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106ε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=2139.78C/=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°Cd)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=322.15P1——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292mm1.8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） 槽距受结构强度的制约，也即槽距不能过小，免槽顶部崩裂；槽距不能过大，以免引起轮宽度增加槽距本不应有特殊规定，但目前槽距选用不一，严重影响了曳引轮和导向轮的通用化，为管理和应用带来极大不便，由于绳径d为Φ16mm,所以选用的槽距p为25mm第2章 绪论 2.1 引言电梯是机电一体化的典型产品，大力开发电梯产品不公可以供给各行业部门所需的运载设备而且可用带动高新机电技术的发展。
电梯可分为两大类：一类是垂直升降电梯（简称垂直或通常所谓的电梯），一类是自动扶梯（含自动人行道，简称扶梯或电扶梯）自动扶梯是通过电动机带动传动机构驱动梯级执行输送任务的，把电动机主传动机构，制动系统则是通过电动机驱动减速器，靠减速器从动轴上的曳引轮与钢丝绳之间的摩擦力矩牵动轿厢与配重（或称对重）上，下运动实现运输的目的，因为它是靠摩擦力牵动执行机构工作，故把电动机减速器，曳引轮和辅助机构-------制动器作为整体，称电梯曳引机曳引机分有齿曳引机和无齿曳引机两大类，本人采用的是有齿曳引机电梯曳引系统中的曳引机减速器，曳引机（简称绳轮）和动轮（由曳引比体现）组成了电梯的减速器多为齿轮副（含蜗杆副，行星系）减速器，该减速器中的齿轮副即为电梯的主传动机构电动机输入转矩T1，驱动曳引机减速器中的主传动机构，通过减速带动曳引轮转动，这时利用轿厢和配重的重量在曳引轮与钢丝绳之间产生的摩擦力矩，拖动轿禁止与配重上、下运动，从而完成电梯的任务,因为曳引机是决定轿厢运行速度、控制运行状态的减速装置，曳引机的技术含量、设计质量、产品质量等都会影响电梯的工作寿命及乘客的舒服感，所以电梯对曳引机有很高的技术要求。
2.2 电梯（垂直梯）简介2.2.1电梯的组成电梯主要同曳引系统、导向系统、门系统、轿厢、配重（对重）平衡系统、电力拖动（动力）系统、电力控制系统、安全保护系统等部分组成在电梯的各组成部分中，电力拖动，电力控制、曳引机的组合称为动力系统，它是电梯的动力源，亦是控制运行速度、运行状态和改变运行规律的系统；轿厢和导向系统是电梯的执行系统；其他部分统称为电梯的辅助系统2.2.2电梯的（垂直梯）分类垂直电梯是建筑物内垂直（或接近垂直）运输工具的总称其种类十分繁多，可从不同的角度进行分类，常见的有下列几种：按用途分类有：乘客电梯（客梯）、客货电梯、货梯（载货电梯）、病床电梯（医梯）、住宅电梯、服务电梯（杂物梯）、船舶电梯、观光电梯和车辆电梯（汽车库）按驱动方式分类有：直流电梯、交流电梯、液压电梯、齿轮齿条电梯（已基本淘汰）、直线电动机驱动电梯（有被交流电梯代用的趋势）按轿厢运行速度方式分类（暂时规定）有：低速电梯（v<1m/s）、中速电梯（v<1～2m/s）、高速电梯（v>2～5m/s）、超高速电梯（v>5m/s）按操作控制方式分类有：手柄开关操作电梯、控钮控制电梯、信号控制电梯、集称选控制电梯、并联控制电梯、群控电梯。
