减振施工（通用9篇）
减振施工 篇1
随着国内地铁的快速发展以及社会对环境要求的不断提高, 地铁新线建设中采取的轨道减振措施规模也越来越大, 类型也越来越多, 积累的经验也越来越丰富, 在轨道减振措施选择时, 不仅关注减振效果和建设成本, 而且考虑线路条件的适应性及对轮轨关系的不良影响, 有时也会从施工及维修角度进行权衡, 但并未将其作为取舍的决定性因素。
1 现有轨道减振措施的种类及选型因素
1.1 轨道减振措施的等级分类
在2000年前后的国内地铁建设高潮的初期, 轨道减振措施主要仅有弹性套靴、减振器扣件, 减振效果约5~8d B, 只能满足较高减振需求。另有个别橡胶浮置板和先锋扣件试铺段。
钢弹簧浮置板在北京地铁13号线 (2002年开通) 首次成功引进应用, 减振效果超过15d B, 成为几乎唯一的特殊减振措施。
由于较高减振与特殊减振之间存在断档, 故北京地铁5号线 (2007年开通) 首次引进并铺设了梯形轨枕, 减振效果约10~15d B, 填补了较高减振和特殊减振之间的空缺。
经过这些年应用经验的积累和总结, 各类轨道减振措施基本有了较清晰的等级划分: (1) 中等减振:压缩型减振扣件、剪切型减振器扣件、弹性轨枕等, 减振效果5~8d B (隧道壁Z记权振级, 下同) , 其中弹性轨枕因存在问题较多, 新线建设中基本已淘汰。 (2) 高等减振:梯形轨枕、中档钢弹簧浮置板、减振垫浮置板、先锋扣件等, 减振效果10~15d B, 其中先锋扣件经过这几年的应用总结, 基本仅限于既有线改造时使用。 (3) 特殊减振:高档钢弹簧浮置板等, 减振效果15d B以上。
1.2 轨道减振措施选型通常考虑的因素
1.2.1 减振效果。
减振效果是轨道减振措施选型的主要考虑因素之一。在具体工程设计中一般采用两种划分方式, 一种定量判断法是按敏感点预测超标量划分, 典型的标准为:超标量0~5d B时采取中等减振措施;超标量5~10d B时采取高等减振措施;超标量≥10d B时采取特殊减振措施。这一标准考虑了地表与隧道壁减振效果的差异性。另一种为定性判断法是按敏感点与线路的距离划分:15~25m时按中等减振设防;5~15m时按高等减振设防;小于5m及正下穿时按特殊减振设防。
1.2.2 造价。
大多数工程减振措施选型时, 造价成为决定性因素之一。造价与减振效果基本成正比:减振扣件、梯形轨枕、减振垫浮置板、中档钢弹簧浮置板、高档钢弹簧浮置板在普通轨道基础上分别约增加150万元/公里、700万元/公里、800万元/公里、1200万元/公里、1400万元/公里。
其中, 减振扣件仅增加普通扣件基础上的采购价差;梯形轨枕主要增加了减振部件的采购成本, 施工成本增加较少, 可由节省的普通轨枕及道床混凝土抵扣;各类浮置板除隔振元件的采购成本外, 钢筋混凝土材料及施工工序成本也较高, 如中档钢弹簧浮置板成本1200万元/公里包括隔振元件800万元/公里及钢筋混凝土材料及施工成本400万元/公里。
1.2.3 对线路条件的适应性。
大部分减振措施对地铁的线路条件均能适应, 但一些减振措施会受到线路条件的制约, 需在选型时加以注意, 比如: (1) 弹性轨枕保持轨距的能力相对较差, 不太适于小半径曲线, 套靴内易存水或泥沙杂物, 不适用于冰冻环境下的高架线, 弹性轨枕还发现在不均匀沉降甚至凹型竖曲线地段易产生空吊, 故近年来已基本被淘汰。 (2) 浮置板自重一般≥30k N/m, 轨道结构高度≥650mm, 在高架线应用对桥梁影响很大, 故桥上应用受到制约。 (3) 除梯形轨枕和减振垫之外, 其余减振措施均不太适用于地面线碎石道床地段。
1.2.4 对轮轨系统的影响。
这一因素是近年来部分运营线中出现较多钢轨异常波磨后才被关注。以前的减振理念是尽量降低钢轨支承刚度, 但未重视对轮轨系统的不良影响。如减振扣件刚度10k N/mm, 列车通过时的钢轨动态振幅超过3mm, 先锋扣件刚度更低至6k N/mm, 钢轨振幅更大。较大的垂向振幅伴随着轨头横向翻转振动, 使轮轨接触关系 (接触应力及蠕滑) 表现异常, 加上其它因素的综合作用, 轮轨很容易产生异常波磨等病害。
