Kaupungistumisen kiihtyessä ja korkeiden{0}}kerrosrakennusten määrän kasvaessa edelleen, hissit pystysuuntaisen liikenteen ydinvälineinä ovat löytäneet yhä laajemman sovelluksen. Toimialatilastojen mukaan kotimaassani on lähes 1000 hissivalmistajaa ja kilpailu markkinoilla on kiristymässä. Kustannusten alentaminen ja tehokkuuden lisääminen tuoteoptimoinnin avulla on noussut alan keskeisiksi aiheiksi. Vetohissit yleisimpinä hissityyppinä ovat kypsyneet tukiteknologiansa vuosisadan kehitystyön jälkeen. Niiden rakenne koostuu kahdeksasta suuresta järjestelmästä: vetojärjestelmä, autojärjestelmä ja ohjausjärjestelmä. Korijärjestelmä kantaa suoraan kuorman, kun taas korin runko korin rakenteellisena rungona on muotoilultaan, joka vaikuttaa suoraan hissin turvallisuussuorituskykyyn ja valmistuskustannuksiin. Liiallinen auton rungon massa voi johtaa materiaalihukkaan ja tarpeettomaan suunnitteluun; vaikka liian kevyt paino ei täytä kuormitusvaatimuksia, mikä aiheuttaa turvallisuusriskin.
Teimme vetohissin runkorakenteen optimointitutkimuksen käyttämällä numeerista simulointiohjelmistoa rungon staattisen ja dynamiikan analysointiin. Tällä lähestymistavalla voimme saavuttaa kevyen suunnittelun ja samalla varmistaa rakenteellisen turvallisuuden, mikä tarjoaa käytännöllisen ratkaisun yritysten taloudellisen tehokkuuden parantamiseen.
1. Hissikorin rungon mekaaninen analyysi: Optimoinnin suunnittelun perusta
Tieteellisen ja luotettavan optimointiratkaisun varmistamiseksi tutkimusryhmä käytti ensin ammattimaista numeerista simulointiohjelmistoa suorittaakseen kattavan analyysin hissikorin rungon mekaanisista ominaisuuksista erilaisissa käyttöolosuhteissa ja tarjoten datatukea myöhempään kevyeen suunnitteluun.
1.1 Staattinen analyysi: stressin suorituskyky nimellis- ja ylikuormitusolosuhteissa
Staattinen analyysi keskittyi normaalin hissitoiminnan nimelliskäyttöolosuhteisiin ja äärimmäisiin ylikuormitusolosuhteisiin. Sen ydintavoitteena oli simuloida auton rungon jännitysjakaumaa ja siirtymää luomalla tarkka rakennemalli. Tutkimuksen aikana tiimi rakensi ensin 3D-rakennemallin auton rungosta SolidWorks-ohjelmistolla ja toi mallin sitten Abaqus-analyysiohjelmistoon x_t-muodossa. Auton rungon monimutkaisen rakenteen vuoksi laskelmien yksinkertaistamiseksi ja analyysin tarkkuuden ylläpitämiseksi he jättivät pois pienet yksityiskohdat, kuten liitokset, hitsit, pultit ja viisteet. Päärakenne muutettiin sitten kuoreksi ja komponentit, kuten palautuspyörä, turvapuristin ja ohjauskenkä, yksinkertaistettiin jäykiksi rungoiksi. Parametriasetukset perustuivat todellisiin hissien toimintastandardeihin, joissa vetomoottorin teho on 11,7 kW, auton paino 1100 kg, nimellisnopeus 1,75 m/s, nimelliskuorma 1050 kg ja nostokorkeus 82,5 m. Malliin sovellettiin vaakasuuntaisia rajoituksia simuloimaan auton rungon todellista painoa, auton painetta ja kuormituspainetta. Verkostoon käytettiin S4R-elementtejä, joiden silmäkoko oli 10 mm, jolloin saatiin 590 350 solmua ja 431 287 elementtiä, mikä varmisti mallin tarkkuuden.
