=5.6kw

电动机转速n：

n=925rmin

电动机轴伸直径d：

d=55mm

3。2 曳引钢丝绳、曳引轮、导向轮的设计

3。2。1常用绕绳方式

如图3.1所示曳引机上置式钢丝绳绕绳方式。曳引比:指电梯在运行时钢丝绳的线速度与轿厢升降速度的比值（图中比值）。

（a）1：1单饶 (b）2:1单饶

(c）3:1单饶 (d）1:1复绕

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图3。1 曳引机上置的钢丝绳绕线方式

图3.1中a所示的结构最为简单,其应用也最为广泛，一般的交流客梯和载重量较小的货梯大多采用这种结构;对于电梯速度要求不高，但希望载重量大一些的货梯，一般采用图3。1b、c所示这种结构，以便提高使用效率;如果钢丝绳和曳引轮的摩擦力表现不足，就采用图3。1d所示的结构，目前一般用于高速无齿轮电梯上。

本次设计的是载重量较小的交流客梯，故采用图3.1a所示的曳引比为1：1的绕绳方式。 3.2.2钢丝绳的选用

曳引钢丝绳承受了轿厢、对重和其他装置的全部重量，在电梯运行的过程中所受到的损耗非常大,所以对于钢丝绳的需用非常重要，由于使用状态的特殊性和系统要求的可靠性，曳引绳必须使用电梯专用钢丝绳.

GB 7588—2003对曳引钢丝绳规定：钢丝绳公直径应大于等于8mm，曳引钢丝绳静载安全系数kj（n≥3，kj>12；n=2，kj〉16 n：绳数）。

按照国家标准GB 8903—2005生产的电梯用钢丝绳，查机械设计手册初步选用光面钢丝、纤维芯，结构为6x19类别的钢丝绳.选用公称直径为10mm，1570等级的单强度钢丝绳.

曳引绳静载安全系数计算式:

kj=式中 kj-钢丝绳的静安全系数；

P—单根钢丝绳的破断拉力，P=51.8kN; n—曳引钢丝绳的根数；

T-曳引钢丝绳的最大拉力，它等于轿厢重、125%的额定载重、电梯提升长度内钢丝绳重的总和。查机械设计手册每根钢丝绳重M为：

M=35.910030kg=10.77kg

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Pn （3.2） T(完整word版)电梯曳引系统设计-毕业设计

则曳引钢丝绳根数(采用三根以上曳引绳）应满足条件：

PnPn=≥12 TQ125%+G+nMg2Q125%+G）g P-12Mgn≥1（n≥12Q125%Gg12800125%+5009.8P-12Mg51800-1210.779.8=3.49

为了安全，选用5根钢丝绳。 3。2。3 曳引轮的设计

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。有关标准对曳引轮的技术要求：

a、曳引轮直径D≥40d ，（d为钢丝绳直径）； b、曳引轮工作面粗糙度最大允许值为Ra6.3; c、各轮槽节径半径方向的相对允许差为0。1mm； d、槽面法向跳动允许误差为曳引轮节径的1/2000; e、曳引轮槽面采用耐磨性硬度为HB200左右；

f、曳引轮槽面材质需均匀，一个轮上的硬度差不大于15HBS。 (1）曳引轮材料的选择

轿厢、对重和其他装置的全部动静载荷都作用在曳引轮上，所以曳引轮必须满足强度大、韧性好、耐磨损、耐冲击的特性，所以在材料上多用QT60—2球墨铸铁，硬度为HB200左右，为了减少曳引钢丝绳在曳引轮绳槽内的磨损，除了选择合适的绳槽槽型外，对绳槽的工作表面的粗糙度、硬度应有合理的要求。

（2）曳引轮绳槽形状 ①绳槽形状的确定

绳槽形状会影响绳和槽间的当量摩擦因数以及绳的根数和粗细.目前，应用的槽形有三种：- 12 -

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V型槽（图3。2a)、半圆槽（图3.2b）、带切口半圆槽（图3。2c)。

V型槽当量摩擦系数fv较大,承载能力大,但磨损较快，易卡绳,工作不太灵活。故目前应用不多。

半圆形槽具有较大接触面积磨损小,但摩擦系数却比V型槽小很多，两侧不易产生弹性压力。所以目前除导向轮外不多应用。

带切口半圆槽介于上述两种槽形之间,这种槽既增大了摩擦系数，提高了曳引能力，也减小了过快的磨损.故被广泛应用.

