800KG15矿用梯计算书.docx
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800KG15矿用梯计算书
电梯选用参数
Q
额定载重量
Q=800kg
ve
额定速度
v=1.5m/s
轿厢尺寸（宽*深*高）
开门方式
开门尺寸（宽*高）
1350mm*1400mm*2300mm
中分
800mm*2100mm
Htrv
最大提升高度
Htrv=68.4m
Ci
电梯曳引绳曳引比2:
1
Ci=2
dr
ns
曳引绳
绳径
绳数
5-φ10，产品规格：
8×19s曳引钢丝绳
dr=10mm
ns=5
Dt
曳引轮直径
Dt=400mm
Dp
导向轮、轿顶轮、对重轮直径
Dp=400mm
Kdz
平衡系数
Kdz=0.45
G
轿厢自重
G=940kg
Wyys
曳引钢丝绳重量:
每米重
0.343kg/m
wyys=120kg
Wdl
随行电缆重量:
每米重
重量
2.0kg/m
69.4kg
Wbc
补偿链重量:
4.46kg/m
312kg
Wdz
对重重量
1280kg
amax
加减速度最大值
0.75m/s2
曳引机、电动机参数
α
曳引轮包角
α=158度
β
曳引轮槽型中心角
β=95度（V型槽）
γ
槽角度
γ=30度
η
电梯运行的总效率
η=0.92
Nm
电机功率
10kw
vl
曳引机节径线速度
3m/s
n\m
电机转速
143rpm
轿厢导轨T90
限速器动作速度
（2.875m/s＜v动＜3.75m/s）
安全钳
渐进式动作
缓冲器
液压式，行程H=175mm
一、电动机功率计算
对于交流电梯而言，当平衡系数Kdz≤0.5时，通常用下列公式计算，即能满足要求：
N=（1-Kdz）*Qvl/（102*ηi）（KW）
（1）
上式中：
Kdz——平衡系数；φ=0.45
Q——额定载荷；Q=800Kg
vl——曳引机节径线速度；vl=3m/s
η——电梯运行的总效率；取η=0.92
Ci——曳引机曳引比；Ci=2
代入
（1）式，
N=（1-0.45）×800×3/（102×0.92×2）=7.03KW
选用KDSWTY2-800-150-DN曳引机，电机功率N=8.3KW，其功率满足上式计算要求。
二、电梯运行速度的计算：
根据公式：
V=π×D×nm/60×Ci
上式中：
D——曳引轮节园直径,D=400mm
nm——电机的转速,nm=143rpm
Ci——曳引比；Ci=2
V=3.14×0.4×143/（60×2）=1.4967m/s
选用曳引机能够满足速度要求。
三、曳引能力计算，依据GB7588-2003
绳槽的几何参数
槽型带切口的V型槽
槽的角度γ=30度
下部切口角度β=95度
摩擦系数
摩擦系数μ=0.1装载，运行工况
μ=0.2轿厢滞留工况
μ=0.1/（1+（r*v/10））紧急制停工况，v[m/s]
=0.07692
当量摩擦系数
f（μ）=μ*x1/x2
其中x1=4（1-sin（β/2））
x2=π-β-sin（β）β[rad]
以下计算采用的参数数值请查阅第一页“主要性能参数”表。
（1）轿厢载有125%额定载重在底层停平时的静态比值T1/T2：
载重系数1.25
当量摩擦系数f（μ）=0.19722
最大可能值（T1/T2）max=ef（μ）*α=1.72266；α=2.7576rad
所需值计算T1=（G+1.25*Q）/2+Wyys=10595N
T2=（Wdz+Wbc）/2=7809N
T1/T2=1.3568
所需值1.3568≤ef（μ）*α=1.72266符合要求。
（2）标准运行工况轿厢载有额定载重在底层附近向下运行
加速度a=0.75[m/s2]
当量摩擦系数f（μ）=0.1517
