編者按：針對電梯在高速及重載運行工況下，目前，我國還沒有合適配套轎廂用安全鉗。同時，針對當前電梯監(jiān)督檢驗125%載荷安全鉗制動檢測時，如沒有可靠的能量消耗措施，則其制停時產生的破壞力是十分驚人的。由此，需要研發(fā)一種既保護轎廂受到高能量的沖擊，又使其80%以上能量消耗在制動過程的安全鉗鉗體中。則通過其薄殼組合圓筒彈性結構，運用有限元設計理論，解決其在不同能量的沖擊下，利用第一級組合圓筒體將其大部分能量消耗在此彈性元件中。 　　一、問題的提出 　　當前，我國電梯行業(yè)曳引式電梯產品配套用的安全鉗品種齊全，依據其制動方式，分為漸進式和瞬時式兩種形式。且其結構與形式各異。它常用于曳引式中、低速乘客電梯和載貨電梯等產品中。那么，高速或超高速電梯是否具備其適用的安全鉗呢？至目前為止，我國高速或超高速電梯配套使用的安全鉗均為進口部件，且重載或超重載系列安全鉗國內也無人涉足。隨著國家經濟高速發(fā)展，城市及工業(yè)化建設步伐越來越快，高速與重載電梯無疑將逐步進入各地。因此，對于我們電梯系統(tǒng)性研究機構有責任與義務解決此類問題。所以，應利用當今各類新型材料、技術的面世，兼顧考慮其結構的實用性、通用性及先進性。 　　電梯在載重量較大，或較高速度運行過程中，因電梯在故障或超速過程中安全鉗突然動作時，由于制動過程中時間極短，其轎廂的動能與勢能形成巨大的沖擊能量，造成對導軌與轎廂等不同程度的損傷與變形。同時，易對人身造成傷害。尤其對電梯監(jiān)督檢驗125載荷檢測中，如安全鉗本身沒有有效的能量消耗措施，則其制停時對轎廂產生的破壞力是無法想象的。國內外電梯用安全鉗卡塊動作結構主要分為三大類：1.楔塊式；2.偏心塊式；3.滾柱式（即滾柱為一實心圓柱體）。盡管它們各有所長，但在電梯運行制動過程中都同樣產生對導軌或轎廂等損傷及變形。關于這點我們從上海交通大學提供的電梯安全鉗制停過程中能量分配有關試驗數據分析得知。

綜上所述，上述安全鉗各結構有所長短。從與導軌接觸來看，偏心塊式明顯動作可靠性低，且局部接觸應力很大，則不可能作為較高速度電梯的配套使用。而滾柱式結構對導軌破壞也大，可見，作為載重量較大，或較高速度電梯的配套使用也覺得力不從心。至于楔塊式結構的主要能量消耗在本身，這是設計電梯運行制停過程中，當產生巨大能量時，能將此能量吸收最好地考慮結構。因此，利用此結構主體，能否選擇一種像液壓緩沖器一樣的耗能材料及裝置，將電梯在較高速，或重載，或125負載檢測時，運行制停中產生的巨大能量消耗自身約80%以上，這就是本方案設計所要解決問題的目標值。

　　二、結構與原理

　　由上可知，本安全鉗發(fā)明理念須以此點為目標。根據各類安全鉗整體結構及彈性元件的特點，綜合楔塊式與滾柱式兩者優(yōu)點，，引入新型耗能元件，獨辟蹊徑形成一組合式整體結構產品。即將該種安全鉗主體結構設計成常用彈性導向夾鉗式。主體為一焊接式整體結構，內部首層放置U型鉗體（可認為是一剛性式夾鉗），作為第二級彈性元件。里面制停組件由滾筒組件與楔塊及提拉機構相結合，且滾筒組件為數個圓筒嵌入疊加組成薄殼彈性體。中間由銷軸固定，而薄殼彈性體可在其上滾動，作為第一級彈性元件。