综上所述，应选用带切口半圆槽曳引轮。

（a） （b） （c）

图3。2 曳引轮槽形

②绳槽的节距（槽距）

由于槽距受结构强度的制约。故槽距不能过小，以免槽顶部崩裂；槽距也不能过大,以免引起曳引轮宽度增加。

根据前人的经验，钢丝绳绳径为10mm时，槽距P取值为16mm。 ③切口半圆槽几何参数的确定

槽形半圆的中心O位于节圆上。顶圆与节圆半径差一般为1.5~2mm.槽形圆弧半径R基本上与绳的半径相同，一般R为（d+0.5）/2.图3。2c所示关键参数是2和

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2的取值。一般而言2取30°～42°,多采用35°；2取75°～105°,常取为90°。切口宽B=2Rsin；切槽深度A，一般取A=1.2d。

综合直径为10mm的钢丝绳，取切口半圆槽几何尺寸为：

R=d+0.52=5.25mm

2=35 2=90

A=1.2d=1.210mm=12mm

B=2Rsinγ=2×5.25×sin45°=7.4mm

（3)引轮直径和宽度的确定

根据技术要求D≥40d，取曳引轮节径

D=450mm

曳引轮宽度约为

b=5P+10=516+10=90mm

3.2.4 导向轮的设计

为安装方便，导向轮与曳引轮都设置在机房内，且在一个机架上。导向轮绳槽采用半圆弧槽形，其圆弧半径，槽距和曳引轮相一致。导向轮安装在固定心轴上，也即周和机架固联，轮相对轴转动，轮孔和轴间通过两并排的深沟球轴承联接。

导向轮直径Dd不应大于曳引轮直径D，也要求Dd≥40d.取：

Dd=400mm

3.2.5 曳引轮的包角

曳引绳绕过曳引轮接触点所对应的圆心角称为包角，常用来表示，如图3—3所示。包角的大小直接影响曳引力的大小，包角越大，曳引力就越大，不能太小,通常取135- 14 -

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图3。3 包角

结合实际，取L=1100mm.使用AutoCAD制图软件,可快速地确定出H和的值。通过绘图,当H=1200mm时,=138°符合要求。 3.2。6 曳引轮的强度验算

（1）曳引轮的失效形式

通常曳引轮的失效形式有两种：当摩擦力矩不够时将产生打滑，失去工作能力，即第一种失效形式；当曳引轮传动的静压力超过材料的许用值时,就会使表面压溃,金属碎裂，失去工作能力，造成第二种失效形式。

（2）第一种失效形式的验算

根据第二章曳引机的受力分析,推导出的曳引条件公式（2.1），即为不打滑失效的设计计算公式.

对于切口半圆槽曳引轮摩擦因数f用当量摩擦因数fv来表示:

-sin2 fv= (3.3）

-2+sin-sin2sin式中 μ—曳引轮与钢丝绳的实际摩擦因数,=0.18;

ψ—ψ的实际值为ψ=180°—2β。但电梯运行一段时间后，槽面摩损使曳引绳在绳中下沉

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一段距离,ψ有所增大,故计算时取=。

结合前面的数据,fv的值为：

(sin90-sin45)fv=40.8-2+sin-sin90=0.37

所以，公式（2.1）右边的值为：

efe0.371382.438

对于公式（2。1）的左边:

