汽车电梯设计计算书

...wd......wd......wd...XR-500H/5000-0.5-XH汽车电梯设计计算书校核：上海席尔诺电梯2005.10目录序言电梯主要技术参数传动系统计算：3.1传动系统示意图3.2电动机功率计算3.3曳引机主要参数3.4曳引绳安全系数计算3.5曳引力计算3.6曳引轮径校核四.曳引机验算校核五.轿厢架计算六.轿厢架联接螺栓强度校核七.滑轮轴弯曲应力计算八.导轨验款算九.搁机大梁选用校核十.安全部件的选用校核十一.引用标准和参数资料本计算中依据GBT588，GB10059和GB10060等国家标准及相关技术资料，对交流信号按钮控制调速汽车电梯的传动系统中的主要构件和安全部件进展了设计计算和选型校核。电梯主要技术参数：额定载重量Q=5000Kg空载轿厢自重P=5300Kg额定速度平衡系数曳引方式2：1随行电缆限速器型号XSR115-09宁波申菱缓冲器型号聚氯酯缓冲器ZDA-A-14沈阳祺盛上行保护器(夹绳器2：1)0×250宁波奥德普安全钳型号RB106无锡南方站层数2层2站曳引钢丝绳规格：8×19S+NF-16-1500(双)右绕轿厢尺寸3000×6000×2400mm传动系统计算3.1传动系统示意图在P49页中3.2电动机功率计算选用电机22KW式中：N-功率V-曳引轮节径线速度(m/s)Ψ-电梯平衡系数-电梯机械传动效率i-钢丝绳绕绳倍率3.3曳引机的主要技术参数：型号规格210驱动方式交流双速额定速度0.5m/s额定载重量5000Kg电动机功率22KW/5KW额定转速925/210r/min电动机电流48*44A减速比65/2曳引比2：1曳引轮节径Ø660mm曳引轮槽数6曳引绳直径Ø16mm3.4曳引绳安全系数计算：新标准规定，悬挂绳的许用安全系数，应按GB7588-03附录N方法计算。曳引轮是V型切口槽，下部切口角度值则查表得：为了求得，曳引轮和滑轮直径有关系数其中：而等效滑轮的数量：则许用安全系数经过计算得到根据GB7588第9.2.2条款式中n-安全系数m-钢丝绳根数N-一根钢丝绳的最小破断负荷T-轿厢停在底层站时，轿厢侧钢丝绳所受最大力(KN)-许用安全系数现采用GB8903(双)右绕，钢丝绳共6根由于2：1绕法为12根即上述计算结果证明，曳引绳安全系数满足设计要求。(2)对于紧急制开工况时，轿厢空载或满载时，紧急制动在空载上行工况时，处于最不利情况。所以在这里要耻入动态比值，即要考虑轿厢制动减速度影响。此时，摩擦当量系数：为此其中：=41989=25572.5即：上述计算结果，电梯在紧急制动的工况时满足设设计要求。(3)轿厢滞开工况此时曳引力其中：此时，=1568N对的计算通过工种工况计算说明，曳引力满足设计要求。3.6曳引轮轮径校核根据设计要求选用常熟曳引机厂生产的型号210，其曳引轮Ø660-6×Ø16即轮径比3.7额定速度验算：实际额定速度应符合以下不等式92%V=0.46m/s105%V=0.525m/s所以上述不等式成立，额定速度符合标准要求。曳引机验算校核。选用常熟曳引机生产的工化型曳引机曳引机自重800Kg主轴最大静载荷18000Kg曳引机功率22Kw最大额定负荷5000Kg曳引轮直径Ø660减速比2：65曳引轮绳槽416×6选用校核=1\*GB3①主轴最大静载荷校核=9310Kg式中：=2\*GB3②额定功率校核见计算书第3.2节=3\*GB3③额定速度校核见计算书第3.7节=4\*GB3④载重量校核曳引机最大载重量5000Kg，本梯额定载重量为5000Kg=5\*GB3⑤曳引条件校核见计算书第3.5节=6\*GB3⑥曳引轮轮径比校核见计算书第3.6节轿厢架计算主上梁选用槽钢二根主梁的技术参数主上梁两个支点间距为3100cm其中即求刚度：所以轿厢主上梁满足设计要求。主下梁：选用250[槽钢主下梁的主要技术参数：因为主下梁有二个256槽钢即汽车电梯的轿厢自重的均布在主下梁上，而对于额定载荷由于属于B类载荷，将额定载荷的3/4分成二个相等的集中载荷，对称作用于下梁上，间隔为1.5mm。其中：电先计算出均布载荷的弯矩，则即b.集中载荷对梁的应力，先求示长矩即此时根据分析可以看出C点弯矩最大即所以下梁加最大应力：为所以主下梁强度满足设计要求。©求下梁挠度：所以主下梁总的挠度：结论主下梁所选择槽钢二根满足强度和刚度要求。立主柱计算选用[槽钢二根其几何和技术参数为：由于主柱共有六根，所以在计算时要考虑到该种情况：(b)主柱一端相对于另一端变形：式中(c)主柱细长比计算：由于立柱在轿厢顶处有一个轿顶卡板，可以认为是一个支承点。