Оскільки урбанізація прискорюється, а кількість висотних-будинків продовжує зростати, ліфти, як основне обладнання для вертикального транспортування, знаходять все більш широке застосування. Відповідно до галузевої статистики, у моїй країні налічується близько 1000 виробників ліфтів, і конкуренція на ринку посилюється. Зменшення витрат і підвищення ефективності шляхом оптимізації продукції стало ключовим питанням для галузі. Тягові ліфти, як основний тип ліфтів, вдосконалили свою допоміжну технологію після століття розвитку. Їх структура складається з восьми основних систем: системи тяги, системи автомобіля та системи напрямних. Система кабіни безпосередньо несе навантаження, тоді як рама кабіни, як структурний каркас кабіни, має конструкцію, яка безпосередньо впливає на ефективність безпеки ліфта та вартість виробництва. Надмірна маса рами автомобіля може призвести до матеріальних відходів і зайвої конструкції; у той час як занадто мала вага може не відповідати вимогам щодо навантаження, створюючи загрозу безпеці.
Ми провели оптимізаційні дослідження конструкції рами кабіни тягового ліфта, використовуючи програмне забезпечення чисельного моделювання для аналізу статики та динаміки рами. Такий підхід дозволяє нам досягти полегшеної конструкції, забезпечуючи безпеку конструкції, забезпечуючи практичне рішення для підвищення економічної ефективності підприємств.
1. Механічний аналіз рами кабіни ліфта: основа оптимізаційного проектування
Щоб забезпечити наукове та надійне оптимізаційне рішення, дослідницька група спочатку використала професійне програмне забезпечення для чисельного моделювання, щоб провести комплексний аналіз механічних властивостей рами кабіни ліфта за різних умов експлуатації, забезпечуючи підтримку даних для подальшої легкої конструкції.
1.1 Статичний аналіз: характеристики напруги за номінальних умов і умов перевантаження
Статичний аналіз зосереджувався на номінальних умовах експлуатації та умовах екстремального перевантаження при нормальній роботі ліфта. Його основною метою було змоделювати розподіл напруги та зміщення рами автомобіля шляхом створення точної структурної моделі. Під час дослідження команда спочатку побудувала 3D структурну модель рами автомобіля за допомогою програмного забезпечення SolidWorks, а потім імпортувала модель у програмне забезпечення для аналізу Abaqus у форматі x_t. Враховуючи складну структуру рами автомобіля, для спрощення розрахунків і підтримки точності аналізу вони опустили дрібні деталі, такі як з’єднання, зварні шви, болти та фаски. Потім основну конструкцію перетворили на корпус, а такі компоненти, як зворотний шків, запобіжний затиск і направляючий башмак, спростили до твердих тіл. Налаштування параметрів базувалися на фактичних робочих стандартах ліфта з потужністю тягового двигуна 11,7 кВт, вагою кабіни 1100 кг, номінальною швидкістю 1,75 м/с, номінальним навантаженням 1050 кг і висотою підйому 82,5 м. Горизонтальні обмеження були застосовані до моделі для імітації фактичної ваги, тиску автомобіля та тиску навантаження, яке несе рама автомобіля. Для створення сітки використовувалися елементи S4R із розміром сітки 10 мм, у результаті чого було отримано 590 350 вузлів і 431 287 елементів, що забезпечує точність моделі.
Результати аналізу показують, що за номінальних умов експлуатації максимальне напруження в рамі автомобіля становить 138,9 МПа, що набагато нижче межі плинності матеріалу. Максимальна напруга виникає в контакті між антивібраційною гумою та бічними балками рами автомобіля, що призводить до локалізованої концентрації напруги через стиснення контакту. Однак ця зосереджена зона охоплює лише два сітчасті елементи та має мінімальний вплив на загальне навантаження на раму автомобіля. Розрахунки показують, що відношення межі текучості матеріалу до 1,5-кратного запасу міцності становить 156,7 МПа (235 МПа/1,5), а максимальне напруження 138,9 МПа відповідає вимогам безпеки.
За умови перевантаження на 125% максимальне напруження в рамі автомобіля зростає до 296,2 МПа, знову зосереджене в точці контакту між анти{2}}гумою для вібрації та бічними балками рами автомобіля. Зона концентрації напруги розширюється до чотирьох клітинок сітки, але її вплив на загальне структурне напруження все ще обмежений. Окрім зони концентрації напружень, максимальне напруження в решті ділянок становить 166,4 МПа. Незважаючи на те, що межа текучості матеріалу нижча, вона не відповідає вимогам щодо 1,5-кратного коефіцієнта безпеки. Крім того, максимальне сукупне зміщення рами автомобіля становить 9,5 мм, що вимагає уникнення тривалого -перевантаження під час фактичного використання.
1.2 Динамічний аналіз: Перевірка структурної безпеки в екстремальних умовах експлуатації
Динамічний аналіз зосереджується на екстремальних умовах ризику під час роботи ліфта-опускання кабіни та екстреного гальмування. За цих умов швидкість і прискорення рами автомобіля динамічно змінюються з часом. Динамічне моделювання перехідних процесів виконується за допомогою модуля Abaqus Explicit. Початкова швидкість – це швидкість контакту між буфером і рамою автомобіля, а амплітуда фактичної зміни швидкості під час роботи вводиться для моделювання динамічної реакції конструкції на навантаження.
