電梯曳引機(jī)機(jī)座結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計

曹鵬瑤，施高萍

(浙江水利水電學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，浙江 杭州 310018)

0 引 言

電梯是一種由電氣控制系統(tǒng)、電力拖動系統(tǒng)、曳引系統(tǒng)、門系統(tǒng)、轎廂系統(tǒng)等八大系統(tǒng)組成的垂直升降工具[1]，用于多層建筑乘人或載運貨物.電梯曳引機(jī)為電梯提供運行所需的動力，是曳引系統(tǒng)的組成部分，它的性能直接影響電梯的起動、制動、加減速度等指標(biāo)[2-3].電梯曳引機(jī)的發(fā)展大致經(jīng)過了直流電機(jī)、交流感應(yīng)電機(jī)和永磁同步曳引機(jī)三個階段[4].永磁同步無齒輪曳引機(jī)直接使用電動機(jī)帶動轎廂運行，取消了齒輪減速箱，使得曳引機(jī)效率更高，電梯運行性能更佳，已成為電梯的標(biāo)準(zhǔn)配置[5-6].

永磁同步無齒輪曳引機(jī)由電動機(jī)、制動器、曳引輪及機(jī)座等零件組成(見圖1).機(jī)座承載著電梯重量，是電機(jī)基體.機(jī)座是曳引機(jī)的關(guān)鍵部件，其結(jié)構(gòu)可靠性影響著曳引機(jī)的可靠性，決定著電梯運行的可靠性.因此，機(jī)座的結(jié)構(gòu)設(shè)計必須滿足與承載能力相應(yīng)的強(qiáng)度和剛度要求.

①—曳引輪；②—曳引機(jī)機(jī)座；③—電機(jī)轉(zhuǎn)子；④—電機(jī)定子；⑤—編碼器；⑥—制動系統(tǒng)圖1 永磁同步無齒輪曳引機(jī)的組成

1 曳引機(jī)的工作原理

1.1 永磁同步無齒輪曳引機(jī)的工作原理

永磁同步無齒輪曳引機(jī)靠曳引繩和曳引輪之間的摩擦力來驅(qū)動轎廂運行，其原理是通過高精度速度傳感器的檢測、反饋和快速電流跟蹤變頻裝置的控制，以同步轉(zhuǎn)速進(jìn)行轉(zhuǎn)動，有與直流電動機(jī)相同的線性、恒定轉(zhuǎn)矩，可調(diào)節(jié)速度的電動機(jī)平穩(wěn)地直接驅(qū)動曳引輪，具有結(jié)構(gòu)緊湊、高效、節(jié)能、低噪音等優(yōu)點[7].

1.2 曳引機(jī)曳引力計算

1.2.1 計算選用參數(shù)

案例所選電梯額定載客人數(shù)為13人，速度為1.6 m/s，最大提升高度為80 m，采用單通轎廂.根據(jù)文獻(xiàn)[8]，曳引機(jī)計算參數(shù)(見表1).

表1 曳引機(jī)計算原始參數(shù)

系統(tǒng)靜載荷M計算方法如式(1)：

(1)

計算得系統(tǒng)靜載荷M=2 135.76 kg，考慮到電梯曳引機(jī)在實際工作過程中所承受的偏載、沖擊載荷等附加載荷，載荷系數(shù)取1.3，并綜合考慮其它因素，確定曳引力為30 kN.

1.2.2 曳引力校核

分別考慮轎廂裝載、緊急制停和滯留三種工況條件下，計算出曳引輪兩側(cè)曳引繩中的拉力T1和T2，當(dāng)量摩擦系數(shù)f，對曳引力進(jìn)行校核[8]，校核結(jié)果(見表2).

表2 曳引力校核

2 曳引機(jī)機(jī)座的仿真計算分析

2.1 三維建模

利用三維建模軟件，通過拉伸、旋轉(zhuǎn)、切除、鏡像、筋、陣列等操作，完成曳引機(jī)機(jī)座的三維模型.

1.2節(jié)中計算出的30 kN曳引力作用在曳引輪上，通過主軸、軸承傳遞到曳引機(jī)機(jī)座，通過力學(xué)平衡方程，得到作用于機(jī)座處的受力大小分別為40.91 kN、10.91 kN.

2.2 仿真計算分析

曳引機(jī)機(jī)座材料為球墨鑄鐵QT450-10，其力學(xué)性能參數(shù)(見表2).在仿真軟件中添加材料性能參數(shù)、網(wǎng)格劃分和載荷施加，得到曳引機(jī)機(jī)座的變形圖和應(yīng)力圖(見圖2—3).

表2 材料力學(xué)性能

由圖2知，曳引機(jī)機(jī)座最大變形為0.38 mm，在允許變形1 mm范圍內(nèi)，滿足剛度條件.

