濟南大學泉城學院畢業設計題目電梯曳引系統設計學院工學院專業機械設計制造及自動化班級機設專升本學生張福清學號指導教師王蘭花二O一六年五月二十日濟南大學泉城學院畢業設計濟南大學泉城學院畢業設計--式中載荷系數;=1.25Px式中載荷系數;=1.25Px1.06x1.1x1.03=2.0一齒數比;32=1.522一區域系數，可由文獻［16］中圖一區域系數，可由文獻［16］中圖10.30查得，2.25;MP/mm2MP/mm2內齒圈厚度取為一彈性影響系數，可由文獻［16］中表10.6查得，將各數值代入公式(3.23)得2.0x2513.1.5+1c-1x2.25x16x5.63x1.5601.5所以o＜［o］，齒面接觸疲勞強度滿足要求。綜上所算，齒輪設計合理，滿足要求。(6)齒輪的結構設計太陽輪均采用齒輪軸；行星輪做成中空齒輪，用滾動軸承支承;25mm,與箱體通過過盈配合連接。(1)輸入軸的設計與計算由于輸入軸的輸入端與電動機的輸出軸通過聯軸器聯結，所以輸入軸的輸入端直徑要與電動機軸伸直徑相同或相近，電動機軸伸直徑為55mm。又太陽輪1的直徑=5.63mm，較小。因此，輸入軸做成空心齒輪軸，材料為20CrMnTi。1①求輸入軸上的功率打、轉速)、轉矩T1由于電動機與減速箱之間聯軸器的效率n=0.2所以P=Pn=5.6x0.2=5.5551n=n=2rmin1~P5.555T=55000J=550000x=5351.6mm1n25②按扭轉強度初步估算軸的最小外徑

式中一按許用扭轉切應力T定的系數，查機械設計手冊，取二10P一空心軸內徑式中一按許用扭轉切應力T定的系數，查機械設計手冊，取二10P一空心軸內徑d'與外徑d之比，d'l，取P二dx5.555二125x由于輸入端直徑受聯軸器的限制，所以輸入端直徑顯然比較大，不是最小直徑。則最小直徑只能是直徑d『山（圖3.5）。為了使軸結構緊湊，軸直徑過渡不易太大，取d二3，即d二3。-in③輸入軸結構設計a、擬定裝配方案圖輸入軸的結構與裝配b、圖輸入軸的結構與裝配b、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度按電動機軸伸直徑及電動機轉速選用聯軸器。查機械設計手冊，選用LMZ8-I-315型分體式制動輪梅花形彈性聯軸器，取聯軸器與電動機軸配合的轂孔直徑根據輸入軸的工作情況，選用如圖3-4所示的裝配方案。d=55mm，聯軸器與輸入軸配合的轂孔直徑d=45mm，故d=45mm。12w-IX為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，wX段左端需制出一軸肩，故取d=50mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為55mm。半聯軸器與皿-w軸配合的轂孔長度L=52mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面1上，故wX段的長度應比L略短一些，現取L=50mm。1w-X皿w段處軸承端蓋的總寬度取為15mm,半聯軸器與減速箱的間距取為20,軸承端蓋與軸肩皿的距離取為3mm,則L=15+20+3mm=48mm。皿-w查手冊選取^w段處圓螺母為M56X2,圓螺母厚度為12mm,退刀槽寬度取為3mm,深度取為3mm。則可取L=16mm。v-卯選擇滾動軸承。因為齒輪是斜齒輪而且正反轉，所以軸承同時受軸向力和徑向力，故選擇成對安裝的角接觸球軸承(背對背排列)。