最大可能值ef（μ）*α=1.5195
所需值T1=（g+a）（Q+G）/2+（g+a*Ci）*Wyys=10477N
T2=（g-a）（Wdz+Wbc）/2=7250N
T1/T2=1.445
所需值1.445≤ef（μ）*α=1.5195在此工况时曳引力符合要求。
（3）标准运行工况，空轿厢上行至顶楼减速时
加速度a=0.75[m/s2]
当量摩擦系数f（μ）=0.1517
最大可能值ef（μ）*α=1.5195
所需值计算T1=（g+a）Wdz/2+（g+a*Ci）*Wyys=8154N
T2=（g-a）（G+Wbc+Wdl）/2=5903N
T1/T2=1.3812
所需值1.3812≤ef（μ）*α=1.5195在此工况时曳引力符合要求。
（4）轿厢滞留工况，空轿厢在顶层，对重压实在对重缓冲器上。
（必须打滑）
当量摩擦系数f（μ）=0.3945
最大可能值ef（μ）*α=2.9675
所需值计算T1=（G+Wbc+Wdl）*g/2=6390N
T2=Wyys*g=1198.N
T1/T2=5.3352
所需值5.3352＞ef（μ）*α=2.9675在此工况下曳引绳打滑，符合要求。
四、曳引绳的安全计算，
曳引绳制造商/型号天津布顿/8X19S+NF
绳径dr=10.0mm
曳引绳数ns=5
曳引绳的最小破断载荷Fbl=44kN
曳引绳安全系数计算：
滑轮的等效数量Nequiv（参考曳引系统示意图）
Nequiv=Nequiv（t）+Nequiv（p）=9.7
上式中：
Nequiv（t）=6.7曳引轮的等效滑轮数量
Nequiv（p）=（Nps+4*Npr）*KP
其中Nequiv（p）=3绳轮的等效滑轮数量
Nps=3引起曳引绳简单弯折的滑轮数量
Npr=0引起曳引绳反向弯折的滑轮数量
KP=（Dt/Dp）4=1跟曳引轮和滑轮直径相关的系数
Dt=400[mm]
Dp=400[mm]
最小安全系数
将以上所求参数代入进去可得：
Sf=18.47
绳的现有安全系数
Sfexist=x1/x2
其中x1=Fbl*ns
x2=（G+Q）*g/2+Wyys*g
x1=215600N
x2=9614N
Sfexist=22.42>Sf=18.47
所以曳引绳的安全系数满足要求。
曳引系统示意
五、轿厢导轨计算，依据7588-2003
导轨型号T90/B
导轨参数：
主导轨数量n=2
叶缘厚度c=10[mm]
截面积A=1720[mm]
惯性半径
iy=17.6[mm]
ix=25[mm]
惯性距
Jy=520000[mm4]
Jx=1022000[mm4]
抗弯模量
Wy=11900[mm3]
Wx=20900[mm3]
抗拉强度Rm=440
导轨材质
说明：
根据7588-2003第十章。
由于Q235钢的延伸率A5≥12%所以安全系数S4=2.25。
正常运行时
σperm=Rm/St=440/2.25=196
而在安全钳动作时
σperm=Rm/St=440/1.8=244
许用应力正常运行时：
[σ]=196[N/mm2]
安全钳动作时：
[σ]=244[N/mm2]
许用变形[δ]=5[mm]
导轨支架间距
L=2000[mm]
细长比
λ=L/iy=2000/17.6=113.64
弯曲系数（查GB7588-2003,p81,表4。
得：
ω370=2.198，ω520=3.2711
ω480=（ω520-ω370）*（Rm-370）/（520-370）+ω370=2.985
轿厢
宽Dx=1350[mm]
深Dy=1400[mm]
高Dz=2300[mm]
上下导靴之间距离h=3600[mm]
1．安全钳装置动作时的工况计算
安全钳渐进式安全钳
安全钳冲击系数k1=2
坐标（轿厢中心P与悬挂中心S重合，装载中心Q的偏离，按均匀分布在最不利的3/4的轿厢面积里计算，见附图。
