高速電梯限速器的機械設計

鄭 杰，熊光榮

（林肯電梯（中國）有限公司，浙江嘉興 314415）

0 引言

隨著高層建筑不斷增多，對于電梯運力提出了更高的要求，市場對高速電梯的需求越來越多。目前市場上的高速電梯限速器完全依賴進口，該設計使得國產高速限速器理論可行。若對此款限速器進行生產實踐，并進行試驗取證，或可實現高速限速器的國產化替代，對國產安全部件的發展有一定的意義。

1 限速器的原理及結構

1.1 工作原理

圖1 限速器結構圖

限速器結構圖如圖1所示。限速器運行狀態下，甩片彈簧的彈簧力大于甩片的離心力，使甩片處于“閉合狀態”，同時擺臂的一端卡在卡位件的圓形小槽內，并且在止動件的反力作用下，平衡了駐力彈簧、立柱產生的拉力，從而使整個系統處于一種平衡狀態。當速度超過臨界速度時，由于離心力大于甩片彈簧的力，甩片繞著旋轉軸轉動，呈現一種“張開”狀態；隨著行程的增加，甩片會觸碰開關打件，從而打掉背后的電器件，切斷安全回路，使電器首先動作；隨著行程的進一步增加，甩片轉軸輪上的鉚釘會碰到卡位件并使其逆時針轉動，這時擺臂會脫出卡位件的槽口，由于擺臂一端的弧形設計，它被壓到卡位件的下方，立柱被駐力彈簧產生的彈簧力拉到水平位置，活動繩卡與固定繩卡夾持鋼絲繩，從而使限速器實現機械的動作。

1.2 限速器結構

限速器運行狀態下擺臂與卡位件細節如圖2所示。在限速器運行時，擺臂件一端卡在卡位件表面的小槽內；同時擺臂件與

水平位置有8°左右的向上傾角，使立柱對擺臂件的推力分解為向上和水平向右的分力，這種微傾斜的設計確保了在限速器運行的過程中擺臂會穩定在上述位置，不會因為輕微的擾動而發生誤動作。對于卡位件的材質選擇至關重要，它需要有耐磨損、耐沖擊的特性，SUJ2高碳鉻軸承鋼是不錯的選擇。

限速器動作時，甩片轉輪軸與卡位件的細節如圖3所示。甩片轉輪軸與卡位件相對位置如圖所示，甩片轉輪軸由中間的大軸固定在限速器輪上，兩邊的小軸固定在甩片上，由于偏心設計，甩片帶動甩片轉輪軸轉動；同時離心力持續大于甩片彈簧的彈力時，甩片轉輪軸上的鉚釘GB/T 827-86-5×8將會與卡位件接觸并卡緊，此時由于限速器輪逆時針的運動，將帶動卡位件做逆時針的旋轉。

圖2 卡位件與擺臂件配合圖

圖3 甩片轉輪軸與卡位件相對位置圖

圖4 頂針裝配圖

圖4 所示為頂針裝配圖。頂針件二和頂針件一通過兩端的螺紋與頂針連接件的內螺紋連接在一起，兩端再用六角螺母并緊防松，并且全部穿在駐力彈簧的內部，頂針件二和頂針件一兩端之間留有一定的空隙，調節這個空隙的長度可以微調立柱的傾角和擺臂頂住卡位件的位置。這個調節可以允許加工和組裝限速器時有一定的誤差，使得加工和裝配的成本有所降低，同時也可以微調駐力彈簧的彈力，增加了限速器的適應性。

圖5所示為甩片彈簧裝配圖。甩片彈簧軸兩端都開有方槽，靠近限速器輪軸的一側有外螺紋，甩片卡在甩片彈簧軸的方槽中，甩片彈簧穿在甩片彈簧軸上，彈簧的一端抵在甩片卡件的翻邊上，另一端用六角螺母卡緊，六角螺母擰擰緊的程度可以調節甩片彈簧的彈力大小，從而決定了限速器動作的臨界速度，甩片卡軸開大圓孔，套在限速器輪中間的突起之外，當甩片因離心力甩開時，甩片卡位件會跟隨轉動，甩片卡位件和甩片一直處于浮動定位狀態。