对轮轨关系有不利影响的主要是扣件类减振措施, 轨枕类及道床类减振措施因隔振元件并非直接位于轨下, 对轮轨的中高频振动影响较小, 故一般不会导致异常磨耗等病害。
2 轨道减振措施取舍需考虑的施工因素
2.1 施工效率对工期的适应性
“轨通”是地铁工程建设的标志性工期节点, 国内地铁铺轨工期通常较紧凑, 要求铺轨综合进度能达到75~100m/天/工作面。铺轨工期还易受土建施工进度挤压, 这时铺轨进度就需加快至100~150m/天/工作面, 才能将工期抢回来, 因此减振措施的施工进度也很重要。
梯形轨枕道床结构简单, 采用与普通轨道一致的“自上而下一次浇筑成型”施工工法, 梯形轨枕自身框架性好, 轨排组装后的轨距及轨底坡精度高, 精调工作量可减少, 故其施工速度与普通轨道一致, 在工期适应性方面有很大的优势。
钢弹簧浮置板配筋多、结构复杂、工序多, 对工期的适应性相对较差。钢弹簧浮置板施工工法有三种, 第一种是最早的现场绑扎钢筋+现场浇注混凝土, 施工速度仅6m/天/工作面, 不能适应工期要求, 已淘汰;第二种是基地预制钢筋笼+现场浇注混凝土, 施工速度提高至20~30m/天/工作面, 能适应一般的铺设段落需要, 但对于长大铺设段或因土建施工受阻的地段, 可能成为铺轨工期的制约点, 曾有多个因工期制约而将钢弹簧浮置板改为梯形轨枕的工程案例;第三种是预制浮置板工法, 这种工法的施工速度可达到50~60m/天/工作面, 在上海地铁首先成功试铺应用, 其对工期的适应性进一步提高, 但相应造价需另增加150万元/公里。
减振垫浮置板结构、工序及施工速度介于钢弹簧浮置板与梯形轨枕之间, 一般情况下约20~30m/天/工作面, 应急情况下可赶工至40~50m/天/工作面, 在工期适应性方面中规中矩。
2.2 轨道几何尺寸铺设精度的可控性
轨道几何尺寸主要包括轨距、轨底坡、高低、水平、轨向、三角坑等, 它们的精度直接影响列车运行的平稳性及轮轨关系相关的设备使用状态。轨道几何尺寸精度主要取决于施工铺轨时的精度控制效果, 而轨道的框架整体性对施工精度控制至关重要, 近年来越来越多的地铁工程采用了长轨枕, 就是为了提高轨道的框架整体性。
目前所用的各类主要减振措施中, 减振扣件可采用类似于普通轨道扣件配套的长轨枕。唯一不同的是, 普通扣件长轨枕一般宽约220~250mm, 而减振器扣件因自身较宽, 配套长轨枕宽度需达到280~300mm, 故组装后的轨排自重较大, 施工各环节需加以克服。
梯形轨枕是由左右两根长约6m的预应力混凝土纵梁及钢横梁组成的框架轨枕板结构, 组装后的轨排框架整体性及轨道几何尺寸精度优于普通长轨枕。高速铁路为保证轨道尺寸精度, 所采用的Ⅰ型框架板结构与梯形轨枕非常相似。
钢弹簧浮置板因为配筋多、所以早期应用中未设轨枕, 直接将扣件锚固在现浇浮置板中, 施工质量很难控制, 不仅轨道几何尺寸精度难以保证, 而且还出现过扣件道钉歪斜断裂、轨下净空不足、扣件下混凝土不密实等多种病害, 近年来改进设计的钢弹簧浮置板均设置了短轨枕。由于浮置板自身弯矩较大, 现场浇筑时也无法采用预应力结构, 故现浇浮置板无法设置长轨枕, 也就很难得到高精度的轨道几何尺寸。另尤其需注意的是小半径曲线地段, 因钢筋笼的刚度很大, 曲线矢度及轨道几何尺寸精调都需反复调整并确认, 以免留下缺陷, 成为病害, 已有多个小半径曲线钢弹簧浮置板病害的案例出现。不过, 上海地铁率先成功试铺的预制浮置板则可有效弥补这一不足, 但在选用时需考虑成本上的增加。
2.3 对下部基础施工误差的适应性
轨道下部基础主要有隧道、桥梁和路基等, 其中盾构隧道较易出现顶进施工偏差。