查手冊選取7212B/DB型角接觸球軸承，其基本尺寸為dxDxB=60mm義110mm義22mm。為了保證圓螺母能壓在軸承上，故IVV段軸的長度要比兩軸承寬度2B小一些，現取L=42mm。w-VIIIIV段軸環的直徑取為d=69mmd=69mm,長度取L=12mm。III-WIIITVI-WIII段軸直徑d=30mm,根據行星架的尺寸，取L=30mm。ii-mii-mIII段，前面已確定齒輪的寬度為46mm,分度圓直徑為45.63mm。c、軸上零件的周向定位半聯軸器與輸入軸軸通過平鍵連接。根據d=45mm查手冊，選用平鍵w-X7xxL=14mmx9mmx40mm。半聯軸器與輸入軸的配合公差為一。滾動軸承m67與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，配合公差為—7。m6d、輸入軸的載荷分析經分析，輸入軸主要受扭矩，彎矩可以忽略不計。因為前面軸最小直徑的估算就是按扭轉強度進行計算的，而且選取的直徑比最小直徑大得多，所以輸入軸以及其上裝配的軸承、鍵的強度必然滿足要求，無須校核。(2)輸出軸的設計與計算由于輸出軸與曳引輪連接，載荷比較大，所以應選用較好的材料作為輸出軸，現選用軸的材料為40Cr。①求輸出軸上的功率P2、轉速n2、轉矩T2取高速級和低速級行星輪系（包括軸承效率）的傳動效率均為n=0.9；齒輪聯軸器的傳動效率為n=0.99,則p=p?n?n2?n=5.6x0.992x0.92x0.99=5.15TOC\o"1-5"\h\z2xcn=n/i'=925/21.99/mn=42.06/mn2一P5.15T=9550000—=9550000x=11501.mm2n42.062②按扭轉強度初步估算軸的最小外徑查手冊，取A0=105,則=A=105x3'5il5=52.22mmmn03n342.0622輸出軸的最小直徑是與行星架相連的直徑（圖3.5）。由于此處有鍵槽，所WZ以軸徑應增大5%、%現增大6%,則=52.22xG+6%）mm=55.35mmmn現取=56mm。W-V③輸出軸結構設計a、擬定裝配方案根據減速器的結構，選用如圖3.5所示的裝配方案。b、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度根據=56mm和齒輪4、5的中心距@=58,以及行星架的壁厚要求和受力W-V2情況，選取行星架上的軸承為單列圓錐滾子軸承33115,其尺寸為xxT=mmx125mmx3mm,行星架的兩側板壁厚為工0.25?0.3a,2故取行星架的壁厚為16mm；軸右端是一限位墊，其螺紋為M5；取行星架與端蓋的間距為8mm,軸承與端蓋內側間距為2mm；為防止輸出軸與太陽輪4的干涉，W-V段的長度應比行星架左軸孔略短些，故取=61mm。III-W為了滿足行星架的軸向定位，W-V軸段左端需制出一軸肩，取=80mm；若軸承端蓋的總寬度為20mm,曳引輪與端蓋的間距為10mm,則=30mm。[II-N為滿足曳引輪在輸出軸上的定位，II-III軸段右端需制出一軸肩，故取d=6mm;根據曳引輪的寬度90mm,取=mm。ii-Iii-m查手冊，I-I軸段上的軸承選用單列圓錐滾子軸承33213,其尺寸為dxx=6mmx120mmxmm，故取d=6mm;取軸承與曳引輪間的定位i-i套筒長度為20mm（由間隙與密封寬度確定），則套筒長度為20mm（由間隙與密封寬度確定），則=61mm。i-ii105.;圖輸出軸的結構與裝配C、軸上零件的周向定位曳引輪、行星架與輸出軸均采用平鍵連接。查手冊，選取與曳引輪連接的平鍵為xx=20mmx12mmx0m,與行星架連接的平鍵為xx=16mmx10mmx0m,配合公差均為—；圓錐滾子軸承與軸的周向定6位是由過渡配合來保證的，配合公差為—Od、輸出軸的上的載荷根據輸出軸的結構圖做計算簡圖，如圖3.6所示。

