电梯曳引机主轴的设计与优化
陈琳
大连特种设备检验检测研究院有限公司 辽宁大连 116013
[摘 要] 在电梯曳引机的主轴上进行了详细的计算，主要包括强度计算、刚度计算和疲劳强度计算。通过使用SYS软件优化主轴，在单根主轴上节省了约17.38元，大大节省了企业的生产成本。
[关键词] 电梯曳引机；主轴优化；设计计算；有限元分析
1 电梯结构
曳引电梯的传动系统主要由安装在机房内的电机、减速器、制动器、联轴器等设备组成，其中曳引电机传动系统是动力单元。电机将动力传递到曳引钢丝绳的一端，通过联轴器、减速器和曳引轮将一端与配重装置连接到小车上。电梯的曳引力是由小车的重力和作用于牵引钢丝绳上的配重以及曳引钢丝绳与曳引轮之间产生的摩擦力来实现的[1]。
2 主轴的设计
依据客户提供的某型号电梯曳引机设计参数进行计算，，其技术参数：额定负载是650公斤，胶囊重量是950公斤，提升高度是100米，直径6.5毫米的钢丝绳，钢丝绳每米的重量是0.16公斤/米，钢丝绳的数量是6，平衡系数为0.45，牵引比2轴允许挂2200公斤的重量，主轴实际重量是1517.25公斤。
（1）计算主轴强度。图1显示了电梯主轴结构的受力，其中前轴承的支撑点是A点；后轴承的支撑点是B点；曳引轮的中点是C点；转子的的中点是D点。A点的Da轴直径为80毫米，D点的Dd轴直径为75毫米，制动花键部分的最小直径为46.3毫米，主轴材料为40Cr。曳引轮处受力F为2200kg，L1为188mm是A支点到D点距离，L2为174mm是D点到B支点的距离，L3为69mm是曳引轮中点到A支点距离，RA为2619.34N是支点A的的作用力，RB为419.34N是支点B的作用力，260N·m是主轴运行状态时的转矩，650N·m是制动状态时的转矩，1487.64N·m是A点的弯矩，715.05N·m是D点的弯矩，B点的弯矩为0。1510.19N·m是A点运行状态时的弯扭组合力矩为1510.19N·m，制动状态时的转矩为1623.44N·m，D点运行状态时的弯扭组合力矩，966.33N·m是制动状态时的转矩。51200mm3是A点抗弯截面模量，42187.5mm3是D点的抗弯截面模量，19850.57mm3是花键部分抗扭截面模量，31.71MPa（制动状态）是A点的弯曲应力，22.91MPa（制动状态）是D点的弯曲应力，τ为32.74MPa（制动状态）是花键部分的抗扭应力，[σ]为75MPa是材料的许用弯曲极限，[τ]为40MPa是材料的许用扭转极限。上述计算表明，主轴强度满足要求。
10.关于研究型教学，研究型教学就是改变传统的以传授知识为主要内容的教学模式，将教学与科研，知识传授与能力培养紧密结合，引导教师与学生平等互动，主动参与学科问题研究的教学模式。
1. 论文标题：电感耦合等离子体原子发射光谱分析仪器与方法的新进展；文献来源：冶金分析，2014，34(11)：1-10；作者：郑国经；机构：北京中实国金国际实验室能力验证研究中心。
（2）主轴刚度的计算。DC为79mm是C点的轴径，Dd为75mm是D点的轴径，Ic为1911957.59mm4是C点的惯性矩，Id为1553155.52mm4是D点的惯性矩，E为206000MPa是材料的弹性模量。-0.0374mm（方向向下）是C点的挠度，0.0375mm（方向朝下）是D点的挠度。允许的挠度不应超过发动机空气隙量的0.1倍，即0.1毫米。上述计算表明，主轴的刚度满足要求。
（3）计算主轴疲劳的强度计算。当只有弯矩的时候，350是A点与D点的弯曲疲劳极限；1.9和1.51是A和D点应力的有效集中系数；0.95是A和D点的表面质量系数；尺寸为0.64A点与D点的尺寸影响系数，0.43是A点与D点的平均应力折算系数，1487.64MPa和715.05MPa是A点与D点的弯矩；51200mm3和42187.5mm3是A点与D点的抗弯截面模量；29.06MPa和16.95MPa是A点与D点的弯曲应力；A点与D点的平均应力为0；10.43和22.49是A点与D点仅考虑弯曲时的安全系数。当仅扭转作用时，200是A点与D点的弯曲疲劳极限；1.59和1.45是A点与D点的有效应力集中系数；0.95是A点与D点的表面质量系数；0.72是A点与D点的尺寸影响系数，0.29是A点与D点的平均应力折算系数，650MPa是A点与D点的弯矩；102400mm3和84375mm3是A点与D点的抗扭截面模量；6.35MPa和7.7MPa是A点与D点的扭转应力；A点与D点的平均应力为0；13.55和12.25是A点与D点仅考虑扭转时的安全系数。上述计算表明，点8.26和10.76是点A和D的疲劳安全系数，其值远高于1，因此主轴的疲劳强度满足要求[2]。
3 主轴的优化
在电梯工作中，主轴的载荷非常复杂，在实际操作中，很难确定强度的计算是可靠的。因此，本文根据工程师的实际经验，分别计算了对主轴处于空载上行、空载下行、满载上行及满载下行四种工况分别进行计算，并在每个工况下的受力分别为10604.55N、10831.35N、22561.35N以及13666.35N。基于这四种情况，当电梯满载行驶时，在主轴系统中最容易受到载荷的影响。于是，利用软件ansys有限满载的提高工况面临着十分严峻的问题进行数值模拟，主要轴静力分析中，材料是40Cr合金结构钢，采用2.06×105mpa的弹性模型，0.27的泊松比，785mpa的屈服强度，980mpa的抗拉强能力。可忽略不影响强度的螺纹孔和花键结构，以便优化网格划分的质量和提高计算速度。在主轴系统处于满载条件下，利用分析了主轴系统的应力和等效位移。57.682MPa是主轴的等效最大应力，5是安全系数，157MPa是材料允许应力，因此主轴的强度符合要求。
4 结论
曳引电动机是电梯传动系统中的驱动元件，曳引电动机电梯是传动系统的一个重要组成部分，其设计水平和硬件质量将直接影响电梯的工作性能和使用寿命。
参考文献：
[1]李瑞.电梯曳引机主轴断裂原因分析[J].起重运输机械,2015(3):75.
[2]吴建.电梯原理使用维护[M].北京:电子工业出版社,2015.
[中图分类号] D044
[文献标识码] A
标签：电梯曳引机论文; 主轴优化论文; 设计计算论文; 有限元分析论文; 大连特种设备检验检测研究院有限公司论文;