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圖書分類號：
密 級：
畢業(yè)設計(論文)
升降電梯驅動系統(tǒng)設計及控制電路設計
ASCENDING AND DESCEND THE ELEVATOR DRIVES THE SYSTEM THE DESIGN AND CONTROLS THE ELECTRIC CIRCUIT THE DESIGN
學生姓名
陳亮亮
學院名稱
機電學院
專業(yè)名稱
機械設計制造及其自動化
指導教師
楊根喜
2008年
6 月
2 日
徐州工程學院畢業(yè)設計(論文)
徐州工程學院學位論文原創(chuàng)性聲明
本人鄭重聲明： 所呈交的學位論文，是本人在導師的指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。除文中已經注明引用或參考的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品或成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標注。
本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。
論文作者簽名： 陳亮亮 日期： 08 年 6 月 2 日
徐州工程學院學位論文版權協(xié)議書
本人完全了解徐州工程學院關于收集、保存、使用學位論文的規(guī)定，即：本校學生在學習期間所完成的學位論文的知識產權歸徐州工程學院所擁有。徐州工程學院有權保留并向國家有關部門或機構送交學位論文的紙本復印件和電子文檔拷貝，允許論文被查閱和借閱。徐州工程學院可以公布學位論文的全部或部分內容，可以將本學位論文的全部或部分內容提交至各類數據庫進行發(fā)布和檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。
論文作者簽名： 陳亮亮 導師簽名： 楊根喜
日期： 08 年6 月2 日 日期： 08 年 6 月 2 日
摘要
點題曳引機是電梯的主要組成部分，它的設計水平、產品質量，直接影響電梯的產品質量，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
Abstract
Elevator tractor is product quantity that the design level, product quantity that the elevator constitutes the part primarily, it, direct influence elevator, its strength affect the elevator life span with work with life span directly dependable, it of the vibration feels with a comfort for directly affecting personnel embarking elevator.A main contents for designing spreads the design that move the organization for the lord and calculation.
Keywords Elevator tractor Elevator The tractor lord spreads to move the organization
1
徐州工程學院畢業(yè)設計(論文)
目 錄
1 緒論 …………………………………………………………………………………………..3
1.1引言 3
1.2電梯（垂直梯）簡介 3
1.2.1電梯的組成?： 3
1.2.2電梯的（垂直梯）分類 5
1.3曳引機的主要技術指標 6
2 電梯的驅動功率計算 ……………………………………………………………………….8
2.1曳引比與曳引力 8
2.1.1曳引傳動與曳引傳動形式 8
2. 2作用在曳引輪上的靜力 8
2. 3曳引輪兩側靜拉力計算 10
2.4曳引輪上的靜轉矩 11
2.5靜轉矩的討論 12
2.5.1曳引輪承受的靜轉矩變化 12
2.5.2設計載荷 12
2.5.3曳引機驅動轉矩的計算 12
2.5.4動量定理及曳引力 13
2.6輸入功率的簡易計算方法 14
3 曳引機的設計 ……………………………………………………………………………….15
3.1 曳引機的額定載重量 15
3.1.1額定速度 15
3.1.2 曳引機減速器的中心距 15
3.1.3 交流電動機 15
3.1.4電動機的選用 15
4 曳引機主傳動機構的設計與計算 ………………………………………………………….15
4.1 普通圓柱蝸桿副幾何參數搭配方案 15
4.2幾何計算中注明的幾個問題 18
4.2.1普通圓柱蝸桿副的正確嚙合條件 18
4.2.2 圓柱蝸桿傳動的強度計算 18