T1=Q125%+G+nMg=800125%+500+510.779.8N15277.73N； T2WnMg900510.779.8N9347.73N

C11.154 ， C21

所以,公式（2。1)的左边等于：

T1T=C=15227.731C21.1541=1.88 29347.73由此可以看出，

T1TC1C2ef,符号要求,不会打滑。 2（3）第二种失效形式的验算

查GB 10058—88给出的标准算式，切口半圆槽形的比压强度为：

p8T1cosnDd2sin2 式中，各个符号的意义与前面相同。

P=815227.73cos45545010-2-sin90Nmm2=6.71Nmm2

设计计算准则：

P≤12.5+41+ 式中 P—比压强度（N/mm）；

- 16 -

3.4）

3.5) （（(完整word版)电梯曳引系统设计-毕业设计

ν—轿厢的额定速度（m/s）。

12.5+412.541=8.25

1+1112.5+4所以，切口半圆槽形的比压强度P≤1+,满足要求，不会失效 3.2。7 曳引绳安全系数的验算

验算公式：

lg695.85106NPD8.567d2.6834--2.894lg77.09Dd kjs=10 式中 kjs—安全系数； Np—滑轮的等效数量; D—曳引轮直径； d—钢丝绳直径。 滑轮的等效数量计算式：

Np=Npt=Npp 式中 Npt-曳引轮的等效数量； Npp-导向轮的等效数量.

Npp的数值从式（3。8）计算

Npp=KpNps+Npr 式中 Nps—引起简单折弯的滑轮数量； Npr—引起反向弯折的滑轮数量; Kp-跟曳引轮和滑轮直径有关的系数。

- 17 -

3.6）

3.7) 3.8）

（（（(完整word版)电梯曳引系统设计-毕业设计

其中:

Kp式中 D —曳引轮的直径；

Dp-所有滑轮的平均直径（除曳引轮)。 Npt的数值从表3.2中查得。

表3.2 Npt的取值

半圆形槽 V形槽 带切口半圆形槽 DDp （3.9) 4Npt V形槽角度γ — — 35° 18.5 80° 3.0 1 36° 38° 40° 15.2 10.5 7。1 42° 5。6 45° 4.0 Npt 下部切口角度γ 75° 85° 90° 95° 100° 105° 3。8 5。0 6。7 10.0 15。2 Npt 2.5 所以，各数值为：

Npt=5.0

D450Kp===1.6 D400pNpp=KpNps+4Npr=1.61401.6

44Npp=Npt+Npp=5.0+1.6=6.6

则:

所以,kjs＞kj 曳引钢丝绳安全可靠.

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3.3 减速器的设计与计算

在曳引机的组成当中减速器是最重要的,其性能对整台电梯的整体性能有很大的影响。和蜗轮蜗杆传动比较，行星减速器的结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大，而且可做到环保、节能、免维护，所以采用行星齿轮减速器。其主要作用是降低电动机输出转速和提高电动机输出转矩。 3.3.1 传动方案设计

(1) 总传动比的计算

根据有齿曳引机电梯，其运行速度与曳引机的减速比、曳引轮直径、曳引比、曳引电动机转速之间的关系式:

Dn60ii＇  (3。10) 式中 —电梯运行速度（m/s）； D—曳引轮直径（m）； i—减速比;

i＇—曳引比；

ｎ—电动机转速（r/min）.

可得：

Dn0.4592521.79 60i'6011 i(2) 分配传动比

为了提高传动效率，采用负号机构的行星齿轮传动。由于总传动比为22:1，传动比较大，所以选用两个串联的NGW型行星轮系。高速级轮系和低速级轮系通过一个齿轮联轴器(均载机构）连接。 - 19 -

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总传动比：

ii1i2

高速级传动比：

i14.9:1

低速级传动比:

i24.45:1

（3) 传动简图

如图3。4，减速器传动简图。

图3.4 减速器传动简图

3.3。2 齿轮的设计与计算

（1) 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定

①根据电梯运行情况,太阳轮和行星轮材料均采用20CrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为58~62HRC。这种材料适合承受冲击、中载和耐磨的齿轮，故满足要求。

试验齿面接触疲劳极限HLim1500Nmm2; 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限FLim450Nmm2； 齿轮加工精度为6级.

②内齿圈材料采用42CrMo，经正火和调质处理。以获得相当高的强度和硬度等力学性能,

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表面硬度为200～230HBS.