圖5 甩片彈簧裝配圖

圖6 活動繩卡與固定繩卡裝配圖

圖6 所示為活動繩卡與固定繩卡細節。固定繩卡固定在限速器座上，活動繩卡與固定繩卡內側開有夾繩槽，并且分別通過轉軸與立柱固定，限速器動作狀態時，活動繩卡會被立柱拉至與固定繩卡接觸的位置，活動繩卡與固定繩卡的夾繩槽閉合并且空隙間距小于鋼絲繩的直徑，于是鋼絲繩將會被卡在夾繩槽之內。

2 主要部件的設計

2.1 輪軸

2.1.1 強度計算

設計參數：提升高度為150 m，限速器用鋼絲繩直徑為8 mm，鋼絲繩單位質量0.22 kg/m，配重120 kg，軸材質為45號鋼，調制處理σs=360 MPa。

限速器在運行的過程中系統對輪軸的作用力可以認為沒有周期性的變化，可以根據文獻[1]計算軸的強度問題。忽略軸向伸長后，以點O為原點建立坐標系，受力簡圖如圖7所示。

圖7 限速器軸受力簡圖

先確定F1和F2的數值，分別如式（1）、式（2）所示。

式中：F1為限速器軸沿y軸所受的合力；WP為配重重力，N，WS為鋼絲繩重力，N。

式中：F2為限速器軸沿z軸所受的合力，此值將在限速器立柱受力校核中詳細闡述。

xy平面內，由∑M0=0可得：

再由∑F0=0可得：Fr1=1 008 N。同理，在xz平面內可以求得：Fr2=578 N，Fr3=1 620 N。Fr1、Fr2、Fr3、Fr4為限速器軸所受支反力。

分別在2個平面內畫出彎矩圖，如圖8所示。

圖8 軸彎曲圖

軸的結構如圖9所示。

圖9 軸結構圖

綜上所述，軸的最大彎矩在點A，如式（4）、式（5）所示。

所以，強度符合要求。

2.1.2 剛度計算

F1與F2分別作用在軸的2個相互垂直的平面內，觀察受力的方式可知，在xy平面內擾度的最大值在AC段內，xz平面內擾度的最大值在OA段內，最大擾度可以用軸中間處的擾度值替代，這個值與精確解的誤差率小于2.56%[2]。

單一力作用下簡支梁中間處的擾度為

對于F1受力情況下：l=152 mm，a=84 mm，b=68 mm。

對于F2受力情況下：l=152 mm，a=112 mm，b=40 mm。

抗彎剛度：

在強度與剛度計算時以軸的最小直徑25 mm進行計算，得出的結論相比階梯軸計算趨向于保守，所以軸符合設計要求。

2.2 軸承強度及壽命計算

此限速器結構中共有3個軸承，型號都為6305RS。其中2個并排安裝于限速器輪內部，1個安裝于擺臂卡位件內部。對這3個軸承的校核過程如下。

2.2.1 對限速器輪內部的軸承校核

根據文獻[2]，要求軸承校核時額定動載荷與額定靜載荷同時滿足[3]。對額定動載荷進行校核[3]：

式中：C為基本額定動載荷計算值，N；fh為壽命因素；fm為力矩載荷因素；fd為沖擊載荷因素；fn為速度因素；fT為溫度因素；P為當量動載荷，N；Cr′為雙排徑向基本額定動載荷，N。

P=XFr+YFn（8）

式中：P為當量動載荷，N；X為徑向動載荷系數；Y為軸向動載荷系數；Fr為徑向載荷，N；Fn為軸向載荷，N。

根據文獻[3]可知，2套相同的單列徑向接觸的深溝球軸承，以“背靠背”或者“面對面”配置，并排安裝（成對安裝）在同一軸上作為一個整體運轉，其基本額定載荷按照單列的2倍計算；XY的數值按照雙列軸承的表格內查詢，Fr、Fy按照軸承組上承受的合力計算。

根據文獻[2]，表7-2-65得：X=1，Y=0。由設計參數可知Fr=F2=1.825 kN ，Fn=0 N ，代入式 （8） 得：P=XFr+YFn=1.825 kN。

