機械室旅客エレベーター

機械室旅客エレベーターのメインフレーム設計 - フィリピンのケーススタディ

Volkspace は、フィリピンでの実際のケーススタディを使用して、エレベーターの機械フレームを設計する際に考慮すべき考慮事項を簡単に説明しています。{0}

エレベータ機械フレームは、ギア付き乗客エレベータの重要なコンポーネントとして、エレベータかご、荷重、釣り合いおもりシステムの合計重量 (W)、およびモータ、牽引ロープ、および補償チェーンの質量を支えます。耐荷重ビームと牽引機械の間の支持構造として機能し、保証された強度と剛性が必要です。{1}

ケーススタディ

エレベーター サイトのパラメーター: 機械室付きギア付き乗用エレベーター、定格速度 v=1.75 m/s、定格荷重 Q=1,350 kg、車両重量 P=1,200 kg。巻上機とフレーム構造を図1に示します。トラクションシーブは片持ち構造となっており、フレームは上フレームと下フレームに分かれています。エレベータかごに定格荷重の 1.25 倍の負荷がかかった場合に、トラクション シーブ側に向かう巻上機フレームのわずかな傾きや揺れ変形を防ぐため、当社のエンジニアリング チームはお客様に現場で補強溶接を行うよう指示しました。-

計算と分析のプロセス

ワイヤーロープスパン(l)_PP値）標準状態

一般的な設計基準によると、最大 lPP 値は 660mm です。機械フレームにかかる力は、関連する寸法と最大定格荷重に基づいて計算されます。最大定格荷重Q= 2000kg、エレベータかごの重量P= 1800kg、ワイヤロープや補償チェーンなどの重量M_鋼鉄 + M_補償= 300kg、巻上機の重量=800kg、エレベーターのバランス係数は 0.5 と計算されます。安全ブレーキ作動条件下でのメインフレームにかかる応力を解析します(安全ブレーキ衝撃係数を2と仮定)。メインフレームの 3 次元構造を図 3 に示します。-

計算データ

車両側の総質量:

G = 2 × (P + 1.25 × Q + W_鋼鉄 + W_{カウンタウェイト}) × gn=2 × (1800 + 1.25 × 2000 + 300) × 9.81=90,252 (N);

したがって、車両側のスチールロープの引張力はT1=G/2=45,126 Nとなります。

カウンタウェイト側総質量:

W=(P + 0.5 × Q) × gn=(1800 + 0.5 × 2000) × 9.81=27,468 (N);

したがって、釣合おもり側のスチールワイヤロープの張力は、T2=W1=W2=W/2=13,734 (N) となります。

牽引機の重さは800kgで、その重さはWです。_{_トラクション} = M_{_トラクション} × 9.81 = 7,848 N. W_{_トラクション}= 8,000 N。詳細な力の図については、図 4 を参照してください。

図 4 に示すように、角度 θ が 0 に近づくと、最も不利な力の状態が発生します。
この場合、T2=W1=W2、つまり次のようになります。

T1 = 45,126 N, T2 = 13,734 N, T_{_合計} = T1 + T2 = 58,860 N.
サポート反力 RA-RB: T_{_合計} × (1 + 104.5/160) + W_{_曳航} / 2 = 101,227 N.
サポート反力 RC-RD: -T_{_合計} × (104.5/160) + W_{_曳航} / 2 = -34,537 N.

ここで、RA、RB、RC、RD はそれぞれ、フレーム上の点 A、B、C、D におけるサポート反力です。

注: 正と負の符号は、力の反対方向を示します。

トラクターのフレームにかかる力によって発生する曲げモーメントの計算:

lPP に 660 mm の値を使用すると、θ ≈ 10 度、および W1×sinθ=2384 N が得られます。

図5に示すように、W1×sinθ（時計回り）で発生する曲げモーメントは次のようになります。

MW1×sinθ= W1×sinθ×382.5=911,880(N・mm)。

T1 によって発生する曲げモーメントは次のとおりです。

MT1=T1×(480/2)=10,830,240 (N・mm);