4.2.3輪齒面接觸疲勞強度計算 19
4.2..4圓柱蝸桿、蝸輪、蝸輪軸的材料 19
4.2.5.軸系零件的配合精度 20
4.3制動機構位置的討論 21
4.3.1傳動比i12 21
4.3.2曳引輪 21
4.3.3曳引比的應用 21
4.4整體方案討論 21
4.5箱體結構設計的討論 22
4.6箱體尺寸的確定 22
4.7肋的設置 22
4.8箱體設計應合理處理的幾個問題 23
4.9軸承位置 24
4.10箱體設計的對稱性 24
4.11曳引機軸的結構設計 24
4.12軸承的選用 27
4.12.1曳引機用軸承 27
4.12.2 滾動軸承的壽命計算 27
4.13聯(lián)軸器的選用 28
4.14制動機構的設計與計算 30
4.14.1 制動機構的類型與特點 30
4.14.2 制動器的選擇與設計 31
5 控制系統(tǒng)設計 ……………………………………………………………………………….33
5.1門電機主電路的設計 33
5.2 可編程控制器的設計 33
5.2.1 I/O點的分配 34
5.2.2梯形圖 34
5.2.4梯形圖原理分析 41
5.3將PC機應用在電梯控制中 42
總結 …………………………………………………………………………………………….44
致謝 ………………………………………………………………………………………. 45
參考文獻 ………………………………………………………………………………………. 45
附錄
附錄1……………………………………………………………………………………….47
附錄2……………………………………………………………………………………….48
1 緒論
1.1引言
電梯作為垂直方向的交通工具，在隨著計算機和電力電子技術的發(fā)展，現(xiàn)代電梯已成為典型的機電一體化產品。高層辦公樓、住宅建筑中的垂直電梯，商場、機場、火車站、地鐵站內的扶梯、自動人行道；賓館、酒店中的觀光電梯越來越給人們帶來方便。
隨著我國房地產業(yè)的迅猛發(fā)展，中國電梯新技術在變頻變壓、無機房電梯、永磁同步拖動技術、無齒輪曳引機、計算機控制技術、遠程監(jiān)控技術等將迅速推廣。我國在電梯制造技術方面，內資電梯企業(yè)實力不斷增強，如江蘇江南、山東百斯特、浙江巨人、上海房屋設備總公司、東莞飛鵬、寧波宏大、蘇州申龍、東南液壓電梯等電梯制造企業(yè)發(fā)展很快。隨著我國加入WTO以及國家實施西部大開發(fā)的推進，全球著名電梯品牌如奧的斯、迅達、通力、三菱、日立、東芝、富士達、sigma等已陸續(xù)進入中國市場。
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)則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)運輸的目的，因為它是靠摩擦力牽動執(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（由曳引比體現(xiàn)）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。
1.2電梯（垂直梯）簡介
1.2.1電梯的組成?：
按照其功能的不同，電梯可分為曳引系統(tǒng)、導向系統(tǒng)、門系統(tǒng)、轎廂和對重、安全裝置電氣拖動和控制系統(tǒng)等部分.
（一）曳引系統(tǒng)
1、作用：曳引系統(tǒng)的作用是輸出動力、曳引轎廂運行。
2、組成：主要由曳引機、曳引鋼絲繩、導向輪、反繩輪等構成。
曳引機由電動機、連軸器、制動器、減速箱、機座和曳引輪組成。
曳引鋼絲繩連接轎廂和對重，依靠曳引輪繩槽和鋼絲繩之間的摩擦來驅動電梯上下運行。
導向輪一般安裝在曳引機座或承重梁上，用來承托曳引鋼絲繩，調節(jié)轎廂和對重之間的距離。
反繩輪是安裝在轎頂或對重頂部的動滑輪，主要作用是降低電梯速度，提高電梯運載能力。
?。ǘ蛳到y(tǒng)：
1、作用：限制轎廂和對重的自由度，使其只能沿著導軌上下運動。
2、組成：主要由導軌、導靴、導軌架組成。
導軌是對轎廂和對重的運動起導向作用，主要由T型、L型兩種。
導靴安裝在轎廂和對重架上，強制轎廂沿著導軌上下垂直運動。
導軌架安裝在井道壁上，用來支撐和固定導軌。
（三）門系統(tǒng)
1、作用:用以封閉轎廂和井道出口。
2、組成:由轎門、廳門、開門機構組成。
轎門安裝在轎廂上，有交刪式和封閉式等。
廳門安裝在每層電梯出口處。每個廳門設有機械和電氣聯(lián)鎖裝置，保證廳門打開時電梯不能運行。
開門機構是開關電梯門的機構，有自動式、手動式兩種區(qū)別。
（四）轎廂和對重
1、轎廂用來運送乘客或貨物，是電梯的運載承載部分。它主要有機械架、轎廂底、轎廂壁、轎頂組成。
2、對重相對于轎廂懸掛于曳引繩底另一端，使曳引機只需克服轎廂和對重之間底重量差便能驅動電梯，進而起到減少動力消耗、改善曳引機能力底作用。對重由對重架、對重塊、和補償裝置組成。
?。ㄎ澹╇姎馔蟿雍涂刂撇糠?