根據文獻[2]，表7-2-23～7-2-26得：

fh=5.85， fm=1.5， fd=1， fn=0.405， fT=1

同時由根據文獻[2]可知，6305RS軸承基本額定載荷Cr=22.2 kN，所以 Cr′=44.4 kN。

將上述值全部代入式（7）得：

所以軸承滿足額定動載荷的要求。

對額定靜載荷進行校核：式中：C0為基本額定靜載荷計算值，N；P0為當量靜載荷，N；S0為安全因素；C0r′為徑向基本額定靜載荷。

根據文獻[2]，表7-2-29～7-2-31得： S0=1， P0=F1=1.825 kN，

根據文獻[2]，表7-2-66得6305RS軸承徑向基本額定靜載荷Cr0=11.5 kN，于是Cr0′=2，Cr0=23 kN

將上述值代入式（9）中得：

C0=S0P0=1×1.825(kN)≤23 kN

所以軸承滿足額定靜載荷的要求。

綜上，限速器輪處的軸承既滿足額定動載荷的要求又滿足額定靜載荷的要求。

2.2.2 對擺臂卡位件內部的軸承進行校核

因擺臂卡位件在限速器運行時是靜止的，對這個位置的軸承進行校核時僅對其額定靜載荷校核即可；軸承僅受圖1中所示F2作用，于是將S0=1、P0=F2=2.198 kN代入式（9）得：

C0=S0P0=1×2.198(kN)≤23 kN

所以軸承滿足額定靜載荷的要求。

2.3 彈簧的校核

2.3.1 對駐力彈簧進行校核

設計參數如下：壓縮彈簧直徑d=7.5 mm，彈簧中徑D=50 mm ；（2） 彈 簧 材 料 為65 Mn， 許 用 切 應 力[τ]m=570 MPa，切變模量G=79 GPa，有效圈數n=20，自由高度H0=320 mm，負荷種類為Ⅲ級，端部結構為兩端并緊磨平，支撐圈各一圈。

駐力彈簧有2種工況：一是限速器運行工況，此狀態下彈簧變形量λ1=93.5 mm；二是限速器動作工況，此狀態下彈簧變形量λ2=30 mm，彈簧剛度P′=12.5 N/mm。限速器動作工況下，限速器擺臂失去限速器運行時平衡狀態，立柱被彈簧力拉至直立狀態；浮動繩卡與固定繩卡夾持限速器鋼絲繩，從而拉起安全鉗拉桿，此時駐力彈簧相比于運行狀態時駐力彈簧受應力較小也即τ2≤τ1，所以僅在限速器運行工況下校核駐力彈簧即可。

彈簧所能承受最大的力為[4]：

式中：[τ]為Ⅲ類彈簧許用切應力，MPa；d為彈簧材料直徑，mm；D為彈簧中徑，mm；k為螺旋彈簧曲度因數。

壓并高度為：

Hb=(n+1.5)d=(20+1.5)×7.5=161(mm)

由上述計算可知：λ1≤λmax≤H0-Hb，所以此工況下駐力彈簧滿足需求。

2.3.2 對甩片彈簧進行校核

設計參數：（1）轎廂運行額定速度為8 m/s，壓縮彈簧材料直徑d=1.2 mm，彈簧中徑D=10 mm；（2）彈簧材料為65Mn， F 組[7]， 許 用 切 應 力 [τ]m=908 MPa[6]， 切 變 模 量G=79 GPa，有效圈數n=17，自由高度H0=58 mm；（3）負荷種類為Ⅱ；（4）端部結構為兩端并緊磨平，支撐圈各一圈。

文獻[7]9.9.1規定：操縱轎廂安全鉗的限速器的動作應發生在速度至少等于額定速度的115%。對于額定速度大于1 m/s

圖10所示為甩片在不同工況下的相對位置。左側圖示為限速器“閉合狀態”下甩片的相對位置，右側圖示為“張開狀態”甩片的相對位置。由圖可知在限速器運行狀態下，甩片重心距離限速器的轉軸距離r=64 mm，甩片受限速器旋轉引起的離心力F′與繞自身旋轉中心之間的夾角α=61°。由甩片的運動規律可知，在甩片由“閉合狀態”到“張開狀態”的過程中，r越來越大，α越來越小，同時彈簧的壓縮距離x也越來越大。

圖10 甩片在不同工況下的相對位置圖

如果將彈簧的彈力寫成F彈=kf(r)，甩片受到的離心力寫成F離=krcosα。彈簧彈力與離心力都處在單調遞增區間，但是分析可知在甩片不斷甩開的過程中，離心力的變化率大于彈簧彈力的變化率，即用函數關系表達可以寫成

