满足要求
T215610
c、紧急制动工况
∵μ=0.1
1+V/10
式中：
V—轿厢额定速度下对应的绳速m/s.V=1.6m/s.
∴μ=0.1=0.0862
1+0.16
∴f=4×μ（cos22.5°-sin50°）
π-（100/180）×π-（45/180）×π-sin100°+sin45°
f=4×0.0862（0.9239-0.766）=0.163
3.14-1.744-0.785-0.9848+0.7071
a=160°×π=2.791
180°
efα=e0.163a=1.58
根据GB7588-2003附录M
M2.1.2紧急制动工况:
任何情况下,减速度不应小于下面数值:
a）对于正常情况为0.5m/s2
b）对于使用了减行程缓冲器的情况为0.8m/s2
根据GB7588-2003附录D中,D2、h）曳引检查
1）行程上部范围，上行,轿厢空载;
当a=0.8m/S2时
T2=（W2+W3）×（gn-a）=（1650+210）×（9.8-0.8）=16740（N）
T1=（P+W1+W4）×（gn+a）=（1200+120+241）×（9.8+0.8）=16546.6（N）
T2=16740=1.01＜efα=1.58结论:
满足要求
T116546.6
当a=3.0m/S2时
T1=（P+W1+W4）×（gn+a）=19980.8（N）
T2=（W2+W3）×（gn-a）=12648（N）
T1=1.57＜efα=1.58结论:
满足要求
T2
2）行程下部范围,下行,轿厢载有125%额定载荷;
当a=0.8m/S2时
T1=（P+1.25Q+W3）×（gn-a）=22140（N）
T2=（W2+W4）×（gn+a）=20044.6（N）
T1=1.1＜efα=1.58结论:
满足要求
T2
当a=3.0m/S2时
T2=（W2+W4）×（gn+a）=24204.8（N）
T1=（P+1.25Q+W3）×（gn-a）=16728（N）
T2=1.45＜efα=1.58结论:
满足要求
T1
以上两种情况都满足要求,所以只要曳引机的制动减速度在0.8m/S2≤a≤3.0m/S2范围内即可满足曳引条件.
d、对重压在缓冲器上,曳引机向上方旋转（滞留工况）
T1≥efα
T2
根据GB7588-2003附录M轿厢滞留工况μ=0.2
∴f=4×μ（cos22.5°-sin50°）
π-（100/180）×π-（45/180）×π-sin100°+sin45°
f=4×0.2（0.9239-0.766）=0.379
3.14-1.744-0.785-0.9848+0.7071
efα=e0.379α=2.88
满载:
∵T1=P+Q+W1+W4=25610（N）
T2=W3=2100（N）
∴T1=25610=12.2＞efα=2.88结论:
满足要求.
T22100
空载:
∵T1=P+W1+W4=15610（N）
T2=W3=2100（N）
∴T1=15610=7.4＞efα=2.88结论:
满足要求.
T22100
3.5钢丝绳安全系数验算
根据GB7588-2003附录N
滑轮的等效数量：
Nequiv
Nequiv=Nequiv（t）+Nequiv（p）
式中：
Nequiv（t）—曳引轮的等效数量
Nequiv（p）—导向轮的等效数量
从表N1中查得当β=100°时
Nequiv（t）=10
Nequiv（p）=Kp（Nps+4Npr）
式中：
Nps—引起简单弯折的滑轮数
从图二得知Nps=1
Npr—引起反向弯折的滑轮数
从图二得知Npr=0
Kp—跟曳引轮和滑轮直径有关的系数
Kp=（Dt/Dp）4
其中：
Dt—曳引轮的直径；Dt=560
Dp—除曳引轮外的所有的滑轮的平均直径.Dp=520
∴Kp=（560/520）4=1.345
∵Nequiv（p）=1×1.345=1.345
∴Nequiv=10+1.345=11.345
又∵Dt/dt=560/13=43.1
由以上计算所得,根据GB7588-2003附录N.图N1中查得,安全系数:
Sf=17
根据GB7588-2003.9.2.2条的要求
S=nSK/T≥Sf
式中：
T—钢丝绳最大静拉力.T=P+Q=22（KN）
n—钢丝绳根数.n=6
SK—钢丝绳最小破断拉力.查GB8903-88中8×19S+NF直径φ13的钢丝绳最小破断拉力SK=74.3KN.