T2 によって発生する曲げモーメントは次のとおりです。
MT2=T2×(480/2)=3,296,160 (N・mm)。

図6に示すように、T1とT2（反時計回り方向）の曲げモーメントの差は、

M_T1-T2 = M_T1 - M_T2= 10,830,240 - 3,296,160=7,534,080 (N.mm)。

MT1-T2の差と曲げモーメントMW1×sinθは、

M = M_T1-T2 - M_W1×sinθ= 7,534,080 - 911,880=6,622,200 (N.mm)。

解析の結果、T1 と T2 によって生成される曲げモーメントは、W1×sinθ によって生成される曲げモーメントよりもはるかに大きいことがわかります。これは、2 つの差から生じる曲げモーメントが反時計回りであることを意味します。

図7に示すように、曲げモーメントMによってメインフレームに発生する力は、
f = 6,622,200 / 560 / 2 = 5,913 (N).

点 A、B、C、D における力は次のように計算されます。
R_A = (R_A - R_B) / 2 + f = 101,227 / 2 + 5,931 = 56,527 (N);
R_B = (R_A - R_B) / 2 - f = 101,227 / 2 - 5,913 = 44,701 (N);
R_C = (R_C - R_D) / 2 + f = -34,537 / 2 + 5,913 = -11,356 (N);
R_D = (R_C - R_D) / 2 - f = -34,537 / 2 - 5,913 = -23,182 (N).

上記の分析に基づいて、図 8 および 9 に示すように、安全ブレーキ作動条件下での巻上機の上部および下部フレームの変形と応力は、正常な lPP 範囲内で要件を満たしていると結論付けることができます。

非標準の IPP 値-

市場調査の統計によると、耐荷重 1,250 ～ 1,350 kg の機械室用乗客用エレベーターでは、カウンタウェイトが後部に配置されている場合、次のような現象が発生します。かご上部に 1 つのシーブが配置されている場合、lPP 値が増加し、下部フレームの幅が増加し、フレーム全体の全体的なたわみに影響します。

前述の現場事例に基づくと、耐荷重 1,350 kg、カウンターウェイトが後部に配置されているため、lPP 値は 840 mm に達し、非標準の設計構造を表しています。-。さらに、牽引力の要件を満たすために、追加のカウンターウェイト ブロックが車の底部に追加され、その結果、自重が増加しました。-。上記の方法を使用して計算された対応する点の力と、ソフトウェア解析によって得られた結果を図 10 および 11 に示します。

分析の結果、lPP 値を増加すると、フレームの全体的な強度は要件を満たしますが、全体的な変形が増加することがわかりました。これは、lPP 値を増やすと下部フレームの幅が増加し、全体的な曲げ抵抗に影響するためです (図 12 を参照)。

対応計画

上記の問題に関しては、lPP 値の非標準的な増加は、下位フレームの lRL 値の増加につながります。{0}図 13 では、矢印は溝形鋼のスパンが増加し、その結果変形が増加し、その結果、上部フレームの変形が増加することを示しています。この構造的問題に対処するために、図 14 のガイドラインで示された位置にある溝形鋼の向きを変更して、溝形鋼のより大きな表面が外側を向くようにします。この変更された構造のソフトウェア解析結果は次のとおりです。

この論文のセクション 2.2 で計算された力をモデルに適用した解析結果を図 15 および 16 に示します。変更された構造により変形抵抗が大幅に向上していることがわかります。非標準構造はこのアプローチに従って設計することをお勧めします。-

結論

上記のデータ分析に基づき、下枠の幅広による上枠の変形に伴う微妙な枠の揺れを防止し、現場での部品取り付けの利便性を確保しながら、この構造を採用することができます。標準品は図 14 に示す構造に従って設計することができ、強度が大幅に向上するだけでなく、変形に対する耐性も優れています。さらに、元の構造と比較してコストが増加することはありません。最も重要なことは、牽引力の要件を満たしながら lPP 値を最大化することです。