圖3.6輸出軸的計算簡圖查手冊得，軸承33213的支點位置a=2.，故=7.m支承點21的位置約為IV—V軸段的中間，故L=1.。所以作為簡支梁的軸的支承乙跨距為+=7.+1.=1。根據軸的計算簡圖做出軸的垂直、12水平方向的彎矩圖，如圖3.7a、b所示；以及總彎矩和扭矩圖，如圖3.7c、d所示。

從軸的結構圖和彎矩、扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。現計算截面B的彎矩和扭矩。垂直面內:F—F+FV3V1V2FV3水平面內:其中，F、F向的力。FV1—F2V1—F2V1—F2H1—F2H1分別為載有125%額定載重的轎廂和對重在垂直方向、V1H1根據曳引輪的包角a=135+x125%+1水平方。可得:=21FH1將FV1、FH1的值代入以上兩個方程組得15F=12V3FH3=FxVBV3=125.5112=FxHBH35=25所以，截面B的總彎矩為=M2+2%VBHB截面B的扭矩為=弋51122+25521e、==1151III2按彎扭合成應力校核輸出軸的強度軸的彎扭合成強度條件為+(a)—1」式中o一軸的計算應力，軸所受的彎矩，軸所受的扭矩，a一折合系數，當扭轉應力為靜應力時，取a“03;當扭轉應力為脈動循環應力時，取a“06當扭轉應力為對稱循環應力時，取a=1；軸的抗彎截面系數，3；[o]一對稱循環變應力時軸的許用彎曲應力。—1分析可知，軸扭轉應力為對稱循環應力，故a=1。對于截面B的抗彎截面系數為式中一截面處軸的直徑，式中一截面處軸的直徑，一鍵的寬度，此處安裝鍵的軸槽深，此處安裝鍵的軸槽深，此處43430Xx(434對于材料為40Cr的軸，許用彎曲應力為[o]=—1軸的計算應力為o=841+1101，故安全。—1」(3)行星輪軸的設計與計算[18]①低速級行星輪軸的設計與計算經分析，相對運動中行星輪軸可以看做是具有跨距為的雙支點梁，輪軸上扭矩可以忽略不計，故只受彎矩。每個行星輪軸承受的載荷為:4a式中4a式中一行星架上的轉矩，與輸出軸的轉矩相同;a—太陽輪與行星輪的中心距。21175017.8N4x1175017.8N4x58=504.N取行星輪與行星架之間的間隙為A=2m則跨距長度為+2A=52+2x25行星輪軸與行星輪通過一對圓柱滾子軸承連接，故可以認為行星輪軸是沿著整個跨距承受均布載荷=，如圖3.8整個跨距承受均布載荷=，如圖3.8所示。很顯然，在跨距的中間所受的彎矩最大，故此截面為危險截面。彎矩為M=—M=—?——22.一?—=二5…5=35452.按彎曲強度計算軸的最小直徑選取行星輪軸的材料為40Cr,查手冊得[o按彎曲強度計算軸的最小直徑選取行星輪軸的材料為40Cr,查手冊得[o-]=70MPa。則10x35452.1燈°=17.270根據計算的最小直徑和行星輪5的直徑5=4.21,查手冊，選取圓柱滾子軸承NUP204E，其尺寸為xx=20x47x14,故取行星輪軸直徑為

