钢丝绳式电梯UCMP的评估标准指南 驱动装置强度标准篇 第二版 0605 中文.docx
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钢丝绳式电梯UCMP的评估标准指南驱动装置强度标准篇第二版0605中文
钢丝绳式电梯
开门运行保护装置的评估标准
指南
驱动装置强度标准篇
第2版(2009年06月05日发行)
(社团法人)日本电梯协会
前言
本指南根据2008年9月19日颁布的新施行令第129条10第4项涉及的《关于钢丝绳式电梯的安全装置的评估标准(业务规则)》,就电动机轴上设有制动器的驱动装置的齿轮、电动轴等、动力传递机构的强度、疲劳安全系数的计算标准和判定标准,由日本电梯协会内所设的驱动装置强度标准研究工作组研究具体的详细方案,汇编成日本电梯协会的技术资料,与(财团法人)日本建筑设备和升降机中心(以下简称“BEEC”)共同发行。
法令第129条10第3项第一款规定必须配备“驱动装置和控制器发生故障时,如轿厢的位置发生明显移动或在轿厢和井道的门全关闭前轿厢发生升降,能够停止轿厢运行的装置”(开门运行保护装置(以下称UCMP-UnintendedCarMovementProtection))。
同时,法令第129条10第4项还规定,确保UCMP功能的装置为国土交通大臣规定的结构方式或者经大臣认定。
但本项由于未颁布相关告示,因此必须取得大臣认定,汇总了该认定标准、试验方法等内容的业务规则已由BEEC公布。
业务规则举例说明了要实现钢丝绳式电梯的UCMP功能,就要配备备用型双重制动装置和平时工作型双重制动装置中的任一种制动装置。
对于平时工作型双重制动器,允许在驱动装置的电动轴侧设双重制动器,而对于开头所述的动力传递机构,则要求确保充分的强度、疲劳安全系数。
钢丝绳式电梯的驱动装置,大致包括蜗杆曳引机、斜齿轮曳引机、无齿轮曳引机,本资料分别列举了计算方法、计算示例、所需安全系数,并考虑到了能够判定驱动装置是否具有充分的强度。
但由于曳引机的构成因各厂商而异,因此,至今难以制定统一标准,但UCMP的评估标准必须具备,所以,根据各家厂商的曳引机设计思想、过去的问题事例的分析结果等条件,制定了符合现实的标准。
请各厂商根据各类曳引机的构成以及在各厂商进行的实机试验的结果数据等内容,在适当调整后,采用各计算标准。
完
目录
1.概述…4
2.载荷计算方法…4
2.1计算蜗杆曳引机的轴载荷…5
2.2计算斜齿轮曳引机的轴载荷…17
2.3计算无齿轮曳引机的轴载荷…29
3.轴的强度计算标准…32
3.1疲劳强度…32
3.2长时间载荷的静态强度…37
3.3短时间载荷的静态强度…38
3.4计算示例…39
4.齿轮的强度计算标准…42
4.1适用…42
4.2计算方法…42
(1)涡轮…42
(2)斜齿轮…47
5.制动盘的强度标准…52
5.1对均匀作用于制动盘圆周方向的应力强度…52
5.2对作用于制动盘临界断面的应力强度…54
6.键的强度计算标准…56
7.压配传递力矩的计算标准…58
8.轴接头(联轴器)的强度计算标准…60
9.花键的强度计算标准…61
〔解释说明〕关于安全系数的依据…65
1
概述
由于备用型双重制动器假定了一个直接作用于钢丝绳、绳轮、轿厢等部位的制动装置,因此,无需考虑到驱动装置的强度不足等风险,而一般的钢丝绳式电梯系统,在制动器发生故障时,仍能够使轿厢保持静止(通过附加制动器监控功能以确保安全),由于要排除错误运作时乘客进入轿厢的风险,因此,建议将平时工作型双重制动器作为最佳系统。