所以校核甩片彈簧時，使初始的彈簧力等于1.15 v時的離心力，并且在甩片完全張開時，彈簧的壓縮行程小于彈簧最大壓縮行程即可。

1.15 v時限速器鋼絲處線速度為v=1.15×8=9.3(m/s)。此外，限速器的設計數據為限速器輪半徑R=152.5 mm；限速器甩片的質量g=0.27 kg，甩片的轉動半徑r=64 mm，夾角α=61°，甩片完全張開后彈簧的壓縮量相對于初始壓縮量增加了11mm，于是甩片旋轉的角速度有：

限速器機械動作是的彈簧壓縮量為：

λ2=λ1+11=25.4+11=36.4(mm)

限速器機械動作是的彈簧力：

F2=Pλ2=1.22×36.4=44.5(N)

由上可知：Fmax≥F2，λmax≥λ2，所以甩片彈簧符合要求。

2.4 立柱的校核

在限速器運行時，限速器的立柱受駐力彈簧的拉力F1、擺臂的反作用力F2，并且在固定繩卡與立柱的連接軸處為鉸支固定。圖11所示為限速器運行轉態立柱受力圖。立柱的截面為15 mm×50 mm矩形截面，材質為Q235，許用應力220 MPa。

圖11 限速器運行轉態立柱受力圖

由2.3.1節可知，圖中F1=1 169 N，F3處為鉸支點，由合力為0，F3處彎矩為0可得：F2=2 198 N，F3=1 029 N。

于是有

由此可知，限速器運行狀態下，立柱符合要求。

在限速器動作的情況下，受力簡圖如圖12所示。此時F1′=375 N，由運算可知F2′=2 518 N，F3′=2 143 N。

圖12 限速器動作狀態立柱受力圖

因彈簧拉力與擺臂的反作用力在實際中與立柱有8°左右的夾角，上述計算過程將力與立柱做垂直處理，得出的結論會更加趨向于保守。所以立柱符合設計要求。

3 關于上行超速保護

此限速器為單向限速器。電梯下行超速時，電器與機械都動作，此過程在上文已經描述過了，不再贅述。上行超速時，電器動作，機械不動作：當電梯上行超速后甩片因為離心力而處于“張開狀態”，當張開到一定位置時甩片觸碰開關打件從而使電器動作，這個過程和下行超速時一致；當甩片繼續張開時，甩片轉軸輪上的鉚釘會碰到卡位件，但是由于限速器輪是順時針轉動，使擺臂無法脫槽，機械無法動作。

4 GB/T7588-2003條款的校核

根據GB/T7588-2003，限速器動作時，限速器繩的張力不得小于以下值中的較大值：（1）安全鉗起作用所需力的2倍；（2）300 N。限速器繩的最小破斷載荷與限速器動作時產生的限速器繩的張力有關，其安全系數不能小于8，限速器繩的公稱直徑不應小于6 mm，限速器繩輪的節圓直徑與繩的公稱直徑之比不應小于30。

設計參數：（1）提升高度150 m，限速器輪直徑

D=305 mm，（2）限速器鋼絲繩直徑?=8 mm，牌號為8×19S+FC，等級為1370/1770，最小破斷拉力28.1 kN，（3）張緊裝置配重G=120 kg。

鋼絲繩的張力為：

符合設計要求。

限速器鋼絲繩直徑?=8 mm≥6 mm，符合設計要求。

5 結束語

此款限速器甩片彈簧調節甩片所受離心力的大小，從而控制電器和機械的動作速度，能夠滿足以8 m/s額定速度的電梯為列的設計計算。立柱與擺臂的動作設計，使得2種不同的工況之下，助力彈簧的彈力獲得了不同比列的力矩放大效果，最大程度的發揮了彈簧的性能。通過動作原理設計實現電梯上行超速保護的電器動作，滿足了新國標[8]對于電梯上行超速的要求。通過調節甩片彈簧的初始力，確定了限速器的動作臨界速度，使同種結構的設計適用于更多的電梯運行速度。

通過校核，限速器的主要零件完全符合受力要求，限速器整體符合GB/T7588-2003《電梯制造與安裝安全規范》要求。