∴S=（6×74.3）÷22=20.3＞17结论:
安全
按GB7588-2003规定，钢丝绳其端接装置的结合处至少应能承受钢丝绳最小破断负荷的80%（即59.4KN），查型式试验报告，该绳头组合承受的拉力为75.00KN.符合要求.（见型式试验报告:
WT2003-697）
4、结构计算
4.1轿厢架计算
4.1.1参数及材料几何特性
额定载重量：
Q=1000kg
轿厢重量：
P=1200kg
随行电缆：
W1=120kgW4=241kg
T1=Q+P+W1+W4=25610（N）
轿厢宽度：
A=1.6m
上下梁跨度：
LO=1.79m
立柱自由弯曲长度：
L=3.05m
上下导靴之间距离：
H=3.7m
材料弹性模量：
E=2.1×105Mpa
许用应力[σ]=100Mpa
许用挠度[Y]=1790/960=1.86（mm）
各梁几何特性如下（单根梁）
图三为各梁截面图.
对于X轴抗弯模量:
WX1=193cm3（上梁）
WX2=81cm3（下梁）
WY3=9.81cm3
对于X轴惯性矩:
IX1=1600cm4（上梁）
IX2=575cm4（下梁）
IY=46cm4（立柱）
立柱截面面积：
AO=15.5cm2
轿厢架结构简图（图四）
4.1.2轿厢架上梁计算（见图四）
按简支梁计算:
最大弯矩:
Mmax=T1L=25610×1790=11460475（Nmm）
44
最大正应力:
σmax=Mmax=1460475=29.7（Mpa）＜100Mpa
W193000×2（结论：
安全）
最大挠度:
ymax=T1L3
48EIX
=25610×17903
48×2.1×105×1600×104
=0.91（mm）＜[Y]=1.86（mm）（结论：
安全）
4.1.3下梁计算（图五）
a）按简支梁计算
q=Q+P=10000+12000=12.29（N/mm）
L1790
b）均布作用下梁
最大弯矩：
Mmax=qL2
8
c）均布载荷如图五（a）。
d）力矩图见图五（b）。
e）最大应力：
σmax=Mmax=qL2
WX8×2WX2
=12.29×17902
8×81000
=60.77（MPa）＜[σ]=100（MPa）
f）最大挠度：
ymax=5qL4=5×12.29×17904
384EIX384×2.1×105×5750000
=1.36（mm）＜[y]=1.86（mm）（结论:
安全）
4.1.4立柱计算
立柱受拉伸与弯曲组合应力,应进行下列校核。
Wy3=9.81cm3=9810mm3
σ=QLA+2T1
32HWY32A0
=10000×3050×1600+2×25610
32×3700×9810×21550×2
=37.5（MPa）＜[σ]=100（MPa）（结论：
安全）
4.1.5轿厢架联接螺栓强度校核
螺栓规格M16×60GB5783-86，查手册M16的公称应力面积F=157mm2，性能等级为8.8级。
材料:
σs=640MPa。
[σ]=σsn=1.5
n
[σ]=640=426.7（MPa）
1.5
按安全钳制停和轿厢急停工况校核上梁与立梁、下梁与立梁联接螺栓，制动力F制取2T1。
KF制2KT1
QP==
mμmμ
式中:
Qp—螺栓预紧力
K—动载系数，K=1.2
m—螺栓个数，m=16
μ—摩擦系数，μ=0.3
Qρ=2KT1=2×1.2×25610=12805（N）
mμ16×0.3
螺栓最大应力计算：
σmax=1.3Qρ=1.3×12805
F157
=106（MPa）＜[σ]=426.7（MPa）（结论：
安全）
4.2承重梁计算
承重梁结构简图见下图，曳引机承重梁共用二根，按简支梁计算。
4.2.1承重梁支反力计算
受力图见图六。
RA=52860×1288
2500
=27233（N）
RB=52860-27233=25627（N）
图中：
T2=对重拉力=W2+W3+W4=18755（N）
22
G1=W5+W6+T1+T2=52860（N）其中:
