辽宁工程技术大学成人教育学院毕业设计（论文）
0 前言
0.1电梯的起源和发展
早在公元前1世纪，罗马建筑师维持罗维斯就利用升降台上下运货物或运人了，这可以说是电梯的雏形。约在1800年，煤矿主才能利用起重机把矿井中的煤输送上来。
1889年，升降机开始采用电力驱动，电梯开始快速发展。19世纪末，采用沃德-伦纳德系统驱动控制的直流电梯出现，使电梯的运行性能明显改善。20世纪初，开始出现交流感应电动机驱动的电梯，后来槽轮式（即曳引式）驱动的电梯代替了鼓轮卷筒式驱动的电梯，为长行程和具有高度安全性的现代电梯奠定了基础。
如今，世界各国的电梯公司还在不断地进行电梯新品的研发、维修保养服务系统的完善，力争满足人们的对现代建筑交通日益增长的需求。随着电梯技术的不断发展，节约资源、提高工作效益、制造精良的设备以最高效和最可靠的方式来提高生产力成为电梯技术发展的一个重要方向。
0.2曳引式电梯的工作原理
曳引绳两端分别连着轿厢和对重，缠绕在曳引轮和导向轮上，曳引电动机通过减速器变速后带动曳引轮转动，靠曳引绳与曳引轮摩擦产生的牵引力，实现轿厢和对重的升降运动，达到运输目的。固定在轿厢上的导靴可以沿着安装在建筑物井道墙体上的固定导轨往复升降运动，防止轿厢在运行中偏斜或摆动。常闭块式制动器在电动机工作时松闸，使电梯运转，在失电情况下制动，使轿厢停止升降，并在指定层站上维持其静止状态，供人员和货物出入。轿厢是运载乘客或其他载荷的箱体部件，对重用来平衡轿厢载荷、减少电动机功率。补偿装置用来补偿曳引绳运动中的张力和重量变化，使曳引电动机负载稳定，轿厢得以准确停靠。电气系统实现对电梯运动的控制，同时完成选层、平层、测速、照明工作。指示呼叫系统随时显示轿厢的运动方向和所在楼层位置。安全装置保证电梯运行安全。
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学生姓名：张岩 论文题目：行星传动式电梯驱动系统的设计
图0.1曳引驱动结构
0.3本文主要介绍的内容
随着时代的发展，当电梯发明后才出现了立体的城市。没有电梯的发展就没有我们的东方明珠，也没有屹立在世界上的高楼大厦。
行星传动式电梯驱动系统主要由电动机、制动器、行星齿轮减速器、曳引轮和导向轮构成。首先进行电动机和制动器的选择计算。设计的关键在于行星齿轮减速器的设计，通过计算得出太阳轮和行星轮设计尺寸。再设计减速器的主体结构尺寸。设计轴的外形尺寸，选择轴承和键。电梯的轿箱和对重都是由钢丝绳通过曳引轮和导向轮连接的。所以曳引轮和导向轮的选择十分重要。
本篇论文通过对构成行星传动式电梯各组成部分及其各零部件的详细介绍，来让读者更深刻的了解电梯的设计和构成。
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1 电梯曳引机的结构和工作特点
1.1曳引机的结构组成
图 1.1曳引机
曳引机是电梯升降的原动力，又称主机，是驱动电梯的轿箱和对重装置作上下运行的装置。如图 1. 1，曳引机由曳引电动机、电磁制动器、减速器、曳引轮和盘车手轮等组成，它是通过曳引钢丝绳与曳引轮的摩控所产生的力来实现轿箱升降运行的驱动装置。
1.2曳引机的分类
曳引机分为有齿轮曳引机和无齿轮曳引机。
1、有齿轮曳引机：拖动装置的动力，通过中间减速器传递到曳引轮上的曳引机，其中的减速箱通常采用蜗轮蜗杆传动（也有用斜齿轮传动），这种曳引机用的电动机有交流的，也有直流的，一般用于低速电梯和高速电梯上。曳引比通常为35：2。
2、无齿轮曳引机：拖动装置的动力，不用中间的减速器而是直接传递到曳引轮上的曳引机。以前这种曳引机大多是直流电动机为动力，现在国内已经研发出来有自主知识产权的交流永磁同步无齿轮曳引机，如许昌博玛曳引机。曳引比有2：1和1：1。载重320kg ～2000kg ，梯速0.3m/s～4.00m/s。
1.3曳引机的工作特点
曳引式提升机构是电梯行业广泛采用的提升形式。在曳引式提引机构中，钢丝绳悬挂在曳引轮上，其一端与轿箱连接，另一端与对重连接。曳引轮转动时，使曳引钢丝绳与曳引轮之间产生摩擦力（曳引力），从而带动电梯轿箱上下运动。
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悬挂轿箱和对重的曳引钢丝绳与曳引轮绳槽间有足够的曳引力来克服任何位置上的轿箱侧和对重曳引钢丝绳上的拉力差，因此保证了轿箱和对重随着曳引轮的正转和反转，而不断地上升和下降。
曳引式提升机构具有以下优越性：
（1）安全可靠 如果下降中的轿箱或对重因为某种原因冲击底坑中的缓冲器时，曳引式提升机构能自动消失曳引能力，不致于使轿箱或对重继续向上运动直到冲击电梯机房楼板或拉断曳引钢丝绳，造成伤亡事故或财产损失。
（2）允许提升高度大 曳引式提升机构曳引钢丝绳的长度不受限制，因此可以实现将轿箱提升到任何实际需要的高度上。
（3）机构紧凑 对于垂直升降设备，根据规范要求，曳引轮（或卷筒）直径与钢丝绳直径之比不得小于40。曳引式提升机构可以比较容易地通过增加钢丝绳的根数或减少曳引钢丝绳的直径，从而可达到曳引轮直径的减少和使整个提升机构的重量减轻。由于电梯上曳引钢丝绳都在3根以上，因此电梯上采用曳引式提升机构的结构比较紧凑。
（4）方便选用高转速电动机 在电梯额定速度一定的情况下，曳引轮直径越小，则需要曳引轮转速越高，与此同时也就要求驱动电动机转速越高。因此采用曳引式提升机构便于选用结构紧凑、价格便宜的高转速电动机。
2 电动机及制动器的选择计算
2.1电动机的选择计算
电动机是把电能转换成机械能的设备，分布于各个用户处，电动机按使用电源不同分为直流电动机和交流电动机，电力系统中的电动机大部分是交流电机，可以是同步电机或者是异步电机。
电梯的曳引电动机有交流电动机和直流电动机，曳引电动机是驱动电梯上下运行的动力源。电梯是典型的位能性负载。根据电梯的工作性质，电梯曳引电动机应具有以下特点：
1、能频繁地起动和制动：电梯在运行中每小时起制动次数常超过100次，最高可达到每小时180～240次，因此，电梯专用电动机应能够频繁起、制动，其工作方式为断续周期性工作制。
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2、起动电流较小：在电梯用交流电动机的鼠笼式转子的设计与制造上，虽然仍采用低电阻系数材料制作导条，但是转子的短路环却用高电阻系数材料制作，使转子绕组电阻有所提高。这样，一方面降低了起动电流，使起动电流降为额定电流的2．5～3．5倍左右，从而增加了每小时允许的起动次数；另一方面，由于只是转子短路端环电阻较大，利于热量直接散发，综合效果使电动机的温升有所下降。而且保证了足够的起动转矩，一般为额定转矩的2．5倍左右。不过，与普通交流电动机相比，其机械特性硬度和效率有所下降，转差率也提高到0．1～0．2。机械特性变软，使调速范围增大，而且在堵转力矩下工作时，也不致烧毁电机。
表 2.1电动机外型尺寸表
图 2.1电动机尺寸
3、电动机运行噪声低：为了降低电动机运行噪声，采用滑动轴承。此外，适当加大定子铁芯的有效外径，并在定子铁芯冲片形状等方面均作合理处理。
综上所述，选择Y 系列三相异步电动机，型号：Y160M-4，额定功率15kW ，转速1460ｒ/min。电动机外型尺寸表2.1。
2.2传动比分配及各轴功率、扭矩计算
2.2.1传动比分配
设计要求绳轮直径 D =620mm，额定速度v =1m/s，载重量F =1000kg。
由于
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v = D ×ω/2=n 曳πD
30⨯2
式中 ω—圆周速度；
n 曳—曳引轮转速。
所以
n 曳=v ⨯30⨯2πD =30.8r/min
如图 2.2所示：
图 2.2二级行星传动结构图
i 1H 1=(Z 1+Z 3)/Z 1 i 4H 2=(Z 4+Z 6)/Z 4
式中 Z 1—1齿轮的齿数；
Z 3—3齿轮的齿数；
Z 4—4齿轮的齿数；
Z 6—6齿轮的齿数。
i (Z 1+Z 3)(Z 4+Z 6)
1H 2=i 1H 1×i 4H 2=Z
1Z 4
因为
n 0=n 1 n 曳=n H 2
式中 n 0—电动机轴转速；
n 1—1齿轮转速；
n H 2—行星架2转速。
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所以
i 总=n 0/n 曳
式中 i 总—总传动比。
所以
i 总=1460/30.8=47.4
为使减速器的结构更加紧凑，分配传动比为
i 1H 1=8 i 4H 2=6
2.2.2各轴的功率、扭距计算
电动机轴Ⅰ
P 0=15kW n 0=1460r/min
T 3
0=9.55P 0/n 0=9.55×15×10/1460=98.1N．m
式中 P 0—电动机功率；
n 0—电动机转速；
T 0—电动机转矩。
中间轴Ⅱ
P 1= P 0×η齿×η承×η承=15×0.97×0.99×0.99=14.26 kW
n 1=n 0/ i 1H 1=1460/8=182.5 r/min
T 1=9.55P 1/n 1=9.55×14260/182.5=746.2 N．m
式中 P 1—Ⅱ轴功率；
η齿—齿轮啮合效率；
η承—滚动轴承效率；
n 1—Ⅱ轴转速；
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T 1—Ⅱ轴转矩。
输出轴Ⅲ
P 2=F ×v =1000×10×1=10kW
n 曳=30.8r/min
T 2=9.55P 2/ n 曳=9.55×10000/30.8=3100.6 N.m
式中 P 2—Ⅲ轴功率；
T 2—Ⅲ轴转矩。
将上述计算结果汇总列于表 2. 2，以便查用。
表 2.2各轴功率、转速、转矩
2.3制动器的选择及其主要参数的设计计算
2.3.1制动器概述
制动器是用于机构或机器减速或使其停止的装置。有时也用作调节或限制机构或机器的运动速度。它是保证机构或机器正常安全工作的重要部件。
制动可靠、操纵灵活、散热良好、体积小、重量轻，是设计和选择制动器的基本要求。 制动器主要由制动架、摩擦元件和驱动装置三个部分组成。许多制动器还装有摩擦元件间隙的自动调整装置。
按照构造特性，常用制动器分类如下：
1. 摩擦式制动器
（1） 外抱块式制动器—长行程块式、短行程块式制动器
（2） 内张蹄式制动器—双蹄式、多蹄式制动器
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（3） 带式制动器—简单带式、差动带式、综合带式制动器、短行程带式制动器
（4） 盘式制动器
2. 非摩擦式制动器
（1） 磁粉式制动器
（2） 磁涡流式制动器
（3） 水涡流式制动器
2.3.2 制动器的选择及设计
对于有齿轮曳引机，制动器应装在电动机与减速器连接处的带制动轮的联轴器上。对于无齿轮曳引机，制动器装设位置，因制动轮常与曳引轮铸成一体，所以直接装在电动机轴上。制动器的制动作用应由导向的压缩弹簧或重锤来实现。制动力矩应足以使以额定速度运行并载有125%额定负载的轿箱制停。制动器的松开可由电磁或电液操纵。