如采用平时工作型双重制动器,在电动机轴侧设有制动器时,需确认齿轮、传递轴等动力传递机构的强度、疲劳强度安全系数足够高,而本资料中,由于各种余量、偏差等数据是包含在安全系数内的,因此,如果满足各章所示的必要安全系数,则可以说各部位的强度是充分安全的。
本指南针对关键传递部件,即各曳引机的轴和涡轮、螺旋齿轮(斜齿轮)、制动盘、花键,列示了其强度计算的方法、计算示例、所需安全系数,第2章叙述了作用于各曳引机各部位的载荷计算方法,第3章记述了轴、第4章记述了齿轮、第5章记述了制动盘、第6章记述了花键的各相关强度标准。
运用时,首先,结构参照第2章,以作用力矩、轴载荷作为输入条件,计算出各部位的作用力、反力和力矩,然后可将这些数值用于第3章以后各因素的计算。
2载荷计算方法
轴上施加的载荷計算方法
施加在入出轴上载荷要考慮垂吊载荷、入出轴上的扭力、及歯輪的反力。
但是对扭力对而言应考慮
井道効率和歯輪効率。
计算对轴施加的载荷的流程图如图2-1所示:
图2-1计算载荷的流程图
对输入输出轴施加的载荷,要考虑到悬吊载荷、输入输出力矩和齿轮反力。
对于力矩,应考虑到井道效率和齿轮效率。
2.1
计算蜗杆曳引机的轴载荷
(1)输入条件
绳轮轴载荷Q:
作用于100%载重量绳轮轴的悬吊载荷
静止力矩(输出轴)Ts:
保持0%或100%载重量轿厢的绳轮轴力矩
加速力矩(输出轴)Ta:
100%载重量加速运行中的绳轮轴力矩
制动器力矩(输出轴)Tb:
紧急制动时的绳轮轴力矩
静止力矩(输入轴)Ts:
保持0%或100%载重量轿厢的蜗杆轴力矩
制动器力矩(输入轴)Tb:
紧急制动时的蜗杆轴力矩
(2)各参数(绳轮轴尺寸、蜗杆尺寸)
绳轮轴和蜗杆尺寸:
见下图
齿轮参数
涡轮节圆半径:
r
蜗杆节圆直径:
d
法向压力角:
αn
超前角:
β
齿轮间摩擦系数:
μ
图2-2绳轮单柱式
图2-4绳轮轴双柱式
图2-5整体型
绳轮
绳轮轴
涡轮
蜗杆轴
(3)作用于蜗杆轴的力矩计算示例
作用于蜗杆轴的力矩计算示例如下所示:
作用于各支撑点的反力和力矩,因轴的旋转方向而变化,因此,计算时要考虑到旋转方向。
输入项目
涡轮的轴推力
齿轮作用力
支撑点的反力
支点A
齿轮作用力的各成分
Ex旋转方向:
CW,静止力矩,Y方向
支点上的各成分
支点B
齿轮作用力的各成分
支点上的各成分
力矩
弯矩
a-e区间
(4)作用于绳轮轴的力矩计算示例
作用于绳轮轴的力矩计算示例如下所示:
作用于各支撑点的反力和力矩,因轴的旋转方向而变化,因此,计算时要考虑到旋转方向。
1)绳轮单柱式
输入项目
Y成分
d-g间
轴载荷
合成
Y成分
单位
单位
单位
2.2计算斜齿轮曳引机的轴载荷
(1)输入条件
绳轮轴载荷Q:
作用于100%载重量绳轮轴的悬吊载荷
静止力矩Ts:
保持0%或100%载重量轿厢的绳轮轴力矩
加速力矩Ta:
100%载重量加速运行中的绳轮轴力矩
制动器力矩Tb:
紧急制动时的绳轮轴力矩
(2)各参数(轴尺寸、齿轮尺寸)
轴尺寸:
见下图
左旋转
左旋转
项目
符号
单位
项目
符号
单位
第一档
小齿轮齿数
z11
第二档
小齿轮齿数
Z21
小齿轮PCD
do11
mm
小齿轮PCD
do21
mm
齿轮齿数
z12
齿轮齿数
z22
齿轮PCD
do12
mm
齿轮PCD
do22
mm
啮合压力角
αn1
°
啮合压力角
αn2
°
啮合扭转角
ßo1
°
啮合扭转角
ßo2
°
扭转方向
p1
扭转方向
p2
减速比
p1