=20由于行星架兩側的壁厚=16，則行星輪軸的長度為=2+=m行星輪軸與行星架采用一6的間隙配合，并用螺紋圓柱銷M4X12定位；行星輪軸與軸承的配合為一6。②高速級行星輪軸的設計與計算高速級行星輪軸結構與計算過程與低速級相同。每個行星輪軸承受的載荷為其中o0o0".""0000——60920—:23102N.TOC\o"1-5"\h\z'240i,,231027“0小故N1626N36跨距長為二+2△=4+2x2=22危險截面（跨距中間）的彎矩為所以，按彎曲強度計算軸的最小直徑為根據計算的最小直徑和行星輪2的直徑2=663,查手冊，也選取圓柱滾子軸承NUP204E子軸承NUP204E,故取行星輪軸直徑為二20,行星輪軸的長度為=2+二4。行星輪軸與行星架、軸承的配合與低速級相同。

3.3.4行星架的設計行星架是行星齒輪傳動的主要構件，其結構的設計和制造對各個行星輪間的載荷分配以及傳動裝置的承載能力、噪聲和振動等有很大影響。行星架（合格）具有外廓尺寸小、質量小、強度和剛度好、動平衡性好、能保證行星輪間的載荷分布均勻等優點。這里我們采用轉臂式行星架［19］。行星架的基本分類見表3.3：表行星架分類分類優點雙側板整體式結構剛性比較好，毛坯可采用鑄造和焊接得到，加工量小，常用于傳動比較大（i>4）。雙側板分開式主要用于傳動比較小而行星輪軸承需安裝在轉架上及高速行星傳動的場合中，結構復雜，剛性差。單側板式結構簡單，軸向尺寸較小，因行星輪呈懸臂狀態，受力情況不好，剛性差。由上表得出，雙側板整體式剛性比其他兩種較好，并且NGW型行星輪系的傳動比大于4,所以我們選擇雙側板整體式行星架，材料選用45號鋼。（1）低速級行星架的設計①低速級行星架的結構設計低速級行星架的結構與裝配，如圖3-9所示。根據太陽輪4的分度圓直徑d=51.79mm，和模數m=2mm，選取行星架右端直徑為d=60mm；查手冊，右端4y軸承選用單列圓錐滾子軸承32016,其尺寸為dxx=mmx125mmx29mm。其他尺寸參考（3.3.2軸的設計與計算）。圖低速級行星架的結構與裝配

a、②低速級行星架的制造精度行星架上各行星齒輪軸孔與行星架軸線的中心極限偏差。可按下式計算，低a、速級的嚙合中心距@=8,則2w班aw班a100083L810000.0310mb、各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差8按下式計算18181=(34W00=G)^—8=(002280031000NNAc、行星架的偏心誤差約為孔距相對偏差8的1/2,即1(2)高速級行星架的設計①高速級行星架的結構設計與尺寸。如圖3-10(2)高速級行星架的設計①高速級行星架的結構設計與尺寸。如圖3-10所示。圖高速級行星架結構a、②高速級行星架的制造精度a、行星架上各行星齒輪軸孔與行星架軸線的中心極限偏差屋低速級的嚙合中，則心距2，則1b、各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差818=(3"=(3.)一=(.,33)111取8=3l。1c、行星架的偏心誤差圖3.11圖3.11齒輪聯軸器（均載機構）3.3.6箱體的設計根據電梯曳引系統的安裝特性，選用臥式不剖分機體。其特點是結構簡單、緊湊，能有效地吸收振動和噪聲，還具有良好的耐腐蝕性。鑄造機體選用灰鑄鐵，機體應盡量避免壁厚突變，設法減少壁厚差以免產生疏松和縮孔等鑄造缺陷。箱體各部相關尺寸參數如表3.4所示：表3.4箱體尺寸名稱符合尺寸壁厚6加強筋厚度6加強筋斜度6°機體端蓋螺栓地腳螺栓機體內壁直徑機體底座凸緣厚度地腳螺栓孔位置3.4制動器的選擇（1）制動器的作用及特點一臺電梯必須設有制動系統，它是不可缺少的非常重要的安全保險裝置。主要有以下作用和特點：①應在電梯的動力或控制電路的電源被切斷時，自動進入夾緊狀態（俗稱抱閘），使運動轎廂停止，直到工作時才松閘。