电磁制动器是由一组弹簧、带有制动衬垫的制动闸瓦、制动臂以及电磁铁组成。当电磁线圈通电时，制动器松闸。当电磁线圈失电，制动闸瓦靠弹簧压紧于制动轮而产生制动力矩。制动器合闸，使轿箱立即制停在停机位置不动。当制动器合闸时，制动闸瓦应紧密地贴合在制动轮的工作面上，制动轮与闸瓦的接触面积应大于闸瓦面积的80%。松闸时两侧闸瓦应同时离开制动轮，其间隙应不大于0.7mm ，且四周间隙数值应均匀相同。
制动器多数采用具有两个制动闸瓦的外抱式结构。为了提高制动的可靠性，研究人员建议对所有向制动轮施加制动力的制动器部件分成两组装设，以满足当一组部件不起作用时，制动轮仍可获得足够的制动力，使载有额定载荷的轿箱减速，图2.4所示的结构可满足此要求。
综上所述，制动器选为立式电磁制动器。
对于有齿轮曳引机，电梯额定载重量为1250kg 。制动轮直径应选为300mm ，闸瓦宽度为140mm ，圆弧角度88°。
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图 2.4立式电磁制动器
3 二级行星传动减速器的设计计算
3.1行星轮系概述
行星轮系是一种行星齿轮机构，其包括带行星轮轴的行星架、内齿轮、太阳轮和多个行星齿轮，各行星齿轮分别安装在各自的行星轮轴上，且各行星齿轮分别与太阳轮、内齿轮相啮合而形成第一排行星轮组，其特征在于：在各行星轮轴上还安装有与太阳轮、内齿轮相啮合的辅助行星齿轮，而至少形成与第一排行星轮组相并列的第二排行星轮组。采用上述结构后，同时与太阳轮、内齿轮啮合的行星齿轮成倍地增多，从而使本机构具有传动比大、齿轮模数小、径向结构紧凑且传递扭矩大、齿轮受力均匀、传动效率高、运行平稳、震动小、噪音低、便于加工的优点；同时，借助于套置在行星轮轴上的辅助支承环，使加长后的各行星轮轴仍具有柔性和应有的刚性。当上述行星齿轮机构应用在减速机上后，取得了意想不到的技术效果。
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图 3.1行星轮系结构
选择齿轮齿数时需要考虑的因素是：满足指定的传动比；几个行星轮需装到相应的合理位置；行星轮间各齿顶圆要有一定间隙。此外，还应保证安装以后三个基本件的回转轴线重合。
近代行星齿轮传动在结构设计上的重大突破就是成功的采用了均载机构，解决了由于制造、装配和构件变形等因素引起的各行星轮之间的载荷不均匀问题，使功率在各行星轮间均匀分流，从而使这种传动的特点得以充分发挥。均载机构的形式很多，可归纳为三大类：基本构件浮动的均载机构、弹性件均载机构和杠杆联动均载机构。其基本原理是利用渐开线齿轮传动的可分性，通过均载构件在受力不均衡时能自动调位或产生附加弹性变形来补偿误差，达到受力均衡使功率分流。不同类型的均载机构有不同的特点和适用范围。
图3.2行星轮系传动结构
3.2行星齿轮传动的齿数选择
在行星轮系中，各轮齿数的选配需要满足下述几个条件。
（1） 满足同心条件
要行星轮系能正常运转，其基本构件的回转轴线必须在同一直线上，为此，
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Z 3=2Z 2+Z 1 Z 6=2Z 5+Z 4
（2） 尽可能实现给定的传动比
i 1H 1=8=(Z 1+Z 3)/Z 1 i 4H 2=6=(Z 4+Z 6)/Z 4
（3） 满足均布条件
为使各行星轮能均布地装配，行星轮的个数与各轮齿数之间必须满足一定的关系，否则将会因行星轮与太阳轮轮齿的干涉而不能装配。所以必须满足以下条件：
(Z 1+Z 3)/ 2=整数 (Z 4+Z 6)/ 2=整数
（4） 各个齿轮均应满足不根切要求
Z i ≥17
为满足上述条件，且在一定的齿轮强度要求下，允许根切，确定各齿轮齿数如下：
Z 1=16 Z 2 = 48 Z 3= 112
Z 4 = 16 Z 5 =32 Z 6=80
3.3行星齿轮传动的强度计算和校核
3.3.1高速级行星齿轮传动的设计计算
以下公式、图、表均来源于参考文献[4]。
选定齿轮类型、精度等级、材料
（1） 由于减速器是由行星齿轮传动，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2） 一般通用减速器选用8级精度（GB 10095.1-2001）。
（3） 材料选择。由表查得所用齿轮材料均为20Cr （渗碳后淬火），硬度为300HBS ，
1. 确定模数m 1
按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径d 1
d 1=K td T 0K A K HP K H ∑u ±1 mm 式（3.1） 2u ϕd σH lim
式中 K td —算式系数。对于一般钢制齿轮：直齿轮传动Ktd=768
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K A —使用系数，见表6-5；得K A =1.00（平稳载荷）
K HP —计算接触强度的行星轮间载荷不均载系数，得K HP =1.08
K H ∑—综合系数，见表6-4；得K H ∑=2
ϕd —小齿轮齿宽系数，按表6-3确定；得ϕd =1.1
“—”号用于内啮合； u —齿数比，见表6-2。上公式中“+”号用于外啮合，
u =0.33
T 1—对啮合副中小齿轮的名义转距，见表6-2，N∙m ；T 1=98.1N∙m
22N∙mm —实验齿轮的接触疲劳极限，按图6-13～6-17选取，。 σH lim
σH lim =1475Mpa
所以
d 1=768⨯由于 98. 1⨯1. 00⨯1. 08⨯20. 33+1=54.47mm 0. 331. 1⨯14752
d 1=m 1Z 1
所以
m 1= d 1/Z 1=54.47/16=3.4 mm
选用标准模数：所以高速级齿轮的模数m 1=3.5 mm
2. 验算模数
按轮齿弯曲强度验算模数m
m n =K tm T 1K A K F ∑Y F α1
ϕd Z σF l i m 21 mm 式（3.2）
式中 K tm —算式系数，对直齿轮传动K tm =12.1；
K FP —计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，
K FP =1+1.5（K HP -1）=1.12
K F ∑—综合系数，见表6-4，得1.8；
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Y F α1—小齿轮齿型系数，由表10-5 得2.8；
Z 1—小齿轮齿数；Z 1=16
σF lim —试验齿轮弯曲疲劳极限，见图6-32，得σ2
F lim =320N/m m
所以
m n =12. 98. 1⨯1. 00⨯1. 12⨯1. 8⨯2. 81. 1⨯162⨯320=2.22 mm
因为
m 1>m n
所以
m =3.5 mm
符合要求。
所以高速级各齿轮分度圆直径为：
d 1=mZ 1=3.5×16=56mm
d 2=mZ 2=3.5×48=168mm
d 3=mZ 3=3.5×112=392mm
式中 d 2—高速级行星轮分度圆直径；
d 3—高速级内齿轮分度圆直径。
计算齿轮宽度
b 1=ϕd d 1=1.1×56=61.6mm
取b 1=35mm b 2=40mm b 3=35mm
3.3.2低速级行星齿轮传动的设计计算
以下公式、图、表均来源于参考文献[4]。
选定齿轮类型、精度等级、材料
（1）由于减速器是由行星齿轮传动，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）一般通用减速器选用8级精度（GB 10095.1-2001）。
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（3）材料选择。由表查得所用齿轮材料均为20Cr （渗碳后淬火），硬度为300HBS ，
1. 确定模数m 2
按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径d 4
d 4=KtdT 1K A K HP K H ∑u ±1 mm 式（3.3） 2ϕd σH lim u
式中 Ktd ─算式系数。对于一般钢制齿轮：直齿轮传动Ktd=768
K A ─使用系数，见表6-5；得K A =1.00（平稳载荷）
K HP —计算接触强度的行星轮间载荷不均载系数，得K HP =1.08
K H ∑—综合系数，见表6-4；得K H ∑=2
ϕd —小齿轮齿宽系数，按表6-3确定；得ϕd =1.1
u —齿数比，见表6-2。上公式中“+”号用于外啮合，“—”号用于内啮合；
u =0.5
T 1—一对啮合副中小齿轮的名义转距，见表6-2，N∙m ；T 1=98.1N∙m
σ2—实验齿轮的接触疲劳极限，按图6-13～6-17选取，N∙mm 2
H lim 。
σH lim =1475Mpa
所以
d 746. 2⨯1. 00⨯1. 08⨯20. 5+1
4=768⨯1. 1⨯147520. 5=97.1mm
由于
d 4=m 2. Z 4
所以
m 2=d 4/Z 4=97.1/16=6.1 mm
选用标准模数：所以低速级齿轮的模数m 2=6.5 mm
2. 验算模数
按轮齿弯曲强度验算模数m
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m n =K tm T 1K A K F ∑Y F α1
2 mm 式（3.4） ϕd z 4σF l i m
式中 K tm —算式系数，对直齿轮传动K tm =12.1；
K FP —计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，
K FP =1+1.5（K HP -1）=1.12
K F ∑—综合系数，见表6-4，得1.8；
Y F α1—小齿轮齿型系数，由表10-5 得2.8；
Z 4—小齿轮齿数；Z 4=16
σF lim —试验齿轮弯曲疲劳极限，见图6-32，得σF lim =320N/m m 2
所以
m ⨯1. 00⨯1. 12⨯1. 8⨯2. 8
n =12. 746. 21. 1⨯162⨯320=4.36 mm
因为
m 2>m n
所以
m 2=6.5 mm
符合要求。
所以低速级各齿轮分度圆直径为：
d 4=m 2Z 4=6.5×16=104mm
d 5=m 2Z 5=6.5×32=208mm
d 6=m 2Z 6=6.5×80=520mm
式中 d 4—低速级太阳轮分度圆直径；
d 5—低速级行星轮分度圆直径；
d 6—低速级内齿轮分度圆直径。
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计算齿轮宽度
b 4=ϕd d 4=1.1×104=114.4mm
取b 4=45mm b 5=50mm b 6=45mm
3.4轴及轴系的结构设计
3.4.1输入轴的结构设计
图3.3输入轴结构
由于Ⅰ—Ⅱ轴段与联轴器相连接，查标准GB4323-85，选用TL7型弹性套柱销联轴器，联轴器的孔径d Ⅰ=42mm,故取d Ⅰ-Ⅱ=42mm。为了满足联轴器的轴向定位要求，Ⅰ—Ⅱ左侧需制出一轴肩，故取
