【正文】 若 db1df1 。= tanγ b1=p2/db1π = 蝸桿基圓直徑 db1/mm db1=d1cosα t=40*= db1sinγ b1=z1mncosα n=*2*cos20176。*= sinγ b1 cosα t= cosα n sinγ 1=cos20176。= 蝸桿基圓柱上導程角γ b1(176。時α 0=20 中心距 a/mm a=m(q+z2+2x)/2= (d/1+d/2)/2= 取標準值 變位系數 x x=(a/a)/m=a//m(q+z2)/2 、 x=+～ – 1； 選用 x= 桿節(jié)圓直徑 d1/ /mm d1/=d1+2x2m=m(q+2x2)=4*(10+2*)= 蝸輪節(jié)圓直徑 d2/ /mm d2/=d2=288 齒頂高系 數 ha* ha*=cosγ 1= 取 ha*=1 頂隙系數 c* c*= 1= 蝸桿齒厚 sx1/mm sx1=p/2=π m/2= 加厚蝸輪齒厚時 sx1=π m/2– 1== 蝸桿齒頂高 ha/mm ha1=ha*m=1*4=4 桿齒根高 hf/mm hf1=ha*m+c*m=(ha*+c*)m=(1+)*4= 蝸桿齒全高 h/mm h1=ha1+hf1=4+= 齒距 p/mm px=π m=*4= pn=pxcosγ 1=*= 蝸桿齒頂圓直徑 da1/mm da1=d1+2ha*m=48 蝸桿齒根圓直徑 df1/mm df1=d12hf1=402*= 蝸桿螺旋參數 p p=mz1/2=d1tanγ 1/2=40*蝸桿法向齒厚 sn1/mm sn1=sx1cosγ 1=*= 法向弦齒厚 s/n1/mm s/n1=sn1(1sn12sin2γ 1/6d12)= 法向弦齒厚測齒高 h/n/mm h/n=ha*m+sn12sin2γ 1/4d1= 蝸桿齒寬 b1/mm b1=(+)m=(+*72)*4= b1≈ (5～ 6) π m 30 蝸桿端面齒形角α t(176。 α n=176。 DIN 標準規(guī)定 γ =15176。) tan α x=tanα n/cosγ 1 = 法向齒形角α n(176。) γ 1=arctan(z1/p)= arctan(mz1/d1)= arctan(4*2/40) = arctan()=176。故選用： z1= 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 模數（ m/mm） ： 4 軸向齒距 (px/mm)： 分度圓直徑（ d1/mm）： 40 齒數 z1： 2 直徑系數 q： 齒頂圓直徑 da1/mm： 48 齒根圓直徑 df1/mm： 分度圓柱導程角γ 1： 21176。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。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。 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。 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)(1a/g) [2] F= (Q1+ψ Q2)(1+a/g) 所以 G1=(Q1+Q2)(1a/g) (Q1+ψ Q2)(1+a/g) 最后整理得 G=Q2（ 1ψ） [2Q1+Q2（ 1+ψ） ]a/g 27 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。 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+ψ Q2也是承受的外力。 動量定義：物體質量與速度的乘積稱為動量。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。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。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。由于 P 力的作用，設計軸承則是一個重要問題了。而ψ =～ ，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。若載重量不是滿載而是ψ Q2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。 載荷很小時（極限情況是空載）， FQ，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）； QF，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： 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。改變后的嚙合狀態(tài)是蝸輪為主動件。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。當 Q2值再減小，乘客量小于ψ Q2時，則要產生 FQ 的工作狀態(tài)。 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)。若不計入 R2，或計入 R2=Hnq，則 F 是固定量?？捎上率接嬎悖O曳引輪節(jié)圓直徑為 D（ mm）；則 T/20=DG1/（ 2*1000） =1/2*D*[ / i/12+(R1+R2)]*1/1000 電動機受的靜轉矩為 T10= T20/ i12η 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（ N178。所以對重側的拉力 F可由下式計算： F=（ Q1+ψ Q2） /A+R2=（ Q1+ψ Q2） / i/12+ f2(h2) 考慮到上文所述相應問題最后得 F=2 Q2/ i/12+ f2(h2) Q值與 G 值差 由式可知 G1=QF=（ Q1+Q2 Q1 ψ Q2） / i/12+(R1+R2) =(1ψ ) 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=QF=（ Q1+Q2+ Q1+ψ Q2） / i/12+(R1+R2) =2 Q1+（ 1+ψ） Q2/ i/12+(R1+R2) 實際計算時可采用簡化式 P= Q2/ i/12+(R1+R2) 24 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 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（ N178。按規(guī)定，對重取 Q+ψ Q2。 R1 在設計曳引機時按滿載，轎廂在井道部位計算。 Q=（ Q1+Q2） /A+R1=（ Q1+Q2） / i/12+R1 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 ,又轎廂 的結構自重一般為額定載荷的 1。當然也可以通過滑輪組直接連接起來，這時 i/12≠ 1,A≠ 1。 23 Q值 從轎廂到曳引輪之間是一個曳引系統(tǒng)。靜力實際上是兩側各構件重力和對鋼絲繩的拉力。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。 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。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。過輪使繩的彎曲次數增多，疲勞壽命減少。過輪使曳引輪與鋼絲繩的包角減小。多年經驗表明 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。 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 定滑輪及動滑輪機構 Q 為重物， F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 定滑輪機構速度不變、力不變。 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。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。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。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。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。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。 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。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)。 曳引機的傳動效率是其綜合技術指標。要特別重視軸承強度的校核計算及地腳螺栓的設計計算。 曳引機的主要技術指標 為了提高曳引機產品質量 ，必須滿足下列技術指標： 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 ，亦即曳引機的功率范圍很大。 按有無司機分類有：有司機電梯、無司機電梯、有 /無司機電梯。 按轎廂運行速度方式分類（暫時規(guī)定）有：低速電梯（ v1m/s）、中速電梯（ v1～ 2m/s）、高速電梯（ v2～ 5m/s）、超高速電梯（ v5m/s）。其種類十分繁多， 19 可從不同的角度進行分類，常見的有下列幾種： 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、服務電梯（雜物梯）、船舶電梯、觀光電梯和車輛電梯（汽車庫）。 在電梯的各組成部分中 ，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)；其他部分統(tǒng)稱為電梯的輔助系統(tǒng)。 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。 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。 18 第 2 章 緒論 引言 電梯是機電一體化的典型產品，大力開發(fā)電梯產品不公可以供給各行業(yè)部門所需的運載設備而且可用帶動高新機電技術的發(fā)展。 鋼絲繩槽的節(jié)距（槽距） 槽距受結構強度的制約，也即槽距