试验齿面接触疲劳极限HLim750Nmm2； 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限FLim320Nmm2； 齿轮加工精度为7级。

为了提高齿轮传动的平稳性和齿轮传动的重合度，所有传动均采用斜齿轮传动，而且模数相同。由于中心距可以通过螺旋角来调整， 所以不采用变位。

（2）齿轮主要参数的确定

由于电梯运行要求平稳、可靠，齿数适当多些为好.又考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，所以太阳轮1的齿数初步确定为20。齿轮的螺旋角为15°，法向压力角为20°。

斜齿轮传动的简化设计计算公式： ①按接触强度设计

d1≥7563式中 d1—太阳轮1的最小直径（mm）；

K—载荷系数，K=1。2~2。4.载荷平稳、精度高、速度低、齿轮对称于轴承布置、斜齿轮

kT1u+1 （3。11) 2HPu时，应取小值；反之,取大值。由于电梯断续运行,冲击较大，所以这里取K=2。0；

T1—太阳轮1传递的额定转矩（N·m）；

d—齿宽系数，dbd1 ,根据实际情况，取1.0; u-齿数比，u=z2/z1，z1、z2分别为太阳轮1和行星轮2的齿数；

（N/mm），HPHLimSHLim , HLim 为齿轮的接触疲劳极限应力,SHLim为HP—许用接触应力接触强度计算的最小安全系数,电梯要求高可靠性,所以取SHLim1.5.

确定公式内各数值

②太阳轮1传递的额定转矩

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2(完整word版)电梯曳引系统设计-毕业设计

T1=9550式中 P—电动机功率；

P (3。12) n η—电动机与减速箱之间联轴器的效率,η=0.992; n—电动机的转速.

所以

T1=95505.60.992=57.35Nm 925③齿数比

根据行星齿轮传动的同心条件

z3z12z2 （3。13） 等式两边同时除以z1，有

z3z112z2z1 根据传动比条件

z3z1i11 （3。14) z3z14.913.9 所以

3.912z2z1 z2z11.45 ④许用接触应力

HPHlimSHlim15001.51000Nmm2 将以上计算结果带入公式（3.11）,得

d17563257.351.45143.75mm 21.4511000- 22 -

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⑤按齿根弯曲强度设计

m≥12.43式中 m—斜齿轮的法面模数；

K、T1—与前面相同；

KT1YFS (3.15） mz1FP YFS —复合齿形系数，查机械设计手册YFS≈4。28； m-齿宽系数， mbm ,一般(m8m20 ;

25) ，加工、安装精度高时取大值.这里取 z1 —太阳轮1的齿数；

FP —许用弯曲应力（N/mm2），  为齿轮的弯曲疲劳强度基本值， S FPPESFlim ，PEFlim为抗弯强度计算的最小安全系数，电梯要求高可靠性，所以取SFlim2 。

确定公式内各数值 许用弯曲应力

FEFlimYST （3。16)

式中 YST —试验齿轮的应力修正系数，YST2.0； Flim —试验齿轮齿根弯曲疲劳极限.

所以

FPPESFlimFlimYSTSFlim45022450Nmm2 将以上计算结果带入公式(3。15），得

m≥12.43257.354.281.73 2020450取m=2mm。

则，太阳轮1的最小齿数

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z1≥d1cosm43.75cos1521.13 2所以，初始选定的太阳轮齿数20不合理，改为22。 (3）齿数的确定和传动比的修正 ① 高速级各齿轮齿数

根据行星轮系中，各齿轮齿数的选配条件： ②传动比条件

z3i11 z1

所以 z3224.91 z385.8 取z386 ③同心条件

r3r12r2

对于标准齿轮传动：

z3z12z2

所以 86222z2 z232 ④均布条件

z1z3kN (N为整数)。 （3。17） 选择行星轮个数k为3，则

2286故满足要求。 ⑤邻接条件

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336 (完整word版)电梯曳引系统设计-毕业设计

对于标准齿轮有：

z公式（3。18)左边等于

2232sin180346.77 公式（3.18）右边等于

z22ha*322134

所以公式左边大于右边，满足要求。 则，高速级实际传动比为：

1z2sin180k＞z+2ha* （3.18) i1'=1+ z3/z1=1+86/22=4.909

⑥低速级各齿轮齿数

根据减速器外形尺寸的要求，高速级和低速级内齿轮直径应尽量趋于相同。故选择太阳轮4的齿数为25。

根据行星轮系中，各齿轮齿数的选配条件： 同理，可得低速级各齿轮的齿数为

Z425

Z531 Z687

行星轮的个数为4。 则，低速级实际传动比为：

i2'=1+ z6/z4=1+87/25=4.48

综上所算，实际总传动比为

ii1i24.9094.4821.99 - 25 -

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其传动比误差为

i'i21.9921.79i0.92%

i21.79符合要求.

