曹鵬瑤，施高萍

(浙江水利水電學院 機械與汽車工程學院，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[2-3].電梯曳引機的發(fā)展大致經(jīng)過了直流電機、交流感應電機和永磁同步曳引機三個階段[4].永磁同步無齒輪曳引機直接使用電動機帶動轎廂運行，取消了齒輪減速箱，使得曳引機效率更高，電梯運行性能更佳，已成為電梯的標準配置[5-6].

永磁同步無齒輪曳引機由電動機、制動器、曳引輪及機座等零件組成(見圖1).機座承載著電梯重量，是電機基體.機座是曳引機的關鍵部件，其結構可靠性影響著曳引機的可靠性，決定著電梯運行的可靠性.因此，機座的結構設計必須滿足與承載能力相應的強度和剛度要求.

①—曳引輪；②—曳引機機座；③—電機轉子；④—電機定子；⑤—編碼器；⑥—制動系統(tǒng)圖1 永磁同步無齒輪曳引機的組成

1 曳引機的工作原理

1.1 永磁同步無齒輪曳引機的工作原理

永磁同步無齒輪曳引機靠曳引繩和曳引輪之間的摩擦力來驅動轎廂運行，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，以同步轉速進行轉動，有與直流電動機相同的線性、恒定轉矩，可調節(jié)速度的電動機平穩(wěn)地直接驅動曳引輪，具有結構緊湊、高效、節(jié)能、低噪音等優(yōu)點[7].

1.2 曳引機曳引力計算

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[8]，曳引機計算參數(shù)(見表1).

表1 曳引機計算原始參數(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，計算出曳引輪兩側曳引繩中的拉力T1和T2，當量摩擦系數(shù)f，對曳引力進行校核[8]，校核結果(見表2).

表2 曳引力校核

2 曳引機機座的仿真計算分析

2.1 三維建模

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

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、軸承傳遞到曳引機機座，通過力學平衡方程，得到作用于機座處的受力大小分別為40.91 kN、10.91 kN.

2.2 仿真計算分析

曳引機機座材料為球墨鑄鐵QT450-10，其力學性能參數(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，得到曳引機機座的變形圖和應力圖(見圖2—3).

表2 材料力學性能

由圖2知，曳引機機座最大變形為0.38 mm，在允許變形1 mm范圍內，滿足剛度條件.

曳引機機座為QT450-10，其許用應力為：

式中：σs—屈服強度，MPa；

s—安全系數(shù)，取3.5.

由圖3知，曳引機機座最大應力σ為128.17 MPa，超出材料的許用應力，因此曳引機機座不滿足強度條件，需對機座進行結構優(yōu)化.

3 曳引機機座的優(yōu)化

3.1 優(yōu)化設計方案

由圖2分析知，曳引機機座最大應力在兩側筋處，筋處的應力分布(見圖4).

圖4 機座筋處的應力圖

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)應力集中，應力值達到最大，最大值為128.17 MPa.原設計方案下，筋厚度為20 mm，位于機座支撐板前側.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種方案下曳引機機座的應力(見圖5)，其最大應力值和最大變形(見表3).

圖5 筋加厚方案下筋處的應力圖

表3 筋加厚方案

由表3可知，采用筋加厚方案，可以減小曳引機機座的最大應力值，但是其最大應力值仍超過材料的許用應力.且隨著筋的厚度增加，最大應力值下降并不明顯，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，曳引機機座應力最大位于筋的上表面，該表面存在應力集中.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機座的應力(見圖6).

圖6 筋與外表面共面筋時的應力圖(筋厚20 mm)

由圖6知，筋與外表面共面下，此時曳引機機座的最大應力值為104.87 MPa，與原設計方案相比，最大應力值已減小，但仍超過材料的許用應力.

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

表4 筋與外表面共面方案

由表4知，當筋與外表面且筋厚度為30 mm時，最大應力值為83.4 MPa，滿足其強度條件.

3.2.3 筋位于支撐板中間方案

由圖4知，原設計方案中筋位于支撐板前側，前側支承板的應力值大于筋后側支承板的應力值.因此，重新設計筋位置，使筋位于支撐板中間.此外，結合3.2.2優(yōu)化方案，在此方案基礎上，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)化方案的曳引機機座三維模型(見圖7).

圖7 曳引機機座優(yōu)化方案

4 總 結

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