②當制動器被操作抱閘后，即便轎廂裝有125%額定負載以額定速度向下運行時，其制動力矩也能使曳引機停止轉動，并保證轎廂的速度不超過安全鉗動作或轎廂撞擊緩沖器所產生的減速度。③在平層抱閘狀態下，當轎廂內載有至150%的額定載荷時，仍能維持夾緊狀態，保證曳引傳動系統靜止，不使轎廂滑移。、④所有參與向制動輪施加制動力的制動器機械部件應分兩組裝設。如果一組部件不起作用，則應仍有足夠的制動力作用于制動輪上。（2）制動力矩的確定制動力矩的計算方法如下：M=5（.m）（）n式中一安全系數，交流異步電動機電梯通常取1.5；一電動機功率（kW）；n—電動機轉速（r/min）。則M=1.5x——匹.6=.5.m5（3）制動器的選擇根據制動力矩和帶制動輪的聯軸器的尺寸，查機械設計手冊，選用MWZ315—630型電磁塊式制動器。結論本論文是在前人對曳引系統的研究基礎上，提出行星減速曳引系統的設計。根據電梯的工作情況和曳引系統各部件的工作原理、構造，來設計計算各部件。機械部分主要是設計曳引機，包括對對曳引機電動機的選擇，曳引輪、軸承、減速器、制動器的設計，其中軸的設計最為復雜，占的篇幅也最多。并對曳引機做了非常充分的研究和設計，對各個結構部件的選材和設計做了仔細的計算和查閱資料。查閱資料電動機選用型號為YTD-200M的電動機，因為曳引輪容易磨損，故材料選用QT60-2球墨鑄鐵（硬度、耐磨性能良好），曳引機的安放位置非常重要，安放位置不對會對整個曳引系統有很大的影響，本文對曳引機的安放位置和鋼絲繩的纏繞方式都做了很好的分析，鋼絲繩選用公稱直徑為10mm、1570等級的單強度鋼絲繩。軸是最易損壞的構件，從彎矩、扭矩等因素考慮選用45Cr。箱體選用臥式不剖分機體（結構簡單、緊湊降噪和耐腐蝕性好）。通過查閱手冊制動器選用型號為MW2315-630的制動器。通過對減速器的傳動重合度和體積優化的分析研究，采用斜齒行星減速器。設計計算過程綜合考慮了曳引系統的整體運行情況，所以設計出來的曳引系統各部分協調性都比較好，工作安全可靠。對于目前電梯技術的不斷發展，以及人類追求節能、環保、小巧的趨勢，行星齒輪曳引系統將有不可估量的發展前景。參考文獻[1]龐承強，黃艷梅.電梯標準化發展現狀J].中國標準化.2014(5):106-107[2]劉貞.GETM12P60永磁同步曳引機的機械性能分析[C].沈陽工業大學.2009.12:11-12[3]羅丹，黃寧.雙曲柄連桿少齒差行星減速器在起重機械和電梯的應用J].起重運輸機械,2008(4):7-10[4]楊奇俊.行星齒輪曳引機的設計制造仃].中國電梯.2003,14(3):28-29[5]徐衛玉,朱元晨.電梯節能與再生能量的利用J].裝備機械.2011(1):13-18[6]張涵，官德娟.行星齒輪減速器多目標優化設計研究仃].電子機械工程.2006,22(1):1-4[7]許諾，陳鵬.電梯歷史回眸與發展展望J].工程建設與設計.2004(1):21-22[8]尹紀財.中高速電梯曳引系統振動問題的研究中].蘇州大學.2011.4:13-14[9]文濤.電梯系統緊急制動時曳引力的分析和計算J].自動化應用.2014(5):26-28[10]劉敏.電梯曳引機測試系統設計J].中國科技縱橫.2014(12):99-99[11]許家群.電梯曳引驅動系統的現狀及發展前景J].微特電機.2002,30(3):45-49[12]KYChen，MSHuang，RFFung.Dynamicmodellingandinput-energycomparisonfortheelevatorsystem.AppliedMathema