(4）几何尺寸计算 ①计算齿轮1、2中心距

a1z1z2m2cos223222cos1555.905mm 将中心距圆整为56mm。

②按圆整后的中心距修正高速级螺旋角

1zarccos1z2m2a122322arccos256152132 ③计算齿轮4、5中心距

a2z4z5m2cos253122cos1557.975mm 将中心距圆整为58mm。

④按圆整后的中心距修正低速级螺旋角

2zarccos4z5m2a225312arccos25815525 ⑤计算各齿轮分度圆直径

z1m22245.63mm cos1cos152132z2m32266.37mm cos1cos152132d1d2z3m862d3178.37mm cos1cos152132- 26 -

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d4z4m25251.79mm cos2cos15525d5z5m31264.21mm cos2cos15525 d6⑥计算齿轮宽度

z6m872180.21mmcos2cos15525 bdd1145.63mm45.63mm

圆整后取B146mm；B248mm；B346；B450；B552；B650 。 (5）齿轮的校核

经分析,太阳轮1强度最弱,总是在其他齿轮之前失效。所以只要太阳轮1的强度满足要求，其他齿轮都满足要求。

故只需校核太阳轮1的强度。 太阳轮1分度圆上的圆周力为

FtFt2000T1d1 （3.19） 200057.352513.70N 45.63齿轮的许用应力

[]KNlim （3.20） Slim式中 KN—考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数。弯曲疲劳寿命系数KFN 可由文献［16]中图10.18查得；接触疲劳寿命系数KHN可由文献［16]中图10.19查得。两图中应力循环次数的计算方法是：设n为齿轮的转速（单位m/s);j为齿轮每转一圈时,同一齿面啮合的次数;Lh为齿轮的工作寿命（单位h)，则齿轮的工作应力循环次数N计算公式为：

N60njLh （3。21）

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太阳轮1的应力循环次数为

N60njLh60925315360242.1581010

行星轮2的应力循环次数为

N=60njLh=60(925925)21536024=6.21109 32/2286/22查文献[16］得KHN1 0.90，KFN10.90；KHN2 0.92，KFN2 0.90 。

FKFN1Flim0.90450Nmm2202.5Nmm2 SFlim2HHKHN1HlimKHN2Hlim122 HSS2HlimHlim0.915000.9215002 2910Nmm 1.51.5①按齿根弯曲疲劳强度校核

FKFtYFaYSaYB1m≤[F] (3.22） 式中 K—载荷系数，K=KAKVKK .KA 为使用系数，KV 为动载系数, K 为齿间载荷分配系

数,K 为齿向载荷分配系数;

YFa—斜齿轮的齿形系数，可近似地按当量齿数zvzcos3 由文献［16］中表10-5查取; YSa —斜齿轮的应力校正系数，可近似的按当量齿数zv由文献[16]中表10-2查取； Y —螺旋角影响系数,Y1按=30计算；

 -斜齿轮传动的端面重合度，可由文献[16]中图10.26查取; F —齿轮的许用接触应力. 确定公式内的各个计算数值

- 28 -

120 。当＞1 时，按=1代入上式计算。当＞30 时,(完整word版)电梯曳引系统设计-毕业设计

②载荷系数K的确定

根据电梯的运行情况，使用系数KA1.25； 太阳轮1的圆周速度

vd1n160100045.639256010002.21ms 根据υ=2。21m/s,6级精度，由文献［16]中图10-8查得动载荷系数KV=1。06； 由文献[16］中表10—3查得KFKH1.1 ;