可見，電梯在制停過程中一瞬間，轎廂產生的巨大能量絕大部分由其薄殼彈簧組承擔及消耗，其余少量在U型鉗體上吸收，以最大限度防止對轎廂及導軌的損傷。因此，本安全鉗整體結構設計緊湊、安裝便利及可靠性高。并其組成的第一級和第二級分級耗能的彈性元件配置合理，恰到好處。 　　本安全鉗整體結構及兩級彈性元件布局詳見圖1所示。 　　序號1為上、下底板及中間立柱圍板整體連成一焊接組件。序號3摩擦板固連在序號2楔塊上，圖1中所示位置為工作（制動）狀態(tài)。當序號11提拉桿通過序號1上底板處向上提拉時，帶動楔塊向上移動，使摩擦板緊緊地壓在導軌工作面上。且相應帶動序號6保持架也上升到圖示位置。同時，使序號10薄殼彈簧組由序號9銷軸約束下沿著楔塊和序號4鉗體斜面向上滾動或滑動。而序號7壓縮彈簧被向上的序號6保持架壓縮，使序號11提拉桿向上的提拉力有一預定值，以防止安全鉗誤動作。兩側序號4鉗體定位在序號1上、下底板的導槽中，當楔塊向上移動時，由于制動分力作用，則壓縮鉗體向兩側沿著導槽微量移動。此時，序號5為一U型鉗體，它置于序號1焊接組件內部，由圖中兩側螺栓及壓縮彈簧相對定位，可解決楔塊安裝不對稱與受力不均問題。當楔塊動作時，壓縮序號4鉗體與 U型鉗體剛性接觸，使其承受部分壓力或沖擊，故消耗剩余一部分側向力產生的能量。此外，序號7壓縮彈簧是空套在序號8調節(jié)螺桿上的，當楔塊復位時，仍與序號7壓縮彈簧一起歸位。此時，摩擦板與導軌面留有雙邊間隙為4~6毫米，這是在安裝過程中必須保證的基本參數，以及確保其不對稱度問題。 　　從本安全鉗動作原理來看，其原創(chuàng)性重點在于結構中的序號10薄殼彈簧組。它由厚度為t的薄壁圓筒若干個（一般2～3）組合而成，具體詳見圖1 A-A剖面。并要求每個薄壁圓筒組合時留有0～1mm的間隙不等，其值由不同型號的設計參數而定。從技術角度而言，薄殼彈簧組A-A剖面圖所示，放大圖形后，模擬在徑向承受壓力后，其狀態(tài)相似于一重迭式板彈簧，只不過該結構的曲率半徑比汽車上常用的重迭式板彈簧小得多。由于它的受力呈非線性特性，在多組（本案例配有6組）薄殼彈簧，當制動力作用被壓縮變形時，使產生的能量大部分消耗在此變形能上，以達到緩沖耗能的目的。 　　三、薄殼彈簧有限元設計 　　1. 結構受力分析 　　綜上所述，當電梯在運行過程中發(fā)生安全鉗動作時，其中薄殼彈簧的組合圓筒沿著楔塊面和鉗體斜面向上滾動或滑動。此時，我們將受外載及非制動力引起的微量變形省略不計。又當圓筒內外柱面制作成近似鏡面，則其表面質量影響和摩擦力可忽略。它用連續(xù)均質、各向剛性的線彈性材料（如硅錳鋼）制成，則看成在線彈性范圍內工作。即安全鉗工作時，圓筒承受徑向外壓力作用，產生變形。同時吸收轎廂運行時的動能與勢能，其瞬間完成能量轉換，可近似為無振動過程。由于圓筒兩端自由，又無軸向外力作用，則軸向內力為零。由此，設定它的單位長度圓筒為薄殼彈簧組；且每一薄殼彈簧組由三個不同直徑的圓筒嵌入疊加而成。 　　2. 力學模型建立 　　當研究單一薄殼圓筒發(fā)生一微小變形后，所設微小彈性變形與外力仍保持平衡狀態(tài)。則為一中性層圓周長不變，形狀可變化的薄殼圓環(huán)。依據上述條件對其圓筒結構進行受力分析，可獲得其力學模型， 　　四、受力分析與計算 　　根據上述相關計算公式和數據，則針對某種大噸位載貨電梯的安全鉗部件進行實例受力核算與分析?！∮纱丝芍M合圓柱筒吸收的總能量超過了安全鉗總能量的80%以上，為第一級彈性元件消耗能量的主體起到了關鍵的作用，為剩余不到20%能量由第二級彈性元件U型鉗體、轎廂及導軌吸收，符合設計時的初衷。在安全鉗地動作過程中，盡量而有效地保護了對導軌及轎廂體的損傷等問題。 　　五、 實例要點與說明 　　綜上所述，通過安全鉗的圓筒薄殼彈簧整體受力分析、計算，以及對安全鉗國家標準相關要求的計算及校驗。由此，得出以下要點及說明。 　　1）本薄殼彈簧組結構設計可靠、合理。且安全鉗整體布局緊湊，與各類轎廂配套適應性好，不僅用于各種較高速度漸進式安全鉗，還可替代大載荷瞬時式安全鉗。 　　2）薄殼彈簧組受力分析是在超靜定結構下展開，采用有限元積分法簡約計算，且是可行的；當然，也可選用有限元矩陣式計算機分析計算。 　　3）依據其設計結果，認為相關數據或參數應結合承載力大小進行調整。如彈簧組的組成個數改為一個或兩個；圓筒的厚度可在1～4mm之間變更；圓筒的長度根據結構要求，最佳選擇在30～50mm范圍內。 　　4）單個圓筒組中各圓筒之間的間隙是設定為零，但事實上是不切實際的。如加工的誤差、溫度及受壓變形差異等問題，則在設計中應實際考慮它們之間的制作間隙。