按有无司机分类有：有司机电梯、无司机电梯、有/无司机电梯特殊电梯有：斜行电梯、立体停车场电梯、建筑施工电梯2.3曳引机的主要技术指标为了提高曳引机产品质量，必须满足下列技术指标：2.3.1要确保电梯承载能力及曳引机的强度电梯承载能力从100kg到几吨重，速度从0.25m/s到10m/s以上，亦即曳引机的功率范围很大在设计曳引机时，应首先满足在设计寿命内，不产生任何失效形式的强度要求，其中包括电动机功率的选择、制动力的确定，主传动机构强度设计或校核计算要特别重视轴承强度的校核计算及地脚螺栓的设计计算另外，绳轮可按易损件处理，其设计寿命可短一些2.3.2具有较高的传动效率曳引机的传动效率是其综合技术指标传动效率的高低不但标志着输入功率有效利用的程度，而且表明了克服阻力力矩的能力，功率耗损的多少它不仅体现在节约能源上的意义，同时也是曳引机技术含量、设计质量、产品质量的具体体现为提高传动效率，合理选择主传动机构、轴承和联轴器是十分重要的，并且要提高制造和安装精度2.3.3具有较高的体积载荷所体积载荷是指曳引机的许用载荷（功率或转矩）除以曳引机体积所得商体积载荷越大表明曳引机体积越小，结构越紧凑。
不难理解，要想实现大的体积载荷，首先要选择高科技型的主传动机构合理地设计箱体结构，其中同样功率的曳引机，体积可相差1/3，重量相差到2/5因此设计出结构紧凑、体积小、重量轻的曳引机是设计者的奋斗目标2.3.4应满足电梯所需的运动特性电梯的工作特性决定了曳引机的运动特征：运动速度中等、间断工作、变速、起动频繁的正反转运行为了满足运动特性，在设计曳引机时要特别注意曳引传动系统中传动比的分配，电动机类型的选用，以及主传动机构齿轮副齿侧间隙的保证等2.3.5应具有较低的振动和噪声这项技术指标对乘人电梯特别重要为了不造成严重的环境污染，使乘客感到乘坐舒适，要求曳引机有较低的振动（特别是扭振）和噪声2.3.6应具有合理的结构结构设计历来是机械设计中的重要课题，对曳引机而言则更为重要结构设计要特别重视结构对受力、刚度的影响；对减振、降噪、附加载荷、自身振动频率的影响，对润滑条件、润滑质量的影响等在设计曳引机结构时，要逐条分析、结合实力合理，没有（或少有）附加载荷、满足强度和刚度要求；润滑条件良好；外形美观；制造、安装、维修工艺良好；成本较低2.3.7具有灵活可靠的制动系统制动系统要具有受力合理、技术先进、强度高、寿命长、灵活可靠、结构紧凑的性能。
第３章 电梯的驱动功率计算3.1曳引比与曳引力3.1.1曳引比和机械效益曳引比：曳引机上曳引轮的圆周速度与轿厢速度之比称为曳引比，用i/12表示机械效益：令曳引机中曳引轮上钢丝绳承受的拉力为F，轿厢总重力为Q，则机械效益 A=Q/F定滑轮及动滑轮机构 Q为重物，F为拉力，动力臂与阻力臂都是滑轮的半径r，所以rQ=rFA=Q/F=1i/12=1定滑轮机构速度不变、力不变3.1.2电梯的曳引传动形式曳引传动形式可由定滑轮、动滑轮、组合滑轮、差动滑轮机构组合而成多年经验表明常用曳引传动形式见下定滑轮机构的曳引传动 该传动形式的曳引比i/12=1，机械效益A=1增加一个过轮其目的是为了拉开轿厢与对重之间的距离过轮使曳引轮与钢丝绳的包角减小一般设计尽量使包角α大于135°过轮使绳的弯曲次数增多，疲劳寿命减少曳引比为2的曳引传动 i/12=2，A=2亦即轿厢（或对重）的上升（或下降）速度是曳引轮圆周速度的1/2曳引轮两侧钢丝绳承受的拉力分别为轿厢总重量、对重总重量的1/2滑轮组机构曳引传动 在轿厢（或对重）上各有三股钢丝绳，有三个定轮i/12=3，A=3，亦即轿厢（或对重）的上升（或下降）速度是曳引轮圆周速度的1/3，曳引轮两侧钢丝绳承受的拉力分别为轿厢总重量、对重总重量的1/3还有大曳引比曳引传动、复绕曳引传动、长绕曳引传动、双对重对曳引传动、具有补偿绳的曳引传动。