在盾构隧道的限界圆范围内, 为确保隔振器的拆装检修不受钢轨影响, 钢弹簧浮置板厚一般≯320mm, 而受套筒及隔振器的构造限制, 板厚很难<280mm。若盾构隧道产生左右或向上的施工误差超过预设的100mm, 则套筒及隔振器不得不挪至钢轨下部, 则不但浮置板的顶升及检修更换变得十分困难, 而且套筒及盖板与钢轨距离太近, 长期运营过程中可能产生杂散电流或短路现象, 已有多个钢弹簧浮置板铺设段在运营后产生类似问题。
有个别盾构隧道钢弹簧浮置板铺设段因隧道施工误差太大, 最后不得不将钢弹簧浮置板变更为梯形轨枕或减振垫浮置板。
3 轨道减振措施取舍需考虑的维修因素
3.1 隔振元件检修更换的方便性及可靠性
地铁工程设计使用年限为100年, 但各类减振措施的隔振元件使用寿命均无法达到100年, 质量优良的橡胶或聚氨酯弹性材料在列车动态疲劳荷载作用下, 正常使用寿命约30~40年;钢弹簧可达到50年, 但其中的阻尼材料尚不能确信可与钢弹簧等寿命;此外, 长期运营过程中可能出现一些意外状况而导致隔振元件失效。因此, 隔振元件应便于可靠地进行检修及更换, 这是减振措施选型应特别重视的方面。
目前所用的各类主要减振措施中, 减振扣件的检修和更换与普通扣件一致, 较为方便。
梯形轨枕的主体结构是预应力混凝土结构, 耐久性可达到100年, 其减振垫通过框架结构中部的空间随时进行检查、调整或更换。
钢弹簧浮置板的隔振器检修和更换也很方便, 只需打开套筒顶部的盖板, 即可进行检修更换。但钢弹簧隔振器数量多, 板自身刚度较大, 故个别隔振器失效很难被发现, 会留下隐患。另外, 钢弹簧浮置板施工过程中应特别留意避免将隔振器设在钢轨下方, 因为这时隔振器检修和更换需先拆除钢轨, 难度大, 成本高。
减振垫浮置板的减振垫全部被钢筋混凝土板所覆盖, 无法检查, 维修更换和更换需将钢轨拆除, 并将浮置板起吊并移开, 故除非停运大修翻新, 日常运营中实际上是无法实现的。而且, 运营经验也表明, 检修更换越简便的结构, 可靠性越高;反之则可靠性越低。
3.2 下部基础差异沉降的适应性
地铁隧道为狭长型结构, 沿线路方向受地质水文条件、结构外形及施工工法等多种因素影响, 不可避免会产生差异沉降。差异沉降主要发生在地下车站两端、联络通道、盾构井、泵房、路桥及路隧过渡段、U型槽等部位, 严重时在20m范围内可能产生超过100mm的差异沉降。在不良地质条件地区如天津、长三角、珠三角等, 差异沉降已成为地铁工程难以整治的主要病害之一, 在其它地区地铁工程中亦属多发病害之一。
轨道减振措施选型必须充分考虑能适应下部基础的差异沉降, 即当差异沉降产生后, 减振轨道结构应方便及时进行检查、调整和恢复。
目前所用的各类主要减振措施中, 减振扣件的可调整量与普通扣件类似, 仅20~30mm, 故无法满足较大差异沉降的调整需求。
梯形轨枕为预应力混凝土结构, 抗弯能力强, 长6m梯形轨枕可承受4块减振垫空吊达到6mm;其次, 梯形轨枕下部的减振垫空吊后, 可在其下采用垫片或浇注型弹性材料进行填补, 在枕下垫高可避免扣件调高对轨道几何尺寸精度及轨道稳定性的影响, 理论上只要限界允许, 减振垫可无限垫高, 以恢复线路初始状态。像西安地铁为应对地裂缝地段的差异沉降, 即研究采用了类似梯形轨枕的预制框架轨枕板。需注意的是, 枕下调高填充材料不宜采用承受冲击荷载能力较差的脆硬性材料, 而应采用耐久性好的柔性耐冲击材料。
钢弹簧浮置板理论上对差异沉降有一定的适应能力, 当部分隔振器因隧道结构下沉而丧失对浮置板的支承时, 可在隔振器顶部增设调高垫片作为弥补。不过实际上因浮置板长度达到25m左右, 每个隔振器的静态和动态压缩量较大, 部分隔振器下沉或失去支承较难被发现, 而且也很难保证每个下沉的隔振器被均匀调高。此外, 隧道发生差异沉降时, 一般不将轨面调至设计标高, 而是在其前后作顺坡处理。但长25m左右的钢弹簧浮置板难以实现变坡处理。
