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第３０卷㊀第５期２０１８年１０月浙江水利水电学院学报
Ｊ.ＺｈｅｊｉａｎｇＵｎｉｖｏｆＷａｔ.Ｒｅｓ＆ＥｌｅｃｔｒｉｃＰｏｗ.
Ｖｏｌ.３０㊀Ｎｏ.５
Ｏｃｔ.２０１８
㊀
㊀㊀ＤＯＩ:１０.３９６９/ｊ.ｉｓｓｎ.２０９５￣７０９２.２０１８.０５.０１４
曹鹏瑶ꎬ施高萍
(浙江水利水电学院机械与汽车工程学院ꎬ浙江杭州㊀３１００１８)
摘㊀要：曳引机机座是永磁同步无齿轮曳引机的关键部件.运用建模软件完成曳引机机座的三维模型ꎬ并对
曳引力进行计算校核.将曳引力施加于机座ꎬ通过仿真计算发现曳引机机座的筋部位出现应力集中现象ꎬ其最大应力超出材料许用应力ꎬ不满足强度条件ꎬ因此需对曳引机机座进行结构优化.通过多种优化方案的分析㊁比选ꎬ确定出曳引机机座的最优方案. 关键词：曳引机机座ꎻ有限元分析ꎻ结构优化ꎻ应力
中图分类号:ＴＨ１２２㊀㊀㊀㊀文献标志码:Ａ㊀㊀㊀㊀文章编号:１００８－５３６Ｘ(２０１８)０５￣００６８￣０５
ＳｔｒｕｃｔｕｒａｌＯｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎＤｅｓｉｇｎｏｆＥｌｅｖａｔｏｒＴｒａｃｔｉｏｎＭａｃｈｉｎｅＦｒａｍｅ
ＣＡＯＰｅｎｇ￣ｙａｏꎬＳＨＩＧａｏ￣ｐｉｎｇ
(ＣｏｌｌｅｇｅｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌａｎｄＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇꎬＺｈｅｊｉａｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆ
ＷａｔｅｒＲｅｓｏｕｒｃｅｓａｎｄＥｌｅｃｔｒｉｃＰｏｗｅｒꎬＨａｎｇｚｈｏｕ３１００１８ꎬＣｈｉｎａ)
Ａｂｓｔｒａｃｔ:Ｔｈｅｔｒａｃｔｉｏｎｍａｃｈｉｎｅｆｒａｍｅｉｓｏｎｅｏｆｔｈｅｋｅｙｐａｒｔｓｏｆｔｈｅｇｅａｒｌｅｓｓｐｅｒｍａｎｅｎｔｍａｇｎｅｔｓｙｎｃｈｒｏｎｏｕｓｔｒａｃｔｉｏｎｍａ￣ｃｈｉｎｅ.Ｉｔｓｓｔｒｕｃｔｕｒｅｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙａｆｆｅｃｔｓｔｈｅｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙｏｆｔｈｅｔｒａｃｔｉｏｎｍａｃｈｉｎｅꎬａｎｄｉｎｆｌｕｅｎｃｅｓｔｈｅｓａｆｅｏｐｅｒａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｅｌｅｖａ￣ｔｏｒ.Ａｃｃｏｒｄｉｎｇｔｏｔｈｅｗｏｒｋｉｎｇｃｏｎｄｉｔｉｏｎｏｆｌｉｆｔｉｎｇｓｙｓｔｅｍꎬｔｈｅｄｒｉｖｉｎｇａｂｉｌｉｔｙｉｓｃａｌｃｕｌａｔｅｄａｎｄｖｅｒｉｆｉｅｄ.Ｔｈｅｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｔｒａｃｔｉｏｎｍａｃｈｉｎｅｆｒａｍｅｉｓｃｏｍｐｌｅｔｅｄｔｈｒｏｕｇｈｔｈｅ３Ｄｍｏｄｅｌｉｎｇｓｏｆｔｗａｒｅ.Ｂａｓｅｄｏｎｔｈｅｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｉｓｓｏｆｔｗａｒｅꎬｔｈｅｔｒａｃｔｉｏｎｍａｃｈｉｎｅｆｒａｍｅｉｓｓｉｍｕｌａｔｅｄａｎｄｃａｌｃｕｌａｔｅｄ.Ｔｈｅｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｌｏｃａｌｈｉｇｈｓｔｒｅｓｓｐｏｓｉｔｉｏｎｓｈａｖｅｔｈｅｐｈｅｎｏｍｅｎａｏｆｓｔｒｅｓｓｆｏｃｕｓꎬｗｈｉｃｈｃａｕｓｅｓｔｈｅｍａｘｉｍｕｍｓｔｒｅｓｓｏｆｔｈｅｆｒａｍｅｅｘｃｅｅｄｉｎｇｔｈｅａｌｌｏｗａｂｌｅｓｔｒｅｓｓ.Ｔｈｅｒｅｆｏｒｅꎬａｉｍｉｎｇｔｏｒｅｄｕｃｅｓｔｒｅｓｓｆｏｃｕｓꎬｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｓｃｈｅｍｅｓａｒｅｐｒｏｐｏｓｅｄ.Ｂｙｄｉｓｃｕｓｓｉｎｇｔｈｅｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｓｃｈｅｍｅｓꎬｔｈｅｒｅａｓｏｎａｂｌｅｐｌａｎ
ｆｏｒｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇｔｈｅｍｏｔｏｒｆｒａｍｅｉｓｄｅｔｅｒｍｉｎｅｄꎬｗｈｉｃｈｉｓｐｒｏｖｉｄｅｄｆｏｒｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇａｎｄｄｅｓｉｇｎｉｎｇｔｈｅｍｏｔｏｒｆｒａｍｅ.Ｋｅｙｗｏｒｄｓ:ｔｒａｃｔｉｏｎｍａｃｈｉｎｅｆｒａｍｅꎻｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔａｎａｌｙｓｉｓꎻｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎꎻｓｔｒｅｓｓ
收稿日期:２０１８￣０６￣２５
作者简介：曹鹏瑶(１９９５－)ꎬ女ꎬ河北省邢台市人ꎬ主要从事机械设计制造及自动化研究.
０㊀引㊀言
电梯是一种由电气控制系统㊁电力拖动系统㊁曳引系统㊁门系统㊁轿厢系统等八大系统组成的垂直升降工具[１]ꎬ用于多层建筑乘人或载运货物.电梯曳引机为电梯提供运行所需的动力ꎬ是曳引系统的组成部分ꎬ它的性能直接影响电梯的起动㊁制动㊁加减速度等指标[２－３].电梯曳引机的发展大致经过了直流电机㊁交流感应电机和永磁同步曳引机三个 阶段[４].永磁同步无齿轮曳引机直接使用电动机带动轿厢运行ꎬ取消了齿轮减速箱ꎬ使得曳引机效率更高ꎬ电梯运行性能更佳ꎬ已成为电梯的标准配置[５－６].
永磁同步无齿轮曳引机由电动机㊁制动器㊁曳
引轮及机座等零件组成(见图１).机座承载着电梯重量ꎬ是电机基体.机座是曳引机的关键部件ꎬ其结构可靠性影响着曳引机的可靠性ꎬ决定着电梯运行的可靠性.因此ꎬ机座的结构设计必须满足与承载能力相应的强度和刚度要求.
① 曳引轮ꎻ② 曳引机机座ꎻ③ 电机转子ꎻ④ 电机定子ꎻ⑤ 编码器ꎻ⑥ 制动系统图１㊀永磁同步无齿轮曳引机的组成
１㊀曳引机的工作原理
１.１㊀永磁同步无齿轮曳引机的工作原理
永磁同步无齿轮曳引机靠曳引绳和曳引轮之间的摩擦力来驱动轿厢运行ꎬ其原理是通过高精度速度传感器的检测㊁反馈和快速电流跟踪变频装置的控制ꎬ以同步转速进行转动ꎬ有与直流电动机相同的线性㊁恒定转矩ꎬ可调节速度的电动机平稳地直接驱动曳引轮ꎬ具有结构紧凑㊁高效㊁节能㊁低噪音等优点[７].
１.２㊀曳引机曳引力计算１.２.１㊀计算选用参数
案例所选电梯额定载客人数为１３人ꎬ速度为
１.６ｍ/ｓꎬ最大提升高度为８０ｍꎬ采用单通轿厢.根据文献[８]ꎬ曳引机计算参数(见表１).
表１㊀曳引机计算原始参数
参数名称
参数代号
单位数值空轿厢及其支承的部件的质量
Ｐｋｇ１１００.０额定载重量Ｑｋｇ１０００.０电梯的运行速度Ｖｍ/ｓ１.６０紧急制停最小减速度
ａｍ/ｓ２
０.５０
平衡系数ψ/０.４５０电梯的行程高度Ｈｍ８０.０钢丝绳在绳轮上的包角αʎ１６０.０钢丝绳的倍率(曳引比)
ｒ/２钢丝绳的数量ｎｓ/６钢丝绳单位长度重量
ｑｍｓｒｋｇ０.３４７补偿绳的数量ｎｃ/２补偿绳/链单位长度重量ｑｍｃｒｋｇ１.４９补偿绳/链涨紧装置重量
Ｍｃｏｍｐｋｇ０.０随行电缆数量ｎｔ/１随行电缆单位长度重量
ｑｍｔｒａｖ
ｋｇ
１.２５０系统静载荷Ｍ计算方法如式(１):
Ｍ＝
２Ｐ＋Ｑ＋Ｑˑψ＋ｎｓˑＨˑｑｍｓｒˑ２＋ｎｃˑｑｍｃｒˑＨ＋Ｍｃｏｍｐ＋ｎｔˑｑｍｔｒａｖˑＨ/２
２
(１)
㊀㊀计算得系统静载荷Ｍ＝２１３５.７６ｋｇꎬ考虑到电梯曳引机在实际工作过程中所承受的偏载㊁冲击载荷等附加载荷ꎬ载荷系数取１.３ꎬ并综合考虑其它因素ꎬ确定曳引力为３０ｋＮ.