電梯的電力拖動系統(tǒng)有兩大類，即交流拖動系統(tǒng)和直流拖動系統(tǒng)。常見的直流拖動系統(tǒng)可分為控硅勵磁和控硅供電兩類；交流拖動系統(tǒng)分單速、雙速、調速三類。
電梯的控制系統(tǒng)取決于電梯的用途、額定載荷、速度、控制方式等設計要求和使用性能要求，但控制內容大致相同。主要是指對電梯的啟動、加速、運行、減速、停止和運行方向、樓層顯示、轎內指令、層站廳外召喚、安全保護等信號進行管理和控制。
（六）安全裝置
安全裝置的作用是保證電梯安全使用，防止危機人身、財物的事故發(fā)生。安全裝置分為兩類：機械安全裝置和電氣安全裝置。
1、機械安全裝置
機械安全裝置主要有安全觸板、廳門鎖、限速器、安全鉗、緩沖器等。
①安全觸板設計在轎門上，在電梯關門過程中，當人或物品觸及安全觸板時，轎門自動反開，防止夾傷人或物。
?、陂T鎖裝置（主要指廳門）位于廳門內側，門關閉后將廳門關住，封閉井道，防止電梯不在本層站時人員進入井道；同時，當電梯離開本層站時，人們不能在電梯廳門用非正常手段打開廳門，防止人員進入井道；只有所有電梯廳門關閉后，電梯才能投入正常啟動運行。
?、巯匏倨饕话惆惭b在機房樓板上。當電梯運行速度超過速度限定時，限速器動作，先切斷安全回路，如果電梯仍向下運行將直接牽引安全鉗動作，將電梯制停。
④安全鉗一般安裝在轎廂底部（特殊情況下對重也安裝有安全鉗），當限速器動作時，電梯轎廂（或對重）仍向下運行，在限速器的帶動下安全鉗動作，將轎廂(對重)夾持在導軌上而使轎廂(對重)停止運動。
⑤緩沖器分為彈簧式和液壓式兩種，是電梯最后一道安全裝置。當轎廂或對重因某種原因超出極限位置沖頂或蹲底時，可減少設備對建筑物的沖擊力。
2、電氣安全裝置
電氣安全裝置主要有上下限位開關、極限開關、超載保護、門區(qū)光電裝置等。
?、傧尬婚_關作用是當電梯超越正常行程范圍時，通過安裝在轎廂上的打板驅使限位開關動作，切斷回路，強迫電梯停止。
②極限開關是當電梯沖越端站時，限位開關又未制停電梯時，能在電梯或對重未觸及緩沖器前切斷安全回路或強行切斷主電源的電氣安全裝置。
③超載保護是通過安裝在轎廂懸掛結構或活動轎廂上的稱量裝置來實現(xiàn)的，當轎廂內裝載的重量超出額定載荷時，發(fā)出警告信號，提醒電梯使用人員，并且保持開門狀態(tài)不關門，直至轎廂內的人或物重量不超載。
另外，電梯中還有許多保證電梯安全運行的電氣安全裝置如轎廂內防搗亂功能等，這里不再加以說明。
1.2.2電梯的（垂直梯）分類
(一)按電梯的用途分類
根據電梯在樓宇使用用途（服務對象）的不同，電梯可分為：
1、乘客電梯：主要用于運送乘客上下樓宇，一般設置有較好的轎內裝飾和完善的安全設施。
2、載貨電梯：主要用于垂直方向運輸貨物、設備等，一般有專人控制。
3、消防電梯：在樓宇發(fā)生火災時，其它電梯均不能使用，只有該電梯可供消防員專用，平時用于運輸設備、員工、載貨等。它一般是從地下室到頂層的每一層均能停留的垂直升降梯。對高層樓宇，消防電梯非常重要，應特別加以注意。
4、病床電梯：為醫(yī)院運送病床、擔架、醫(yī)用車而設計，轎廂具有窄長的特點。
5、雜物電梯：供圖書館、書店、辦公樓、飯店等運送圖書、文件、食品等設計的電梯，雜物電梯一般體積較小，不允許載人。
6、觀光電梯：轎廂壁透明，供乘客觀光使用，一般安裝在商業(yè)比較繁花的高層樓宇內。
7、自動人行道：主要用于水平方向運輸人員及物品的電梯。
8、自動扶梯：主要用于斜面運送乘客的電梯。
9、其它電梯：如車輛電梯、船舶電梯、建筑施工電梯和曳引電機等
（二）按電梯運輸速度來分類
1、低速電梯：指運行速度一般為1.0米/秒的電梯。
2、快速電梯：指運行速度一般為1.0～2.0米/秒的電梯。
3、高速電梯運行速度一般為2.0～3.5米/秒的電梯。
4、超高速電梯：指速度大于3.5米/秒的電梯。
（三）按驅動方式和曳引電機分類
1、交流電梯：用交流感應電動機驅動的電梯。根據拖動方式可分為交流單速、交流雙速、交流調速電梯。
2、直流電梯：用直流電動機驅動的電梯。多用于速度大于2米/秒的高檔電梯。
3、液壓電梯：利用液壓泵，由柱塞或柱塞＋鋼絲繩驅動轎廂升降的電梯。
4 齒輪齒條電梯：將導軌加工成齒條，轎廂上裝有與之齒合的齒輪，電動機帶動齒輪旋轉使轎廂升降的電梯。多用于碼頭岸吊、建筑工地等。
5、直線電機電梯：用直線電機帶動的電梯，它是目前最新驅動方式的電梯。
1.3曳引機的主要技術指標
圖1-1 曳引機
為了提高曳引機產品質量，必須滿足下列技術指標：
1.3.1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/s到10m/s以上，亦即曳引機的功率范圍很大。在設計曳引機時，應首先滿足在設計壽命內，不產生任何失效形式的強度要求，其中包括電動機功率的選擇、制動力的確定，主傳動機構強度設計或校核計算。要特別重視軸承強度的校核計算及地腳螺栓的設計計算。另外，繩輪可按易損件處理，其設計壽命可短一些。
1.3.2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。傳動效率的高低不但標志著輸入功率有效利用的程度，而且表明了克服阻力力矩的能力，功率耗損的多少。它不僅體現(xiàn)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、產品質量的具體體現(xiàn)。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。