由文献［16]中表10-4查得KH1.4043 ，图10.13查得KF1.48。 所以

KKAKVKFKF1.251.061.11.482.157

③YFa、YSa的确定

zvzcos32224.5 3cos152132由文献

[16］

中表10。5查得YFa2.63，YSa1.585。

④螺旋角影响系数的Y确定 斜齿轮的纵向重合度

B1sin46sin1521321.939＞1 m2所以

Y=1-120=1-1152132=0.872 120⑤斜齿轮传动的端面重合度的确定

由文献［16］中图10。26查得10.760，20.800 。

0.7600.8001.560

将以上数值代入公式(3.22）得

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F=2.1572513.702.631.5850.872Nmm2137.33Nmm2 4621.560所以F＜[F]，齿根弯曲疲劳强度满足要求。 ⑥按齿面接触疲劳强度校核

H式中 K—载荷系数;

KKAKVKHKH1.251.061.11.40432.047

KFtu1ZHZE≤H （3.23） B1d1uu—齿数比；

uz2321.45 z122 ZH-区域系数，可由文献［16］中图10。30查得,ZH2.425； ZE—弹性影响系数,可由文献将各数值代入公式（3.23）得

H2.0472513.71.4512.425189.8749.99Nmm2 4645.631.5601.45[16]中表10.6查得，ZE189.8MPa . 12所以H＜[H],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；内齿圈厚度取为25mm，与箱体通过过盈配合连接。 3.3。3 轴的设计与计算

（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d145.63mm ,较小。- 30 -

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因此,输入轴做成空心齿轮轴，材料为20CrMnTi.

①求输入轴上的功率P1、转速n1、转矩T1

由于电动机与减速箱之间联轴器的效率0.992 。所以

P1P5.60.992kW5.555kW

n1n925r/min

T19550000P15.555955000057351.6Nmm n1925②按扭转强度初步估算轴的最小外径

dminA03n11P14 (3。24） 式中 A0—按许用扭转切应力[T]定的系数，查机械设计手册，取A0100； —空心轴内径d与外径d之比，则

dminA03d ,取0.6。 dn11P141005.555392510.6419mm 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dⅡ—Ⅲ（图3。5）。为了使轴结构紧凑，轴直径过渡不易太大，取dmin30mm ，即

dⅡⅢ30mm .

③输入轴结构设计 a、拟定装配方案

根据输入轴的工作情况,选用如图3-4所示的装配方案。

- 31 -

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图3.4 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d155mm，联轴器与输入轴配合的毂孔直径d245mm ,故dⅧⅨ45mm.

为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅷ—Ⅸ段左端需制出一轴肩，故取dⅦⅧ50mm ；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L152mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅷ—Ⅸ段的长度应比L1略短一些，现取LⅧⅨ50mm 。

Ⅶ—Ⅷ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Ⅶ的距离取为3mm，则LⅦⅧ15203mm48mm。

查手册选取Ⅵ—Ⅷ段处圆螺母为M56×2，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Ⅶ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- 32 -

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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dDB60mm110mm22mm。为了保证圆螺母能压在轴承上,故Ⅳ—Ⅴ 段轴的长度要比两轴承宽度2B小一些，现取LⅣⅤ42mm。

Ⅲ—Ⅳ段轴环的直径取为dⅢⅣ69mmdⅢ-Ⅳ=69mm,长度取LⅢⅣ12mm。 Ⅱ—Ⅲ段轴直径dⅡⅢ30mm,根据行星架的尺寸，取LⅡⅢ30mm。

Ⅰ—Ⅱ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dⅧⅨ45mm查手册，选用平键

bhL14mm9mm40mm。半联轴器与输入轴的配合公差为H7 。滚动轴承与轴的轴向定m6位是由过渡配合来保证的，配合公差为d、输入轴的载荷分析

H7。 m6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x0.97； 齿轮联轴器的传动效率为c0.99，则

P2Px2c5.60.9920.9720.995.175 kW

n2nｉ92521.99rmin42.06rmin - 33 -

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T29550000P25.17595500001175017.8Nmm n242.06② 按扭转强度初步估算轴的最小外径

dminA03p2 （3.25） n2查手册,取A0=105，则

dminA03p2105n235.17552.22mm 42.06输出轴的最小直径是与行星架相连的直径dⅣⅤ（图3。5)。由于此处有键槽，所以轴径应增大5%～7%，现增大6％，则

dmin52.2216%mm55.35mm

现取dⅣⅤ56mm。 ③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dⅣⅤ56mm和齿轮4、5的中心距a258，以及行星架的壁厚要求和受力情况，选取行星架上的轴承为单列圆锥滚子轴承33115，其尺寸为dDT 75mm125mm37mm，行星架的两侧板壁厚为c(0.25～0.3) a2,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，

ⅣⅤ段的长度应比行星架左轴孔略短些，故取LⅢⅣ61mm.

