曳引电梯新型磁流变制动装置设计与性能实验_陈凯峰.pdf

􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈􀪈 􀪈 振 动 与 冲 击 第 ３９ 卷第 ２３ 期ＪＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＶＩＢＲＡＴＩＯＮ ＡＮＤ ＳＨＯＣＫＶｏｌ． ３９ Ｎｏ．２３ ２０２０ 基金项目 福建省引导性科技项目（２０１９Ｈ００２８）；福州市科技计划项目 （２０１８Ｇ８５）；闽江学院校级项目（ＭＹＫ１８０２５） 收稿日期 ２０１９ －０５ －３０ 修改稿收到日期 ２０１９ －０８ －３０ 第一作者 陈凯峰 男，硕士生，１９９０ 年生 通信作者 郑祥盘 男，博士后，副教授，硕士生导师，１９８１ 年生 Ｅ⁃ｍａｉｌｚｈｅｎｇｘｐ２０１８＠１６３． ｃｏｍ 曳引电梯新型磁流变制动装置设计与性能实验 陈凯峰１，２， 郑祥盘１，２ （１． 福建省先进运动控制重点实验室（闽江学院），福州 ３５０１０８； ２． 福州大学 机械工程及自动化学院，福州 ３５０１０８） 摘 要电梯在城市化建设的高速发展中起到越来越重要的作用。 现有曳引电梯制动装置采用的是接触摩擦式 电磁制动装置，存在振动冲击大、噪音高和安全保护不足的缺点，不能满足更高的乘运舒适性和安全性要求。 基于磁流变 效应的新型可控装备，具有易于控制和较低工作噪声等特点，极具工程应用前景。 根据曳引电梯制动工况要求，为提升装 置性能及制动安全性，基于磁流变效应并结合永磁体制动原理，设计一种具有带有自保护双重安全保护的新型电梯制动 装置。 以此分析新型的磁流变制动装置工作原理，建立装置的制动力矩数学模型并理论分析不同参数对制动性能的影 响。 结合电梯零速制动和紧急制动的工作特点确定实验内容，搭建制动性能测试平台并对其展开制动力矩测试、温度特 性实验和工作噪声研究。 实验结果表明，研制的带有自保护和散热的电梯磁流变制动装置具有较高的制动力矩及较低的 温升，并且具有低振动和低噪声的特点，满足设计要求。 关键词 电梯；制动装置；磁流变效应；永磁体；制动性能；噪声 中图分类号 ＴＨ１１３ 文献标志码 ＡＤＯＩ１０． １３４６５／ ｊ． ｃｎｋｉ． ｊｖｓ． ２０２０． ２３． ０２５ Ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｔｅｓｔｓ ｏｆ ａ ｎｅｗ ＭＲ ｂｒａｋｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅ ｆｏｒ ｔｒａｃｔｉｏｎ ｅｌｅｖａｔｏｒ ＣＨＥＮ Ｋａｉｆｅｎｇ１，２， ＺＨＥＮＧ Ｘｉａｎｇｐａｎ１，２ （１． Ｆｕｊｉａｎ Ｐｒｏｖｉｎｃｉａｌ Ｋｅｙ Ｌａｂｏｒａｔｏｒｙ ｏｆ Ａｄｖａｎｃｅｄ Ｍｏｔｉｏｎ Ｃｏｎｔｒｏｌ， Ｍｉｎｊｉａｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ， Ｆｕｚｈｏｕ ３５０１０８， Ｃｈｉｎａ； ２． Ｃｏｌｌｅｇｅ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ａｎｄ Ａｕｔｏｍａｔｉｏｎ， Ｆｕｚｈｏｕ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ， Ｆｕｚｈｏｕ ３５０１０８， Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ Ｗｉｔｈ ｒａｐｉｄ ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ ｏｆ ｕｒｂａｎｉｚａｔｉｏｎ ｃｏｎｓｔｒｕｃｔｉｏｎ， ｅｌｅｖａｔｏｒｓ ｐｌａｙ ｍｏｒｅ ａｎｄ ｍｏｒｅ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｒｏｌｅ． Ｔｈｅ ｅｘｉｓｔｉｎｇ ｔｒａｃｔｉｏｎ ｅｌｅｖａｔｏｒ ｂｒａｋｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅ ａｄｏｐｔｓ ｃｏｎｔａｃｔ ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｔｙｐｅ ｅｌｅｃｔｒｏｍａｇｎｅｔｉｃ ｏｎｅ ｗｉｔｈ ｌａｒｇｅ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ｉｍｐａｃｔ， ｈｉｇｈ ｎｏｉｓｅ ａｎｄ ｉｎｓｕｆｆｉｃｉｅｎｔ ｓｅｃｕｒｉｔｙ ｐｒｏｔｅｃｔｉｏｎ， ｉｔ ｃａｎ’ ｔ ｍｅｅｔ ｔｈｅ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ ｏｆ ｈｉｇｈｅｒ ｒｉｄｅ ｃｏｍｆｏｒｔ ａｎｄ ｓａｆｅｔｙ． Ａ ｎｅｗ ｃｏｎｔｒｏｌｌａｂｌｅ ｂｒａｋｅ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｍａｇｎｅｔｏｒｈｅｏｌｏｇｉｃａｌ （ＭＲ） ｅｆｆｅｃｔ ｗｉｔｈ ａｄｖａｎｔａｇｅｓ ｏｆ ｅａｓｙ ｔｏ ｃｏｎｔｒｏｌ ａｎｄ ｌｏｗｅｒ ｗｏｒｋｉｎｇ ｎｏｉｓｅ ｉｓ ｖｅｒｙ ｐｒｏｍｉｓｉｎｇ ｆｏｒ ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ． Ｈｅｒｅ， ａｃｃｏｒｄｉｎｇ ｔｏ ｂｒａｋｉｎｇ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ ｏｆ ｔｒａｃｔｉｏｎ ｅｌｅｖａｔｏｒ， ｔｏ ｉｍｐｒｏｖｅ ｔｈｅ ｄｅｖｉｃｅ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ａｎｄ ｂｒａｋｉｎｇ ｓａｆｅｔｙ， ｂａｓｅｄ ｏｎ ＭＲ ｅｆｆｅｃｔ ａｎｄ ｔｈｅ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ ｏｆ ｐｅｒｍａｎｅｎｔ ｍａｇｎｅｔ ｂｒａｋｉｎｇ， ａ ｎｅｗ ｔｙｐｅ ｏｆ ｅｌｅｖａｔｏｒ ｂｒａｋｅ ｗｉｔｈ ｓｅｌｆ⁃ｐｒｏｔｅｃｔｉｏｎ ａｎｄ ｄｏｕｂｌｅ⁃ｐｒｏｔｅｃｔｉｏｎ ｗａｓ ｄｅｓｉｇｎｅｄ． Ｔｈｒｏｕｇｈ ａｎａｌｙｚｉｎｇ ｔｈｅ ｗｏｒｋｉｎｇ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ ｏｆ ｔｈｅ ｎｅｗ ＭＲ ｂｒａｋｅ， ｔｈｅ ｂｒａｋｉｎｇ ｍｏｍｅｎｔ ｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌ ｍｏｄｅｌ ｏｆ ｔｈｅ ｄｅｖｉｃｅ ｗａｓ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ ａｎｄ ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｓ ｏｆ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｎ ｂｒａｋｉｎｇ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｗｅｒｅ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌｌｙ ａｎａｌｙｚｅｄ． Ａｃｃｏｒｄｉｎｇ ｔｏ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｅｌｅｖａｔｏｒ ｚｅｒｏ ｓｐｅｅｄ ｂｒａｋｉｎｇ ａｎｄ ｅｍｅｒｇｅｎｃｙ ｂｒａｋｉｎｇ， ｔｅｓｔ ｃｏｎｔｅｎｔｓ ｗｅｒｅ ｄｅｔｅｒｍｉｎｅｄ， ａｎｄ ｔｈｅ ｂｒａｋｉｎｇ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｔｅｓｔ ｐｌａｔｆｏｒｍ ｗａｓ ｂｕｉｌｔ ｔｏ ｃｏｎｄｕｃｔ ｂｒａｋｉｎｇ ｔｏｒｑｕｅ ｔｅｓｔｉｎｇ， ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｎｅ ａｎｄ ｗｏｒｋｉｎｇ ｎｏｉｓｅ ｓｔｕｄｙ． Ｔｈｅ ｔｅｓｔ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗｅｄ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｄｅｖｅｌｏｐｅｄ ｅｌｅｖａｔｏｒ ＭＲ ｂｒａｋｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅ ｗｉｔｈ ｓｅｌｆ⁃ｐｒｏｔｅｃｔｉｏｎ ａｎｄ ｈｅａｔ ｒａｄｉａｔｉｏｎ ｈａｓ ｈｉｇｈｅｒ ｂｒａｋｉｎｇ ｔｏｒｑｕｅ， ｌｏｗｅｒ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｒｉｓｉｎｇ， ｌｏｗｅｒ ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｎｄ ｎｏｉｓｅ ｌｅｖｅｌ ｔｏ ｍｅｅｔ ｔｈｅ ｄｅｓｉｇｎ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ ｅｌｅｖａｔｏｒ； ｂｒａｋｉｎｇ ｄｅｖｉｃｅ； ｍａｇｎｅｔｏｒｈｅｏｌｏｇｉｃａｌ （ＭＲ） ｅｆｆｅｃｔ； ｐｅｒｍａｎｅｎｔ ｍａｇｎｅｔ； ｂｒａｋｉｎｇ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ； ｎｏｉｓｅ 曳引电梯是高层建筑普遍使用的垂直交通工具，其工作原理为电梯的轿厢和对重通过曳引钢丝绳绕 过主机的曳引轮槽，由重力产生摩擦力实现轿厢的上 下移动［１］。 