1.3.3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。體積載荷越大表明曳引機體積越小，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。
1.3.4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。
1.3.5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。
1.3.6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，對曳引機而言則更為重要。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；成本較低。
1.3.7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。
1.4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）、編碼器等部分組成。目前曳引機的組合形式主要有下列三種：
1） 電動機→聯(lián)軸器→制動機構→減速器→曳引輪
2） 電動機→聯(lián)軸器→減速器→制動機構→曳引輪
3） 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。
2 電梯的驅動功率計算
2.1曳引比與曳引力
2.1.1曳引傳動與曳引傳動形式
2.1.1.1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，則機械效益
A=Q/F 式（2-1）
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=rF A=Q/F=1 i’12=1 式（2-2）
定滑輪機構速度不變、力不變。R不變，A= i’12
2.1.1.2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。多年經驗表明
常用曳引傳動形式見下
l 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增多，疲勞壽命減少。
l 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
l 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。
2.2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生的摩擦力（或摩擦力矩）平衡外力，在曳引機的驅下，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2900kg
Q2--------電梯的額定載重力（N）； 取值為1250kg
F--------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 圖2-1 曳引輪上的靜力圖
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；
v--------轎廂運行速度（m/s）；
η2--------曳引輪的轉速（r/min）。
2.3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。則可用下式求得Q值。
Q=（Q1+Q2）/A+R1=（Q1+Q2）/ i’12+R1 式（2-3）
R1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，即R1=f1(h1),于是：
Q=（Q1+Q2）/A+f1(h1)
曳引機強度設計計算中，為了安全可靠，一般規(guī)定額定載荷要乘以系數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=2.65 Q2/+ R1 式（2-4）
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，則R1為
R1=Hnq
F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，其值一般為0.4~0.5。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) 式（2-5）
考慮到上文所述相應問題最后得
F=2 Q2/ i’12+ f2(h2) 式（2-6）
Q值與G值差
由式可知
G1=Q-F=（Q1+Q2- Q1- ψQ2）/ i’12-(R1+R2) 式（2-7）
=(1-ψ) Q2/ i’12-(R1+R2)
實際計算時可采用簡化式
G1=0.55 Q2/ i’12-(R1+R2) 式（2-8）
Q值與F值之和
由式可知
P=Q+F=（Q1+Q2+ Q1+ψQ2）/ i’12+(R1+R2) 式（2-9）