为了满足行星架的轴向定位,ⅣⅤ轴段左端需制出一轴肩，取dⅢⅣ80mm；若轴承端盖的总宽度为20mm，曳引轮与端盖的间距为10mm，则LⅢⅣ30mm。

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dⅡⅢ67mm；根据

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曳引轮的宽度90mm，取LⅡⅢ88mm。

查手册，ⅠⅡ轴段上的轴承选用单列圆锥滚子轴承33213，其尺寸为

dDT 65mm120mm41mm，故取dⅠⅡ65mm；取轴承与曳引轮间的定位套筒长度为20mm

（由间隙与密封宽度确定），则L61mm. ⅠⅡ

图3.5 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

bhL20mm12mm80mm，与行星架连接的平键为bhL16mm10mm50mm，配合

公差均为H7H7 ；圆锥滚子轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，配合公差为. k6k6d、输出轴的上的载荷[17］

根据输出轴的结构图做计算简图，如图3。6所示。

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图3.6 输出轴的计算简图

查手册得，轴承33213的支点位置a29.5mm,故L174.5mm；支承点2的位置约为

ⅣⅤ轴段的中间，故L2105.5mm。所以作为简支梁的轴的支承跨距为

根据轴的计算简图做出轴的垂直、水平方向的弯矩图，L1L274.5mm105.5mm180mm。

如图3.7a、b所示;以及总弯矩和扭矩图,如图3.7c、d所示。

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图3。7 输出轴的载荷分析图

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. - 37 -

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垂直面内:

FV3－FV1＋FV20

MVCFV3(L1L2)－FV1L20

MVAFV2(L1L2)－FV1L10

水平面内：

FH3－FH1＋FH20

MHCFH3(L1L2)－FH1L20

MHAFH2(L1L2)－FH1L10

其中，FV1、FH1分别为载有125％额定载重的轿厢和对重在垂直方向、水平方向的力。根据曳引轮的包角138可得：

FV1(500800125%10.775900sin48)9.8N21782.27NFH1900cos489.8N5901.73N

将FV1、FH1的值代入以上两个方程组得

FV29015.44N

FH22442.66N FV312766.83N

FH33459.07N

则 MVBFV3L112766.8374.5Nmm951128.8Nmm

MHBFH3L13459.0774.5N257700.7Nmm

所以，截面B的总弯矩为

M22MVBMHB951128.82257700.72Nmm985421.56Nmm 截面B的扭矩为

TⅢT21175017.8Nmm

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e、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

ca式中 ca—轴的计算应力，MPa； M-轴所受的弯矩，Nm； T—轴所受的扭矩,Nmm；

—折合系数,当扭转应力为静应力时,取0.3；当扭转应力为脉动循环应力时,

取0.6；当扭转应力为对称循环应力时，取1；

W—轴的抗弯截面系数，mm3;

[1]—对称循环变应力时轴的许用弯曲应力.

分析可知，轴扭转应力为对称循环应力，故1。 对于截面B的抗弯截面系数为

Wd3M2TW2≤1 （3。26） 32btdt2d2 (3。27） 式中 d—截面B处轴的直径，d67mm； b-键的宽度，此处b20mm；

t—安装键的轴槽深，此处t7.5mm。 则

Wd332btdt2d267323207.5677.5267225564.4mm3 对于材料为40Cr的轴，许用弯曲应力为[1]70MPa 。 轴的计算应力为

ca985421.5621175017.8260MPa 25564.4- 39 -

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因此ca≤1，故安全. （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Ld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：

FdTd 4a2式中 Td-行星架上的转矩,与输出轴的转矩相同； a2—太阳轮4与行星轮5的中心距。

故 Fd1175017.8N5064.7N 458取行星轮与行星架之间的间隙为d2mm，则跨距长度为

LdB52d5222mm56mm

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qFd/Ld，如图3.8所示.