Analyysitulokset osoittavat, että nimellisissä käyttöolosuhteissa auton rungon maksimijännitys on 138,9 MPa, mikä on paljon materiaalin myötörajaa pienempi. Suurin jännitys syntyy tärinänvaimentimen-kumin ja auton rungon sivupalkkien välisessä kosketuksessa, mikä johtaa paikalliseen jännityskeskittymään koskettimen puristuksen vuoksi. Tämä keskittynyt alue kattaa kuitenkin vain kaksi verkkoelementtiä ja sillä on minimaalinen vaikutus auton rungon yleiseen rasitukseen. Laskelmat osoittavat, että materiaalin myötörajan suhde 1,5-kertaiseen turvatekijään on 156,7 MPa (235 MPa/1,5) ja maksimijännitys 138,9 MPa täyttää turvallisuusvaatimukset.
125 %:n ylikuormitustilassa auton rungon maksimijännitys nousee 296,2 MPa:iin, keskittyen jälleen tärinänvaimennuskumin ja auton rungon sivupalkkien kosketuskohtaan. Jännityskeskittymäalue laajenee neljään ruudukkokennoon, mutta sen vaikutus rakenteelliseen kokonaisjännitykseen on edelleen rajallinen. Jännityskeskittymisaluetta lukuun ottamatta suurin jännitys jäljellä olevilla alueilla on 166,4 MPa. Vaikka se on pienempi kuin materiaalin myötöraja, se ei täytä 1,5-kertaista turvatekijävaatimusta. Lisäksi auton rungon suurin kumulatiivinen siirtymä on 9,5 mm, mikä edellyttää pitkäaikaisen ylikuormituksen välttämistä todellisessa käytössä.
1.2 Dynaaminen analyysi: Rakenteellisen turvallisuuden varmistaminen äärimmäisissä käyttöolosuhteissa
Dynaaminen analyysi keskittyy äärimmäisiin riskiolosuhteisiin hissin käytön-korin pohjan ja hätäjarrutuksen aikana. Näissä olosuhteissa auton rungon nopeus ja kiihtyvyys muuttuvat dynaamisesti ajan myötä. Transienttidynaamiset simulaatiot suoritetaan käyttämällä Abaqus Explicit -moduulia. Alkunopeus on puskurin ja korin rungon välinen kosketusnopeus, ja todellisen nopeuden muutoksen amplitudi käytön aikana syötetään simuloimaan rakenteen dynaamista jännitysvastetta.
Simulointitulokset osoittavat, että auton pohjan laskeuduttua puskurin ja auton rungon kosketuspisteeseen syntyy suuria jännityskeskittymiä ja joihinkin osiin tapahtuu plastista muodonmuutosta liiallisesta jännityksestä johtuen. 0,084 sekuntia pohjan laskemisen jälkeen maksimijännitys törmäyspisteessä saavuttaa 248,2 MPa. Vaikka tämä ei ylitä materiaalin lujuusrajaa 400 MPa ja estää yleisen rakenteellisen vaurion, auton runko menettää kykynsä toimia normaalisti. Siksi kattavat turvasuojajärjestelmät ovat välttämättömiä hissien suunnittelussa ja käytössä, jotta korin pohjaan ei pääse laskeutumaan. Hätäjarrutusolosuhteissa auton rungon maksimijännitysarvo on 229,1 MPa, mikä on pienempi kuin materiaalin myötöraja, ja jännitysvaikutusalue on pieni, mikä ei uhkaa rakenteellista turvallisuutta. Tämä osoittaa, että hissin hätäjarrujärjestelmä voi tehokkaasti varmistaa korin runkorakenteen vakauden.
2. Auton rungon ylemmän poikkipalkin optimointisuunnittelu: Kevyt ratkaisu toiminnassa
Mekaanisten analyysien tulosten perusteella tutkimusryhmä havaitsi, että auton rungon kokonaisjännitys täytti turvallisuusvaatimukset ja sillä oli merkittävät turvallisuusmarginaalit normaalikäytössä, mikä viittaa potentiaaliin kevyeen optimointiin. Kunkin komponentin jännitysjakauman lisäanalyysi osoitti ylemmän poikkipalkin ytimen optimointikohteena-sen jännitysarvot eri käyttöolosuhteissa olivat selvästi materiaalirajan alapuolella, mikä osoittaa suurimman optimointipotentiaalin.