减速比
p2
(3)作用于输入轴的力矩计算示例
作用于输入轴的力矩计算示例如下所示:
作用于各支撑点的反力和力矩,因轴的旋转方向而变化,因此,计算时要考虑到旋转方向。
输入项目
Z成分(右旋转)
g-b区间
单位
(4)作用于中间轴的力矩计算示例
作用于中间轴的力矩计算示例如下所示:
作用于各支撑点的反力和力矩,因轴的旋转方向而变化,因此,计算时要考虑到旋转方向。
输入项目
项目
符号
数值
单位
规格条件
轴载荷
Q
30700
N
静止力矩
Ts
1600
N·m
加速力矩
Ta
2080
N·m
制动器力矩
Tb
2400
N·m
第一档
小齿轮齿数
z11
22
小齿轮PCD
do11
34.164
mm
齿轮齿数
z12
147
齿轮PCD
do12
228.278
mm
啮合压力角
αn1
20
°
啮合扭转角
ßo1
15
°
扭转方向
p1
RH
减速比
n1
0.14966
第二档
小齿轮齿数
z21
20
小齿轮PCD
do21
51.764
mm
齿轮齿数
Z22
125
齿轮PCD
do22
323.524
mm
啮合压力角
αn2
20
°
啮合扭转角
ßo2
15
°
扭转方向
p2
LH
减速比
n2
0.16
各轴的尺寸
中间轴
L4
80
mm
L5
70
mm
L6
80
mm
L7
230
mm
齿轮作用力
Fa2引起的
i-d区间
(5)作用于绳轮轴的力矩计算
作用于绳轮轴的力矩计算示例如下所示:
作用于各支撑点的反力和力矩,因轴的旋转方向而变化,因此,计算时要考虑到旋转方向。
1)绳轮单柱式
输入项目
项目
符号
数值
单位
规格条件
轴载荷
Q
30700
N
静止力矩
Ts
1600
N·m
加速力矩
Ta
2080
N·m
制动器力矩
Tb
2400
N·m
第一档
小齿轮齿数
z11
22
小齿轮PCD
do11
34.164
mm
齿轮齿数
z12
147
齿轮PCD
do12
228.278
mm
啮合压力角
αn1
20
°
啮合扭转角
ßo1
15
°
扭转方向
p1
RH
减速比
n1
0.1496599
第二档
小齿轮齿数
z21
20
小齿轮PCD
do21
51.764
mm
齿轮齿数
Z22
125
齿轮PCD
do22
323.524
mm
啮合压力角
αn2
20
°
啮合扭转角
ßo2
15
°
扭转方向
p2
LH
减速比
n2
0.16
各轴的尺寸
绳轮轴
L8
150
mm
L9
80
mm
L10
150
mm
L11
230
mm
Y成分(右旋转)
f-k区间
2)绳轮双柱式
输入项目
项目
符号
数值
单位
规格条件
轴载荷
Q
30700
N
静止力矩
Ts
1600
N·m
加速力矩
Ta
2080
N·m
制动器力矩
Tb
2400
N·m
第一档
小齿轮齿数
z11
22
小齿轮PCD
do11
34.164
mm
齿轮齿数
z12
147
齿轮PCD
do12
228.278
mm
啮合压力角
αn1
20
°
啮合扭转角
ßo1
15
°
扭转方向
p1
RH
减速比
n1
0.1496599
第二档
小齿轮齿数
z21
20
小齿轮PCD
do21
51.764
mm
齿轮齿数
Z22
125
齿轮PCD
do22
323.524
mm
啮合压力角
αn2
20
°
啮合扭转角
ßo2
15
°
扭转方向
p2
LH
减速比
n2
0.16
各轴的尺寸
绳轮轴
L8
80
mm
L9
150
mm
L10
150
mm
L11
300