曳引机重量W5=700kg
T1=P+Q+W1+W3/2+W4/2=25455（N）承重梁重量W6=165kg
4.2.2承重梁弯曲应力计算
MG1=G1ab=52860×1288×1212=33006968（N）其中a=1288
L2500b=1212
从图中得出最大弯矩在MG1处，承重梁现选用2条22a工字钢，查手册22a工字钢的截面抗弯模量WX=309cm3（IX=3400cm4）即承重梁最大应力为：
σ=33006958=53.4（MPa）＜[σ]=100（MPa）
2×309×103
（结论：
安全）
挠度:
YG1=G1b［（a2+2ab）3］1/2
9EIXL3
=52860×1212［（12882+2×1288×1212）3］1/2
9×2.1×105×34×106×25003
=2.4（mm）＜2.6（mm）（结论：
安全）
4.3导轨弯曲应力计算（本轿厢为中心导向和悬挂的轿厢）
许用应力:
σPERM
根据GB7588-200310.1.2.1规定,符合JG/T5072.1要求的导轨,许用应力值σPERM（MPa）可使用表5的规定值.
根据检验报告WT2003-524T89/B导轨Rm（抗拉强度）=370Mpa
查表5得:
σPERM=165MPa—正常使用
σPERM=205MPa—安全钳动作
查JG/T5072.1-1996表2得:
T89/B导轨
Wxx=14.5cm3
Wyy=11.9cm3
根据GB7588-200310.1.2.2规定
[δX]=5mm—对X轴许用挠度.
[δy]=5mm—对Y轴许用挠度.
4.3.1安全钳动作
a）弯曲应力
第一种情况
由导向力引起的X轴上的弯曲应力为：
（见图七）
其中S—轿厢悬挂点.
C—轿厢中心.
Q=1000kg—额定载重量—质量的重心.
P=1200kg—轿厢弯曲质量—质量的重心.
DX=1400—轿厢深度.
DY=1600—轿厢宽度.
n=2—导轨数量
YQ=0—额定载荷Q相对导轨直角坐标系的坐标（相对于X轴,见图七）
Yp=30—轿厢重心P相对导轨直角坐标系的坐标（相对于X轴,见图七）
XQ=0—额定载荷Q相对直角坐标系的坐标（相对于Y轴,见图八）
XP=61—轿厢重心P相对直角坐标系的坐标（相对于Y轴,见图八）
h=3700—上下导靴之间的距离
L=2000—支架间距
k1=2冲击系数（查表G2）
WY=11.9cm3
WX=14.5cm3—导轨T89/B截面抗弯模量
Fy=k1gn（QyQ+Pyp）=2×9.8（1000×0+1200×30）=191（N）
（n/2）h（2/2）×3700
Mx=3FyL=3×191×2000=71625（N.mm）
1616
σx=Mx=71625=4.9（MPa）
Wx14.5×103
由导向力引起的Y轴上的弯曲应力为
（见图八）
Fx=k1gn（QxQ+Pxp）=2×9.8（1000×0+1200×61）=194（N）
nh2×3700
My=3FXL=3×194×2000=72750（N.mm）
1616
σy=My=72750=6.1（MPa）
Wy11.9×103
b）压弯应力
Fk=k1gn（P+Q）=2×9.8（1200+1000）=21560（N）
n2
σk=（Fk+k3M）ω
A
其中：
M=1225N—附加装置作用于一根导轨上的力（根据安全钳重量限速器提拉力等设定值）查表G3得:
ω=1.92
A=1570mm2—导轨（T89/B）横截面积
∴σk=（Fk+k3M）ω=（21560+3×1225）×1.92=31MPa
A1570
c）复合应力
σm=σx+σy=4.9+6.1=11（Mpa）＜σperm=205Mpa
σ=σm+Fk+K3M=11+21560+3×1225=27（Mpa）＜σperm=205MPa
A1570
σc=σk+0.9σm=31+0.9×11=40.9（Mpa）＜σperm=205Mpa
d）翼缘弯曲
σF=1.85Fx其中C=10（见图G1）
C2