电梯基本工作过程为按下厅门外召唤按 钮，进入轿厢选择楼层，曳引机在控制系统的控制下运 转，利用曳引轮与曳引钢丝绳之间的摩擦力（亦称曳引 力）牵引钢丝绳从而带动电梯轿厢沿着导轨上下运行， 轿厢到指定楼层且速度减速至零停稳到站（即零速抱 闸）；电梯运行中若出现异常情况如电源中断时，制动 装置就要“紧急停梯”，把轿厢可靠制停，保证轿厢内乘 客的安全。 目前电梯制动装置普遍采用的是接触摩擦 式机械电磁抱闸制动装置，存在振动冲击大、噪音高、 磨损大和安全保护不足等缺点［２］，有着噪声扰民、失 效、冲顶等风险。 因此，研究新型具有振动冲击小、低 噪声和加强安全保护的电梯制动装置十分必要且具有 重要的意义。 磁流变液是一种由磁性固体颗粒、绝缘基础液与 添加剂组成的智能可控材料［３］，广泛应用汽车阻尼减 振［３⁃４］、机械传动机构［５⁃６］等技术领域。 磁流变制动器 是基于磁流变效应的可控黏性产生制动力矩的新型传 动装置［７］，国内外大量学者对磁流变传动或制动装置 展开广泛研究。 Ｐａｔｉｌ 等［８］设计新型磁流变液限防滑差 速器实现车辆扭矩的合理分配，以此提高汽车驱动性、 通过性及操纵稳定性；Ｍｅｎｇ 等［９］提出通过数值计算方 法研究了温度对磁流变制动装置应用于汽车的影响， 通过典型实验工况验证了应用于汽车的磁流变制动装 置的热场满足材料温度使用要求；Ｓｈａｍｉｅｈ 等［１０］针对 起重机钢丝绳缠挠扭曲、电线老化等缺陷破坏系统问 题，设计磁流变制动装置提供张力的控制系统以此防 止张力频繁变化导致系统故障，提高设备的使用寿命。 孔令飞等［１１］对磁流变制振器应用于深孔钻削刀具系统 进行动态性能研究；王程［１２］开展了磁流变制动器应用 于汽车缓速器的实验研究。 与传统制动技术相比，磁 流变制动器具有制动力矩稳定且连续可调、易于控制、 振动冲击小、工作噪声小等特点［１３⁃１４］。 这些独特的优 点与电梯制动的工作要求和发展趋势非常契合。 因 此，磁流变制动器已成为未来电梯发展的潜在技术 之一。 磁流变制动装置在励磁电流条件下才能产生制动 力矩，难以在电梯断电“紧急停梯”情况下保证其安全 可靠。 根据上述曳引电梯“零速抱闸”和“紧急停梯” 制动工况要求，为提升制动装置性能及电梯制动安全 和平稳性，基于磁流变效应并结合永磁体制动原理，提 出一种具有双重安全保护的新型电梯制动装置并对其 展开实验研究。 １ 新型磁流变制动器的工作原理 磁流变制动装置主要通过控制磁流变液的表观黏 度进而控制其所产生的可调制动力矩的一种制动装 置，其结构主要由定子、转子、励磁线圈以及磁流变液 组成，如图 １ 所示。 其中，线圈安装在定子上，磁流变 液填充在定子和转子之间。 在非制动情况下，由于磁 流变液的黏度低，转子在旋转过程中受到磁流变液的 剪切应力作用较小，空载力矩较小；当需要制动作用 时，对励磁线圈进行通电，产生穿过转子两侧磁流变液 的磁场，使得受到磁场作用的磁流变液表观黏度呈几 何指数增大，从而产生较大的制动力矩，当撤掉电流 后，磁流变液恢复原低黏度的流体状态。 与传统制动 器相比较，磁流变制动装置具有制动力矩无级可调、噪 声小等特点。 图 １ 磁流变制动装置结构图 Ｆｉｇ． １ Ｍａｇｎｅｔｏｒｈｅｏｌｏｇｉｃａｌ ｂｒａｋｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ 永磁体制动装置是一种扭矩输出可调的制动装 置，其输出轴与本体结构之间通过磁性副联接，结合控 制永磁体进而为输出轴上提供恒定的制动力矩。 采用 预设可获得精确控制的张力，且稳定可靠。 永磁体制 动装置结构简单，使用寿命长，对环境要求低，且安装 调整方便；同时不受转速的影响能保持制动力矩恒定， 不需要额外的控制电流，这使得设计成本大幅降低。 图 ２ 为永磁体制动装置结构图［１５］，主要由衔铁、磁轭、 永磁体、定子、摩擦片、转子以及线圈等组成。 当断电 时，永磁体制动器处于制动状态，由永磁体产生的磁场 通过磁轭、衔铁形成一个磁回路，通过磁力将定子吸附 于摩擦片上，产生制动力矩，如图２（ａ）；当线圈通电时， 产生与永磁体磁感应方向相反的磁回路，抵消永磁体 产生的磁回路，使得衔铁收到的磁力低于其收到的弹 簧力，定子与转子脱离，此时转子可以正常运行，如图 ２ （ｂ）。 （ａ） 断电制动状态 （ｂ） 通电运行状态 图 ２ 永磁体制动装置结构图 Ｆｉｇ． ２ Ｐｅｒｍａｎｅｎｔ ｍａｇｎｅｔ ｂｒａｋｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ６６１振 动 与 冲 击 ２０２０ 年第 ３９ 卷 结合上述磁流变制动装置与永磁体制动装置结 构，设计一种具有双重安全保护的新型电梯制动装置， 主要由转子、定子、励磁线圈、永磁体以及磁流变液组 成，如图 ３ 所示。 