mm
计算公式
f-k区间
3)绳轮轴双柱式
输入项目
项目
符号
数值
单位
规格条件
轴载荷
Q
30700
N
静止力矩
Ts
1600
N·m
加速力矩
Ta
2080
N·m
制动器力矩
Tb
2400
N·m
第一档
小齿轮齿数
z11
22
小齿轮PCD
do11
34.164
mm
齿轮齿数
z12
147
齿轮PCD
do12
228.278
mm
啮合压力角
αn1
20
°
啮合扭转角
ßo1
15
°
扭转方向
p1
RH
减速比
n1
0.1496599
第二档
小齿轮齿数
z21
20
小齿轮PCD
do21
51.764
mm
齿轮齿数
Z22
125
齿轮PCD
do22
323.524
mm
啮合压力角
αn2
20
°
啮合扭转角
ßo2
15
°
扭转方向
p2
LH
减速比
n2
0.16
各轴的尺寸
绳轮轴
L8
150
mm
L9
170
mm
L10
150
mm
L11
470
mm
Y成分(右旋转)
f-k区间
2.3计算无齿轮曳引机的轴载荷
(1)输入条件
绳轮轴载荷Q:
作用于100%载重量绳轮轴的载荷
静止力矩Ts:
保持0%或100%载重量轿厢的绳轮轴力矩
加速力矩Ta:
100%载重量加速运行中的绳轮轴力矩
制动器力矩Tb:
紧急制动时的绳轮轴力矩
(2)轴参数
图2-10绳轮双柱式
(3)作用于轴的力矩计算示例
作用于轴的力矩计算示例如下所示:
1)绳轮单柱式
输入项目
d-e间
2)绳轮双柱式
输入项目
c-d间
3
轴的强度标准
轴的强度需考虑到对长时间载荷的强度(以下称“疲劳强度”)、以及对长时间时间载荷与短时间载荷的静态强度。
本章中,根据第2章所示的按载荷条件计算得出的作用于轴的应力,将按照如下所示步骤进行的计算,规定为轴的强度计算标准指南。
3.1疲劳强度
(1)计算疲劳强度的流程图
计算疲劳强度的流程图如图3-1所示:
疲劳强度计算结束
图3-1计算疲劳强度的流程图
(2)计算疲劳强度的方法
计算疲劳强度的前提,是不设计有限寿命。
根据3.1节
(1)所示的流程图,对各项加以详细说明,并就计算方法加以说明。
1)设定使用材料的拉伸强度
使用引用自JIS等的数值。
拉伸强度:
σB(MPa)
2)计算出平滑件的疲劳强度
如未显示平滑件疲劳强度的充分数据,疲劳强度未知,则一般使用如下所示的公式,作为以95%的可靠性给定疲劳强度下限值的公式。
(引用:
疲劳强度的设计资料I日本机械学会编)但如果疲劳试验数据具有可靠性,能够出示设定了疲劳极限的依据,则不在此限。
機械構造用炭素鋼、構造用合金鋼時
①平滑件的旋转弯曲疲劳极限
②平滑件的交变扭转疲劳极限
3)计算出缺口件的疲劳强度
a)设定临界断面
计算缺口件的疲劳强度时,将具备以下条件的断面设定为临界断面:
①阶梯部
②键槽加工部
③压配部
④载荷的作用点
⑤弯矩最大的位置
b)设定各系数
设定临界断面后,对导致疲劳极限降低的原因的各系数进行设定。
①尺寸效应系数
因尺寸效应的影响而导致疲劳极限降低的系数。
②精加工系数
因表面情况、腐蚀作用等的影响而导致疲劳极限降低的系数。
③缺口系数
因阶梯、键槽、压配等的应力集中而导致疲劳极限降低的系数。
各系数的数值和公式汇总在表3-1中,应参照。
表3-1导致疲劳极限降低的各系数
系数名称
符号
数值或公式
尺寸效应系数
ζ1
●旋转弯曲时
●交变扭转时
d:
轴的直径(mm)
(引用:
疲劳强度的设计资料I日本机械学会编)
系数名称
符号
数值或公式
精加工系数
ζ2