图3。8 行星轮轴的载荷简图

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=Fd2Ld2-qLd2Ld4=FdLd4FdLd8=5064.756=35452.9Nmm 8按弯曲强度计算轴的最小直径 - 40 -

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dmin310M (3。28) 1选取行星轮轴的材料为40Cr，查手册得［σ—1]=70MPa.则

dmin31035452.9117.2mm 70根据计算的最小直径和行星轮5的直径d564.21mm，查手册，选取圆柱滚子轴承NUP204E,其尺寸为dDB20mm47mm14mm，故取行星轮轴直径为

dd20mm由于行星架两侧的壁厚c16mm，则行星轮轴的长度为L2cLd88mm。

行星轮轴与行星架采用H7。 m6H7的间隙配合，并用螺纹圆柱销M4×12定位;行星轮轴与轴承的配m6合为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

TgFg 3a1其中

Tg=9550000Px5.60.9920.979550000273102.77Nmm n/i｀9254.9091273102.77N=1625.6N 356故 Fg=跨距长为

LgB22d4822mm52mm

危险截面（跨距中间）的弯矩为

MFgLg81625.65210566.4Nmm 8所以，按弯曲强度计算轴的最小直径为

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dmin310M131010566.411.47mm 70根据计算的最小直径和行星轮2的直径d266.37mm，查手册，也选取圆柱滚子轴承NUP204E，故取行星轮轴直径为dg20mm，行星轮轴的长度为L2cLg84mm。

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3。3 行星架分类

分类 双侧板整体式 优点 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）。 主要用于传动比较小而行星轮轴承需安装双侧板分开式 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d451.79mm，和模数mn2mm,选取行星架右端直径为dy=60mm；查手册,右端轴承选用单列圆锥滚子轴承32016，其尺寸为dDT80mm125mm29mm。其他尺寸参考（3.3.2 轴的设计与计算）。

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图3。9 低速级行星架的结构与装配

② 低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f可按下式计算，低速级的啮合中心距a258mm，则

8358f≤±±mm±0.0310mm

10001000

83a2取f30m 。

b、各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按下式计算,即

134a210003458mm0.022810000.03427mm

取130m 。

c、行星架的偏心误差ex约为孔距相对偏差1的1/2，即

ex1230m15m 2(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。

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图3。10 高速级行星架结构

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f，低速级的啮合中心距

a156mm,则

8356f≤±±mm±0.0306mm

1000100083a1取f30m。

b、各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1

134.5a1100034.556mm0.0224510000.03367mm 取130m。。

c、行星架的偏心误差ex

ex1230m15m 2- 44 -

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3。3。5 均载机构的设计

齿轮联轴器的结构与尺寸如图3。11所示.

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 壁厚 加强筋厚度 加强筋斜度 机体端盖螺栓 地脚螺栓 机体内壁直径 机体底座凸缘厚度 符合 δ1 δ2 δ3 d1 d2 D h - 45 - 尺寸 15mm 15mm 5° M10 M16 230mm 30mm (完整word版)电梯曳引系统设计-毕业设计

c1 地脚螺栓孔位置 c2 300mm 210mm 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K975PnNm （3.29）

式中 K—安全系数，交流异步电动机电梯通常取1。5； P—电动机功率（kW）； n—电动机转速(r/min）.

则 M1.59755.68.85Nm 925- 46 -

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（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

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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。

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参 考 文 献

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致 谢

时光荏苒,大学的学习生涯即将画上句号。心中有些许激动，也有些许不舍，不舍那熟悉的同学，也不舍那些关心我学习的老师。回首过去,想想快乐的时光，那刚入学的青葱少年已变得成熟稳健，也即将踏上自己的人生旅途，为自己的未来去奋斗去拼搏.

在这几十年的求学旅途中，多谢父母给的鼓励和支持，也感谢老师同学的帮助，是他们让我学会了，人要有一颗感恩的心，时时刻刻不忘那些曾经帮助过你的人,你们给我留写了青春最美好的记忆.

最后，感谢王兰花老师,在我毕业最后的日子里给了我极大的帮助，对于我不懂得问题会细心的给我讲解，对于难找的资料也会第一时间帮我整理。她严禁的教学态度和对身后的理论知识让我佩服，在这再次衷心的感谢。

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