升降电梯驱动系统结构设计及控制电路结构设计毕业论文Word格式.docx
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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
1）传动比i12
经综合考虑选用i12=36
2）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
3）曳引比的应用
经验所得：
客梯i/12=1（当v≥1m/s时）
1.2设计方案的确定
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。
1.3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。
1.4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=160mmδ1=12mm
a=200mmδ1=13mm
a=250mmδ1=15mm
a=315mmδ1=18mm
a=400mmδ1=19mm
a=500mmδ1=25mm
箱盖δ/1=0.85δ1>
8mm
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。
1．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。
其三，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。
其四，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。
其五，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
2．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。
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。
3．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。
1.5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。
1．曳引机轴的结构设计
2．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τ≤[τ]T,设计出一个直径为d的光轴作为被设计轴的最小直径。
τT=T/Wt=（9.55*106P/n）/0.2d3≤[τ]T
d≥
=A
=25.95
曳引机一般用45号钢，[τ]T=30～40Mpa，A=118～106。
当弯矩相对转矩很小时，[τ]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，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
M=
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σbe≤[σ-1]b
Me=
σbe=
≤[σ-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:
Py/=
=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=
=34.34*760/1136=23[4]
RBX=
=11
RAZ=
=1660.65
RBZ=
=20.46
在蜗轮轴上的支承反力
RAy/=
=7.49
RBy/=
=107.39
RAZ/=
=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<
x<
54.5）
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<
l）
M（x）=RAx-P（x-54.5）（54.5≤x≤l）
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=
=1389.48
转矩图T=9.55*106P/n=1.4*105
=42022.98
σbe=
/Wb=42022.98/96991=0.43≤[σ-1]b
对于单键圆轴Wb=
=96991,式中b为键宽，t为槽深，d为轴危险截面的直径；
[σ-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φ=
=0.1029≤[φ][2]
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[φ]°
由下表查得°
1.6轴承的选用
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。
1．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。
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。
基本公式：
按照σ-N曲线可得
P/L=常数
式中P当量动载荷
L额定寿命106
ε寿命指数，对于球轴承ε=3，对于滚子轴承ε=10/3。
在σ-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
P/L=C/l=常数
L=（C/P）/
轴承寿命用小时表示，则
Lh=106/60n=
考虑到温度的影响，给定温度系数ft得
L=
/
[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=
=3.98*500/0.933=2139.78
C/=P/
=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。
1.7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°
c）弹性柱销联轴器，属可移动式弹性联轴器。
它具有结构简单，制造容易、维修方便，具有微量补偿两轴相对偏移和轻微减振性能。
常用于中等载荷，起动频繁的高、低速传动，超负荷下工作时不可靠，工作温度为-20～70°
C。
d）弹性套柱销联轴器属可移式弹性联轴器。
它具有定量补偿两轴相对偏移的性能，以及一般减振、吸振、缓冲、电绝缘性能。
其外形尺寸较小、重量较轻、承载能力较大，要求安装精度较高，常用于正反转变化较多，超重较频繁的高中速轴传动，不适用于动载很大，变化较多，有强烈冲击和扭振的场合。
工作温度为-20～70°
使用范围：