旋转弯曲、交变扭转均使用以下数值:
i)研磨:
ii)磨削:
iii)切削:
上述ⅱ)和iii)是拉伸强度约为40MPa~140MPa时的数值,均是拉伸强度越高,则系数成直线变小。
(引用:
疲劳强度的设计资料I日本机械学会编)
缺口系数
ß
●旋转弯曲时
●交变扭转时
γk:
键槽系数
βp:
压配系数
βm:
旋转弯曲的阶梯缺口系数
βt:
交变扭转的阶梯缺口系数
以下就键槽、压配、阶梯单独或复合存在于临界断面时的缺口系数的值或计算公式加以说明。
i)键槽
键槽系数:
其他系数:
ii)仅压配
压配系数:
其他系数:
系数名称
符号
数值或公式
缺口系数
ß
iii)仅阶梯:
●旋转弯曲的阶梯缺口系数
●交变扭转的阶梯缺口系数
d:
阶梯部细处的直径(mm)
D:
阶梯部粗处的直径(mm)
ρ:
阶梯部的角焊缝直径(mm)
(引用:
疲劳强度的设计资料I日本机械学会编)
其他系数:
iv)键槽与压配组合
键槽系数:
压配系数:
阶梯缺口系数:
v)键槽与阶梯组合
键槽系数:
b:
键槽的宽度(mm)
t:
键槽的深度(mm)
d:
轴的直径(mm)
(引用:
机械工程便览)
阶梯缺口系数:
见iii)
压配系数:
系数名称
符号
数值或公式
缺口系数
ß
vi)压配与阶梯组合:
压配系数:
阶梯缺口系数:
见iii)
键槽系数:
vii)键槽、压配、阶梯组合
键槽系数:
见V)
压配系数:
阶梯缺口系数:
见iii)
c)缺口件疲劳极限的计算公式
给定缺口件疲劳极限的公式,可用公式(3-1)、公式(3-2)和表3-1所示的各系数表示如下:
①缺口件的旋转弯曲疲劳极限
②缺口件的交变扭转疲劳极限
4)计算实际工作应力
考虑到轴载荷和加速力矩,根据第2章所示的载荷条件,计算出作用于各临界断面的应力。
计算应力时,对于延性材料,一般采用最大剪应力理论或剪切应变能力理论,而对于脆性材料注3-1),则一般采用最大主应力理论。
以下是根据各理论计算应力的计算公式:
①根据最大剪应力理论计算出的最大剪应力
②根据剪切应变能力理论计算出的相应应力
③根据最大主应力理论计算出的最大主应力
注3-1)脆性材料的定义为伸长率低于14%的材料。
(引用:
ASME)
「補充」
該強度基準是、脆性材料的定義是以ASME為基準、延伸应定在未満14%。
但是如铬钼鋼這種高強度材料也作為脆性材料来定義的話、就不実際了。
(因此書本上一般記載的是脆性材料是在5%以内的金属。
)DEEC的意見是如下、請作参考。
延伸14%以上→应定義為延伸材料。
延伸5%以下→应定義為脆性材料。
延伸超5%以上在14%以下→应根拠使用部位、条件進行個別判断。
5)判定疲劳安全系数
●疲劳安全系数的判定标准
安全系数为1.2以上。
①根据最大剪应力理论进行判定(用于判定延性材料)
②根据剪切应变能力理论进行判定(用于判定延性材料)
③根据最大主应力理论进行判定(用于判定脆性材料)
此外,对于延性材料的疲劳安全系数的评估,满足公式(3-8)的标准或公式(3-9)的标准之一即可。
3.2长时间载荷的静态强度
对长时间载荷的静态强度,考虑到轴载荷和静态不平衡力矩(额定不平衡力矩)后,使用第2章所示的载荷条件和3.1节
(2)中4)所示的计算实际工作应力的公式,计算出在临界断面的安全系数,来进行评估。
●长时间载荷的静态安全系数的判定标准注3-2)
1)延性材料
安全系数为8以上。
2)脆性材料
安全系数为10以上。
1)根据以下公式判定延性材料的安全系数:
①根据最大剪应力理论进行判定