该制动装置具有励磁线圈与永磁体 双磁场发生装置，分别作用于转子外侧与转子内侧处 的磁流变液，在正常运行中可通过磁流变制动部分实 施制动，在紧急情况下可采用磁流变制动与永磁体制 动相结合保障电梯制动安全；并在遇到断电等情况，由 永磁体制动部分提供制动力矩施加制动，这符合曳引 电梯制动装置的工作要求。 图 ３ 新型制动装置结构原理图 Ｆｉｇ． ３ Ｎｏｖｅｌ ｍａｇｎｅｔｏｒｈｅｏｌｏｇｉｃａｌ ｂｒａｋｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ 新型制动装置设计为杯型基本结构，永磁体装置 置于旋转套筒内侧，通过控制永磁体产生的恒定磁场 作用于间隙中的磁流变液，因此永磁体应具有沿着轴 向移动的能力。 永磁体结构通过通入其内部的压缩空 气进行控制，使得永磁体受到压力作用向外侧移动，此 时永磁体产生的磁场不作用于磁流变液；当去掉压缩 空气的通入，永磁体在内置复位弹簧的作用下向旋转 套筒内侧移动，此时永磁体产生的磁场作用于磁流变 液，进而产生制动力矩，保障电梯遇到断电能可靠安全 制停，实现双重安全保护。 ２ 新型结构的设计 ２． １ 永磁体结构设计 新型制动装置采用永磁体作为双重安全保护的辅 助装置，需对永磁体结构进行设计分析。 图 ４ 为新型 图 ４ 新型永磁体结构示意图 Ｆｉｇ． ４ Ｎｏｖｅｌ ｐｅｒｍａｎｅｎｔ ｍａｇｎｅｔ ｂｒａｋｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ 永磁体结构图，永磁体结构置于旋转套筒内侧，其中永 磁体在外壳内部，并通过永磁体套筒进行固定且可在 外壳内进行轴向移动。 当压缩空气作用于永磁体套筒 时（图中箭头所示），使其往旋转套筒外侧移动；当撤销 压缩空气时，永磁体通过弹簧复位回到旋转套筒内部， 其产生的磁场穿过外壳作用于磁流变液，并对制动装 置进行制动。 永磁体结构采用多极式，在设计初期分别对比了 ２ 极、４ 极、６ 极和 ８ 极结构的永磁体磁场方向，如图 ５ 所 示。 从图中可看出，相邻永磁体磁极方向相反，这样可 使得永磁体产生的磁场尽可能多的穿过磁流变液，产 生更大的制动力矩。 （ａ） ２ 级 （ｂ） ４ 级 （ｃ） ６ 级 （ｄ） ８ 级 图 ５ 永磁体不同磁极结构 Ｆｉｇ． ５ Ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｐｏｌｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅｓ ｏｆ ｐｅｒｍａｎｅｎｔ ｍａｇｎｅｔｓ 结合图 ５，对不同磁极数量的永磁体进行磁场数值 分析，将图 ４ 所示的磁流变液环、旋转套筒、外壳等结 构组合分析。 图 ６ 为不同永磁体磁极个数的磁感应强 度分布云图。 在数值分析过程中，选用永磁体材料为 钕铁硼 Ｎ３５Ｈ。 （ａ） ２ 级（ｂ） ４ 级 （ｃ） ６ 级（ｄ） ８ 级 图 ６ 不同永磁体磁极计算云图 Ｆｉｇ． ６ Ｃｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌ ｃｌｏｕｄｓ ｏｆ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｐｅｒｍａｎｅｎｔ ｍａｇｎｅｔ ｐｏｌｅｓ ７６１第 ２３ 期陈凯峰等 曳引电梯新型磁流变制动装置设计与性能实验 从图 ６ 可看出，在相邻永磁体与外壳接触区域磁 感应强度明显增大，出现磁力线聚集现象；且随着磁极 数量增大，在接触区域磁感应强度逐渐降低。 为了进 一步观察不同磁极数量在磁流变液间隙中磁感应强度 大小和分布情况，根据间隙磁感应强度绘制的曲线，如 图 ７ 所示。 根据磁路的欧姆定律，将一对永磁体结构的磁路 模型进行磁路分析，转换为等效电路图，见图 ８。 图 ８（ａ）序号区域 １ ～８ 分别是永磁体结构磁力线 穿过的结构所对应的编号；图 ８（ｂ）的 ａ、ｂ、ｃ、ｄ 对应的 是等效磁路图的节点。 Ｒｐ２、Ｒｐ３、Ｒｐ４、Ｒｐ８分别为永磁体 外壳、磁流变液、旋转套筒、永磁体间隙的磁阻；其中 Ｒｐ２与 Ｒｐ６相同，Ｒｐ３、Ｒｐ５为磁流变液的磁阻；Φ１～ Φ８分 别是各个结构的磁通量；Ｆ１和 Ｆ２分别是永磁体产生的 磁动势。 其中 Ｆ１＝ Ｆ２，Φ１＝ Φ８＝ Φｐ，Φｐ为磁通量。 