转矩6.3～16000N.M，转速800～3800r/min，轴径25～170mm，补偿量∆x=0,∆y=0.3～0.6mm,∆α=1.5°
～0.5°
。
上面例举的联轴器都是可取的，但相互比较以后以梅花联轴器为“最佳”
联轴器的校核公式为
TC≤[T][6]
式中[T]——许用转矩；
Tc——联轴器承受的计算转矩。
Tc=T+T/≈KT
式中T——工作转矩。
T/——全部质量在起动加速时所需的转矩。
K——计算载荷系数。
T/计算繁杂通常用系数反映，于是：
Tc≈KT
对于曳引机K≈2.3，最后得计算公式
Tc=KT=K9550P1n=2.3*9550*22/1500=322.15
P1——输入功率（kw）；
N1——输入轴转速（r/min）
于是根据Tc与[T]的关系确定相应的联轴器尺寸为292mm
1.8制动机构的设计与计算
制动机构是曳引机的重要组成部分。
它的用途是保证能灵活可靠、巡全地以较大匀减速将曳引机制动停车，保持静止状态。
GB/T13435-90对制动机构的工作状态和性能作了明确规定。
规定一：
曳引机制动应可靠。
在电梯整机中，平衡系数φ=0.4。
轿厢加上125%额定载重量，历时10min，制动轮与投影动闸瓦之间应无打滑现象。
规定二：
在规定一的条件下，制动器的最低起动电压和最高释放电压，应分别低于电磁铁额定电压的80%和55%；
制动器开启滞后时间不超过0.8s；
制动器线圈耐压试验，导电部分对地间施加1000V，历时1min，不得有击穿现象；
制动器线圈的输出端应设有接线端子。
规定三：
制动器部件的闸瓦组件应分两组装设。
如果其中一组不起作用，制动轮上仍能获得足够的制动力，使载有额定载重量的轿厢减速。
规定四：
在曳引机通电持续率为40%时，在检验平台上应作下列高速正反方向连续无故障运转，制动线圈温升与最高温度均应不超过下表的规定
1．制动机构的类型与特点
外抱块式制动器按行程可分为长行程与短行程；
按动力源可分为电磁铁制动器和电磁液压制动器；
电源分交流和直流两种。
外抱式块式制动器结构简单可靠、散热好；
瓦块有充分和均匀的退距，调整行程和间隙比较方便；
对于直形制动臂，制动国矩大小与转向无关；
制动轮轴不承受，但包角小、制动力矩小；
比带式制动器结构稍复杂。
外抱式块式制动器适用于工作频繁、空间稍大的场合，所以广泛用于扶梯驱动主机和电梯曳引机的制动机构中。
在曳引机上应用时称机-电块式制动器。
带式制动器其结构简单紧凑、包角大（一般在270左右），制动力矩大。
制动轮轴受较大弯矩，比压与磨损不均匀，散热差，在曳引机中很少应用。
内张蹄式制动器其结构紧凑，广泛用于结构尺寸受限制的场合。
该制动器有单蹄=双蹄、多蹄式。
其中双蹄式用得较多。
该制动器广泛用于无齿曳引机中，有齿曳引机用得很少。
因此最后选择方案
（1）比较合理。
2．制动器的选择与设计
曳引机属于提升机构。
制动器必须采取常闭式。
安装制动器要有足够的空间。
曳引机制动器安装在高速轴上、制动力矩较小，所以采用外抱块式制动器是合理的。
考虑到电磁铁、液压推力、液压-电磁、盘式等驱式方式，进行对比，为了附加其它附件，又考虑其结构简单、工作安全可靠，在曳引机上选用外抱电磁铁式常闭制动器是合理的。
外抱电磁铁式制动器有下列四种：
短行程交流电磁铁式制动器：
结构简单、体积小、重量轻，动作快；
冲击大、有剩磁、寿命短。
用于短时频繁工作，工作负荷小的场合。
短行程直流电磁铁式制动器：
结构简单、体积小、重量轻、动作快、易磨损。
用于频繁操作、连续点动的场合。
长行程交流电磁铁式制动器：
制动较快、剩磁小、动作可靠；
结构复杂、重量大、效率低、冲击大。
用于中等负荷、操作不频繁的场合。
长行程交流电磁铁式制动器；
冲击小，寿命长、可靠性高；
动作慢。
尺寸和重量均大。
电磁式制动器虽然特点不同，但差别不大。
通过分析直流电磁铁式制动器要优于交流电磁铁式制动器，长行程制动器要优于短行程制动器。
这里我选用外抱块式短行程直流电磁铁式制动器。
1.9曳引轮的设计与计算
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，曳引轮的设计包括：
曳引轮的材料；
曳引轮的结构；
曳引轮的强度计算；
曳引轮与导向轮之间的关系等。
有关标准对曳引轮的技术要求
曳引轮直径D≥40d（d为钢丝绳直径）.节径按下式计算
D=60000vi12/πn1e
式中e——速度系数,e=0.94～1.05。
[6]
曳引轮绳槽工作面粗糙度最大允许值为Ra6.3；
槽面法向跳动允差为曳引轮节径的1/2000；
曳引轮绳槽采用耐磨性能不低于QT600-2的球墨铸铁材料；
曳引轮槽面材质需均匀，一个轮上的硬度差不大于15HBS。
曳引轮的材料
曳引轮与钢丝绳靠它们之间的静摩擦传递载荷。
为了产生较大的摩擦力，钢丝绳材料之间应具备较大的摩擦因数f；
由于静压力很大，故材料应具有较好的力学强度，虽然绳和轮没有宏观的相对移动，但微观振动引起的相对移动，绳的伸长与收缩产生的相对移动是存在的。
为延长使用寿命，曳引轮材料应具有良好的耐磨与减磨性能。
另外为了减少磨损，钢丝绳与曳引轮槽面要有一定的硬度差，曳引轮槽面硬度不宜过高，要具有一定的韧性。
根据这些要求曳引轮材料多用球墨铸铁和高强度合金铸铁。
经分析，我选用球墨铸铁，根据GB9440-88的规定，球墨铸铁QT600-2已改成QT600-3，两者相比仅是伸长率δ由2%变成3%。
曳引轮可广泛采用QT600-3。
它的力学性能σb≥600Mpa,σ0.2≥370Mpa,δ≥3%,HBS=190～270;
它具有良好的强度.耐磨性及韧性;
铸造工艺尚好.山西九三学社太工电梯实业公司批量生产的球墨铸铁曳引轮,用离心铸造,达到良好的力学性能,其成本低,售价低,在市场受到好评.
c）曳引轮绳槽形状
绳槽形状不同,会影响绳和槽间的当量摩擦因数,影响绳的根数或粗细.我国目前应用的槽形有三种:
切中半圆槽、半圆槽、梯形槽。
梯形槽当量摩擦因数fv较大，相应的承载能力大，几何形状简单，好加工。
但我国生产的钢丝绳柔性差，易卡住，工作不太灵活，故目前用得不多，杂物梯曳引轮尚有使用。
半圆槽也是比较好的形状，但载荷很易集中在槽底，两侧不易产生弹性压力，所以目前除导向轮以外也不多应用。
切口半圆槽克服了以上两种槽形的缺点，扩向轮以外也不多应用。
切口半圆槽克服了以上两种槽形的缺点，扩大了其优点，故我选用该形状作为曳引轮绳槽的形状。
可选用的绳径绳径大小要符合GB8903-88的规定。
绳径的选用受根数、承载量大小和安全系数的制约。
在符合GB8903-88规定的条件下，曳引轮槽数不得小于3，绳径d≥8mm。
于是d增大，根数n减少，绳的柔性变差。
d减小，n增加曳引轮宽度增大，故一般推荐n=3～8为宜。
对于小杂物梯，n=2也是允许的。
钢丝绳槽的节距（槽距）槽距受结构强度的
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