Результати моделювання показують, що коли автомобіль досягає дна, у точці контакту між буфером і рамою автомобіля виникають великі концентрації напруги, а деякі компоненти зазнають пластичної деформації через надмірне напруження. Через 0,084 секунди після досягнення дна максимальна напруга в точці удару досягає 248,2 МПа. Хоча це не перевищує межі міцності матеріалу в 400 МПа і запобігає загальній структурній несправності, рама автомобіля втрачає здатність нормально працювати. Тому комплексні системи захисту безпеки є важливими при проектуванні та експлуатації ліфта, щоб запобігти падінню кабіни. В умовах екстреного гальмування максимальне значення напруги рами автомобіля становить 229,1 МПа, що нижче межі текучості матеріалу, а діапазон дії напруги невеликий, що не становитиме загрози для безпеки конструкції. Це свідчить про те, що система екстреного гальмування ліфта може ефективно забезпечити стійкість конструкції рами кабіни.
2. Оптимізаційний дизайн верхньої поперечини рами автомобіля: легке рішення в дії
Ґрунтуючись на результатах механічного аналізу, дослідницька група виявила, що загальне навантаження на раму автомобіля відповідає вимогам безпеки та має значні запаси міцності під час нормальної експлуатації, що вказує на потенціал для оптимізації полегшеної ваги. Подальший аналіз розподілу напруги кожного компонента визначив верхню поперечну балку як основну ціль оптимізації-її значення напруги за різних умов експлуатації були значно нижчими за межу матеріалу, що вказує на найбільший потенціал оптимізації.
2.1 Визначення оптимізаційних змінних і методів
Враховуючи стабільність загального структурного компонування рами автомобіля, ми вирішили не змінювати ключові розміри, такі як довжина, висота згину та загальна висота верхньої поперечної балки. Ми зосередилися виключно на товщині верхньої поперечної балки як єдиної змінної оптимізації, щоб уникнути впливу на баланс напруги інших компонентів через коригування конструкції. Метод оптимізації використовував підхід «покрокове--зменшення», починаючи з початкової товщини 6 мм і зменшуючи товщину на 0,5 мм за раз. Завдяки багаторазовому аналізу моделювання ми перевірили ефективність навантаження та стан безпеки верхньої поперечини різної товщини, зрештою вибравши оптимальне рішення.
2.2 Порівняння продуктивності та якості до та після оптимізації
Кілька раундів перевірки моделювання підтвердили, що зменшення товщини верхньої поперечної балки з 6 мм до 4 мм досягло оптимального балансу між конструктивними характеристиками та полегшенням. З точки зору показників напруги, максимальне напруження верхньої поперечної балки до оптимізації становило лише 17,08 МПа, що значно нижче межі текучості матеріалу. Після оптимізації максимальне навантаження зросло до 139,5 МПа, що все ще нижче порогу безпеки в 156,7 МПа, що відповідає вимогам 1,5-кратного коефіцієнта безпеки та демонструє стабільні та надійні механічні властивості.
З точки зору полегшення ваги та контролю за витратами, після оптимізації масу однієї верхньої поперечної балки було зменшено з 29,95 кг до 22,46 кг, зменшення ваги на 7,49 кг на балку та ступінь полегшення на 25%. Зменшена маса верхньої поперечини також опосередковано зменшує загальне навантаження-навантаження рами автомобіля, додатково оптимізуючи напружений стан усієї системи автомобіля, утворюючи дієвий цикл «легкого - низького навантаження - більшої безпеки».
3. Висновки дослідження та значення галузі
Це дослідження оптимізованої конструкції каркасної конструкції кабіни тягового ліфта за допомогою наукового механічного аналізу та точної оптимізації параметрів дозволило зробити наступні ключові висновки: по-перше, максимальне напруження в рамі кабіни за номінальних робочих умов становило 138,9 МПа, а максимальне напруження в не-концентрованих зонах за умов перевантаження становило 166,4 МПа, обидва відповідають основним механічним вимогам. По-друге, конструкція не зазнала загального пошкодження під час падіння автомобіля та екстреного гальмування, але ризик падіння автомобіля залишається проблемним. По-третє, оптимізувавши товщину верхньої поперечини з 6 мм до 4 мм, було збережено показники безпеки при досягненні мети зменшення ваги на 25%.
З точки зору промисловості, це дослідження надає виробникам ліфтів практичне рішення для-економії та ефективності-. Зменшивши товщину верхньої поперечної балки, виробники можуть напряму зменшити використання сировини, наприклад сталі, тим самим знизивши витрати на виробництво. Крім того, легка рама кабіни зменшує споживання енергії під час роботи ліфта, підвищуючи загальну енергоефективність обладнання. Крім того, метод «механічного аналізу - перевірки змінних - крок-за-покроковою оптимізацією», який використовується в дослідженні, також забезпечує еталонну парадигму для оптимізованого проектування інших структурних компонентів у ліфтовій промисловості, сприяючи переходу галузі від «емпіричного проектування» до «проектування-на основі даних» і допомагаючи ліфтові продукти досягають вищого рівня балансу між безпекою та економічністю.