图 ７ 不同永磁体磁极数在磁流变液间隙磁 感应强度周向分布曲线 Ｆｉｇ． ７ Ｍａｇｎｅｔｉｃ ｉｎｄｕｃｔｉｏｎ ｉｎｔｅｎｓｉｔｙ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｏｆ ＭＲＦ ｃｌｅａｒａｎｃｅ ｉｎ ｇａｐ （ａ） 永磁体结构磁力线图 （ｂ） 永磁体结构等效磁路图 图 ８ 永磁体结构等效磁路图 Ｆｉｇ． ８ Ｅｑｕｉｖａｌｅｎｔ ｍａｇｎｅｔｉｃ ｃｉｒｃｕｉｔ ｄｉａｇｒａｍ ｏｆ ｐｅｒｍａｎｅｎｔ ｍａｇｎｅｔ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ 对节点 ａ、节点 ｂ 应用基尔霍夫第一定律 Φ５＋ Φ３－ Φ１＝ ０（１） － Φ３－ Φ６＋ Φ２＝ ０（２） 由于 Φ１＝ Φ８＝ Φｐ，并且永磁体磁路是对称得出， 因此 Φ３＝ Φ５＝ Φ６＝ Φｐ ２ （３） 同理，通过对节点 ｃ 和节点 ｄ 进行分析，可得 Φ４＝ Φ８＝ Φｐ ２ （４） 根据图 ２（ｂ）可知永磁体结构磁回路总磁阻为 Ｒｔｐ＝ ２Ｒｐ２＋ ２Ｒｐ３＋ Ｒｐ４＋ Ｒｐ８（５） 对整个永磁体结构磁回路进行基尔霍夫第二定律 分析 ２Φｐ（Ｒｐ２＋ Ｒｐ３） ＋ １ ２ ΦｐＲｐ４＋ １ ２ ΦｐＲｐ８－ ２Ｆ ＝ ０（６） 推导可得 Ｂｐ＝ Φｐ Ｓｐ ＝ ４Ｆ Ｓｐ（４Ｒｐ２＋ ４Ｒｐ３＋ Ｒｐ４＋ Ｒｐ８） ＝ ４Ｆ ４Ｓｐｌｐ２ μｙｏｋｅＳｐ２ ＋ ４ｌｐ３ μＭＲＦ ＋ Ｓｐｌｐ４ μｒｏｔｏｒＳｐ４ ＋ Ｓｐｌｐ８ μｇａｐＳｐ８ （７） 式（７）中磁流变面积 Ｓｐ３即为工作区域的面积 Ｓｐ； ｌｐ２、ｌｐ３、ｌｐ４和 ｌｐ８分别为永磁体外壳、磁流变液、旋转套筒 和永磁体间隙的有效长度；Ｓｐ２、Ｓｐ４和 Ｓｐ８分别为永磁体 外壳、旋转套筒和永磁体间隙的横截面积；μｇａｐ为永磁 体间隙的磁导率。 永磁体结构区域的磁流变液磁感应 强度 Ｂｐ取决于永磁体磁动势、永磁体外壳、磁流变液、 旋转套筒以及永磁体间隙的磁导率、有效长度与横截 面积等因素，通过计算可以确定永磁体工作区域磁感 应强度。 ２． ２ 冷却液流道设计 从能量转换角度分析，磁流变制动装置在制动过 程中，将机械能转换为热能，使得磁流变液的温度不断 升高，然而磁流变液温度过高时会使得磁流变液的性 能发生变化，因此制动装置需要设计合理的散热方案 对其进行散热。 由于新型制动装置为杯型结构，在旋 转套筒外侧及内侧安置有线圈和永磁体结构，因此在 旋转套筒内部设计冷却液流道进行散热。 据此，在旋 ８６１振 动 与 冲 击 ２０２０ 年第 ３９ 卷 转套筒内部比外侧冷却循环更接近磁流变液，在制动 过程中，可通过冷却液尽可能多的带走制动所产生的 热量，降低制动装置的发热。 冷却液在紊流状态下，冷却液与换热固体表面具 有更强烈的换热效果。 由于杯型结构的制动装置同时 设计了杯筒外侧励磁线圈结构与杯筒内侧永磁体结 构，制动装置主要发热集中在杯筒内外侧的磁流变液 上。 因此，将冷却液流道设计在选择套筒内部，一方面 冷却液流经的换热区域更接近发热源的磁流变液，具 有更好的散热效果；另一方面，在旋转过程，冷却液在 选择套筒内不仅受到冷却液泵的作用力，同时还受到 旋转套筒的作用，使得冷却液在旋转套筒内的流动速 度加快。 冷却液流道在旋转套筒与制动轴上的流动路径如 图 ９ 所示，冷却液通过入口流入进出口端盖，通过在其 上加工环形槽，冷却液通过环形槽流入转动的制动轴 内部；而后由制动轴内部流经外转子筒与中转子筒内 部，对励磁线圈处磁流变液进行冷却换热；再流入中转 子筒与内转子筒内部，对永磁体结构处磁流变液进行 冷却换热；最后流入制动轴内经过制动轴流道通过进 出口端盖流出装置，完成一次冷却换热循环。 图 ９ 制动装置冷却液流道示意图 Ｆｉｇ． ９ Ｔｈｅ ｄｉａｇｒａｍ ｏｆ ｃｏｏｌｉｎｇ ｆｌｏｗ 冷却液在制动轴上的出入口相互交叉呈 ４５的角 度，不会互相干涉。 在对制动轴进行加工时，从制动轴 与永磁体结构接触位置加工冷却液流道，采用内六角 紧定螺钉固定以及采用金属胶水进行密封。 由于在制动轴上加工了冷却液流道，改变了制动 轴原有的结构，因此对此轴进行结构有限元分析。 对 冷却液孔道进行网格加密，施加载荷力矩为 １． ２ 倍装 置的制动力矩 ５００ Ｎｍ，仿真结果如图 １０。 通过分析 计算可知，在制动轴受到扭矩作用时，应力集中在加工 图 １０ 制动轴的应力云图 Ｆｉｇ． １０ Ｓｔｒｅｓｓ ｎｅｐｈｏｇｒａｍ ｏｆ ｂｒａｋｅ ｓｈａｆｔ 冷却液的孔洞内，最大达到了 ３９． ８６ ＭＰａ，通过查阅 Ｑ２３５ 材料的抗扭强度为 ７０ ＭＰａ，因此制动轴在最大制 动力矩下可安全运行。 ２． ３ 样机设计 通过新型制动装置工作原理分析，并结合永磁体、 冷却液流道的关键结构研究，装置结构如图 １１ 所示。 图 １１ 制动装置的二维结构 Ｆｉｇ． １１ Ｔｗｏ⁃ｄｉｍｅｎｓｉｏｎａｌ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｆ ｂｒａｋｅ 在电梯运行过程中由于制动工作，机械能转换为 热能导致磁流变液的温度升高进而体积发生膨胀，使 得制动装置磁流变液压力升高，因此在图中添加了压 力补偿装置，保证磁流变液的压力稳定，其结构主要是 由一个压力环与压力弹簧组成的一个可变体积的活动 环。 