综合分析之后，决定选择第一个方案，曳引比i/12 =1，机械效益A=13.1.3作用在曳引轮上的静力电梯是靠曳引轮槽与钢丝绳之间产生的摩擦力（或摩擦力矩）平衡外力，在曳引机的驱动下，牵引轿厢与对重上下运行的在曳引轮两侧的钢丝绳分别系有轿厢及对重，轿厢与对重分别在钢丝绳上产生拉力Q与FQ与F是静止情况下的拉力，故称静力静力实际上是两侧各构件重力和对钢丝绳的拉力计算中用到的符号如下：Q1--------轿厢的结构自重力（N）； 取值为2900kgQ2--------电梯的额定载重力（N）； 取值为1250kgF--------对重侧钢丝绳承受的总拉力（N）；Q-------轿厢侧钢丝绳承受的总拉力（N）；R1--------轿厢至曳引轮间钢丝绳所受的重力（N）；R2--------对重物至曳引轮间钢丝绳所受的重力（N）；G1--------曳引机两侧所受总拉力之差（N）；G2--------曳引机两侧钢丝绳重力之差（N）；P--------曳引机输出轴轴颈承受的静压力（N）；i12-------曳引机中减速器之传动比；i/12------曳引传动的曳引比；A--------机械效益；η1--------曳引机中减速器的传动效率；η2--------电梯的总效率；f--------接触面间相对运动时的摩擦因数；v--------轿厢运行速度（m/s）；η2--------曳引轮的转速（r/min）。
3.1.4曳引轮两侧静拉力计算Q值 从轿厢到曳引轮之间是一个曳引系统也就是说轿厢的速度、重量要通过曳引系统中的滑轮组才能传递到曳引轮当然也可以通过滑轮组直接连接起来，这时i/12≠1,A≠1则可用下式求得Q值Q=（Q1+Q2）/A+R1=（Q1+Q2）/ i/12+R1R1的大小受轿厢到曳引轮之间距离的影响，亦即是轿厢位置的函数，即R1=f1(h1),于是： Q=（Q1+Q2）/A+f1(h1)曳引机强度设计计算中，为了安全可靠，一般规定额定载荷要乘以系数1.25,又轿厢的结构自重一般为额定载荷的14倍，前文已述及机械效益与曳引比量值相等，最后Q值的计算式为： Q=2.65 Q2/+ R1式中，i/12由曳引传动机构确定R1 在设计曳引机时按满载，轿厢在井道部位计算设曳引绳的根数为n，电梯提升高度为H，绳的直径为d，绳的单位长度重量为q，则R1为R1=HnqF值 在对重侧同样是一个滑轮组传动机构，也有机械效益按规定，对重取Q+ψQ2ψ称对重系数，其值一般为0.4～0.5所以对重侧的拉力F可由下式计算： F=（Q1+ψQ2）/A+R2=（Q1+ψQ2）/ i/12+ f2(h2)考虑到上文所述相应问题最后得 F=2 Q2/ i/12+ f2(h2)Q值与G值差由式可知G1=Q-F=（Q1+Q2- Q1- ψQ2）/ i/12+(R1+R2)=(1-ψ) Q2/ i/12+(R1+R2)实际计算时可采用简化式 G1=0.55 Q2/ i/12+(R1+R2)Q值与F值之和由式可知P=Q-F=（Q1+Q2+ Q1+ψQ2）/ i/12+(R1+R2)=2 Q1+（1+ψ）Q2/ i/12+(R1+R2)实际计算时可采用简化式 P=4.55 Q2/ i/12+(R1+R2)R1+R2的计算有两种情况没有补偿绳时R1+R2=Hnq有补偿绳时 R1+R2=2Hnq3.2曳引轮上的静转矩电梯没有运行前，曳引轮随的拉力差G1产生的转矩称静转知T（N·m），它的方向与G相同。