１.２.２㊀
曳引力校核
分别考虑轿厢装载㊁紧急制停和滞留三种工况
条件下ꎬ计算出曳引轮两侧曳引绳中的拉力Ｔ１和Ｔ２ꎬ当量摩擦系数ｆꎬ对曳引力进行校核[８]ꎬ校核结果(见表２).
表２㊀
曳引力校核
工况轿厢载荷最不利情况Ｔ１/ｋＮＴ２/ｋＮ当量摩擦系数ｆ
校核条件校核结果装载紧急制动滞留
１２５％额定载荷额定载荷空载空载
轿厢在底层轿厢在顶层轿厢在底层轿厢在顶层轿厢在顶层ꎬ对重压缓冲器
１３.１５１２.９３１２.６１６.４６６.８０
８.７６９.２３８.３２９.７８１.６３
０.１９８０.１５００.３９６
Ｔ１/Ｔ２ɤｅｆ１αＴ１/Ｔ２ɤｅｆ２αＴ１/Ｔ２ɤｅ
ｆ２α
Ｔ１/Ｔ２ɤｅｆ２α
符合符合符合符合
２㊀曳引机机座的仿真计算分析
２.１㊀三维建模
利用三维建模软件ꎬ通过拉伸㊁旋转㊁切除㊁镜像㊁筋㊁阵列等操作ꎬ完成曳引机机座的三维模型.
㊀
１.２节中计算出的３０ｋＮ曳引力作用在曳引轮上ꎬ通过主轴㊁轴承传递到曳引机机座ꎬ通过力学平衡方程ꎬ得到作用于机座处的受力大小分别为４０.９１ｋＮ㊁
１０.９１ｋＮ.
９
６㊀第５期曹鹏瑶ꎬ等：电梯曳引机机座结构的优化设计
２.２㊀仿真计算分析
曳引机机座材料为球墨铸铁ＱＴ４５０１０ꎬ其力学性能参数(见表２).在仿真软件中添加材料性能参数㊁网格划分和载荷施加ꎬ得到曳引机机座的变形图和应力图(见图２ ３).
表２㊀材料力学性能
材料
弹性模量
Ｅ/ＧＰａ
密度ρ/
(ｋｇ/ｍ３)泊松比μ
屈服强度
σｓ/ＭＰａＱＴ４５０－１０１６０７.０６１０３０.２５７
３１０㊀㊀图２㊀曳引机机座的变形图㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀图３㊀曳引机机座的应力图
㊀㊀由图２知ꎬ曳引机机座最大变形为０.３８ｍｍꎬ在
允许变形１ｍｍ范围内ꎬ满足刚度条件.
曳引机机座为ＱＴ４５０１０ꎬ其许用应力为:
[σ]＝σｓｓ＝８８.６０ＭＰａ
式中:σｓ 屈服强度ꎬＭＰａꎻ
ｓ 安全系数ꎬ取３.５.
由图３知ꎬ曳引机机座最大应力σ为１２８.１７ＭＰａꎬ
超出材料的许用应力ꎬ因此曳引机机座不满足强度
条件ꎬ需对机座进行结构优化.
３㊀曳引机机座的优化
３.１㊀优化设计方案
由图２分析知ꎬ曳引机机座最大应力在两侧筋
处ꎬ筋处的应力分布(见图
４).
图４㊀机座筋处的应力图
㊀㊀分析图４知ꎬ由于筋上㊁下表面与外表面不共
面ꎬ且有一定距离ꎬ所以在筋处出现应力集中ꎬ应力
值达到最大ꎬ最大值为１２８.１７ＭＰａ.原设计方案下ꎬ
筋厚度为２０ｍｍꎬ位于机座支撑板前侧.因此ꎬ优化
方案拟从加厚筋的厚度㊁筋与外表面共面和移动筋
的位置等方面着手进行优化.
３.２㊀优化方案比较分析
３.２.１㊀筋加厚方案
原设计方案中筋厚度为２０ｍｍꎬ拟考虑将筋加
厚ꎬ使筋厚度分别为２５ｍｍ㊁３０ｍｍ㊁４０ｍｍ和５０ｍｍ.