Ⅱ—Ⅲ段直径d Ⅱ-Ⅲ=45mm。由安装的整体结构而定，取l Ⅱ-Ⅲ=48.5mm。联轴器与轴配合的轴孔长度L =84mm。为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ—Ⅱ段的长度应比L 略短一些，现取l Ⅰ-Ⅱ=82mm。Ⅲ—Ⅳ轴段和Ⅴ—Ⅵ轴段需要放置两个大小相同，且与Ⅳ—Ⅴ轴段对称的轴承，所以Ⅴ—Ⅵ段的左边需制出一轴肩，故d Ⅵ-Ⅶ=51mm。Ⅲ—Ⅳ轴段的右端放置一弹性挡圈来定位轴承。在两轴承的中间放置一轴套来固定两轴承之间的距离，为防止轴套与轴之间的摩擦，故d Ⅳ-Ⅴ=41mm。l Ⅳ-Ⅴ=48mm。由结构而定，取l Ⅴ-Ⅵ=25mm，l Ⅵ-Ⅶ=5mm，l Ⅶ-Ⅷ=45mm。
3.4.2输出轴的结构设计
由于Ⅰ—Ⅱ轴段需放置一曳引轮，所以Ⅰ—Ⅱ轴右端需制一轴肩，且d Ⅰ-Ⅱ=110mm，故d Ⅱ-Ⅲ=120mm。Ⅲ—Ⅳ轴段需与行星架相连接，所以Ⅲ—Ⅳ轴段的左端需制一轴肩。
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Ⅰ—Ⅱ轴段的左端需用一轴承座支撑，所以各段轴的长度根据结构而定，即l Ⅰ-Ⅱ=279mm， l Ⅱ-Ⅲ=67mm， l Ⅲ-Ⅳ=126mm。
图3.4输出轴结构
3.5轴承、联轴器、键的的选择计算
3.5.1轴承的选择
因输入轴主要承受径向力和微弱的轴向力作用，故选择深沟球轴承。参照工作要求并根据d Ⅲ-Ⅳ=45mm,故选择深沟球轴承6309，其尺寸为d ⨯D ⨯B =45mm×100mm ×25mm 。
因输出轴主要承受径向力和微弱的轴向力作用，故选择深沟球轴承。参照工作要求并根据d Ⅰ-Ⅱ=110mm，故选择深沟球轴承61822，其尺寸为d ⨯D ⨯B =110mm×140mm ×16mm 。
低速级行星架上安装的两个轴承的受力情况和两轴上的轴承受力情况相同，故选择深沟球轴承61834，其尺寸为d ⨯D ⨯B =170mm×210mm ×2mm 。和深沟球轴承61830，其尺寸为d ⨯D ⨯B =150mm×190mm ×20mm 。
行星轮轴承受的径向力较大，且行星轮经常拆卸，故选择轴承外圈可拆卸的圆柱滚子轴承N205E ，其尺寸为d ⨯D ⨯B =25mm×52mm ×15mm ，和圆柱滚子轴承N207E ，其尺寸为d ⨯D ⨯B =35mm×72mm ×17mm 。
3.5.2联轴器的选择
联轴器是连接曳引电动机轴与减速器轴的装置，用以传递由一根轴延续到另一根轴上的扭矩，又是制动器装置的制动轮。在曳引电动机轴端与减速器蜗杆轴端的会合处。
联轴器的种类：
1. 刚性联轴器：对于减速器轴采用滑动轴承的结构，一般采用刚性联轴器，因为此时 18
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轴与轴承的配合间隙较大，刚性联轴器有助于蜗杆轴的稳定转动。刚性联轴器要求两轴之间有高度的同心度，连接后不同心度不应大于0.02mm 。
2. 弹性联轴器：由于联轴器中的橡胶块在传递力矩时会发生弹性变形，从而能在一定范围内自动调节电动机轴与蜗杆轴之间的同轴度，因此允许安装时有较大的同心度(允差0.1mm) ，使安装与维修方便，同时，弹性联轴器对传动中的振动具有减缓作用。
根据传动装置的工作条件拟选用TL 型弹性套柱销联轴器（GB4323-85），计算转矩T c 为
T c =KT =1. 5⨯98. 1=147. 2N.m
式中 T —联轴器所传递的名义转矩
P 015⨯103
T =9.55=9.55⨯=98.1 N.m 1460n 0
K —工作情况系数，由文献[1]中表11-1查得K =1.25～1.5，选取K =1.5。
查TL7联轴器，公称转矩T n =500N.m>T c =147.2 N.m ，许用转速
[n ]=2800r/min>n 0=1460r/min，轴孔直径d min =40mm，d max =48mm。
所以TL7联轴器能满足要求。
3.5.3键的选择
根据用途不同，平键可分为普通平键、导向平键和滑键三种。其中普通平键用于静联接，导向平键和滑键用于动联接。
普通平键用途最光，因为其结构简单，拆装方便，对中性好，适合高速、承受变载、冲击的场合。
所以如图3. 3的Ⅰ—Ⅱ轴段选用圆头平键，公称尺寸b ⨯h =12⨯8，公称长度L =70mm。如图3. 4的Ⅰ—Ⅱ轴段和Ⅲ—Ⅳ轴段所选择的圆头平键的公称尺寸为b ⨯h =28⨯16，公称长度L =100mm。b ⨯h =28⨯16，公称长度L =100mm。
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3.6轴系零部件的强度校核
3.6.1轴的强度校核
以下公式、图、表均来源于参考文献[1]。
1. 输入轴的强度校核
标准直齿圆柱齿轮沿啮合线作用在齿面上的法向载荷F n 垂直于齿面，为了计算方便，将法向载荷F n 分解为两个相互垂直的分力，即圆周力F t 与径向力F r 。
由此得
F t =2T 1 式（3.5） d 1
F r =F t tan α 式（3.6）
式中 T 1—小齿轮传递的转矩，N.mm ；
d 1—高速级小齿轮的分度圆直径；
α—啮合角，对标准齿轮，α=20︒。
所以
2T 12⨯98. 1⨯103
==3503.6N F t =56d 1
F r =F t tan α=3503.6×tan
20︒=1275.2N
图3.5 轴的载荷分析图
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如图 3. 5可以求出支反力F A =2518.1N，F B =1242.9N，弯矩M 1=49095.2N.mm。
按弯扭合成应力校核轴的强度，进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面A ）的强度。扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，轴的计算应力
σca =M 12+(αT 1) 2
W =49095. 22+(0. 6⨯98100) 2
0. 1⨯453=8.4MPa
前已选定轴的材料为20Cr ，渗碳淬火处理，由表15-1查得[σ-1]=60 MPa 。因此σca
精确校核轴的疲劳强度，A 、B 两点出过盈配合引起的应力集中最严重，且A 点所受的弯矩最大，所以图 4. 3中的Ⅵ截面为危险截面。
截面Ⅵ左侧，
抗弯截面系数 W =0.1d 3=0.1×453mm 3=9112.5mm 3
抗扭截面系数 W T =0.2d 3=0.2×453mm 3=18225mm 3
截面Ⅵ左侧的弯矩M 为
M =49095.2×19-9. 5 N.mm=24547.6 N.mm 19
截面Ⅵ上的扭矩T 1为 T 1=98100 N.mm
截面上的弯曲应力
σb =
截面上的扭转切应力 M 24547. 6= MPa=2.69 MPa W 9112. 5
τT =T 198100= MPa = 5.38MPa 18225W T
轴的材料为20Cr ，渗碳淬火。由表15-1查得σB =640 MPa，σ-1=305 MPa，τ-1=160 MPa 。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表3-2查取。因r 1. 5D 51==0.033，==1.13，经插值后可查得 d 45d 45
ασ=2.1，ατ=1.32
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又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
q σ=0.81，q τ=0.86
故有效应力集中系数按式为
k σ=1+q σ（ασ-1）=1+0.81×（2.1-1）=1.89
k τ=1+q τ（ατ-1）=1+0.86（1.32-1）=1.28
由附图3-2的尺寸系数εσ=0.72；由附图3-3的扭矩尺寸系数ετ=0.85。
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为
βσ=βτ=0.92
轴未经表面强化处理，即βq =1，则按式（3-12）及式（3-12a ）得综合系数为
K σ=k σ
ε+1
σβ-1=1. 891
σ0. 72+0. 92-1=2.70
K k τ11. 281
τ=ε+-1=
τβτ0. 85+0. 92-1=1.59
又由§3-1及§3-2得合金钢的特性系数
ϕσ=0. 2～0. 3，取ϕσ=0. 25
ϕτ=0.1～0.15，取ϕτ=0.1
于是，计算安全系数S ca 值，按式（15-6）～（15-8）则有
S -1σ=σ
K =305
2. 7⨯2. 69+0. 25⨯0=41.99
σσa +ϕσσm
S τ-1160
τ=K =
ττa +ϕττm 1. 59⨯5. 38=35.20
2+0. 1⨯5. 38
2
S S σS τ41. 99⨯35. 2
ca =S 2==26.98〉〉S =1.5
σ+S 2
τ41. 992+35. 22
故可知其安全。
2. 输出轴的强度校核
由于输出轴只受扭矩作用，所以只需要按照扭转强度条件校核。
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轴的扭转强度条件为
P T ≤[τ] 式（3.7） ≈τT =T W T 0. 2d 3
式中 τT —扭转切应力，MPa ；
T —输出轴所受的扭矩，N.mm ；
W T —轴的抗扭截面系数，mm 3；
n —输出轴的转速，r/min；
P —输出轴的功率，kW ；
d —计算截面处轴的直径，mm ；
[τT ]—许用扭转切应力，MPa ，见表15-3，查得[τT ]=35～55。
由于
P 109550000⨯T n =30. 8=11. 65≤[τ] ≈τT =T 3W T 0. 2d 0. 2⨯1103
故可知其安全。
3.6.2轴承的强度校核
以下公式、图、表均来源于参考文献[1]。
高速轴上选用的轴承为深沟球轴承6209，该轴承主要承受径向力，且高速轴上的齿轮为直齿圆柱齿轮，该齿轮不受轴向力的作用。所以深沟球轴承所受的轴
图3.6轴受力分析图
向力可以忽略不计，在轴承的校核过程中可以不考虑。
如图3. 6，F r =1275.2N，可计算出F r 1=2518.1N，F r 2=1242.9N。可见A 点轴承的受力最大，故校核该轴承。
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1. 求相对轴向载荷对应的e 值与Y 值。由于轴向力F a =0，所以查表13-5得X=1，Y =0。
2. 求当量动载荷P 。
P =f P (XF r +YF a ) 式（3.8）
式中 X —径向动载荷系数；
Y —轴向动载荷系数；
f P —载荷系数，按照表13-6，f P =1.0～1.2，取f P =1.0。
所以