可由下式计算，设曳引轮节圆直径为D（mm）；则T/20=DG1/（2*1000） =1/2*D*[0.55Q2 / i/12+(R1+R2)]*1/1000电动机受的静转矩为T10= T20/ i12η3.2.1静摩擦转矩静力P是比较大的力，作用在轴颈上要产生摩擦转矩T/10（N·m），其值可由下式计算：T/ 10=fpr/1000式中 r为轴半径（mm）T/20方向与v方向相反，电动机受的摩擦转矩为 T/10= T/20/ i12η电动机轴上承受的总静转矩为：T/10=T10-T/20或T0=T10+T/03.2.2 F和Q的讨论由F值的计算式可以看出，F值的大小仅随R2大小变化，在电梯提升高度H<35m时一般可以不计入R2总等于Hnq,显然F值是变化不大的物理量若不计入R2，或计入R2=Hnq，则F是固定量由Q值的计算式可知，Q值在运行过程中不但受R1的影响，而且受层站处乘客上下变化的影响，也就是不计入R1，Q在电梯运行中亦是变量Q值的变化会影响静转矩和静摩擦转矩大小，影响电梯的工作状态在某下层站，乘客减少到Q2的40%～50%时，即恰好等于ψ时，F=Q，于是G1=0，T20=0，T10=0。
当Q2值再减小，乘客量小于ψQ2时，则要产生F>Q的工作状态这时产生的静力矩与G方向一致当F方向的静转矩大到一定程度时，亦即若大于摩擦力矩时，电梯起动的瞬时，主传动机构的共轭啮合面发生改变，由左齿面（或右齿面）改变成了右齿面（或左齿面），也就是这个瞬间齿面要产生一次冲击，齿面改变的结果使齿轮副啮合状态发生了根本变化正常（以蜗杆副为例）共轭啮合是蜗杆为主动件改变后的啮合状态是蜗轮为主动件要特别注意，无论那个齿面工作，电梯的运行方向不变，这是一个重要的共轭齿面啮合现象3.2.3曳引轮承受的静转矩变化载荷很小时（极限情况是空载），F>Q，静载荷产生的转矩方向与F方向一致；载荷较大时（极限情况是满载）；Q>F，静载荷产生的转矩方向与Q的方向一致，又由P力产生的摩擦转矩总和v的方向相反于是可得出如下规律性结论：满载上行T20与T/20方向一致要相加满载下行T20与T/20方向相反要相减空载上行T20与T/20方向一致要相减空载下行T20与T/20方向一致要相加所谓上行和下行是指轿厢运行方向关于对重系数ψ=0.4～0.5，这就是说Q值和F值仅相差（0.6～0.5）Q2，曳引轮两侧的接力在不考虑钢丝绳重量影响的情况下，仅随载重量Q2的变化而变化。
若载重量不是满载而是ψQ2时，则Q=F，这时静转矩理论上可为零，也就是说电梯功率可达到最小客梯的乘客不可能总是满载，也不可能空载运行，从概率上讲可以判定，乘载40%～60%的机率最多而ψ=0.4～0.5，可见ψ系数的给定值是很巧妙的，这就不难断定客梯实际运行中电动机功率多数情况是很小的曳引机使用情况已说明主传动机构齿轮副失效破损的很少由于P力的作用，设计轴承则是一个重要问题了3.2.4设计载荷在设计曳引机时，总是按照最危险的情况考虑，所以应采用1.25Q的超载计算，Q总是大于F曳引机主传动机构的设计及电动机选择，都应遵循这一原则1．曳引机驱动转矩的计算运行中的曳引传动情况是很复杂的：轿厢运行有上有下；轿厢有加速度起动、减加速度停车及匀速正常工作；有移动构件和转动构件；有重量、有质量等，所以曳引机承受的力和转矩将受到动量和转动惯量的影响在分析计算曳引机驱动转矩时，要充分考虑这些因素，亦加以较全面的讨论，从中寻找出最危险情况，进行曳引机强度计算以达到安全可靠的目的2．动量定理及曳引力曳引力是非运动时的静力因为电梯在运动的全过程中，速度是变化 的，呈近似梯形，起动时有加速度，正常运行是匀速，停层时是减加速，所以在起动和停层阶段受动量大小的影响。