拉点位置<2/3L即为301cm所以细长的满足要求。副上梁与副下梁校核。从实际构造分析，副上梁和副下梁总计有4根，根据载荷实际情况，我们可以把任意一个作为计算和分析。它的实际受力情况如下：根据机械(设计)手册查到现付上梁，选用[16a二根即所以由于副下梁与副上梁采用同样规格材料，所以其挠度为：上排计算和校核其中：选用最大挠度：(6)轿厢底板计算：不作计算，原因构造造型不合理，应力太小。(六)轿厢架联接螺栓强度校核：根据GB38H-81表14和表16，提供技术参数。其联结螺栓M16高强度螺栓8.8级。查手册M16的公称面绩其取安全系数n=2则按照安全钳动作制停和轿厢急停工况校核，上梁与主梁，下梁与主梁联结螺栓。制动力F=2(P+Q)，动载系数1.2=K摩擦系数螺栓数量24只则联结螺栓，满足强度要求。(七)滑轮轴弯曲应力计算：在电梯系统中，对重设置一个导向轮，而轿厢设道二个滑轮，按照载荷分配，对重导向轮轴，受力最大。工况假定，滑轮轴比拟短，视为均布。载荷：即=2388750最大正应力挠度计算：由于是定滑轮，轴不转动，所以安全。(八)导轨验算：根据GB7588-03标准，导轨的验算应遵循附录G相关条款进展。技术参数：Q=5000Kg轿厢自重P=5300Kg轿厢外尺寸：宽度3000mm[Y]深度6000mm[x]根据土建图和载荷分布情况：对于X轴：Q=75cm对于Y轴：Q=37.5cm选用导靴：T-127-1/B,其主要技术参数：q=17.80Kg/me=2.75cm导轨应分以下三局部计算：安全钳动作工况；=1\*GB3①载荷分布相对于X轴；由导向力引起Y轴上的弯曲应力=4083N=153112.5Ncm由导向力引起X轴上的弯曲应力=2\*GB3②载荷分布相对于Y轴由导向力引起Y轴的弯曲应力。由导向力引起X轴的弯曲应力。=2041.67N即(3)复合应力：a.弯曲应力b.弯曲和压应力：(4)挠度：正常使用工况。弯曲应力：载荷分布相对于X轴。由导向力引起Y轴上的弯曲应力。=2450N=918.75Ncmb,由导赂力引起X轴上的弯曲应力。载荷分布相对于y轴。由导向力引起Y轴的弯曲应力。由导向力引起对X轴的弯曲应力即正常使用时不发生压弯应力。复合应力。弯曲应力：挠度正常使用装载工况。具体参数弯曲应力。由导向力引起Y轴加弯曲应力。(2)由导向力引起X轴的弯曲应力。(3)挠度：综合计算结果：主导轨选用适宜。九.搁机大梁选用校核根据井道机房布置图以及选用曳引机搁机大梁共有三根，其中有一个受力最大接近60%载荷，所以选择一根来进展强度和刚度计算。其中，先求出支座反力：即选取选取求挠度：综合上述计算结果选三根工字钳，能够满足强度和刚度要求。十.安全部件不选用校核。1.限速器的选用校核限速器选用宁波申菱双向限速器，型号XSR15-09=1\*GB3①限速器额定速度0.5m/s.=2\*GB3②绳的张紧力>1000～2000N=3\*GB3③钢丝绳直径ø8mm=4\*GB3④绳轮节径ø240mm校核：〔a〕电梯额定速度为0.5m/s.〔b〕限速器绳的张紧力应符合GB7585第9.9.4条款。当安全钳提拉机构起作用所需要的，F＝250N，则两边个2F＝500N。实际钢丝绳张紧力可以到达1000N，则满足要求。〔c〕钢丝绳直径校核。钢丝绳直径应符合GB7588第9.9.6.3条款。钢丝绳直径为ø8mm>[d]＝ø6mm(d)钢丝绳的安全系数应符合GB7588第9.9.6.2条款。〔e〕轮径比校核.轮径比应符合GB7588第9.9.6.4条款综合校核结果，限速器选用适宜。2.缓冲器选用校核。轿厢和对重厢缓冲器选用沈阳祺盛机械制造厂聚脂缓冲器产品。轿厢选用贰个对重选用壹个，其型号ZDA－A－14。技术参数：额定速度：V＝0.63m/s单个总容许质量：Q＝500～9680Kg校核：轿厢与对重额定速度为0.5m/s<0.63m/s.总容许质量校核轿厢侧额定重量为10300Kg<19360Kg对重侧额定重量为7800Kg<9680Kg根据校核结果，缓冲器选用适宜。3.安全钳选用校核。轿厢安全钳选用无锡南方机械厂的瞬时式安全钳，其型号T103〔P+Q〕＝16603Kg]导轨为T127校核轿厢自重加上额定载荷为10300Kg<16603Kg导轨选用T127选用适宜上行保护器〔夹绳器〕2：1宁波奥得普选用杭州沪宁机械厂RB106A型当2：1P+Q＝1000～10500Kg速度：0.35～3.55m/s校核P+Q＝5300+5000＝10300＜10500Kg速度：0.5m/s<3.55m/s选用适宜十一.引用标