. 1) =2518.1N P =f P (XF r +YF a ) =1. 0(1⨯2518
3. 验算6209轴承的寿命。设计要求电梯工作十年，一年300天一天两班，每班八小
〃10⨯300⨯2⨯8=48000h 。 时。所以该电梯计算寿命L h =
106⎛C ⎫L h = ⎪ 式（3.9） 60n ⎝P ⎭
式中 C —轴承的基本额定动载荷，C =40800N；
n —轴承的转速，n =1460r/min；
ε—指数，对于球轴承，ε=3。
所以 ε
106⎛C ⎫106⎛40800⎫L h = ⎪= ⎪=48557.6h ＞48000h 60n ⎝P ⎭60⨯1460⎝2518. 1⎭
故该轴承合格。 ε3
3.6.3键的强度校核
以下公式、图、表均来源于参考文献[1]。
图3. 3中Ⅰ—Ⅱ轴段选用圆头平键，公称尺寸b ⨯h =12⨯8，公称长度L =70mm。普通平键连接的强度条件为
2T ⨯103
σP =≤[σP ] 式（3.10） kld
式中 T —传递的转矩，N.m ；
k —键与轮毂键槽的接触高度，k =0. 5h ，此处h 为键的高度，mm ；
24
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l —键的工作长度，mm ，圆头平键l =L -b ，mm ；
d —轴的直径，mm ；
[σP ]—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa ，见表6-2的[σP ]=110～
120 MPa。
所以
2T ⨯1032⨯98. 1⨯103
σP ===20. 1≤[σP ] kld 4⨯58⨯42
故该键符合要求。
如图3. 4中Ⅰ—Ⅱ轴段的圆头平键的公称尺寸为b ⨯h =28⨯16，公称长度L =100mm。 所以
2T ⨯1032⨯3100. 6⨯103
σP ===97. 9≤[σP ] kld 8⨯72⨯110
故该键符合要求。
如图3. 4中Ⅲ—Ⅳ轴段所选择的圆头平键的公称尺寸为b ⨯h =28⨯16，公称长度L =100mm。
所以
2T ⨯1032⨯3100. 6⨯103
σP ===97. 9≤[σP ] kld 8⨯72⨯110
故该键符合要求。
3.7减速器箱体及附件设计
3.7.1减速器箱体的设计
箱体是减速器的重要组成部分。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。减速器的箱体用于放置齿轮、轴承等零件，同时，它还是整个减速器的基础。
箱体通常用灰铸铁铸造，对于受冲击载荷的重型减速器也可采用铸钢箱体。单件生产的减速器，为了简化工艺，降低成本，可采用钢板焊接箱体。
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图 3.7减速器箱体
如图3.7，这是行星齿轮传动式箱体，由于行星轮绕着太阳轮转动，其运动轨迹
成圆形分布，为了便于轴系部件的安装和拆卸及减少箱体的空间大小，故将箱体制成圆形结构。分箱体可以拆卸，是由螺钉连接在主箱体上的。为了便于轴和齿轮安如箱体中，箱体两端分别安装了大端盖和小端盖，它们用螺钉安装在箱体上。为了保证箱体具有足够的刚度，在底座附近加支承肋。
3.7.2减速器附件的设计
为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计应给予足够重视外，还应考虑到为减速器检修拆装时上下箱体的精确定位、吊运等辅助零部件的合理选择和设计。
1. 通气器
减速器工作时，箱内温度升高，气体膨胀、压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自由地排出，一保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。图3. 7中的通气器选用M 27⨯1. 5和M 18⨯1. 5。
2. 轴承盖和密封装置
为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴承载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。凸缘式轴承盖利用六角螺钉固定在箱体上。在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置，为防止润滑油从端盖中溢出，轴承盖加垫片。凸缘式轴承盖的优点是拆装比较方便。故行星减速器中选用凸缘式轴承盖。
3. 起吊装置
当减速器的质量超过25kg 时，为了便于搬运，常需要在箱体上设置起吊装置，如在箱体上设置吊环。故在箱体上安装吊环螺钉（GB825-88）。
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4 曳引轮、导向轮及曳引钢丝绳的设计
4.1曳引钢丝绳的选择
4.1.1曳引钢丝绳概述
曳引钢丝绳也称曳引绳，电梯专用钢丝绳联接轿厢和对重，并靠曳引机驱动使轿厢升降。它承载着轿厢、对重装置、额定载重量等重量的总和。曳引机在机房穿绕曳引轮、导向轮，一端联接轿厢，另一端联接对重装置。
图 4.1钢丝绳结构图
曳引钢丝绳的结构、材料要求：曳引钢丝绳一般为圆形股状结构，主要由钢丝、绳股和绳芯组成。钢丝绳股由若干根钢丝捻成，钢丝是钢丝绳的基本强度单元；绳股由钢丝捻成的每股绳直径相同的钢丝绳，股数多，疲劳强度就高。电梯用一般是6股和8股。绳芯是被绳股的缠绕的挠性芯棒，通常由纤维剑麻或聚烯烃类(聚丙烯或聚乙烯) 的合成纤维制成，能起到支承和固定绳的作用，且能贮存润滑剂。钢丝绳中的钢丝的材料由含碳量为0．4％～1％的优质钢制成，为了防止脆性，材料中的硫、磷等杂质的含量不应大于0．035％。
4.1.2曳引钢丝绳的选择计算
以下公式来源于参考文献[2]。
选取钢丝绳根数n =6
计算安全系数
K =nP ≥12 式（4.1） G +Q
式中 G —轿箱重；
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Q —载重量；
P —钢丝绳破断抗力，选取钢丝绳直径d =16 P=15450kg
因为
K =6⨯15450nP ==42.1≥12 G +Q 1200+1000
所以符合要求。
4.2曳引轮的设计
4.2.1曳引轮概述
曳引轮是曳引机上的绳轮，也称曳引绳轮或驱绳轮。是电梯传递曳引动力的装置，利用曳引钢丝绳与曳引轮缘上绳槽的摩擦力传递动力，装在减速器中的蜗轮轴上。如是无齿轮曳引机，装在制动器的旁侧，与电动机轴、制动器轴在同一轴线上。
曳引轮的材料及结构要求：材料及工艺要求：由于曳引轮要承受轿厢、载重量、对重等装置的全部动静载荷，因此要求曳引轮强度大、韧性好、耐磨损、耐冲击，所以在材料上多用QT60—2球墨铸铁。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。
曳引轮的直径：曳引轮的直径要大于钢丝绳直径的40倍。在实际中，一般都取45～55倍，有时还大于60倍。因为为了减小曳引机体积增大，减速器的减速比增大，因此其直径大小应适宜。
4.2.2曳引轮设计
为减轻曳引轮的重量及加强曳引轮的强度，将曳引轮制作成轮辐式结构，要求曳引轮直径为620mm ，如图 4.2。曳引轮是利用曳引钢丝绳与曳引轮缘上绳槽的摩擦力传递动力，所以需在轮缘上制出绳槽，如图 4. 3。钢丝绳直径为16mm ，两绳槽之间的距离为9mm ，两绳槽的中心距为25mm 。
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图 4.2曳引轮
图 4.3曳引轮齿
4.3导向轮的设计
导向轮主要是增大轿厢与对重间的距离，并改变钢丝绳的运动方向，对重轮和轿顶轮主要是改变钢丝绳的运动方向。
导向轮的结构与曳引轮的结构基本相同，同样是制作成轮辐式结构，直径400mm ，如图4.4。导向轮齿与曳引轮齿相同。
图4.4导向轮
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结论
本论文是以设计行星传动式电梯驱动系统为目的。设计初期的主要工作是了解行星传动式电梯驱动系统的基本结构、电梯驱动系统的工作原理和运动原理。从理论上设计出电梯驱动系统的整体结构。
行星传动式电梯驱动系统的设计核心是行星减速器的设计计算，设计减速器内各零部件的尺寸，主要是行星齿轮及轴系的尺寸设计，并进行相应的零件强度计算和校核。电动机输出轴与减速器输入轴用联轴器相连接，动力直接传送到第一组行星轮系的太阳轮上，行星轮围绕着太阳轮旋转，通过行星轮上的行星架将动力传送到第二行星轮系上，直到从减速器输出轴输出。这个过程将电动机的功率和转速按传动比减小，起到减速作用。
为了防止系统突然失电，所以在电动机和减速器中间放置一台立式电磁制动器，当系统在得点运转的时候，制动器的两臂将张开，不与联轴器上的制动轮接触，一旦系统失点，制动器的两臂将立即闭合，使系统停止运转。减速器的输出端需放置一个曳引轮，考虑到减速器输出轴的强度问题，故将在减速器输出轴端上设计一轴承座，来承载曳引轮、轿箱和对重的重量。
电动机、制动器、减速器、曳引轮、导向轮和轴承座设计完成后，根据各部件的尺寸大小，将各部件安装在驱动系统的底座上。这样就完成了整个行星传动式电梯驱动系统的设计。
当今绿色理念在全球已经深入人心，绿色理念是电梯发展总趋势。要不断改进产品的设计，生产环保型低能耗、低噪声、无漏油、无漏水、无电磁干扰、无井道导轨油渍污染的电梯。电梯曳引采用尼龙合成纤维曳引绳，钢皮带等无润滑油污染曳引方式。电梯装璜将采用无（少）环境污染材料。电梯空载上升和满载下行电机再生发电回收技术。安装电梯将无需安装手脚架。电梯零件在生产和使用过程中对环境没有影响（如刹车皮一定不能使用石棉）并且材料是可以回收的。驱动系统使用永磁同步无齿曳引机等等。
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参考文献
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致谢
毕业设计是我在辽宁工程技术大学成人教育学院的最后一次学习机会，也是对我过去二年多时间学习的一次总结。我十分珍惜这次学习机会，它将我学过的知识汇总，使理论与实践相结合，让我用所学理论去解决实际问题，巩固了我的知识、开阔了我的视野、扩展了我的知识面、提高了我的专业水平、增强了我勇于面对困难、解决问题的自信心。在各位老师耐心的指导帮助下，我了解了毕业设计内容的相关知识，逐步的完成了毕业设计。通过这次学习，使我更加的深爱机械这个专业，通过认真的设计计算，画出图纸，这让我感到了前所未有的成就感。让我感受到了机械这门学科的乐趣，希望自己在以后的学习工作中更加的努力，敢于面对困难，勇于接受挑战。机械设计制造方面的学习是辛苦的、困难的，但是它同样拥有着特殊的魅力，这就是在设计中，从你设计梦想到实现梦想的完美过程。非常感谢学院领导为我们安排了这次毕业设计，忠心的感谢指导老师们的耐心指导，向您们献上最诚挚的祝福。
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0 前言