=1.85×194=3.6Mpa＜σperm=205MPa
102
e）挠度
δx=0.7FxL3其中E=2.1×105Iy=53cm4
48EIy
=0.7×194×20003=0.29（mm）＜[δx]=5mm
48×2.1×105×53×104
δy=0.7FyL3其中Ix=59.7cm4
48EIx
=0.7×191×20003=0.25（mm）＜[δy]=5mm
48×2.1×105×59.7×104
4.3.2正常使用运行
a）由导向力引起的X轴上的弯曲应力为：
Fy=k2gn（QyQ+Pyp）其中yQ=0,yP=30,k2=1.2（查表G2）
（n/2）h
=1.2×9.8×1200×30=114（N）
（2/2）×3700
Mx=3FyL=3×114×2000=42750（Nmm）
1616
σx=Mx=42750=2.9（MPa）
Wx14.5×103
b）由导向力引起的y轴上的弯曲应力为:
Fx=k2gn（QxQ+Pxp）
nh
=1.2×9.8×（1000×0+1200×61）=116（N）
2×3700
My=3FxL=3×116×2000=43500（Nmm）
1616
σy=My=43500=3.7（MPa）
Wy11.9×103
c）复合应力
σm=σx+σy=2.9+3.7=6.6（Mpa）＜σperm=165Mpa
σ=σm+k3M=6.6+3×1225=8.9（Mpa）＜σperm=165MPa
A1570
d）翼缘弯曲
σF=1.85Fx=1.85×116=2.15（Mpa）＜σperm=165MPa
C2102
e）挠度
δx=0.7FxL3
48EIy
=0.7×116×20003=0.17（mm）＜[δx]=5mm
48×2.1×105×53×104
δy=0.7FyL3
48EIx
=0.7×114×20003=0.15（mm）＜[δy]=5mm
48×2.1×105×59.7×104
（结论：
安全）
5.0安全部件验算
5.1限速器验算
本电梯选用宁波欣达电梯配件厂生产的BP73.3型限速器,其性能是：
a.限速器额定速度：
1.6m/s
b.限速器动作速度：
2.08m/s
c.限速器动作时，限速器绳的涨紧力2248N
d.限速器绳轮与钢丝绳直径比为:
240/8=30.
5.1.1动作速度校核
根据GB7588-2003第9.9.1条要求,限速器的动作发生在速度至少等于额定速度的115%，但应小于1.25V+0.25/V（m/s）=2.156（m/s）,而现在选用的限速器动作速度为2.08m/s,因此该型号的限速器符合要求。
5.1.2限速器绳的张紧力验算：
实测通过操纵系统使安全钳动作提拉力小于200N,根据GB7588-2003第9.9.4条要求,限速器的张紧力至少应为安全钳起作用所需力两倍，但不少于300N。
所以本限速器最大提拉力为1124N，大于安全钳起作用所需力两倍以上。
因而限速器适用于本梯。
（技术参数来源于型式试验报告，编号：
WT2002-207）
5.2安全钳验算
本梯选用南海永恒电梯配件厂生产的HT402型渐进式安全钳,其性能是：
（技术参数来源于形式试验报告,编号:
2002AF0060）
a.额定速度：
1.60m/s
b.限速器动作速度：
2.156m/s
c.总允许质量：
（P+Q）=2500kg
5.2.1本梯的额定速度是1.60m/s,根据GB7588-2003要求,选用渐进式安全钳是适用的。
5.2.2允许质量校核：
本梯轿厢自重P=1200kg，额定载重量Q=1000kg，P+Q=2200kg.
而安全钳总允许质量2500kg＞2200kg，可见此安全钳能满足质量方面的要求。
因而本安全钳适用于本电梯。
（技术参数来源于型式试验报告，编号：
2002AF0060）
5.3缓冲器验算
本电梯选用南海永通力电梯配件厂生产的液压缓冲器,其性能是：
A、轿厢缓冲
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