）
附图
轿厢自重位置PXp=0Yp=0
载荷中心位置QXq=175[mm]Yq=169[mm]
悬挂位置SXs=0Ys=0
（a）由导向力引起的Y轴上的弯曲应力
Fbx=k1*（Q*Xq+G*Yp）/（2*h）
=381.5[N]
Mby=3*Fbx*L/16
=143062.5[Nmm]
σby=Mby/Wy=143062.5/11900=12.02[N/mm2]
由导向力引起的X轴上的弯曲应力
Fby=k1*（Q*Yq+G*Xp）/（h）
=736.9[N]
Mbx=3*Fby*L/16
=276315[Nmm]
σbx=Mbx/Wx=276315/20900=13.23[N/mm2]
压弯应力
Fk=k1*（G+Q）/n=16873.2[N]
σk=（Fk+k3*M*g）*ω/A
=29.29[N/mm2]
弯曲应力
σm=σbx+σby=13.23+12.02=25.25[N/mm2]
弯曲和压缩复合应力
σ=σm+（Fk+k3*M*g）/A
=30.06[N/mm2]
σc=σk+0.9*σm=29.29+0.9*25.25=52.02[N/mm2]
翼缘弯曲应力
σf=1.85*Fbx/c2
=1.85*381.5/102=7.06[N/mm2]
挠度
δx=0.7*Fbx*L3/（48*E*Jy）=0.21[mm]
δy=0.7*Fby*L3/（48*E*Jx）=0.81[mm]
安全钳动作时许用应力：
[σ]=266.7[N/mm2]
许用变形：
[δ]=5[mm]
安全钳动作时，各弯曲应力以及复合应力都在许用应力和许用变形范围之内。
2．正常运行中的计算
k2运行中冲击系数k2=1.2
（a）由导向力引起的Y轴上的弯曲应力
Fbx=k2*（Q*（Xq-Xs）+G*（Xp-Xs））/（2*h）‘计算数值没有变化
=229[N]
Mby=3*Fbx*L/16
=85837.5[Nmm]
σby=Mby/Wy=85837.5/11900=7.22[N/mm2]
由导向力引起的X轴上的弯曲应力
Fby=k2*（Q*（Yq-Ys）+G*（Yp-Ys））/（h）
=442.2[N]
Mbx=3*Fby*l/16
=165802.5[Nmm]
σbx=Mbx/Wx=165802.5/25000=6.7[N/mm2]
在正常运行情况下不发生压弯情况。
弯曲应力
σm=σbx+σby=6.7+7.22=14.0[N/mm2]
弯曲和压缩复合应力
σ=σm+（k3*M*g）/A
=14.0[N/mm2]
翼缘弯曲应力
σf=1.85*Fbx/c2
=1.85*229/102=4.24[N/mm2]
挠度
δx=0.7*Fbx*L3/（48*E*Jy）=0.13[mm]
δy=0.7*Fby*L3/（48*E*Jx）=0.49[mm]
从以上的计算可以知道导轨在正常运行中工作情况下的复合应力与变形均符合要求。
3．正常使用、装载时的计算
X1=730[mm]
F1=0.4*Q*g=3140[N]
Fbx=g*（P*（Xp–Xs）+F1*（X1-Xs）/g）/（n*h）
=318.4[N]
Mby=3*Fbx*L/16
=119386[Nmm]
σby=Mby/Wy=119386/11900=10.04[N/mm2]
由导向力引起的X轴上的弯曲应力
Fby=0
σm=σy=10.04[N/mm2]
弯曲和压缩复合应力
σ=σm+（k3*M*g）/A
=10.04[N/mm2]
翼缘弯曲应力
σf=1.85*Fbx/c2
=1.85*318.4/102=5.9[N/mm2]
挠度
δx=0.7*Fbx*L3/（48*E*Jy）=0.35[mm]
从以上的计算可以知道导轨在正常使用、装载工作情况下的复合应力与变形均符合要求。