0.1电梯的起源和发展
早在公元前1世纪，罗马建筑师维持罗维斯就利用升降台上下运货物或运人了，这可以说是电梯的雏形。约在1800年，煤矿主才能利用起重机把矿井中的煤输送上来。
1889年，升降机开始采用电力驱动，电梯开始快速发展。19世纪末，采用沃德-伦纳德系统驱动控制的直流电梯出现，使电梯的运行性能明显改善。20世纪初，开始出现交流感应电动机驱动的电梯，后来槽轮式（即曳引式）驱动的电梯代替了鼓轮卷筒式驱动的电梯，为长行程和具有高度安全性的现代电梯奠定了基础。
如今，世界各国的电梯公司还在不断地进行电梯新品的研发、维修保养服务系统的完善，力争满足人们的对现代建筑交通日益增长的需求。随着电梯技术的不断发展，节约资源、提高工作效益、制造精良的设备以最高效和最可靠的方式来提高生产力成为电梯技术发展的一个重要方向。
0.2曳引式电梯的工作原理
曳引绳两端分别连着轿厢和对重，缠绕在曳引轮和导向轮上，曳引电动机通过减速器变速后带动曳引轮转动，靠曳引绳与曳引轮摩擦产生的牵引力，实现轿厢和对重的升降运动，达到运输目的。固定在轿厢上的导靴可以沿着安装在建筑物井道墙体上的固定导轨往复升降运动，防止轿厢在运行中偏斜或摆动。常闭块式制动器在电动机工作时松闸，使电梯运转，在失电情况下制动，使轿厢停止升降，并在指定层站上维持其静止状态，供人员和货物出入。轿厢是运载乘客或其他载荷的箱体部件，对重用来平衡轿厢载荷、减少电动机功率。补偿装置用来补偿曳引绳运动中的张力和重量变化，使曳引电动机负载稳定，轿厢得以准确停靠。电气系统实现对电梯运动的控制，同时完成选层、平层、测速、照明工作。指示呼叫系统随时显示轿厢的运动方向和所在楼层位置。安全装置保证电梯运行安全。
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图0.1曳引驱动结构
0.3本文主要介绍的内容
随着时代的发展，当电梯发明后才出现了立体的城市。没有电梯的发展就没有我们的东方明珠，也没有屹立在世界上的高楼大厦。
行星传动式电梯驱动系统主要由电动机、制动器、行星齿轮减速器、曳引轮和导向轮构成。首先进行电动机和制动器的选择计算。设计的关键在于行星齿轮减速器的设计，通过计算得出太阳轮和行星轮设计尺寸。再设计减速器的主体结构尺寸。设计轴的外形尺寸，选择轴承和键。电梯的轿箱和对重都是由钢丝绳通过曳引轮和导向轮连接的。所以曳引轮和导向轮的选择十分重要。
本篇论文通过对构成行星传动式电梯各组成部分及其各零部件的详细介绍，来让读者更深刻的了解电梯的设计和构成。
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辽宁工程技术大学成人教育学院毕业设计（论文）
1 电梯曳引机的结构和工作特点
1.1曳引机的结构组成
图 1.1曳引机
曳引机是电梯升降的原动力，又称主机，是驱动电梯的轿箱和对重装置作上下运行的装置。如图 1. 1，曳引机由曳引电动机、电磁制动器、减速器、曳引轮和盘车手轮等组成，它是通过曳引钢丝绳与曳引轮的摩控所产生的力来实现轿箱升降运行的驱动装置。
1.2曳引机的分类
曳引机分为有齿轮曳引机和无齿轮曳引机。
1、有齿轮曳引机：拖动装置的动力，通过中间减速器传递到曳引轮上的曳引机，其中的减速箱通常采用蜗轮蜗杆传动（也有用斜齿轮传动），这种曳引机用的电动机有交流的，也有直流的，一般用于低速电梯和高速电梯上。曳引比通常为35：2。
2、无齿轮曳引机：拖动装置的动力，不用中间的减速器而是直接传递到曳引轮上的曳引机。以前这种曳引机大多是直流电动机为动力，现在国内已经研发出来有自主知识产权的交流永磁同步无齿轮曳引机，如许昌博玛曳引机。曳引比有2：1和1：1。载重320kg ～2000kg ，梯速0.3m/s～4.00m/s。
1.3曳引机的工作特点
曳引式提升机构是电梯行业广泛采用的提升形式。在曳引式提引机构中，钢丝绳悬挂在曳引轮上，其一端与轿箱连接，另一端与对重连接。曳引轮转动时，使曳引钢丝绳与曳引轮之间产生摩擦力（曳引力），从而带动电梯轿箱上下运动。
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悬挂轿箱和对重的曳引钢丝绳与曳引轮绳槽间有足够的曳引力来克服任何位置上的轿箱侧和对重曳引钢丝绳上的拉力差，因此保证了轿箱和对重随着曳引轮的正转和反转，而不断地上升和下降。
曳引式提升机构具有以下优越性：
（1）安全可靠 如果下降中的轿箱或对重因为某种原因冲击底坑中的缓冲器时，曳引式提升机构能自动消失曳引能力，不致于使轿箱或对重继续向上运动直到冲击电梯机房楼板或拉断曳引钢丝绳，造成伤亡事故或财产损失。
（2）允许提升高度大 曳引式提升机构曳引钢丝绳的长度不受限制，因此可以实现将轿箱提升到任何实际需要的高度上。
（3）机构紧凑 对于垂直升降设备，根据规范要求，曳引轮（或卷筒）直径与钢丝绳直径之比不得小于40。曳引式提升机构可以比较容易地通过增加钢丝绳的根数或减少曳引钢丝绳的直径，从而可达到曳引轮直径的减少和使整个提升机构的重量减轻。由于电梯上曳引钢丝绳都在3根以上，因此电梯上采用曳引式提升机构的结构比较紧凑。
（4）方便选用高转速电动机 在电梯额定速度一定的情况下，曳引轮直径越小，则需要曳引轮转速越高，与此同时也就要求驱动电动机转速越高。因此采用曳引式提升机构便于选用结构紧凑、价格便宜的高转速电动机。
2 电动机及制动器的选择计算
2.1电动机的选择计算
电动机是把电能转换成机械能的设备，分布于各个用户处，电动机按使用电源不同分为直流电动机和交流电动机，电力系统中的电动机大部分是交流电机，可以是同步电机或者是异步电机。
电梯的曳引电动机有交流电动机和直流电动机，曳引电动机是驱动电梯上下运行的动力源。电梯是典型的位能性负载。根据电梯的工作性质，电梯曳引电动机应具有以下特点：
1、能频繁地起动和制动：电梯在运行中每小时起制动次数常超过100次，最高可达到每小时180～240次，因此，电梯专用电动机应能够频繁起、制动，其工作方式为断续周期性工作制。
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2、起动电流较小：在电梯用交流电动机的鼠笼式转子的设计与制造上，虽然仍采用低电阻系数材料制作导条，但是转子的短路环却用高电阻系数材料制作，使转子绕组电阻有所提高。这样，一方面降低了起动电流，使起动电流降为额定电流的2．5～3．5倍左右，从而增加了每小时允许的起动次数；另一方面，由于只是转子短路端环电阻较大，利于热量直接散发，综合效果使电动机的温升有所下降。而且保证了足够的起动转矩，一般为额定转矩的2．5倍左右。不过，与普通交流电动机相比，其机械特性硬度和效率有所下降，转差率也提高到0．1～0．2。机械特性变软，使调速范围增大，而且在堵转力矩下工作时，也不致烧毁电机。
表 2.1电动机外型尺寸表
图 2.1电动机尺寸
3、电动机运行噪声低：为了降低电动机运行噪声，采用滑动轴承。此外，适当加大定子铁芯的有效外径，并在定子铁芯冲片形状等方面均作合理处理。
综上所述，选择Y 系列三相异步电动机，型号：Y160M-4，额定功率15kW ，转速1460ｒ/min。电动机外型尺寸表2.1。
2.2传动比分配及各轴功率、扭矩计算
2.2.1传动比分配
设计要求绳轮直径 D =620mm，额定速度v =1m/s，载重量F =1000kg。
由于
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v = D ×ω/2=n 曳πD
30⨯2
式中 ω—圆周速度；
n 曳—曳引轮转速。
所以
n 曳=v ⨯30⨯2πD =30.8r/min
如图 2.2所示：
图 2.2二级行星传动结构图
i 1H 1=(Z 1+Z 3)/Z 1 i 4H 2=(Z 4+Z 6)/Z 4
式中 Z 1—1齿轮的齿数；
Z 3—3齿轮的齿数；
Z 4—4齿轮的齿数；
Z 6—6齿轮的齿数。
i (Z 1+Z 3)(Z 4+Z 6)
1H 2=i 1H 1×i 4H 2=Z
1Z 4
因为
n 0=n 1 n 曳=n H 2
式中 n 0—电动机轴转速；
n 1—1齿轮转速；
n H 2—行星架2转速。
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所以
i 总=n 0/n 曳
式中 i 总—总传动比。
所以
i 总=1460/30.8=47.4
为使减速器的结构更加紧凑，分配传动比为
i 1H 1=8 i 4H 2=6
2.2.2各轴的功率、扭距计算
电动机轴Ⅰ
P 0=15kW n 0=1460r/min
T 3
0=9.55P 0/n 0=9.55×15×10/1460=98.1N．m
式中 P 0—电动机功率；
n 0—电动机转速；
T 0—电动机转矩。
中间轴Ⅱ
P 1= P 0×η齿×η承×η承=15×0.97×0.99×0.99=14.26 kW
n 1=n 0/ i 1H 1=1460/8=182.5 r/min
T 1=9.55P 1/n 1=9.55×14260/182.5=746.2 N．m
式中 P 1—Ⅱ轴功率；
η齿—齿轮啮合效率；
η承—滚动轴承效率；
n 1—Ⅱ轴转速；
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T 1—Ⅱ轴转矩。
输出轴Ⅲ
P 2=F ×v =1000×10×1=10kW
n 曳=30.8r/min
T 2=9.55P 2/ n 曳=9.55×10000/30.8=3100.6 N.m
式中 P 2—Ⅲ轴功率；
T 2—Ⅲ轴转矩。
将上述计算结果汇总列于表 2. 2，以便查用。
表 2.2各轴功率、转速、转矩
2.3制动器的选择及其主要参数的设计计算
2.3.1制动器概述
制动器是用于机构或机器减速或使其停止的装置。有时也用作调节或限制机构或机器的运动速度。它是保证机构或机器正常安全工作的重要部件。
制动可靠、操纵灵活、散热良好、体积小、重量轻，是设计和选择制动器的基本要求。 制动器主要由制动架、摩擦元件和驱动装置三个部分组成。许多制动器还装有摩擦元件间隙的自动调整装置。
按照构造特性，常用制动器分类如下：
1. 摩擦式制动器
（1） 外抱块式制动器—长行程块式、短行程块式制动器
（2） 内张蹄式制动器—双蹄式、多蹄式制动器
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（3） 带式制动器—简单带式、差动带式、综合带式制动器、短行程带式制动器
（4） 盘式制动器
2. 非摩擦式制动器
（1） 磁粉式制动器
（2） 磁涡流式制动器
（3） 水涡流式制动器
2.3.2 制动器的选择及设计
对于有齿轮曳引机，制动器应装在电动机与减速器连接处的带制动轮的联轴器上。对于无齿轮曳引机，制动器装设位置，因制动轮常与曳引轮铸成一体，所以直接装在电动机轴上。制动器的制动作用应由导向的压缩弹簧或重锤来实现。制动力矩应足以使以额定速度运行并载有125%额定负载的轿箱制停。制动器的松开可由电磁或电液操纵。
