电梯振动的试验分析与解决方案
试验研究
电梯振动的试验分析与
解决方案
江汉大学 付 芩
摘要:电梯振动是影响电梯使用效果的重要因素之一。根据电梯振动试验所得到的相关数据, 通过分析电梯系统共振的分布状态, 发现了传统理论分析所遗漏的共振频率区。并针对该频率区与曳引机主机额定转速 主振频率接近的特点, 提出了防止电梯发生系统共振的措施。
叙词:电梯 振动 共振 试验
Abstract:Vibration is one of the i mportant factors that have influence on elevator performance. According to the data from elevation tests, this paper analyzes the system resonance distribution, finding the resonance frequency range that is neglected by traditional theory. T his frequency range is proximate to main vibration frequency of the traction machine at rated speed, and, ac cording to this, measures against elevator resonance are proposed.
Key words:Elevator Vibration Resonance Test
在电梯运行性能的各项指标中, 垂直振动加速度和水平振动加速度是难以控制的指标。该指标超标会使乘座舒适感降低, 严重时会产生抖动、颤动, 使人无法忍受, 因此探讨解决电梯振动的实用方法, 对电梯制造厂商和安装维修单位有极大的实际意义。
式中 频率比
阻尼比
从图1所示的幅 频响应曲线可以看出:由于激振力受振动频率影响, 因此当频率比 增大时, 趋于1, 且其下降趋势较缓慢, 这是与其他振动类型的不同之处。这对于选择电梯隔振系统有实际指导意义, 电梯隔振系统一般采用橡胶。橡胶隔振器的阻尼比 =0
10, 当系统发生共振时, =1 67~5。
1 电梯系统激振力特性
电梯运行中出现的振动从系统角度考虑, 应为悬挂在曳引机上的轿厢 对重系统, 在曳引机的振源激励下产生的受迫振动其幅频特性如图1所示。该振动类激振力的幅值与激振频率有关, 由于电动机转子的不平衡以及电机轴和减速箱之间安装误差及制动轮与盘车手轮的动不平衡性, 这种旋转体的不平衡引起的激振力其幅值与频率的平方成正比, 其振幅放大率 的数学表达式为:
=
(1- ) +(2 ) 2
图1 幅 频响应曲线
2 改进措施
根据上述驱动功率和起动功率的核算, 在不改
变原系统驱动装置的前提下, 采取双电机起动, 单电机运行的方案。2台电机的总功率为105kW, 满足起动时的驱动功率82 92kW 的要求。起动后通过新增的一时间继电器, 在10s 后将尾部电动机切除, 由头部电动机单独驱动。
3 运行效果
经改进, 2台输送机起动平稳, 头部驱动电动机电流在65~80A, 重载时起动时间3s 。经此改进, 每一输送机每年可节约10万度电。
作者地址:南京市大厂区邮 编:210048收稿日期:2000-08-25
2 系统固有频率测试
电梯运行速度是电梯的技术性能指标之一, 其允许变化范围按GB7588 1995 电梯制造与安装安全规范! 12 6条规定:∀当电源为额定频率, 电动机施以额定电压时, 电梯轿厢在半载, 向下运动至行程中段(除去加速和减速段) 时的速度, 应不超过额定速度5%。
注:1) 实践证明, 在上述测定条件下, 速度在额定速度以下且不低于额定速度8%是比较好的。故激振频率不会有较大的变化。按振动隔离的一般要求 >2[1], 在工程设计中取 =2 55。由于激振频率在系统布置时已确定, 因此只能改变系统固有频率以求避开共振区, 即 1或 ! 1。2 1 系统固有频率计算
根据文献[1], 电梯系统的固有频率计算式为:
角频率 ! n =频率 F =
K /m rad/s K /m Hz 2∀
F 2=28 8/2∀=4 59Hz
(2) 实例2 普通客梯
绳头弹簧刚度 432kN/个(10个) 轿厢自重:1200kg 对重:1750kg
钢丝绳自重:240kg 平衡链:170kg 电缆:80kg
额定载重:1000kg
则:总刚度K =10#432=4320kN/m
总质量m =3440kg
空载时固有频率
! n1=
=35 4rad/s
3440
F 1=5 6Hz