由此在计算曳引力时涉及支动量及动量定理动量定义：物体质量与速度的乘积称为动量K=mv动量定理：在一个机械系统中，各构件动量对时间求导之和等于所有外力之和，即∑dmivi/dt=∑Fi[3]对于一个构件单独分析同样成立a)上行加速起动阶段，所承受的曳引力对于轿厢，它承受的重力为Q1+Q2，亦是受的外力，曳引轮对轿厢的作用力为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）对重承受的重力为Q1+ψQ2也是承受的外力应注意v指向–x方向的负值于是 （Q1+ψQ2）/g(–dv/dt)=F–(Q1+ψQ2)F=(Q1+ψQ2)–(Q1+ψQ2)a/g=(Q1+ψQ2)(1–a/g)所以可方便地求得曳引轮两侧拉力之差G1=Q-F=(Q1+Q2)（1+a/g）=(Q1+ψQ2)(1+a/g)整理后得] G=Q-F=Q2（1-ψ）+[2Q+Q2（1+ψ）a/gb)中间匀速正常工作阶段承受的曳引力因为是匀速运动，所以有：Q=Q1+Q2F=Q2+ΨQ2 G1=G2（1-ψ）[1]与上文计算的静载荷一致。
c)上行减加速阶段承受的曳引力和上行加速阶段相比，a为–a,代入上边各式得 Q=(Q1+Q2)(1-a/g) [2] F= (Q1+ψQ2)(1+a/g)所以 G1=(Q1+Q2)(1-a/g)- (Q1+ψQ2)(1+a/g)最后整理得 G=Q2（1-ψ）-[2Q1+Q2（1+ψ）]a/gd)下行加速起动阶段承受的曳引力这种情况，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于是可得与式相同的结果e)稳定下行阶段承受的曳引力属于匀速运动承受的曳引力，是静曳引力 f)下行减加速阶段承受的曳引力这种情况，加速度是“–”值，速度是“+”，可求得Q；速度是负值，加速度是“–”值，可求得F于是可得与式相同的结果3.输入功率的简易计算方法曳纪机的驱动转知和功率是比较复杂为简化计算，通常采用简易计算法，这种方法虽然考虑的影响因素较少，但从工程计算的角度考虑下式是可用的有一条经验公式；η=Cη1/η/2=0.52*80.8/78.4=0.54P=(1-Ψ)Q2v/102η=(1-0.5)*1250*1.75/(102*0.54)=19.86[6]式中 P——电动机功率（kw） Ψ——电梯平衡系数，0.45～0.5；η——电梯机械传动总效率；η/1——曳引机中减速器的传动效率，对于ZK1、ZI蜗杆传动η1=100-3.2√i12=100-3.2√36=80.8η/2——效率比常数,η/2=100-3.6√i12=100-3.6*6=78.4η——电动机转动总效率C——效率常数，C=0.5～0.55,一般取0.52 [4]第4章 曳引机主传动机构的设计与计算4.1普通圆柱蜗杆副几何参数搭配方案在中心距a、转速n1、传动比i12给定的条件下，采用多齿数（头数）z1、z2 ，小模数m，大直径d1(q)的设方案。
该设计方案的优点是：采用多齿数（头数）z1的圆柱蜗杆传动，能明显提高传动效率，降低油温升，保持润滑油粘度，改善动压润滑条件；可以提高生产率，降低加工成本，增大重合度，提高承载能力；可明显增大蜗杆刚度，保证正确啮合特性的实现，增大了蜗轮的有效宽度，减小了蜗轮的尺寸；另外改善了蜗杆、滚刀的切削性能，提高了蜗轮精度，降低了齿面粗糙度曳引机是品种少、用量大的专用减速机构，为实现“最隹”设计方案，故采用非标准设计，这为新设计方案的推广打下了良好的基础故选用： z1=1、2、4 z2=25～90 i12=-20～63 q=10～20普通圆柱蜗杆传动的几何尺寸计算在蜗杆的基本尺寸和参数表（GB10085––88）[4]选得以下数值模数（m/mm）： 4轴向齿距(px/mm)：12.566分度圆直径（d1/mm）：40齿数z1：2直径系。