电磁制动器是由一组弹簧、带有制动衬垫的制动闸瓦、制动臂以及电磁铁组成。当电磁线圈通电时，制动器松闸。当电磁线圈失电，制动闸瓦靠弹簧压紧于制动轮而产生制动力矩。制动器合闸，使轿箱立即制停在停机位置不动。当制动器合闸时，制动闸瓦应紧密地贴合在制动轮的工作面上，制动轮与闸瓦的接触面积应大于闸瓦面积的80%。松闸时两侧闸瓦应同时离开制动轮，其间隙应不大于0.7mm ，且四周间隙数值应均匀相同。
制动器多数采用具有两个制动闸瓦的外抱式结构。为了提高制动的可靠性，研究人员建议对所有向制动轮施加制动力的制动器部件分成两组装设，以满足当一组部件不起作用时，制动轮仍可获得足够的制动力，使载有额定载荷的轿箱减速，图2.4所示的结构可满足此要求。
综上所述，制动器选为立式电磁制动器。
对于有齿轮曳引机，电梯额定载重量为1250kg 。制动轮直径应选为300mm ，闸瓦宽度为140mm ，圆弧角度88°。
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图 2.4立式电磁制动器
3 二级行星传动减速器的设计计算
3.1行星轮系概述
行星轮系是一种行星齿轮机构，其包括带行星轮轴的行星架、内齿轮、太阳轮和多个行星齿轮，各行星齿轮分别安装在各自的行星轮轴上，且各行星齿轮分别与太阳轮、内齿轮相啮合而形成第一排行星轮组，其特征在于：在各行星轮轴上还安装有与太阳轮、内齿轮相啮合的辅助行星齿轮，而至少形成与第一排行星轮组相并列的第二排行星轮组。采用上述结构后，同时与太阳轮、内齿轮啮合的行星齿轮成倍地增多，从而使本机构具有传动比大、齿轮模数小、径向结构紧凑且传递扭矩大、齿轮受力均匀、传动效率高、运行平稳、震动小、噪音低、便于加工的优点；同时，借助于套置在行星轮轴上的辅助支承环，使加长后的各行星轮轴仍具有柔性和应有的刚性。当上述行星齿轮机构应用在减速机上后，取得了意想不到的技术效果。
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图 3.1行星轮系结构
选择齿轮齿数时需要考虑的因素是：满足指定的传动比；几个行星轮需装到相应的合理位置；行星轮间各齿顶圆要有一定间隙。此外，还应保证安装以后三个基本件的回转轴线重合。
近代行星齿轮传动在结构设计上的重大突破就是成功的采用了均载机构，解决了由于制造、装配和构件变形等因素引起的各行星轮之间的载荷不均匀问题，使功率在各行星轮间均匀分流，从而使这种传动的特点得以充分发挥。均载机构的形式很多，可归纳为三大类：基本构件浮动的均载机构、弹性件均载机构和杠杆联动均载机构。其基本原理是利用渐开线齿轮传动的可分性，通过均载构件在受力不均衡时能自动调位或产生附加弹性变形来补偿误差，达到受力均衡使功率分流。不同类型的均载机构有不同的特点和适用范围。
图3.2行星轮系传动结构
3.2行星齿轮传动的齿数选择
在行星轮系中，各轮齿数的选配需要满足下述几个条件。
（1） 满足同心条件
要行星轮系能正常运转，其基本构件的回转轴线必须在同一直线上，为此，
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Z 3=2Z 2+Z 1 Z 6=2Z 5+Z 4
（2） 尽可能实现给定的传动比
i 1H 1=8=(Z 1+Z 3)/Z 1 i 4H 2=6=(Z 4+Z 6)/Z 4
（3） 满足均布条件
为使各行星轮能均布地装配，行星轮的个数与各轮齿数之间必须满足一定的关系，否则将会因行星轮与太阳轮轮齿的干涉而不能装配。所以必须满足以下条件：
(Z 1+Z 3)/ 2=整数 (Z 4+Z 6)/ 2=整数
（4） 各个齿轮均应满足不根切要求
Z i ≥17
为满足上述条件，且在一定的齿轮强度要求下，允许根切，确定各齿轮齿数如下：
Z 1=16 Z 2 = 48 Z 3= 112
Z 4 = 16 Z 5 =32 Z 6=80
3.3行星齿轮传动的强度计算和校核
3.3.1高速级行星齿轮传动的设计计算
以下公式、图、表均来源于参考文献[4]。
选定齿轮类型、精度等级、材料
（1） 由于减速器是由行星齿轮传动，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2） 一般通用减速器选用8级精度（GB 10095.1-2001）。
（3） 材料选择。由表查得所用齿轮材料均为20Cr （渗碳后淬火），硬度为300HBS ，
1. 确定模数m 1
按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径d 1
d 1=K td T 0K A K HP K H ∑u ±1 mm 式（3.1） 2u ϕd σH lim
式中 K td —算式系数。对于一般钢制齿轮：直齿轮传动Ktd=768
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K A —使用系数，见表6-5；得K A =1.00（平稳载荷）
K HP —计算接触强度的行星轮间载荷不均载系数，得K HP =1.08
K H ∑—综合系数，见表6-4；得K H ∑=2
ϕd —小齿轮齿宽系数，按表6-3确定；得ϕd =1.1
“—”号用于内啮合； u —齿数比，见表6-2。上公式中“+”号用于外啮合，
u =0.33
T 1—对啮合副中小齿轮的名义转距，见表6-2，N∙m ；T 1=98.1N∙m
22N∙mm —实验齿轮的接触疲劳极限，按图6-13～6-17选取，。 σH lim
σH lim =1475Mpa
所以
d 1=768⨯由于 98. 1⨯1. 00⨯1. 08⨯20. 33+1=54.47mm 0. 331. 1⨯14752
d 1=m 1Z 1
所以
m 1= d 1/Z 1=54.47/16=3.4 mm
选用标准模数：所以高速级齿轮的模数m 1=3.5 mm
2. 验算模数
按轮齿弯曲强度验算模数m
m n =K tm T 1K A K F ∑Y F α1
ϕd Z σF l i m 21 mm 式（3.2）
式中 K tm —算式系数，对直齿轮传动K tm =12.1；
K FP —计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，
K FP =1+1.5（K HP -1）=1.12
K F ∑—综合系数，见表6-4，得1.8；
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Y F α1—小齿轮齿型系数，由表10-5 得2.8；
Z 1—小齿轮齿数；Z 1=16
σF lim —试验齿轮弯曲疲劳极限，见图6-32，得σ2
F lim =320N/m m
所以
m n =12. 98. 1⨯1. 00⨯1. 12⨯1. 8⨯2. 81. 1⨯162⨯320=2.22 mm
因为
m 1>m n
所以
m =3.5 mm
符合要求。
所以高速级各齿轮分度圆直径为：
d 1=mZ 1=3.5×16=56mm
d 2=mZ 2=3.5×48=168mm
d 3=mZ 3=3.5×112=392mm
式中 d 2—高速级行星轮分度圆直径；
d 3—高速级内齿轮分度圆直径。
计算齿轮宽度
b 1=ϕd d 1=1.1×56=61.6mm
取b 1=35mm b 2=40mm b 3=35mm
3.3.2低速级行星齿轮传动的设计计算
以下公式、图、表均来源于参考文献[4]。
选定齿轮类型、精度等级、材料
（1）由于减速器是由行星齿轮传动，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）一般通用减速器选用8级精度（GB 10095.1-2001）。
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（3）材料选择。由表查得所用齿轮材料均为20Cr （渗碳后淬火），硬度为300HBS ，
1. 确定模数m 2
按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径d 4
d 4=KtdT 1K A K HP K H ∑u ±1 mm 式（3.3） 2ϕd σH lim u
式中 Ktd ─算式系数。对于一般钢制齿轮：直齿轮传动Ktd=768
K A ─使用系数，见表6-5；得K A =1.00（平稳载荷）
K HP —计算接触强度的行星轮间载荷不均载系数，得K HP =1.08
K H ∑—综合系数，见表6-4；得K H ∑=2
ϕd —小齿轮齿宽系数，按表6-3确定；得ϕd =1.1
u —齿数比，见表6-2。上公式中“+”号用于外啮合，“—”号用于内啮合；
u =0.5
T 1—一对啮合副中小齿轮的名义转距，见表6-2，N∙m ；T 1=98.1N∙m
σ2—实验齿轮的接触疲劳极限，按图6-13～6-17选取，N∙mm 2
H lim 。
σH lim =1475Mpa
所以
d 746. 2⨯1. 00⨯1. 08⨯20. 5+1
4=768⨯1. 1⨯147520. 5=97.1mm
由于
d 4=m 2. Z 4
所以
m 2=d 4/Z 4=97.1/16=6.1 mm
选用标准模数：所以低速级齿轮的模数m 2=6.5 mm
2. 验算模数
按轮齿弯曲强度验算模数m
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m n =K tm T 1K A K F ∑Y F α1
2 mm 式（3.4） ϕd z 4σF l i m
式中 K tm —算式系数，对直齿轮传动K tm =12.1；
K FP —计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，
K FP =1+1.5（K HP -1）=1.12
K F ∑—综合系数，见表6-4，得1.8；
Y F α1—小齿轮齿型系数，由表10-5 得2.8；
Z 4—小齿轮齿数；Z 4=16
σF lim —试验齿轮弯曲疲劳极限，见图6-32，得σF lim =320N/m m 2
所以
m ⨯1. 00⨯1. 12⨯1. 8⨯2. 8
n =12. 746. 21. 1⨯162⨯320=4.36 mm
因为
m 2>m n
所以
m 2=6.5 mm
符合要求。
所以低速级各齿轮分度圆直径为：
d 4=m 2Z 4=6.5×16=104mm
d 5=m 2Z 5=6.5×32=208mm
d 6=m 2Z 6=6.5×80=520mm
式中 d 4—低速级太阳轮分度圆直径；
d 5—低速级行星轮分度圆直径；
d 6—低速级内齿轮分度圆直径。
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计算齿轮宽度
b 4=ϕd d 4=1.1×104=114.4mm
取b 4=45mm b 5=50mm b 6=45mm
3.4轴及轴系的结构设计
3.4.1输入轴的结构设计
图3.3输入轴结构
由于Ⅰ—Ⅱ轴段与联轴器相连接，查标准GB4323-85，选用TL7型弹性套柱销联轴器，联轴器的孔径d Ⅰ=42mm,故取d Ⅰ-Ⅱ=42mm。为了满足联轴器的轴向定位要求，Ⅰ—Ⅱ左侧需制出一轴肩，故取