=2 Q1+（1+ψ）Q2/ i’12+(R1+R2)
實際計算時可采用簡化式
P=4.55 Q2/ i’12+(R1+R2) 式（2-10）
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
2.4曳引輪上的靜轉矩
電梯沒有運行前，曳引輪隨的拉力差G1產生的轉矩稱靜轉知T（N·m），它的方向與G相同。可由下式計算，設曳引輪節(jié)圓直徑為D（mm）；則
T’20=DG1/（2*1000） 式（2-11）
=1/2*D*[0.55Q2 / i’12-(R1+R2)]*1/1000
電動機受的靜轉矩為T10= T20/ i12η
2.4.1靜摩擦轉矩
靜力P是比較大的力，作用在軸頸上要產生摩擦轉矩T’10（N·m），其值可由下式計算：
T’ 10=fpr/1000 式（2-12）
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 式（2-13）
電動機軸上承受的總靜轉矩為：
T’10=T10-T’ 10式 （2-14）
或T0=T10+T’0
2.4.2 F和Q的討論
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。若不計入R2，或計入R2=Hnq，則F是固定量。
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，則要產生F>Q的工作狀態(tài)。這時產生的靜力矩與G方向一致。當F方向的靜轉矩大到一定程度時，亦即若大于摩擦力矩時，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。正常（以蝸桿副為例）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。
2.5靜轉矩的討論
2.5.1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，靜載荷產生的轉矩方向與Q的方向一致，又由P力產生的摩擦轉矩總和v的方向相反于是可得出如下規(guī)律性結論：
（1）滿載上行T20與T’20方向一致要相）加
（2）滿載下行T20與T’20方向相反要相減
（3）空載上行T20與T’20方向一致要相減
（4）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ψ=0.4~0.5，這就是說Q值和F值僅相差（0.6~0.5）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。若載重量不是滿載而是ψQ2時，則Q=F，這時靜轉矩理論上可為零，也就是說電梯功率可達到最小?？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=0.4~0.5，可見ψ系數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，設計軸承則是一個重要問題了。
2.5.2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1.25Q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，都應遵循這一原則。
2.5.3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達到安全可靠的目的。
2.5.4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 式（2-13）
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) 式（2-14）
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) 式（2-15）
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) 式（2-16）
整理后得]
G=Q-F=Q2（1-ψ）+[2Q+Q2（1+ψ）a/g 式（2-17）
b)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+Q2 F=Q2+ΨQ2 G1=G2（1-ψ）[1] 式（2-18）
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/g
d)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。
2.6輸入功率的簡易計算方法
曳紀機的驅動轉知和功率是比較復雜。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。有一條經驗公式；
η=Cη1/η’2=0.52*80.8/78.4=0.54 式（2-19）
P=(1-Ψ)Q2v/102η=(1-0.5)*1250*1.75/(102*0.54)=19.86[6]
式中 P——電動機功率（kw）
Ψ——電梯平衡系數，0.45~0.5；