六、轿厢架强度及刚度的计算：
计算方法
轿厢架是电梯的主要受力部件，它由上梁、下梁、立梁及连接它们的若干紧固件组成。
上梁和立梁和下梁都采用钢板折弯件。
由于轿顶轮安装在上梁上，先验算上梁受力情况。
Q=T1=16874N
轿厢架上梁受力图
L——上、下梁的跨度，L=1480mm
轿厢架采用普通钢板折弯件。
上梁计算
上梁：
Wx=95528.2mm3;
Ix=8597536.7mm4
[σ]——许用正应力，对于上、下梁及立梁：
80Mpa
E——材料的弹性模量，E=200Gpa;
[Y]——上、下梁的许用挠度，[Y]=L/1000=1.48mm
上梁计算：
上梁中心受到向上的拉力，以最差条件来计算，
；
所以：
σmax<[σ]=80Mpa;Ymax<[Y]=1.48mm
下梁计算
轿厢及载重的重量通过托架压在下梁上，如右图所示，外侧两力的间距就是轿底框上两根外梁的间距
=1350mm,下梁总长1480mm。
下梁：
Wx=78264.7mm3；
Ix=7043828.6mm4
如右图所示，在梁的中间点位置处获得最大弯距，
此时
根据叠加原理：
最大挠度
σmax<[σ]=80Mpa;Ymax<[Y]=1.48mm
所以下梁的刚度和强度足够。
七、曳引机梁计算：
曳引机梁为2根25b#工字钢。
轿厢额定载重800kg,
轿厢重920kg,
曳引机重量410kg,
对重重量1280kg,
曳引机梁长度为2.0MIx=5480cm4Wx=423cm3
当载重为800KG，速度1.5m/s时，
P1=860kg
P2=860kg
P3=640kg
根据受力平衡原理可求得Ra=1043.15kg,
Rb=1316.85kg
如右图所示，当X=915mm时，
σ=M/Wx=17.85Mpa
挠度计算
σ<[σ]=80MpaY<[Y]=2.0mm
梁的强度和挠度都在许用范围内。
因此主梁受力符合设计需要。
八．安全钳的选用：
选用杭州沪宁电梯配件厂的QJB2500安全钳
安全钳总容量的校核
根据GB7588-2003中F3.3.3.1规定，对于渐进式安全钳用于单一的安全钳总容许质量为：
（P+Q）1=制动力/16，kg
上式中的：
制动力就是“安全钳动作时的垂直作用力”，根据GB7588-2003中F3.3.1.1的规定，
制动力：
T=（P+Q+Wdl+Wbc）（1+0.6）g=32993N
所以（P+Q）1=32993/16=2063kg
选用QJB2500A型安全钳，总容质量为1200kg~3000kg，包含了2063kg。
安全钳的额定速度涵盖1.0~2.5m/s，所以安全钳满足使用要求。
九、限速器绳的计算：
根据GB7588-2003中9.9.6.4要求，限速器的节圆直径与绳的公称直径之比应小于30
取φ节=240；φ绳=8
φ节/φ绳=30
满足要求。
又根据GB7588中，9.9.6.2要求，限速器绳的破断负荷与限速器动作时所产生的限速器绳的张力有关，其安全系数至少为8
钢丝绳最大涨紧力由GB7588-2003中9.9.4要求，限速器绳的张力至少应为以下两个值的较大者：
A：
300NB：
安全钳起作用所需力的两倍
已知安全钳楔块动作力为7kg，安全钳提拉机构的预紧力为13kg。
考虑到杠杆传动系统的机械率取η=0.6，滑动轴承的总效率为0.24（计算略）
那么安全钳起作用所需力为：
A1=（7/0.24）×9.8=286N
安全钳拉调组件预紧力：
A2=（13/0.6）×9.8=212N
A1+A2=498N
其两倍值应为：
498×2=996N
按要求，取绳限速器的张力为：
996N
由GB8903-88中φ8的钢丝绳破断拉力最小值为28100N。
则安全系数K=28100/996=28.2>8