Ⅱ—Ⅲ段直径d Ⅱ-Ⅲ=45mm。由安装的整体结构而定，取l Ⅱ-Ⅲ=48.5mm。联轴器与轴配合的轴孔长度L =84mm。为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ—Ⅱ段的长度应比L 略短一些，现取l Ⅰ-Ⅱ=82mm。Ⅲ—Ⅳ轴段和Ⅴ—Ⅵ轴段需要放置两个大小相同，且与Ⅳ—Ⅴ轴段对称的轴承，所以Ⅴ—Ⅵ段的左边需制出一轴肩，故d Ⅵ-Ⅶ=51mm。Ⅲ—Ⅳ轴段的右端放置一弹性挡圈来定位轴承。在两轴承的中间放置一轴套来固定两轴承之间的距离，为防止轴套与轴之间的摩擦，故d Ⅳ-Ⅴ=41mm。l Ⅳ-Ⅴ=48mm。由结构而定，取l Ⅴ-Ⅵ=25mm，l Ⅵ-Ⅶ=5mm，l Ⅶ-Ⅷ=45mm。
3.4.2输出轴的结构设计
由于Ⅰ—Ⅱ轴段需放置一曳引轮，所以Ⅰ—Ⅱ轴右端需制一轴肩，且d Ⅰ-Ⅱ=110mm，故d Ⅱ-Ⅲ=120mm。Ⅲ—Ⅳ轴段需与行星架相连接，所以Ⅲ—Ⅳ轴段的左端需制一轴肩。
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Ⅰ—Ⅱ轴段的左端需用一轴承座支撑，所以各段轴的长度根据结构而定，即l Ⅰ-Ⅱ=279mm， l Ⅱ-Ⅲ=67mm， l Ⅲ-Ⅳ=126mm。
图3.4输出轴结构
3.5轴承、联轴器、键的的选择计算
3.5.1轴承的选择
因输入轴主要承受径向力和微弱的轴向力作用，故选择深沟球轴承。参照工作要求并根据d Ⅲ-Ⅳ=45mm,故选择深沟球轴承6309，其尺寸为d ⨯D ⨯B =45mm×100mm ×25mm 。
因输出轴主要承受径向力和微弱的轴向力作用，故选择深沟球轴承。参照工作要求并根据d Ⅰ-Ⅱ=110mm，故选择深沟球轴承61822，其尺寸为d ⨯D ⨯B =110mm×140mm ×16mm 。
低速级行星架上安装的两个轴承的受力情况和两轴上的轴承受力情况相同，故选择深沟球轴承61834，其尺寸为d ⨯D ⨯B =170mm×210mm ×2mm 。和深沟球轴承61830，其尺寸为d ⨯D ⨯B =150mm×190mm ×20mm 。
行星轮轴承受的径向力较大，且行星轮经常拆卸，故选择轴承外圈可拆卸的圆柱滚子轴承N205E ，其尺寸为d ⨯D ⨯B =25mm×52mm ×15mm ，和圆柱滚子轴承N207E ，其尺寸为d ⨯D ⨯B =35mm×72mm ×17mm 。
3.5.2联轴器的选择
联轴器是连接曳引电动机轴与减速器轴的装置，用以传递由一根轴延续到另一根轴上的扭矩，又是制动器装置的制动轮。在曳引电动机轴端与减速器蜗杆轴端的会合处。
联轴器的种类：
1. 刚性联轴器：对于减速器轴采用滑动轴承的结构，一般采用刚性联轴器，因为此时 18
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轴与轴承的配合间隙较大，刚性联轴器有助于蜗杆轴的稳定转动。刚性联轴器要求两轴之间有高度的同心度，连接后不同心度不应大于0.02mm 。
2. 弹性联轴器：由于联轴器中的橡胶块在传递力矩时会发生弹性变形，从而能在一定范围内自动调节电动机轴与蜗杆轴之间的同轴度，因此允许安装时有较大的同心度(允差0.1mm) ，使安装与维修方便，同时，弹性联轴器对传动中的振动具有减缓作用。
根据传动装置的工作条件拟选用TL 型弹性套柱销联轴器（GB4323-85），计算转矩T c 为
T c =KT =1. 5⨯98. 1=147. 2N.m
式中 T —联轴器所传递的名义转矩
P 015⨯103
T =9.55=9.55⨯=98.1 N.m 1460n 0
K —工作情况系数，由文献[1]中表11-1查得K =1.25～1.5，选取K =1.5。
查TL7联轴器，公称转矩T n =500N.m>T c =147.2 N.m ，许用转速
[n ]=2800r/min>n 0=1460r/min，轴孔直径d min =40mm，d max =48mm。
所以TL7联轴器能满足要求。
3.5.3键的选择
根据用途不同，平键可分为普通平键、导向平键和滑键三种。其中普通平键用于静联接，导向平键和滑键用于动联接。
普通平键用途最光，因为其结构简单，拆装方便，对中性好，适合高速、承受变载、冲击的场合。
所以如图3. 3的Ⅰ—Ⅱ轴段选用圆头平键，公称尺寸b ⨯h =12⨯8，公称长度L =70mm。如图3. 4的Ⅰ—Ⅱ轴段和Ⅲ—Ⅳ轴段所选择的圆头平键的公称尺寸为b ⨯h =28⨯16，公称长度L =100mm。b ⨯h =28⨯16，公称长度L =100mm。
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3.6轴系零部件的强度校核
3.6.1轴的强度校核
以下公式、图、表均来源于参考文献[1]。
1. 输入轴的强度校核
标准直齿圆柱齿轮沿啮合线作用在齿面上的法向载荷F n 垂直于齿面，为了计算方便，将法向载荷F n 分解为两个相互垂直的分力，即圆周力F t 与径向力F r 。
由此得
F t =2T 1 式（3.5） d 1
F r =F t tan α 式（3.6）
式中 T 1—小齿轮传递的转矩，N.mm ；
d 1—高速级小齿轮的分度圆直径；
α—啮合角，对标准齿轮，α=20︒。
所以
2T 12⨯98. 1⨯103
==3503.6N F t =56d 1
F r =F t tan α=3503.6×tan
20︒=1275.2N
图3.5 轴的载荷分析图
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如图 3. 5可以求出支反力F A =2518.1N，F B =1242.9N，弯矩M 1=49095.2N.mm。
按弯扭合成应力校核轴的强度，进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面A ）的强度。扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，轴的计算应力
σca =M 12+(αT 1) 2
W =49095. 22+(0. 6⨯98100) 2
0. 1⨯453=8.4MPa
前已选定轴的材料为20Cr ，渗碳淬火处理，由表15-1查得[σ-1]=60 MPa 。因此σca
精确校核轴的疲劳强度，A 、B 两点出过盈配合引起的应力集中最严重，且A 点所受的弯矩最大，所以图 4. 3中的Ⅵ截面为危险截面。
截面Ⅵ左侧，
抗弯截面系数 W =0.1d 3=0.1×453mm 3=9112.5mm 3
抗扭截面系数 W T =0.2d 3=0.2×453mm 3=18225mm 3
截面Ⅵ左侧的弯矩M 为
M =49095.2×19-9. 5 N.mm=24547.6 N.mm 19
截面Ⅵ上的扭矩T 1为 T 1=98100 N.mm
截面上的弯曲应力
σb =
截面上的扭转切应力 M 24547. 6= MPa=2.69 MPa W 9112. 5
τT =T 198100= MPa = 5.38MPa 18225W T
轴的材料为20Cr ，渗碳淬火。由表15-1查得σB =640 MPa，σ-1=305 MPa，τ-1=160 MPa 。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表3-2查取。因r 1. 5D 51==0.033，==1.13，经插值后可查得 d 45d 45
ασ=2.1，ατ=1.32
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又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
q σ=0.81，q τ=0.86
故有效应力集中系数按式为
k σ=1+q σ（ασ-1）=1+0.81×（2.1-1）=1.89
k τ=1+q τ（ατ-1）=1+0.86（1.32-1）=1.28
由附图3-2的尺寸系数εσ=0.72；由附图3-3的扭矩尺寸系数ετ=0.85。
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为
βσ=βτ=0.92
轴未经表面强化处理，即βq =1，则按式（3-12）及式（3-12a ）得综合系数为
K σ=k σ
ε+1
σβ-1=1. 891
σ0. 72+0. 92-1=2.70
K k τ11. 281
τ=ε+-1=
τβτ0. 85+0. 92-1=1.59
又由§3-1及§3-2得合金钢的特性系数
ϕσ=0. 2～0. 3，取ϕσ=0. 25
ϕτ=0.1～0.15，取ϕτ=0.1
于是，计算安全系数S ca 值，按式（15-6）～（15-8）则有
S -1σ=σ
K =305
2. 7⨯2. 69+0. 25⨯0=41.99
σσa +ϕσσm
S τ-1160
τ=K =
ττa +ϕττm 1. 59⨯5. 38=35.20
2+0. 1⨯5. 38
2
S S σS τ41. 99⨯35. 2
ca =S 2==26.98〉〉S =1.5
σ+S 2
τ41. 992+35. 22
故可知其安全。
2. 输出轴的强度校核
由于输出轴只受扭矩作用，所以只需要按照扭转强度条件校核。
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轴的扭转强度条件为
P T ≤[τ] 式（3.7） ≈τT =T W T 0. 2d 3
式中 τT —扭转切应力，MPa ；
T —输出轴所受的扭矩，N.mm ；
W T —轴的抗扭截面系数，mm 3；
n —输出轴的转速，r/min；
P —输出轴的功率，kW ；
d —计算截面处轴的直径，mm ；
[τT ]—许用扭转切应力，MPa ，见表15-3，查得[τT ]=35～55。
由于
P 109550000⨯T n =30. 8=11. 65≤[τ] ≈τT =T 3W T 0. 2d 0. 2⨯1103
故可知其安全。
3.6.2轴承的强度校核
以下公式、图、表均来源于参考文献[1]。
高速轴上选用的轴承为深沟球轴承6209，该轴承主要承受径向力，且高速轴上的齿轮为直齿圆柱齿轮，该齿轮不受轴向力的作用。所以深沟球轴承所受的轴
图3.6轴受力分析图
向力可以忽略不计，在轴承的校核过程中可以不考虑。
如图3. 6，F r =1275.2N，可计算出F r 1=2518.1N，F r 2=1242.9N。可见A 点轴承的受力最大，故校核该轴承。
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1. 求相对轴向载荷对应的e 值与Y 值。由于轴向力F a =0，所以查表13-5得X=1，Y =0。
2. 求当量动载荷P 。
P =f P (XF r +YF a ) 式（3.8）
式中 X —径向动载荷系数；
Y —轴向动载荷系数；
f P —载荷系数，按照表13-6，f P =1.0～1.2，取f P =1.0。
所以
. 1) =2518.1N P =f P (XF r +YF a ) =1. 0(1⨯2518