制动装置上部设有 ３ 个磁流变液注液孔，其中一 个在磁轭中间，不仅可给制动装置添加磁流变液，也可 安装温度传感器采集磁流变液的温度。 永磁体部分采 用压缩空气进行控制，通过压力弹簧进行复位，用金属 胶密封。 ３ 制动性能的理论分析 ３． １ 制动力矩数学模型的建立 图 １２ 分别为鼓式制动方式与盘式制动方式的磁 流变制动装置工作间隙示意图。 （ａ） 鼓式制动示意图 （ｂ） 盘式制动示意图 图 １２ 磁流变制动装置工作间隙示意图 Ｆｉｇ． １２ Ｔｈｅ ＭＲＦ ｗｏｒｋ ｃｌｅａｒａｎｃｅ ｏｆ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｔｙｐｅ ＭＲＢ 磁流变液为 Ｂｉｎｇｈａｍ 流体具有剪切屈服应力。 在 该模型中，剪切屈服应力 τ 计算式为 τ ＝ τＢｓｉｇｎ（γ ） ＋ η ｓγ （８） 如图１２（ａ）鼓式制动示意图，磁流变液填充在筒壁 状区域（半径 ｒＣ１～ ｒＣ２，宽度 Ｌ） 为工作区域，结合式 （８），可得鼓式制动力矩为 ９６１第 ２３ 期陈凯峰等 曳引电梯新型磁流变制动装置设计与性能实验 ＴＤ＝∫ Ｄ２πｒ ２Ｌτｄｒ ＝ ２πＬ∫ ｒＤ２ ｒＤ１ｒ ２（τ Ｂｓｉｇｎ（γ ） ＋ η ｓγ ）ｄｒ （９） 式中Ｄ 为鼓式工作区域的面积；ｒＣ１是鼓式工作区域内 半径；ｒＣ２是鼓式工作区域的外半径；Ｌ 是鼓面工作区域 长度。 如图 １２（ｂ）盘式制动示意图，磁流变液填充在环 形区域（半径 ｒＣ１～ ｒＣ２）即为工作区域，结合式（８），可得 盘式制动力矩为 ＴＣ＝∫ Ｃτｒｄｒ ＝ ２πｉ∫ ｒＣ２ ｒＣ１ｒ ２（τ Ｂｓｉｇｎ（γ ） ＋ η ｓγ ）ｄｒ （１０） 式中Ｃ 为盘式工作区域的面积；ｒＣ１是盘式工作区域内 半径；ｒＣ２是盘式工作区域的外半径；ｉ 是工作区域间隙 的个数。 磁流变制动装置中工作间隙 ｈ 较小，正常情况仅 有 １ ～１． ５ ｍｍ，并且磁流变液的表观黏度较大，因此可 以假设工作间隙中磁流变液流动呈线性分布，并忽略 壁面滑移边界条件。 因此磁流变液剪切应变率 γ 可以表示为 γ ＝ ｖ ｈ ＝ πｎｒ ３０ｈ （１１） 式中ｈ 为磁流变液工作间隙厚度；ｎ 为制动装置转子 转速；ｒ 为剪切半径。 将式（１１）代入式（９）并积分可得 ＴＤ＝ ４πＬｒ２ Ｄ１ｒ ２ Ｄ２ ｒ２ Ｄ２ － ｒ２ Ｄ１ τＢｌｎ ｒＤ２ ｒＤ１ ＋ μ０ω[] （１２） 从式（１２）可以看出鼓式制动的制动力矩 ＴＤ主要 由两部分组成，分别为由磁致剪切屈服应力 ＴＤτ产生 及由磁流变液零场黏度 ＴＤη产生。 ＴＤτ＝ ４πＬｒ２ Ｄ１ｒ ２ Ｄ２τＢ ｒ２ Ｄ２ － ｒ２ Ｄ１ ｌｎ ｒＤ２ ｒＤ１ （１３） ＴＤη＝ ４πＬｒ２ Ｄ１ｒ ２ Ｄ２ ｒ２ Ｄ２ － ｒ２ Ｄ１ μ０ω（１４） 其中，在制动过程中制动力矩 ＴＤτ主要由磁流变液 的磁致剪切屈服应力所决定；而在零场情况下，制动力 矩主要由黏性力矩 ＴＤη、制动装置的摩擦力及密封件等 因素所决定。 将式（１１）代入式（１０）并积分可得 ＴＣ＝ ２ｉπτＢ ３ （ｒ３ Ｃ２ － ｒ３ Ｃ１） ＋ ｉｎπ２μ０ ６０ （ｒ４ Ｃ２ － ｒ４ Ｃ１） （１５） 从式（１５）可看出，类似鼓式制动方式，盘式制动的 制动力矩 ＴＣ也是由磁致制动力矩和黏滞力矩组成。 ３． ２ 制动力矩的影响因素分析 新型装置的制动力矩主要由励磁线圈制动力矩与 永磁体制动力矩共同决定，其中制动力矩计算公式通 过式（１２）与式（１５）计算，通过计算励磁线圈磁流变液 间隙磁感应强度与永磁体结构磁流变液间隙磁感应强 度可确定制动装置的制动力矩。 由公式可知制动装置 的制动力矩 Ｔ 主要取决于工作间隙磁感应强度 Ｂ 与制 动装置转子的转速 ｎ，分析制动装置的制动力矩与磁感 应强度和转速的关系，分析结果见图 １３ 所示。 图 １３ 新型电梯制动装置的制动力矩特性 Ｆｉｇ． １３ Ｔｈｅ ｎｏｖｅｌ ｂｒａｋｉｎｇ ｔｏｒｑｕｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ 从图 １３ 可看出来，制动装置的制动力矩主要取决 于磁流变液工作区域的磁感应强度，而受到制动装置 转速的影响较小。 当磁流变液工作间隙的磁感应强度 Ｂ ＝０ Ｔ 时，制动装置的制动力矩随着制动装置的转速 增大而增大；当转速 ｎ ＝４００ ｒ／ ｍｉｎ 时，制动装置的空载 力矩约为 ４０ Ｎｍ，忽略了制动装置的机械摩擦阻力 矩；当转速为零时，制动装置的制动力矩随着磁感应强 大增大明显，在０． ６５ Ｔ 的磁感应强度条件下，制动装置 的制动力矩达到了 ＴＭ＝３７２ Ｎｍ。 根据式（７）和图７， 当永磁体完全作用于磁流变液时，磁流变液间隙磁感 应强度为 ０． ４８ Ｔ，忽略部分磁流变液零场力矩及制动 装置摩擦力矩，制动装置的制动力矩为 ＴＰ＝９８ Ｎｍ。 ４ 实验内容与性能测试 ４． １ 实验方案的确定 根据电梯制动装置主要的性能参数进行实验方案 设计，包括制动装置的力矩特性和温升特性，据此进行 实验内容确定。 （１） 制动装置力矩与温升特性测试。 采用力矩传 感器、温度传感器以及红外热成像仪对制动装置进行 测量，并在力矩特性实验过程中同步进行温升特性 测试。 （２） 噪声测试。 新型磁流变制动装置克服了传统 电梯机械制动抱闸的振动冲击与响声。 为了分析装置 噪声，实验中将该装置安装在半消声室中进行噪声和 振动测试。 ４． ２ 性能测试平台的搭建 根据实验内容建立新型电梯制动装置的性能测试 平台，如图 １４ 所示。 实验平台由变频系统控制的电机 提供转速以及动力，通过联轴器输入位于半消声实验 室的制动装置，并且通过扭矩转速传感器测试其转速 ０７１振 动 与 冲 击 ２０２０ 年第 ３９ 卷 以及转矩，采用包括数据采集卡、温度传感器、红外热 成像仪、噪声采集系统等对装置实验性能进行测试，设 有励磁电源及冷却液系统对制动装置制动力矩及温度 进行控制。 图 １４ 制动装置性能测试平台示意图 Ｆｉｇ． １４ Ｔｅｓｔ ｐｌａｔｆｏｒｍ ｏｆ ＭＲ ｂｒａｋｅ 根据实验室的设备与仪器，所搭建的测试实验平 台，如图 １５ 所示。 其中，电机与变频器在半消声室外， 通过传动轴与制动装置相连接。 图 １５ 制动装置性能测试平台 Ｆｉｇ． １５ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｔｅｓｔ ｏｆ ＭＲ ｂｒａｋｅ ４． ３ 制动性能测试 （１） 空载运行测试 空载运行阶段主要由磁流变液零场黏度、密封圈 以及轴承的摩擦力所引起的制动力矩。 其中，以零场 黏度产生的力矩为空载力矩主要部分。 ０ ～ ４００ ｒ／ ｍｉｎ 的空载力矩随转速变化，如图 １６ 所示。 图 １６ 空载力矩随转速变化曲线 Ｆｉｇ． １６ Ｔｈｅ ｃｏｎｔｒａｓｔ ｆｉｇｕｒｅ ｏｆ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ ｒｅｓｕｌｔ ｄｕｉｒｉｎｇ ｅｍｐｔｙ ｔｏｒｑｕｅ 从图中可看出，空载力矩随着转速的增大呈线性 增大，在转速 ４００ ｒ／ ｍｉｎ 时达到 ４１． ３ Ｎｍ，与理论计 算结果相近；而当转速接近于零时，达到了 １０． ２ Ｎ ｍ，其是由磁流变液零场黏度与制动装置密封圈、摩擦 力等因素引起的。 实验结果显示制动装置具有较低的 空载力矩，满足设计需求。 （２） 不同励磁电流下制动性能测试 结合制动装置的特性，根据不同励磁电流大小，对 装置制动性能进行实验。 分别对励磁电流 ０． ２ ～０． ８ Ａ 进行测试，初始测试环境温度为 ２０ ℃。 对制动装置进 行力矩⁃转速性能测试，结果如图 １７ 所示。 图 １７ 不同电流下制动力矩随转速变化曲线 Ｆｉｇ． １７ Ｃｕｒｖｅ ｏｆ ｂｒａｋｉｎｇ ｍｏｍｅｎｔ ｗｉｔｈ ｓｐｅｅｄ ａｔ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｃｕｒｒｅｎｔ 从图 １７ 可看出，装置在零转速保持有较高的制动 力矩性能，且在不同电流均为制动力矩随转速增大而 略为增大，表征为在电梯高转速下装置具有更好的制 动性能。 因此，在实际应用中，可根据曳引电梯运行工 况所需的制动力矩，对励磁电流进行控制调整实现所 需制动装置力矩，使其满足电梯安全运行要求。 （３） 永磁体制动性能测试 模拟电梯紧急制动工况，以 ４００ ｒ／ ｍｉｎ 的初始制动 转速，采用永磁体结构对电梯制动装置实施制动。 制 动转速随时间变化曲线，如图 １８ 所示。 在低速时，制动装置制动力矩为 ８５ Ｎｍ在转速 ４００ ｒ／ ｍｉｎ 条件下，制动装置的制动力矩达到 １０８ Ｎ ｍ，略高于计算理论值 ８９ Ｎｍ，其主要原因是理论计 算未考虑磁流变液零场黏度，其中靠近励磁线圈结构 １７１第 ２３ 期陈凯峰等 曳引电梯新型磁流变制动装置设计与性能实验 图 １８ 永磁体制动力矩随转速变化曲线 Ｆｉｇ． １８ Ｃｕｒｖｅ ｏｆ ｐｅｒｍａｎｅｎｔ ｍａｇｎｅｔ ｄｙｎａｍｉｃ ｔｏｒｑｕｅ ｗｉｔｈ ｓｐｅｅｄ 的磁流变液由于结构特点具有较大的零场黏度。 因此 所设计的新型装置满足电梯紧急制动要求，可在紧急 制动时提供足够的制动力矩，并能在断电下提供制动 力矩。 ４． ４ 温升特性测试 针对制动过程中制动装置的发热情况，对装置进 行温升特性测试。 实验中，通过安装的温度传感器测 量磁流变液间隙的温度变化，以及通过红外热成像仪 拍摄装置整体温度分布情况。 （１） 空载运行温度变化情况 在测试过程中，以转速４００ ｒ／ ｍｉｎ、空载的条件下对 装置进行温度变化测量，见图 １９。 可以看出，随着空载 运行的进行，磁流变液内部温度不断升高，在 ２０ ｍｉｎ 时 达到 ３０． ５ ℃，处于较低的温度范围。 图 １９ 空载状态下磁流变液间隙温度变化曲线 Ｆｉｇ． １９ Ｔｈｅ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｃｈａｎｇｅｓ ｏｆ ＭＲＦ ａｔ ｅｍｐｔｙ ｒｕｎｎｉｎｇ 制动装置在空载状态运行时，用红外热成像仪拍 摄的整体温度变化，如图 ２０ 所示。 