Traction reisijate lift

Lifti horisontaalne vibratsioon on inimese mugavust mõjutav ülioluline tegur. Inimesed on üldiselt tundlikud vibratsiooni sagedustele vahemikus 1–25 Hz, kusjuures suurim tundlikkus on vahemikus 0,1–2 Hz horisontaalselt ja 4–8 Hz vertikaalselt. Seetõttu on lifti projekteerimisel oluline neid vibratsioonisagedusi vältida. See saavutatakse liftikomponentide loomulike sageduste analüüsimisega, et vältida nendevahelist resonantsi.

Dünaamiline analüüs on meetod, mida kasutatakse dünaamilise käitumise määramiseks, kui inertsil ja summutusel on oluline roll. Tüüpilised dünaamilised käitumised hõlmavad struktuurseid vibratsiooniomadusi, nagu konstruktsiooni vibratsioon ja loomulikud sagedused, aja jooksul muutuvate koormuste mõju ja vahelduv koormuse ergutus. Dünaamiline analüüs võib simuleerida füüsilisi nähtusi, sealhulgas vibratsioonilööke, vahelduvaid koormusi, seismilisi koormusi ja juhuslikke koormusi.

Tasakaaluvõrrandid, millele järgneb dünaamiline analüüs, on järgmised:

[M] - massimaatriks;

[C] - summutusmaatriks;

[K] - jäikusmaatriks;

[x] - nihkevektor;

x'] - kiirusvektor;

x"]--kiirendusvektor;

{F(t)} – jõuvektor;

Dünaamiline analüüs on rakendatav tingimuste korral, mis hõlmavad kiiret laadimist ja kokkupõrkeid. Sellistel juhtudel ei saa tähelepanuta jätta löögijõu ja summutuse mõju. Kui konstruktsioon on staatiliselt määratud ja koormuse kiirus suhteliselt aeglane, on dünaamilised arvutused samaväärsed staatiliste arvutuste tulemustega.

Kuna dünaamiliste probleemide puhul tuleb arvestada konstruktsiooni inertsi, tuleb dünaamilise analüüsi jaoks määratleda materjali parameetrid, sealhulgas materjali tihedus. Lisaks on elastsusmoodul ja Poissoni suhe samuti olulised sisendparameetrid.

Liftisüsteemi modaalanalüüs

Modelleerimise täpsuse ja lihtsuse parandamiseks lihtsustati mudelit, eemaldades talast erinevad faasid ja augud ning ignoreerides mõningaid ebaolulisi komponente. Seejärel määrati materjali omadused, piirangud ja koormused. Meie insenerid viisid läbi modaalanalüüsi. Analüüsi käigus oli vaja selliseid atribuutide sätteid nagu sagedus ja lahendaja tüüp. Arvutatud resonantssagedus oli piisav. Dünaamilise vastuse analüüs tehakse pärast modaalset analüüsi, seega on massiga{5}}seotud tegurid arvutusmudeli jaoks üliolulised.

Modaalanalüüsi simulatsiooniarvutus

Teoreetiliselt on võimalik saada lõpmatu arv režiimi kujundeid. Simulatsiooni lihtsuse huvides võetakse arvesse ainult kuus esimest. Modaalanalüüsiga arvutatud kuuenda vibratsioonijärjekorra sagedusdiagramm on näidatud joonisel. Nagu on näidatud joonisel, on tühi-koormuse tingimustes esimese kuue režiimi kuju omasagedused vastavalt 0, 2,5, 5,0, 8,7, 16,8 ja 25,9 Hz. Arvestades pool--- ja täiskoormustingimusi, aga ka autoraami varieerumist erinevatel kõrgustel, töödeldakse seda parameetriliselt ning loetletakse autoraami loomulikud sageduse kõikumised tühi-, pool-, täis- ja alumise, keskmise ja ülemise koormuse korral.

Modaalanalüüsi tulemuste analüüs

1. Auto raamisüsteemi loomulik sagedus ei ole konstantne; selle väärtus varieerub sõltuvalt eelkoormusest ja asenditest.

2. Nagu tabelis näidatud, väheneb omasagedus koormuse suurenedes. Seetõttu saab auto raami kaalu (st auto enda või siseviimistluse kaalu suurendamist) vastavalt suurendada, et vähendada vibratsiooni sageduse mõju inimkehale.

3. Sama koormuse korral kipub omasagedus kasvama kõrguse kasvades, kusjuures kõrgemad järjekorrad näitavad suuremat kõikumist. Seetõttu tuleks võtta meetmeid kiirenduse mõju leevendamiseks, hoides kiiruskõvera mõistlikus vahemikus.