曳引機(jī)機(jī)座為QT450-10，其許用應(yīng)力為：

式中：σs—屈服強(qiáng)度，MPa；

s—安全系數(shù)，取3.5.

由圖3知，曳引機(jī)機(jī)座最大應(yīng)力σ為128.17 MPa，超出材料的許用應(yīng)力，因此曳引機(jī)機(jī)座不滿足強(qiáng)度條件，需對機(jī)座進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化.

3 曳引機(jī)機(jī)座的優(yōu)化

3.1 優(yōu)化設(shè)計方案

由圖2分析知，曳引機(jī)機(jī)座最大應(yīng)力在兩側(cè)筋處，筋處的應(yīng)力分布(見圖4).

圖4 機(jī)座筋處的應(yīng)力圖

分析圖4知，由于筋上、下表面與外表面不共面，且有一定距離，所以在筋處出現(xiàn)應(yīng)力集中，應(yīng)力值達(dá)到最大，最大值為128.17 MPa.原設(shè)計方案下，筋厚度為20 mm，位于機(jī)座支撐板前側(cè).因此，優(yōu)化方案擬從加厚筋的厚度、筋與外表面共面和移動筋的位置等方面著手進(jìn)行優(yōu)化.

3.2 優(yōu)化方案比較分析

3.2.1 筋加厚方案

原設(shè)計方案中筋厚度為20 mm，擬考慮將筋加厚，使筋厚度分別為25 mm、30 mm、40 mm和50 mm.通過仿真計算，計算得到該4種方案下曳引機(jī)機(jī)座的應(yīng)力(見圖5)，其最大應(yīng)力值和最大變形(見表3).

圖5 筋加厚方案下筋處的應(yīng)力圖

表3 筋加厚方案

由表3可知，采用筋加厚方案，可以減小曳引機(jī)機(jī)座的最大應(yīng)力值，但是其最大應(yīng)力值仍超過材料的許用應(yīng)力.且隨著筋的厚度增加，最大應(yīng)力值下降并不明顯，因此筋加厚方案不予采用.

3.2.2 筋與外表面共面方案

由圖4知，曳引機(jī)機(jī)座應(yīng)力最大位于筋的上表面，該表面存在應(yīng)力集中.因此，擬考慮將筋與外表面共面作為優(yōu)化思路，通過仿真計算得到該方案下曳引機(jī)機(jī)座的應(yīng)力(見圖6).

圖6 筋與外表面共面筋時的應(yīng)力圖(筋厚20 mm)

由圖6知，筋與外表面共面下，此時曳引機(jī)機(jī)座的最大應(yīng)力值為104.87 MPa，與原設(shè)計方案相比，最大應(yīng)力值已減小，但仍超過材料的許用應(yīng)力.

因此，在筋與外表面共面的基礎(chǔ)上，將筋厚度分別設(shè)計為30 mm和40 mm，得到最大應(yīng)力和最大變形(見表4).

表4 筋與外表面共面方案

由表4知，當(dāng)筋與外表面且筋厚度為30 mm時，最大應(yīng)力值為83.4 MPa，滿足其強(qiáng)度條件.

3.2.3 筋位于支撐板中間方案

由圖4知，原設(shè)計方案中筋位于支撐板前側(cè)，前側(cè)支承板的應(yīng)力值大于筋后側(cè)支承板的應(yīng)力值.因此，重新設(shè)計筋位置，使筋位于支撐板中間.此外，結(jié)合3.2.2優(yōu)化方案，在此方案基礎(chǔ)上，考慮增加方案，使筋與外表面共面.仿真計算上述兩種方案，得到最大應(yīng)力值和最大變形(見表5).

表5 筋位于支撐板中間方案(筋厚20 mm)

3.3 最優(yōu)方案

綜合上述所有方案，滿足強(qiáng)度和剛度條件的方案(見表6).

表6 符合條件的方案

對比上述符合條件的方案，從節(jié)約材料、減小應(yīng)力集中等方面綜合考慮，最終選擇第三種方案，即筋位于支撐板中間，與外表面共面且筋厚20 mm，其優(yōu)化方案的曳引機(jī)機(jī)座三維模型(見圖7).

圖7 曳引機(jī)機(jī)座優(yōu)化方案

4 總 結(jié)

曳引機(jī)機(jī)座的設(shè)計直接影響曳引機(jī)的工作性能.在額定工況下，曳引機(jī)機(jī)座的最大應(yīng)力出現(xiàn)在筋處.由于該處筋設(shè)計時，筋位于機(jī)座支撐板前側(cè)，且上、下表面均與外表面有一定距離，導(dǎo)致出現(xiàn)應(yīng)力集中，不滿足強(qiáng)度條件.因此，對筋處結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，通過對優(yōu)化方案進(jìn)行仿真分析，發(fā)現(xiàn)將筋上、下表面與外表面共面且移至機(jī)座中間是最優(yōu)方案，且滿足剛度、強(qiáng)度條件.