4440=31 2rad/s F 2=4 96Hz
2 2 测定系统固有频率
从理论计算分析, 电梯系统的固有频率在5Hz 左右, 而一般曳引机的主转速在1300~1500r/min, 即主振频率在21 6~25Hz 。则频率比为4 32~5, 能满足工程设计的隔振要求, 系统设计是合理的。但是在电梯实际运行中, 有些电梯在额定速度范围内仍会出现振动, 甚至在固定楼层出现振动, 而且越接近顶层(机房) 振动越明显。为了验证系统设计的合理性, 设计了频率扫描法的试验用以实际测定系统的固有频率。其测定方法如下:
(1) 选定待测定电梯;
(2) 改变主机转速, 使其从额定速度下降至300r/min,其改变间隔为60r/min;
(3) 在不同的速度下, 在电梯轿厢内用加速度仪实际测定垂直加速度, 水平加速度。试验中只测定轿厢上、下行垂直振动加速度, 作出转速 垂直振动曲线;
(4) 观测在不同主转速下, 系统有无共振现象, 主机有无异常噪声。
测验时, 分别对3台速度为1 75m/s, 载重1000kg 的电梯进行了测试, 其转速 振动曲线如图2、图3、图4所示。2 3 测试分析
满载时的固有频率
! n2=
式中 K 系统刚度
m 系统总质量
由于电梯系统是由钢丝绳轿厢对重平衡链构成的系统, 故由绳头弹簧确定的系统的刚度及系统质量为:
(1) 实例1 某写字楼观光梯绳头弹簧刚度:432kN/m(10个) 轿厢自重:1600kg 对重:2040kg 钢丝绳自重:255kg 平衡链:230kg 电缆:85kg 额定载重:1000kg
则:总刚度K =10#432=4320kN/m
总质量 m =4210kg
空载时固有频率
! n 1=
4210=32rad/s
F 1=32/2∀=5 1Hz
满载时固有频率
! n 2=
=28 8rad/s 5210
从测试结果分析可得出以下结论
(1) 随主机转速下降, 振动指标呈下降趋势, 当主机转速下降至1000r/min后, 振动指标基本稳定, 波动不大。
(2) 振动指标的最大值出现在主机转速1150~1320r/min 区域内, 这时主机的激振频率为19 2~22 5Hz, 其振动值约为1000r/min时振动值的2 5~3倍, 即已发生共振。测试人员在轿厢内明显感到振动, 曳引机噪声增大。
(3) 在理论计算的共振区200~400r/min 的范围内, 振动曲线有一小幅回弹, 但回弹幅度较小, 可理解为共振的影响,
可证明理论计算的正确性。
对电梯运行影响最大的共振区, 即19~22 5Hz 区域, 在理论上没有预测到, 由于此区域接近或位于额定转速, 所以其对电梯的性能影响最大。电梯如果出现振动指标超标或人体可明显感到振动, 一般均与此区域有关。
发现19~22 5Hz 共振区是本次试验的一大收获, 为今后电梯系统设计提供了依据。
3 电梯振动的防止
(1) 由于曳引机是主振源, 对其振动指标应严格控制。GB13435 1992 电梯曳引机! 规定:∀曳引机在检验平台上轻载(相当于曳引机额定载重量20%~40%) 时, 在输出轴端处测定折算到曳引轮节径处的扭转振动速度的有效值中, 最大值(客梯) 不大于7 1mm/s 。∃曳引机生产厂必须能保证该项指标, 电梯整机厂应对曳引机供方严格考察, 综合评价其生产工艺、检测手段、质管体系。
(2) 避开共振区, 在系统设计时, 主机工作转速应为1500r/min 。试验表明, 转速超过1350r/min 共振区, 在转速为1450~1500r/min 区域, 振
图2 电梯转速 振幅曲线(
1)
动值将下降, 而且转速偏离共振区100r/min 后, 能有明显效果。应用此方法, 已为厂家有效地解决了数台电梯振动问题。
(3) 曳引机底座隔振橡胶垫宜选用邵氏硬度HA50~HA60的丁晴橡胶或天然橡胶, 主振源的振动主要应由隔振套予以吸收。轿厢底隔振垫硬度应在HA50左右, 钢丝绳、轿厢架传来的垂直振动主要由其吸收, 此隔振垫的选择也很重要。
图3 电梯转速 振幅曲线(
2)
(4) 轿厢重心位置对水平振动影响很大, 可通过轿厢底配重的调节来改善水平振动指标。因此在轿厢设计时, 应考虑设置重心调节支架, 通过改变配重, 调节轿厢重心。虽然轿厢内乘客人数不等, 但多数情况下乘客分布是趋于均匀的。
参 考 文 献
1 属维德. 机械振动手册. 北京:机械工业出版社, 1992作者地址:武汉市江汉大学机电系邮 编:430019收稿日期:2001-01-02
图4 电梯转速 振幅曲线(3)
(4) 电梯空载下行振动指标明显优于空载上
行指标, 这表明系统在电机做功状态时比发电状态时的稳定性要好, 这已在多台电梯运行指标测试中得到验证。