Viisime läbi modaalvibratsiooni simulatsioonid erinevates töötingimustes, saime simulatsiooni tulemused, analüüsisime erinevate tulemuste vahelisi seoseid ja tuvastasime sagedusjaotuse, vältides sellega resonantsi teiste komponentidega. See annab väärtuslikku teoreetilist tuge liftide vibratsiooni vähendamise konstruktsioonile.

Muidugi saab praktilistes konstruktsioonides kummist vibratsiooni summutavaid komponente sobivalt lisada puhvri resonantsile, mis on põhjustatud komponentide vahelistest jäikusühendustest. Alternatiivina võib vibratsiooni vähendamise efekti saavutada ka vertikaalse tala struktuuri parandamine, lisades tala keskele puhverkomponendi.

Liftisüsteemi vertikaalne vibratsioonimudel

Veojõuliftid on tänapäeval maailmas kõige laialdasemalt kasutatav liftitüüp. Seda tüüpi liftidel on sellised eelised nagu kõrge ohutus ja töökindlus, kõrge tõstekõrgus ja kompaktne struktuur[59]. Seda tüüpi liftisüsteemide vertikaalne dünaamiline mudel koosneb veojõumasina vahetalast, veomasina summutuskummist, veorattast (ekvivalentne veoratas) trossisüsteemist, auto raami ja auto raami summutuspadjast, kompensatsiooniketist, trossipea vedrust jne. Tegelikus modelleerimisprotsessis saab seda veelgi lihtsustada. Modelleerimisel tuleb arvestada, kas liftil on kompensatsiooniketi seade ja pingutussüsteem, mis mõjutavad süsteemi täpsust. Lisaks, kui kompensatsiooniahela jäikust ei arvestata, tuleks arvesse võtta ka selle massiomadusi.

Dünaamiline analüüs on meetod, mida kasutatakse dünaamilise käitumise määramiseks, kui inertsil ja summutusel on oluline roll. Tüüpilised dünaamilised käitumised hõlmavad konstruktsiooni vibratsiooniomadusi, nagu konstruktsiooni vibratsioon ja loomulik sagedus, ajas muutuva koormuse mõju või vahelduv koormuse ergutus. Füüsikalised nähtused, mida dünaamiline analüüs võib simuleerida, on järgmised: vibratsiooni mõju, vahelduv koormus, seismiline koormus, juhuslik koormus jne.

    

     

   

Rulli juhtkinga löögikatse

 

Rulljuhtkingad mõjutavad oluliselt liftide horisontaalset vibratsiooni.

 

   

 

Meie tulemused

 

1. Viidi läbi lifti põhikomponentide staatiline analüüs. Esmalt kontrolliti turvakomponentide konstruktsiooni tugevust eelkõige liftikabiini raami pingeanalüüsi abil. Saadi auto raami põhikomponentide (ülemine tala, vertikaaltala ja alumine tala) pinge-, deformatsiooni- ja kogudeformatsiooni analüüsi kontuurkaardid. Analüüs näitas, et tugevus vastab täielikult ohutusstandarditele.

 

2. Modaalanalüüs teostati kogu liftikabiini raamile, saades liftikabiini raami loomulikud sagedused ja vibratsioonipildid erinevates töötingimustes. Analüüsiti lifti kuuendat-järku vibratsiooni ja selle vibratsiooniseadusi, mis näitasid parameetrite mõju lifti vibratsioonile. Sagedusjaotus tuvastati, vältides seega resonantsi teiste komponentidega ja pakkudes väärtuslikku teoreetilise tuge lifti vibratsiooni vähendamise konstruktsioonile.

 

3. Loodi 2:1 veolifti 9-DOF vertikaalse vibratsiooni simulatsioonimudel. Iga süsteemi omasageduste varieeruvuse lahendamiseks kasutati MATLAB-i koormuse Q ja tõstekõrgusega H. Andmete põhjal analüüsiti teatud komponentide mõju liftisüsteemi omasagedustele: summutuspatjade erinevate jäikuse variatsioonide korral suureneb süsteemi omasagedus koos jäikuse suurenemisega; lifti koormus Q mõjutab jäikuse muutusi suhteliselt vähe, kuid kabiini asend on tundlikum ja varieerub oluliselt; liftisüsteemi loomulik sagedus suureneb vedru jäikuse suurenedes, kuid tõus aeglustub pärast jäikuse saavutamist teatud väärtuseni.

 

4. Prototüüpi testiti ja kontrolliti. PMT vibratsiooniseadme abil katsetati erinevaid lifti töötingimusi, võrreldi simulatsiooniandmeid ja pakuti välja parendusmeetmed. Testiti välja vahetatud lifti prototüüpi: maksimaalne vibratsioonisagedus ülespoole liikumisel langes täiskoormusel 44,6 Hz-lt 18,7 Hz-ni, allapoole liikumisel aga 67 Hz-lt täiskoormusel 34,6 Hz-ni, mis saavutas täielikult suhteliselt ideaalse vibratsiooniefekti.