②根据剪切应变能力理论进行判定
此外,对于延性材料的长时间载荷静态安全系数的评估,满足公式(3-11)的标准或公式(3-12)的标准之一即可。
2)根据以下公式判定脆性材料的安全系数:
根据最大主应力理论进行判定
注3-2)本标准为推荐标准,以便通过计算疲劳强度来进行严格探讨。
3.3
短时间载荷的静态强度
对短时间载荷的静态强度,考虑到轴载荷和制动器力矩后,使用第2章所示的载荷条件和3.1节
(2)中4)所示的计算实际工作应力的公式,计算出在临界断面的安全系数,来进行评估。
●短时间载荷的静态安全系数的判定标准
1)延性材料
安全系数为3以上。
2)脆性材料
安全系数为4以上。
1)根据以下公式判定延性材料的安全系数:
①根据最大剪应力理论进行判定
②根据剪切应变能力理论进行判定
此外,对于延性材料的短时间载荷静态安全系数的评估,满足公式(3-14)的标准或公式(3-15)的标准之一即可。
2)根据以下公式判定脆性材料的安全系数:
根据最大主应力理论进行判定
3.4
计算示例
根据前述思想计算疲劳强度和静态强度的计算示例如下:
(1)轴的模型
使用图3-2所示的轴,作为进行计算的轴的模型。
支点1
图3-2轴的模型
(2)载荷条件和轴材
①输出轴力矩
静止力矩:
1200Nm(额定力矩)
加速力矩:
2400Nm(额定力矩×200%)
制动器力矩:
3000Nm(额定力矩×250%)
②轴载荷:
35000N
轴载荷y方向:
34468N
轴载荷x方向:
6078N
③作用于轴承的载荷
支点1轴承y方向:
35845N
支点1轴承x方向:
1416N
支点2轴承y方向:
-48788N
支点2轴承x方向:
-3751N
④使用材料:
SCM435(淬火回火)
拉伸强度:
930MPa
(3)计算结果
1)疲劳强度计算结果
①输入轴尺寸和各种条件
项目
符号
单位
断面1
断面2
断面3
断面4
断面5
断面6
断面7
断面8
临界断面位置
x
mm
-105
-55
0
25
45
65
105
125
小的直径
d
mm
70
70
75
75
75
75
70
70
大的直径
D
mm
70
75
75
75
75
80
80
70
角焊缝半径
p
mm
0
1
0
0
0
1
1
0
键宽度
b
mm
20
0
0
20
20
20
0
0
键深度
t
mm
7.5
0
0
7.5
7.5
7.5
0
0
各种条件
压配
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有
有
无
有
有
有
无
无
槽键
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---
有
无
无
有
有
有
无
无
阶梯
---
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无
有
无
无
无
有
有
无
②设定各系数
项目
符号
断面1
断面2
断面3
断面4
断面5
断面6
断面7
断面8
尺寸效应系数
旋转弯曲
ζ1
0.938
0.938
0.937
0.937
0.937
0.937
0.938
0.938
交变扭转
0.932
0.932
0.931
0.931
0.931
0.931
0.932
0.932
精加工系数
ζ2
0.90
0.90
0.90
0.90
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