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.docx

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第１章设计总体方案

1.1设计的思路

1.1.1曳引机的额定载重量

额定载重量是指曳引比为1，平衡系数（对重系数）为0.4时，曳引轮曳引的轿厢所承受的重量，对于客梯重量为1250kg，人数为16位。

1.1.2额定速度

额定速度是批曳引比为1时曳引轮的圆周速度。

（单位：

m/s）即轿厢速度。

1.1.3曳引机减速器的中心距：

160mm

1.1.4交流电动机

a）功率（单位：

kw）：

22

b）中心高（单位：

mm）：

200

c）极数：

单速为4极

注：

1）曳引机减速器其它几何参数，应符合标准GB100085-88或JB2318-79或GB9147-88的规定。

2）电动机其它技术要求，应符合GB12974-91。

1.1.5曳引机的总体设计

曳引机主要由电动机、联轴器、减速器、曳引轮、机架、飞轮（手扳轮）、编码器等部分组成。

目前曳引机的组合形式主要有下列三种：

1）电动机→联轴器→制动机构→减速器→曳引轮

2）电动机→联轴器→减速器→制动机构→曳引轮

3）制动机构→电动机→联轴器→减速器→曳引轮

综合分析后,本人选择第1）种方案来设计。

1.1.6关于制动机构位置的讨论

制动机构放置在联轴器处，不但可以利用制动联轴器缩小尺寸，降低成本，而且可获得良好的受力状态，最后达到提高寿命、紧凑结构、美观大方的效果。

但放在联轴器处对维修来说稍有不便。

在结构设计中尽量避免蜗杆双端出轴。

曳引机需要机架，以便在机房内安装。

另外过轮需安置在机架上，与曳引机组成一体。

机架设计要注意：

曳引机的重心必须位于机架之内，最好接近机架平面中央；机架要有足够的刚度；机架不得与曳引轮，钢丝绳干涉。

至于曳引轮的布置，必须安装在输出（低速）轴上；放置应征得用户认可，由输出轴左伸右伸决定。

对于齿轮副曳引机，一般和电动机一起放在减速器的同侧。

1.1.7电动机的选用

除小型杂物电梯外，其它电梯都要经过起动→稳定→停运三个工作阶段，其速度要经过低速（加速）→正常匀速→低速（减速）三个阶段，其调速方法通常有直流调速、变极调速、调压调带、调频调带、直线调速等形式。

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

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

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

Me=

=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°C。

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