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=100-3.2√i12=100-3.2√36=80.8
η’2——效率比常數,η’2=100-3.6√i12=100-3.6*6=78.4
η——電動機轉動總效率
C——效率常數，C=0.5~0.55,一般取0.52 [4]
45
3.曳引機的設計
3.1 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（對重系數）為0.5時，曳引輪曳引的轎廂所承受的重量，對于客梯重量為1250kg，人數為16位。
3.1.1額定速度
額定速度是批曳引比為1時曳引輪的圓周速度。（單位：m/s）即轎廂速度。
3.1.2 曳引機減速器的中心距 ：160mm
3.1.3 交流電動機
a）功率（單位：kw）：22
b）中心高（單位：mm）：200
c）極數：單速為4極
注：1)曳引機減速器其它幾何參數，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。
3) 門電動機 型號：Y100L-2 ，額定功率：3KW ，額定電壓：380V ，額定電流：7A ，功率因數：0.87
3.1.4電動機的選用
除小型雜物電梯外，其它電梯都要經過起動→穩(wěn)定→停運三個工作階段，其速度要經過低速（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、調壓調速、調頻調速、直線調速等形式。
客梯多用調壓或調頻調速電動機。隨著技術的發(fā)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有關。轉速高，極數少，體積小，成本低，故應選擇4極電動機，n1=1500r/min
4 曳引機主傳動機構的設計與計算
4.1 普通圓柱蝸桿副幾何參數搭配方案是：
在中心距a、轉速n1、傳動比i12給定的條件下，采用多齒數（頭數）z1、z2 ，小模數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（頭數）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；可以提高生產率，降低加工成本，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基礎。故選用：
z1=1、2、4
z2=25~90
i12=-20~63 q=10~20
普通圓柱蝸桿傳動的幾何尺寸計算
在蝸桿的基本尺寸和參數表（GB10085––88）[4]選得以下數值
（詳細見機械設計書附錄P279）
模數（m/mm）： 4
軸向齒距(px/mm)：px = πm =12.566
分度圓直徑（d1/mm）：d1 = q m =40
齒數z1：2
直徑系數q：10.000 圖4-1圓柱蝸桿副
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z1： z1==z2/i12 z1=1,2,3,4 ；根據大多數用法，選取z1=2
蝸輪齒數 z2 z2=i12 z1=36*2=72
傳動比 i12 i12=1/ i21=ω1/ω2=n1/n2= z2/ z1=r’2/r’1cotγ1=
=r’2/p=2r’2/mz1=d2/mz1=36>1
齒數比 u u= z2/ z1=36≥1(蝸桿主動時i12=u)
蝸桿軸向模數mx/mm mx=2a/(p+ z2+2x)=px/π=d1/q=4.00
蝸桿法向模數mn/mm mn= mxcosγ1=3.71
蝸桿直徑系數q q=d1/mx=40/4=10
蝸桿分度圓直徑d1/mm d1=qmx=10*4=40
導程 pz/mm πmz1=pz=3.14*4*2=25.12
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 =0.37
法向齒形角αn(°) tanαn= tanαx cosγ1= 0.36 αn=α0=20°
DIN標準規(guī)定 γ=15°~20°
αn=22.5°γ1<15°時α0=20
中心距a/mm a=m(q+z2+2x)/2= (d’1+d’2)/2=164.8 取標準值
變位系數x x=(a’-a)/m=a’/m-(q+z2)/2 、x=+0.3~ –1；
選用x=0.2
蝸桿節(jié)圓直徑d1’ /mm d1’=d1+2x2m=m(q+2x2)=4*(10+2*0.2)=41.6
蝸輪節(jié)圓直徑d2’ /mm d2’=d2=288
齒頂高系數ha* ha*=cosγ1=0.98 取ha*=1
頂隙系數c* c*=0.2cosγ1=0.2
蝸桿齒厚sx1/mm sx1=p/2=πm/2=6.28加厚蝸輪齒厚時
sx1=πm/2–0.2cosγ1=6.28-0.196=6.084
蝸桿齒頂高ha/mm ha1=ha*m=1*4=4
蝸桿齒根高hf/mm hf1=ha*m+c*m=(ha*+c*)m=(1+0.2)*4=4.8
蝸桿齒全高h/mm h1=ha1+hf1=4+4.8=8.8
齒距p/mm px=πm=3.14*4=12.56
pn=pxcosγ1=12.56*0.98=12.31
蝸桿齒頂圓直徑da1/mm da1=d1+2ha*m=48