2.1 Optimointimuuttujien ja -menetelmien määrittäminen
Ottaen huomioon auton rungon yleisen rakenteellisen asettelun vakauden, päätimme olla muuttamatta keskeisiä mittoja, kuten pituutta, taivutuksen korkeutta ja ylemmän poikkipalkin kokonaiskorkeutta. Keskityimme yksinomaan ylempään poikkipalkin paksuuteen ainoana optimointimuuttujana välttääksemme vaikuttamasta muiden komponenttien jännitystasapainoon rakenteellisten säätöjen vuoksi. Optimointimenetelmässä käytettiin "askel-askel-vähennystä" alkaen alkuperäisestä 6 mm:n paksuudesta ja pienentämällä paksuutta 0,5 mm kerrallaan. Useiden simulaatioanalyysien avulla vahvistimme ylemmän poikkipalkin jännityssuorituskyvyn ja turvallisuustilan vaihtelevalla paksuudella ja valitsimme lopulta optimaalisen ratkaisun.
2.2 Suorituskyvyn ja laadun vertailu ennen ja jälkeen optimoinnin
Useat simulaatiotarkastuskierrokset vahvistivat, että ylemmän poikkipalkin paksuuden pienentäminen 6 mm:stä 4 mm:iin saavutti optimaalisen tasapainon rakenteellisen suorituskyvyn ja keveyden välillä. Jännityssuorituskyvyn kannalta ylemmän poikkipalkin maksimijännitys ennen optimointia oli vain 17,08 MPa, mikä on selvästi materiaalin myötölujuuden alapuolella. Optimoinnin jälkeen maksimijännitys nousi arvoon 139,5 MPa, joka on edelleen 156,7 MPa:n turvakynnyksen alapuolella, mikä täyttää 1,5-kertaisen turvakertoimen vaatimuksen ja osoittaa vakaat ja luotettavat mekaaniset ominaisuudet.
Mitä tulee keveyteen ja kustannusten hallintaan, optimoinnin jälkeen yksittäisen ylemmän poikkipalkin massaa pienennettiin 29,95 kg:sta 22,46 kg:aan, painon vähennys 7,49 kg per palkki ja keveysaste 25%. Ylemmän poikkipalkin pienentynyt massa vähentää epäsuorasti myös auton rungon kokonaiskuormitusta{5}}, mikä optimoi koko auton järjestelmän jännitystilan entisestään, mikä muodostaa "kevyen - matalan kuorman - suuremman turvallisuuden".
3. Tutkimuksen päätelmät ja toimialan arvo
Tämä vetohissin rungon rakenteen optimoitua suunnittelua koskeva tutkimus tieteellisen mekaanisen analyysin ja tarkan parametrien optimoinnin avulla tuotti seuraavat keskeiset johtopäätökset: Ensinnäkin korin rungon maksimijännitys nimelliskäyttöolosuhteissa oli 138,9 MPa ja suurin jännitys ei--keskittyneillä alueilla ylikuormitusolosuhteissa oli 166,4 MPa, jotka molemmat täyttivät mekaaniset perusvaatimukset. Toiseksi rakenne ei kärsinyt yleisvaurioita auton pohja- ja hätäjarrutusolosuhteissa, mutta auton pohjan putoamisen riski on edelleen huolenaihe. Kolmanneksi optimoimalla ylemmän poikkipalkin paksuus 6 mm:stä 4 mm:iin turvallisuuden suorituskyky säilyi ja saavutettiin 25 %:n keveystavoite.
Teollisuuden näkökulmasta tämä tutkimus tarjoaa hissivalmistajille käytännöllisen kustannuksia-säästöä ja tehokkuutta{1}} parantavan ratkaisun. Pienentämällä ylemmän poikkipalkin paksuutta valmistajat voivat suoraan vähentää raaka-aineiden, kuten teräksen, käyttöä, mikä alentaa tuotantokustannuksia. Lisäksi kevyt korin runko vähentää energiankulutusta hissin käytön aikana, mikä parantaa laitteiden yleistä energiatehokkuutta. Lisäksi tutkimuksessa käytetty "mekaanisen analyysin - muuttujien seulonta - vaiheittainen-"-vaiheoptimointi" tarjoaa myös vertailuparadigman muiden hissiteollisuuden rakenneosien optimoidulle suunnittelulle, mikä edistää alan muutosta "empiirisesta suunnittelusta" "data-ohjautuneeksi suunnitteluksi". ja auttaa hissituotteita saavuttamaan korkeampi tasapaino turvallisuuden ja talouden välillä.