通过仿真计算ꎬ计算得到该４种方案下曳引机机座的
应力(见图５)ꎬ其最大应力值和最大变形(见表３).０７浙江水利水电学院学报第３０卷
图５㊀筋加厚方案下筋处的应力图
表３㊀筋加厚方案
筋厚度/ｍｍ最大应力/ＭＰａ最大变形/ｍｍ强度条件刚度条件
２５１２０.４２０.４０４８２不符合符合３０１１８.９８０.３９６０８不符合符合４０１１６.０１０.３８１５４不符合符合５０
１１５.４１
０.３１３３７
不符合
符合
由表３可知ꎬ采用筋加厚方案ꎬ可以减小曳引机机座的最大应力值ꎬ但是其最大应力值仍超过材
料的许用应力.且随着筋的厚度增加ꎬ最大应力值下降并不明显ꎬ因此筋加厚方案不予采用.
３.２.２㊀筋与外表面共面方案
由图４知ꎬ曳引机机座应力最大位于筋的上表
面ꎬ该表面存在应力集中.因此ꎬ拟考虑将筋与外表面共面作为优化思路ꎬ通过仿真计算得到该方案下曳引机机座的应力(见图
６).
图６㊀筋与外表面共面筋时的应力图(筋厚２０ｍｍ)
㊀㊀由图６知ꎬ筋与外表面共面下ꎬ此时曳引机机座的最大应力值为１０４.８７ＭＰａꎬ与原设计方案相比ꎬ最大应力值已减小ꎬ但仍超过材料的许用应力.
因此ꎬ在筋与外表面共面的基础上ꎬ将筋厚度分别设计为３０ｍｍ和４０ｍｍꎬ得到最大应力和最大变形(见表４).
１
７㊀第５期曹鹏瑶ꎬ等：电梯曳引机机座结构的优化设计
表４㊀筋与外表面共面方案
方案最大应力
/ＭＰａ
最大变形
/ｍｍ强度条件刚度条件
共面且筋厚２０ｍｍ１０４.８７０.４０６２９不符合符合
共面且筋厚３０ｍｍ８３.４００.３１５０７符合符合
共面且筋厚４０ｍｍ１０１.２００.３７３４４不符合符合
由表４知ꎬ当筋与外表面且筋厚度为３０ｍｍ时ꎬ最大应力值为８３.４ＭＰａꎬ满足其强度条件.
３.２.３㊀筋位于支撑板中间方案
由图４知ꎬ原设计方案中筋位于支撑板前侧ꎬ前侧支承板的应力值大于筋后侧支承板的应力值.因此ꎬ重新设计筋位置ꎬ使筋位于支撑板中间.此外ꎬ结合３.２.２优化方案ꎬ在此方案基础上ꎬ考虑增加方案ꎬ使筋与外表面共面.仿真计算上述两种方案ꎬ得到最大应力值和最大变形(见表５).
表５㊀筋位于支撑板中间方案(筋厚２０ｍｍ)
方案最大应力
/ＭＰａ最大变形
/ｍｍ强度条件刚度条件
筋位于支撑板中间８７.６００.４４９１符合符合筋位于支撑板中间ꎬ
外表面共面８４.３３０.４１９９符合符合３.３㊀最优方案
综合上述所有方案ꎬ满足强度和刚度条件的方案(见表６).
表６㊀符合条件的方案
方案最大应力
/ＭＰａ最大变形
/ｍｍ强度条件刚度条件
筋与机座外表面共面
且筋厚３０ｍｍ８３.４００.３１５０７符合符合筋位于支撑板中间
筋厚２０ｍｍ８７.６００.４４９１符合符合筋位于支撑板中间ꎬ
与外表面共面ꎬ筋厚２０ｍｍ８４.３３０.４１９９符合符合对比上述符合条件的方案ꎬ从节约材料㊁减小应力集中等方面综合考虑ꎬ最终选择第三种方案ꎬ即筋位于支撑板中间ꎬ与外表面共面且筋厚２０ｍｍꎬ其优化方案的曳引机机座三维模型(见图
７).
图７㊀曳引机机座优化方案
４㊀总㊀结
曳引机机座的设计直接影响曳引机的工作性能.在额定工况下ꎬ曳引机机座的最大应力出现在筋处.由于该处筋设计时ꎬ筋位于机座支撑板前侧ꎬ且上㊁下表面均与外表面有一定距离ꎬ导致出现应力集中ꎬ不满足
强度条件.因此ꎬ对筋处结构进行优化ꎬ通过对优化方案进行仿真分析ꎬ发现将筋上㊁下表面与外表面共面且移至机座中间是最优方案ꎬ且满足刚度㊁强度条件.
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准出版社ꎬ２０１６.
２７浙江水利水电学院学报第３０卷
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