所以满足要求。
十、缓冲器的选型依据（见相应产品的专业检验证书）
轿厢缓冲器（对重缓冲器相同）
缓冲器型式液压缓冲器
制造商宁波申菱电梯配件有限公司
型号HYF175A
缓冲器最大压缩量175[mm]
最大动作速度Vmax=1.6[m/s]
允许承载最小Fmin=700kg
允许承载最大Fmax=2500kg
十一、井道顶层高度计算
1.对重完全静止压缩在缓冲器上时轿厢有关部件位置
轿厢速度
1m/s
1.5m/s
2.5m/s
0.035v2
0.079m
0.1+0.035v2
0.179m
0.3+0.035v2
0.379m
缓冲距
0.175m
缓冲器到缓冲板的空间
0.30m
轿厢顶高
2.3m
轿厢架上梁上缘到厅门地平距离
2.925m
对重完全静止压缩在缓冲器上时
轿厢顶位置
2.815m
对重完全静止压缩在缓冲器上时
轿厢上部导靴位置
3.718m
对重完全静止压缩在缓冲器上时
轿厢上部最高部件顶位置
3.862m
顶层高
4.3m
轿厢导轨长度应能提供不小于0.1+0.035v2m的进一步制导行程。
0.582m>0.179m
符合标准
轿厢顶到井道顶部的距离应至少是
1.0+0.035v2m
1.485m>1.079m
符合标准
固定在轿顶上的最高部件于井到顶的距离，应至少为0.3+0.035v2m*
0.438m>0.379m
符合标准
井道上方应有一个不小于0.5m*0.6m*0.18m的空间
有
2.轿厢完全静止压缩在缓冲器上时对重上方空间
轿厢速度
1m/s
1.5m/s
2.5m/s
对重架高
3.0m
底坑深
1.6m
缓冲器高
0.85m
当轿厢完全压缩在缓冲器上时,对重缓冲上行的行程
0.3m+0.175m
=0.475m
对重架在底层平层线以下的长度
0.45m
对重架高出平层线的高度
2.55m
当轿厢完全压缩在轿厢缓冲上时，对重最高部件上方的空间。
4.3-2.55-0.475=1.275m
当轿厢完全压缩在轿厢缓冲上时，对重最高部件上方的空间。
对重上方有足够的空间
3轿厢完全静止压缩在缓冲器上时轿厢下方空间
轿厢速度
1m/s
1.5m/s
2.5m/s
轿厢地平面到缓冲器板距离
0.301m
底坑深
1.6m
缓冲行程
0.175m
缓冲距
0.3
轿厢最底层平层时缓冲板到底坑地平的距离
1.6-0.301=1.299m
当轿厢完全压缩在轿厢缓冲上时，缓冲板到地坑地平面的距离。
1.299-0.475=
0.824m
当轿厢完全压缩在轿厢缓冲上时，轿厢最低部件到底坑地面的距离≥0.5m
0.824>0.5,满足要求。
底坑中有足够的空间，该空间可以容纳一个不小于0.5*0.6*1.0的长方体。
十二、通风计算
名称
变量
单位
数据
轿厢宽
cw
mm
1350.00
轿厢深
cl
mm
1400.00
轿厢高
ch
mm
2300.00
门高
dh
mm
2100.00
门宽
dw
mm
800.00
门间隙
jx2
mm
5.00
轿厢表面积
s_car
mm2
1890000.00
轿顶风扇孔面积
S1
mm2
11834.00
轿门间隙面积
s2
mm2
29000.00
轿厢间隙占轿厢表面积百分比
k1
0.021
轿厢通风间隙占轿厢有效面积百分比
k1≥1%时符合要求。
符合要求
计算公式：
本轿厢在脚壁上下部都设有通风口。
通风口高5mm。
轿厢表面积：
s_car=cw*cl
轿门间隙面积：
s2=2*（dw+dh）*jx2
十三、井道中各部件的运动间隙声明
最小的运动部件之间的间隙：
轿厢与层门地坎之间的间隙30，对重块与对重护栏的间隙25，对重护栏与轿厢的运动间隙35。
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