蝸桿齒根圓直徑df1/mm df1=d1-2hf1=40-2*4.8=30.4
蝸桿螺旋參數p p=mz1/2=d1tanγ1/2=40*0.2/2=4
蝸桿法向齒厚sn1/mm sn1=sx1cosγ1=6.084*0.98=5.72
法向弦齒厚 s’n1/mm s’n1=sn1(1-sn12sin2γ1/6d12)=5.72
法向弦齒厚測齒高h’n/mm h’n=ha*m+sn12sin2γ1/4d1=4.01
蝸桿齒寬b1/mm b1=(12.5+0.1z2)m=(12.5+0.1*72)*4=78.8
b1≈(5~6) πm
蝸桿端面齒形角αt(°) tanαt= tanαn/sinγ1=0.36/sin11.31°=0.07
蝸桿基圓柱上導程角γb1(°) cosγb1==cosαn cosγ1=cos20°*cos11.31=0.98
sinγb1 cosαt= cosαn sinγ1
=cos20°*sin11.31°=0.18
tanγb1=p2/db1π=0.20
蝸桿基圓直徑db1/mm db1=d1cosαt=40*0.998=39.90
db1sinγb1=z1mncosαn=3.71*2*cos20°=6.97
db1π=pzcotγb1=39.90*3.14=125.29
當αn=20°，若db1>df1
必須減小db1,使db1=df1
蝸桿平均直徑 dm/mm dm=(da1+df1)/2=(48+30.4)/2=39.2
平均圓柱上導程角γm1(°) tanγm1=mz1/dm=4*2/39.2=0.20
平均圓柱上法向齒形角αnm(°) cosαnmcosγm1= cosγ1cosαn
=cos11.31°*cos20°=0.92
蝸桿固定弦齒厚s’n1/mm s’n1= πmcos2αndnmcosγm/2
=3.14*4*cos220°*39.2*cos11.31°/2=213.16
蝸桿固定弦齒高h’n1/mm h’n1=(h1-s’n1tanαnm)/2
蝸輪分度圓直徑 d2/mm d2=d’2=mz2=288
蝸輪喉圓直徑 da2/mm da2=d2+2ha2=288+2*48=297
蝸輪根圓直徑 df2/mm df2=d2=2hf2=2*30.4=60.8
蝸輪頂圓直徑 de2/mm de2=da2+(1~2)m=297.6+4=302 取整數
蝸輪螺旋角 β2(°) β2=γ1=11.31°
蝸輪齒寬 b2 /mm b2=(0.67~0.7)da1=0.68*48=32.64
蝸輪有效齒寬b’2 /mm b’2=2m√q+1= 26.53
b’2=d1tan(θ/2)=12.70
齒寬角θ(°) θ=(b’2180°/d1π)或θ=arcsin(b’2/(da1-0.5m)=35.22°[1]
4.2幾何計算中注明的幾個問題
4.2.1普通圓柱蝸桿副的正確嚙合條件
mx1=mx2=m=4
αn1=αn2(等效αt2=αx1=20°
γ1=γ2(旋向相同)
i12=d2/d1tanγ1=36
4.2.2蝸輪傳動的受力分析
在蝸桿傳動中作用在齒面上的法向壓力Fn仍可分為圓周力Ft 徑向力Fr 和軸向力Fa 顯然，作用于蝸桿上的軸向力等于渦輪上的圓周力；蝸桿上的圓周力等于渦輪上的軸向力；蝸桿上的徑向力等于渦輪上的徑向力，這些力對應的數值相等 方向相反
Ft2 = 2T2/d2 = Fa1
Fa2 = Ft2 tan(γ1+ρ’) = Ft1
Ft2 = Fn sin at = Fr1
法向力 Fn = 2T/ （d2 cosan cosγ1）
4.2.2 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。亦是輸出生產阻力功與輸入驅動功之比所得的商。
η=P2/P1=1-P2*/P1=1-Ψ 式（4-1）
式中 P2、P1——分別為輸入和輸出功率：
P2*——傳動中的損耗系數，Ψ<1；
Ψ——耗損系數，Ψ<1；
η——傳動效率η<1。
蝸桿傳動效率包括三部分：
η1——軸承損耗效率，η1=1~0.01=0.99
η2——攪油損耗效率，η2≈0.99；
η3——蝸桿副嚙合效率。
蝸桿主動時η3=tanγ1/tan(γ1+ρ’)=tan11.31°/tan(11.31°+4°00)=0.73° 式（4-2）
蝸桿減速器的總效率為
η=η1η2η3=0.98tanγ1/tan(γ1+ρ’)= 0.98*0.73=0.72[9] 式（4-3）
式中 ρ’——蝸桿副的當量摩擦角，ρ’=arctanf’v
f’v——當量摩擦因數。
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’的參數表得
由于選用的是灰鑄鐵，所以v(12)=1.0, f’v=0.070, ρ’=4°00′
3.2.5.3功率與轉矩的計算
輸入功率/kw：P1=T1n1/9.55*106=19.86 式（4-4）
輸出功率/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
轉矩 T1=9.55*106P1/n1=9.55*106*19.86/1500=126442
T2=T1i12η=126442*36*0.72= 3277376.64[6]
4.2.3輪齒面接觸疲勞強度計算
最大接觸應力 σH =Ze Zp√KaT2/a3 = 147*2.8