从图中可看出，由 于永磁体外壳材料为 Ｑ２３５ 具有较好的导热性能，因此 其温度先升高；随着测试进行，磁轭部分温度不断升 高，在 ２０ ｍｉｎ 时达到了 ２４． ９ ℃。 从测试结果显示，长 时间空载运行对制动装置影响较小，因此制动装置满 足长时间空载运行的工况。 （ａ） ５ ｍｉｎ （ｂ） １０ ｍｉｎ （ｃ） １５ ｍｉｎ （ｄ） ２０ ｍｉｎ 图 ２０ 空载状态下制动装置整体温度变化 Ｆｉｇ． ２０ Ｔｈｅ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｃｈａｎｇｅｓ ｏｆ ｂｒａｋｅ ａｔ ｅｍｐｔｙ ｒｕｎｎｉｎｇ （２） 制动工况下温度变化情况 在励磁电流 ０． ４ Ａ 条件下，转速为４００ ｒ／ ｍｉｎ，对装 置实施制动同时关闭冷却系统。 测试此时装置在自然 风冷下温升变化，变化曲线如图 ２１ 所示。 制动实施时 间 ３ ｓ 后，停止制动时装置温度为 ６８ ℃，并且一段时间 内温度持续升高，因此冷却系统对制动装置具有重要 的作用。 图 ２１ 制动工况下磁流变液温度变化曲线 Ｆｉｇ． ２１ ＭＲＦ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｃｈａｎｇｅ ｃｕｒｖｅ ａｔ ｂｒａｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ （３） 长时间制动温度变化情况 对制动装置进行 ５ ｍｉｎ 制动性能测试，图 ２２ 所示 为制动装置整体温度变化图。 从图中可以看出，装置 发热量除了大部分由冷却液带走，其余部分通过热传 递向制动装置外部扩散，主要集中在磁轭与永磁体外 壳部分；在制动实验 ５ ｍｉｎ 后制动装置外部磁轭最高温 度达到 ５５ ℃，其余铸铝的外壳温度较低约为 ３５ ℃，而 冷却液进出口端口处的温度约为 ２０ ℃。 同时，由于装 冷却液的容器体积较小导致冷却液具有约为 ５ ℃的温 升，测试过程中通过更换冷却液以保证冷却液温度的 恒定。 通过分析制动后磁流变液温升以及制动装置整 体温度变化，可以得出制动装置在长时间制动工况下 满足性能的稳定性。 ２７１振 动 与 冲 击 ２０２０ 年第 ３９ 卷 （ａ） ２ ｍｉｎ （ｂ） ３ ｍｉｎ （ｃ） ４ ｍｉｎ （ｄ） ５ ｍｉｎ 图 ２２ 长时间制动下制动装置整体温度变化 Ｆｉｇ． ２２ Ｔｈｅ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｃｈａｎｇｅｓ ｏｆ ｂｒａｋｅ ａｔ ｌｏｎｇ ｂｒａｋｉｎｇ 图 ２３ 为制动装置实施 ５ ｍｉｎ 制动时其内部的磁流 变液温度变化曲线。 从图中可看出，在装置紧急施加 制动且保持制动力条件下，磁流变液温度在开始时间 内均急速增加，在 ５ ｍｉｎ 时接近 １００ ℃；在冷却作用下， 随着时间增加，磁流变液温度增加缓慢并趋于稳定。 图 ２３ 长时间制动工况下磁流变液温度变化曲线 Ｆｉｇ． ２３ Ｔｈｅ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｃｈａｎｇｅｓ ｏｆ ＭＲＦ ａｔ ｌｏｎｇ ｂｒａｋｉｎｇ 装置在经过长时间施加制动后停止工作，在 ５ ｍｉｎ 内制动装置整体变化图如图 ２４ 所示。 从图中可看出， 在制动后 ２ ｍｉｎ 制动装置整体最高温度为 ４８． ３ ℃，主 要分布在磁轭外部；在 ５ ｍｉｎ 时，制动装置最高温度为 ３１． ６ ℃，主要分布在磁轭外部与永磁体外壳，此时制动 装置与环境温度差为 １０ ℃，温度下降趋势减缓。 通过 测试结果，制动装置冷却液系统具有良好的热能换热 效果，满足制动装置在空载状态下具有较低的温升，以 及长时间制动下磁流变液温升在材料允许范围内。 ４． ５ 噪声测试 在半消声实验室内对制动装置进行空载状态以及 长时间制动工况时，制动装置的噪声进行测试。 在空 载状态下，制动装置暂未启动水泵循环系统，测试结果 显示频谱综合等效声级为 ４８． ２３３ ｄＢ（Ａ 声级），其主要 分布于 ５００ ～１ ０００ Ｈｚ，如图 ２５ 所示。 （ａ） ２ ｍｉｎ （ｂ） ３ ｍｉｎ （ｃ） ４ ｍｉｎ （ｄ） ５ ｍｉｎ 图 ２４ 制动结束后制动装置整体温度变化 Ｆｉｇ． ２４ Ｔｈｅ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｃｈａｎｇｅｓ ｏｆ ｂｒａｋｅ ａｆｔｅｒ ｂｒａｋｉｎｇ 图 ２５ 空载状态噪声分布值 Ｆｉｇ． ２５ Ｔｈｅ ｎｏｉｓｅ ｖａｌｕｅ ｏｆ ｔｈｅ ｐｌａｎｔ ｉｎ ｅｍｐｔｙ ｂｒａｋｉｎｇ 制动装置施加长时间制动时，启动冷却循环系统， 噪声测试结果如图 ２６ 所示。 从图中可看出，频谱