3. 验算6209轴承的寿命。设计要求电梯工作十年，一年300天一天两班，每班八小
〃10⨯300⨯2⨯8=48000h 。 时。所以该电梯计算寿命L h =
106⎛C ⎫L h = ⎪ 式（3.9） 60n ⎝P ⎭
式中 C —轴承的基本额定动载荷，C =40800N；
n —轴承的转速，n =1460r/min；
ε—指数，对于球轴承，ε=3。
所以 ε
106⎛C ⎫106⎛40800⎫L h = ⎪= ⎪=48557.6h ＞48000h 60n ⎝P ⎭60⨯1460⎝2518. 1⎭
故该轴承合格。 ε3
3.6.3键的强度校核
以下公式、图、表均来源于参考文献[1]。
图3. 3中Ⅰ—Ⅱ轴段选用圆头平键，公称尺寸b ⨯h =12⨯8，公称长度L =70mm。普通平键连接的强度条件为
2T ⨯103
σP =≤[σP ] 式（3.10） kld
式中 T —传递的转矩，N.m ；
k —键与轮毂键槽的接触高度，k =0. 5h ，此处h 为键的高度，mm ；
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l —键的工作长度，mm ，圆头平键l =L -b ，mm ；
d —轴的直径，mm ；
[σP ]—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa ，见表6-2的[σP ]=110～
120 MPa。
所以
2T ⨯1032⨯98. 1⨯103
σP ===20. 1≤[σP ] kld 4⨯58⨯42
故该键符合要求。
如图3. 4中Ⅰ—Ⅱ轴段的圆头平键的公称尺寸为b ⨯h =28⨯16，公称长度L =100mm。 所以
2T ⨯1032⨯3100. 6⨯103
σP ===97. 9≤[σP ] kld 8⨯72⨯110
故该键符合要求。
如图3. 4中Ⅲ—Ⅳ轴段所选择的圆头平键的公称尺寸为b ⨯h =28⨯16，公称长度L =100mm。
所以
2T ⨯1032⨯3100. 6⨯103
σP ===97. 9≤[σP ] kld 8⨯72⨯110
故该键符合要求。
3.7减速器箱体及附件设计
3.7.1减速器箱体的设计
箱体是减速器的重要组成部分。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。减速器的箱体用于放置齿轮、轴承等零件，同时，它还是整个减速器的基础。
箱体通常用灰铸铁铸造，对于受冲击载荷的重型减速器也可采用铸钢箱体。单件生产的减速器，为了简化工艺，降低成本，可采用钢板焊接箱体。
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图 3.7减速器箱体
如图3.7，这是行星齿轮传动式箱体，由于行星轮绕着太阳轮转动，其运动轨迹
成圆形分布，为了便于轴系部件的安装和拆卸及减少箱体的空间大小，故将箱体制成圆形结构。分箱体可以拆卸，是由螺钉连接在主箱体上的。为了便于轴和齿轮安如箱体中，箱体两端分别安装了大端盖和小端盖，它们用螺钉安装在箱体上。为了保证箱体具有足够的刚度，在底座附近加支承肋。
3.7.2减速器附件的设计
为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计应给予足够重视外，还应考虑到为减速器检修拆装时上下箱体的精确定位、吊运等辅助零部件的合理选择和设计。
1. 通气器
减速器工作时，箱内温度升高，气体膨胀、压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自由地排出，一保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。图3. 7中的通气器选用M 27⨯1. 5和M 18⨯1. 5。
2. 轴承盖和密封装置
为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴承载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。凸缘式轴承盖利用六角螺钉固定在箱体上。在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置，为防止润滑油从端盖中溢出，轴承盖加垫片。凸缘式轴承盖的优点是拆装比较方便。故行星减速器中选用凸缘式轴承盖。
3. 起吊装置
当减速器的质量超过25kg 时，为了便于搬运，常需要在箱体上设置起吊装置，如在箱体上设置吊环。故在箱体上安装吊环螺钉（GB825-88）。
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4 曳引轮、导向轮及曳引钢丝绳的设计
4.1曳引钢丝绳的选择
4.1.1曳引钢丝绳概述
曳引钢丝绳也称曳引绳，电梯专用钢丝绳联接轿厢和对重，并靠曳引机驱动使轿厢升降。它承载着轿厢、对重装置、额定载重量等重量的总和。曳引机在机房穿绕曳引轮、导向轮，一端联接轿厢，另一端联接对重装置。
图 4.1钢丝绳结构图
曳引钢丝绳的结构、材料要求：曳引钢丝绳一般为圆形股状结构，主要由钢丝、绳股和绳芯组成。钢丝绳股由若干根钢丝捻成，钢丝是钢丝绳的基本强度单元；绳股由钢丝捻成的每股绳直径相同的钢丝绳，股数多，疲劳强度就高。电梯用一般是6股和8股。绳芯是被绳股的缠绕的挠性芯棒，通常由纤维剑麻或聚烯烃类(聚丙烯或聚乙烯) 的合成纤维制成，能起到支承和固定绳的作用，且能贮存润滑剂。钢丝绳中的钢丝的材料由含碳量为0．4％～1％的优质钢制成，为了防止脆性，材料中的硫、磷等杂质的含量不应大于0．035％。
4.1.2曳引钢丝绳的选择计算
以下公式来源于参考文献[2]。
选取钢丝绳根数n =6
计算安全系数
K =nP ≥12 式（4.1） G +Q
式中 G —轿箱重；
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Q —载重量；
P —钢丝绳破断抗力，选取钢丝绳直径d =16 P=15450kg
因为
K =6⨯15450nP ==42.1≥12 G +Q 1200+1000
所以符合要求。
4.2曳引轮的设计
4.2.1曳引轮概述
曳引轮是曳引机上的绳轮，也称曳引绳轮或驱绳轮。是电梯传递曳引动力的装置，利用曳引钢丝绳与曳引轮缘上绳槽的摩擦力传递动力，装在减速器中的蜗轮轴上。如是无齿轮曳引机，装在制动器的旁侧，与电动机轴、制动器轴在同一轴线上。
曳引轮的材料及结构要求：材料及工艺要求：由于曳引轮要承受轿厢、载重量、对重等装置的全部动静载荷，因此要求曳引轮强度大、韧性好、耐磨损、耐冲击，所以在材料上多用QT60—2球墨铸铁。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。
曳引轮的直径：曳引轮的直径要大于钢丝绳直径的40倍。在实际中，一般都取45～55倍，有时还大于60倍。因为为了减小曳引机体积增大，减速器的减速比增大，因此其直径大小应适宜。
4.2.2曳引轮设计
为减轻曳引轮的重量及加强曳引轮的强度，将曳引轮制作成轮辐式结构，要求曳引轮直径为620mm ，如图 4.2。曳引轮是利用曳引钢丝绳与曳引轮缘上绳槽的摩擦力传递动力，所以需在轮缘上制出绳槽，如图 4. 3。钢丝绳直径为16mm ，两绳槽之间的距离为9mm ，两绳槽的中心距为25mm 。
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图 4.2曳引轮
图 4.3曳引轮齿
4.3导向轮的设计
导向轮主要是增大轿厢与对重间的距离，并改变钢丝绳的运动方向，对重轮和轿顶轮主要是改变钢丝绳的运动方向。
导向轮的结构与曳引轮的结构基本相同，同样是制作成轮辐式结构，直径400mm ，如图4.4。导向轮齿与曳引轮齿相同。
图4.4导向轮
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结论
本论文是以设计行星传动式电梯驱动系统为目的。设计初期的主要工作是了解行星传动式电梯驱动系统的基本结构、电梯驱动系统的工作原理和运动原理。从理论上设计出电梯驱动系统的整体结构。
行星传动式电梯驱动系统的设计核心是行星减速器的设计计算，设计减速器内各零部件的尺寸，主要是行星齿轮及轴系的尺寸设计，并进行相应的零件强度计算和校核。电动机输出轴与减速器输入轴用联轴器相连接，动力直接传送到第一组行星轮系的太阳轮上，行星轮围绕着太阳轮旋转，通过行星轮上的行星架将动力传送到第二行星轮系上，直到从减速器输出轴输出。这个过程将电动机的功率和转速按传动比减小，起到减速作用。
为了防止系统突然失电，所以在电动机和减速器中间放置一台立式电磁制动器，当系统在得点运转的时候，制动器的两臂将张开，不与联轴器上的制动轮接触，一旦系统失点，制动器的两臂将立即闭合，使系统停止运转。减速器的输出端需放置一个曳引轮，考虑到减速器输出轴的强度问题，故将在减速器输出轴端上设计一轴承座，来承载曳引轮、轿箱和对重的重量。
电动机、制动器、减速器、曳引轮、导向轮和轴承座设计完成后，根据各部件的尺寸大小，将各部件安装在驱动系统的底座上。这样就完成了整个行星传动式电梯驱动系统的设计。
当今绿色理念在全球已经深入人心，绿色理念是电梯发展总趋势。要不断改进产品的设计，生产环保型低能耗、低噪声、无漏油、无漏水、无电磁干扰、无井道导轨油渍污染的电梯。电梯曳引采用尼龙合成纤维曳引绳，钢皮带等无润滑油污染曳引方式。电梯装璜将采用无（少）环境污染材料。电梯空载上升和满载下行电机再生发电回收技术。安装电梯将无需安装手脚架。电梯零件在生产和使用过程中对环境没有影响（如刹车皮一定不能使用石棉）并且材料是可以回收的。驱动系统使用永磁同步无齿曳引机等等。
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参考文献
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致谢
毕业设计是我在辽宁工程技术大学成人教育学院的最后一次学习机会，也是对我过去二年多时间学习的一次总结。我十分珍惜这次学习机会，它将我学过的知识汇总，使理论与实践相结合，让我用所学理论去解决实际问题，巩固了我的知识、开阔了我的视野、扩展了我的知识面、提高了我的专业水平、增强了我勇于面对困难、解决问题的自信心。在各位老师耐心的指导帮助下，我了解了毕业设计内容的相关知识，逐步的完成了毕业设计。通过这次学习，使我更加的深爱机械这个专业，通过认真的设计计算，画出图纸，这让我感到了前所未有的成就感。让我感受到了机械这门学科的乐趣，希望自己在以后的学习工作中更加的努力，敢于面对困难，勇于接受挑战。机械设计制造方面的学习是辛苦的、困难的，但是它同样拥有着特殊的魅力，这就是在设计中，从你设计梦想到实现梦想的完美过程。非常感谢学院领导为我们安排了这次毕业设计，忠心的感谢指导老师们的耐心指导，向您们献上最诚挚的祝福。
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