减振垫浮置板对差异沉降的适应性相对较差, 因为差异沉降将使其底部隔振垫部位局部空吊, 而隔振垫又无法调整, 也无法实施注浆填充, 使浮置板纵向支承变得不均匀, 对轨道稳定性、隔振垫使用寿命及排水暗沟的正常使用等方面的影响难以消除。此外, 隔振垫的阻隔也使隧道外注浆整治十分困难。
3.3 排水的衔接性、通畅性和可检修性
地铁轨行区的排水通畅性非常重要, 运营期间水或杂物泥沙淤积不畅会导致轨道短路、设备锈蚀, 积水严重时对减振效果也会产生不利影响, 轨道减振措施选型时需充分重视。
目前所用的各类主要减振措施中, 减振扣件的道床结构与普通扣件一致, 因而排水性能也与普通轨道一致。
梯形轨枕道床的排水性能也较好, 可同时设置中心排水明沟和两侧排水沟, 既可与普通无砟轨道的两侧沟顺接, 也方便与浮置板的中心暗沟过渡。不均匀沉降较严重时, 明沟排水方便检查、清理、整治改造, 不会产生积水病害。
减振垫浮置板和钢弹簧浮置板因结构构造所限, 只能在浮置板底部设置排水暗沟, 暗沟存在以下几方面的问题: (1) 沟底标高较低, 与普通轨道的明沟之间约有250~300mm高差, 排水过渡段设置较困难。 (2) 暗沟截面较小, 不便检查, 一旦产生淤积后很难清理。 (3) 下部基础产生差异沉降时, 暗沟的标高无法调整, 必然导致积水病害。
4 小结及建议
各类轨道减振措施的施工可控性和检修更换方便性对长期运营期间良好使用状态的保证十分重要, 良好的施工适应性和可行性以及方便的检修更换性能, 实质上是评判一种减振措施技术成熟的标准之一, 轨道减振措施选型需根据不同的工程条件, 将施工及维修作为重要、甚至是决定性的因素, 以符合工程建设的目标。
施工方面的因素包括施工工序及进度对工期的适应性、轨道几何尺寸铺设精度的可控性及对下部基础施工误差的适应性等方面。各类减振措施中, 减振扣件与梯形轨枕的适应性相对较好, 从施工的角度值得推荐, 减振垫其次, 钢弹簧浮置板相对较差。
在轨道减振措施选型及设计时, 需充分考虑减振地段的铺轨工期需要与整个工程筹划的协调, 若采用的钢弹簧浮置板铺设段较长, 需充分考虑个别节点铺轨时在工期出现问题或下部基础出现较大施工误差时可行的备用方案;此外, 各类浮置板的方案结构设计应尽量考虑施工可行性并提高轨道几何尺寸精度控制的效果。
维修方面的因素包括隔振元件检修更换的方便性和可靠性、下部基础差异沉降的适应性以及排水的衔接性、通畅性和可检修性等方面。各类减振措施中, 梯形轨枕在各个方面的优势都较为明显, 从维修的角度值得推荐;减振扣件检修更换比较方便, 排水性能好, 但对下部基础差异沉降的适应性较差;钢弹簧浮置板的隔振元件可检修更换性及下部基础差异沉降性能尚可, 但排水通畅性方面较差;减振垫浮置板从维修角度考量的几个方面均不太理想, 不宜用于易产生差异沉降及渗水病害的盾构隧道区间及车站两端部位, 可考虑在工程条件较好、不易产生病害的车站或矩形隧道内使用。
参考文献
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减振施工 篇2
将一个工程实际问题简化为单自由度、双质量系统,分析了其在冲击和干摩擦力作用下的位移响应,由此推导了吸振弹簧的.刚度计算公式,为设计吸振弹簧的刚度确定了理论基础,并用Matlab编程计算了一个实例,计算结果表明对于冲击载荷减振弹簧的弹性系数很大,纠正了以往设计减振器时使用小刚度弹簧的错误.对于大刚度的金属弹簧设计上有一定的困难,因此通过选用橡胶材料并修改减振器的结构解决了这个问题.
作 者：韩星 陈传尧 李春植 作者单位：韩星,陈传尧(土木工程与力学学院,华中科技大学)
李春植(烟台大学机械学院)
减振施工 篇3
张石高速公路9标拒马河9号桥位于涞源与易县的交界处(左幅中心桩号为K66+993.34,右幅中心桩号为RK66+983.389),作为张石高速公路上的一座主线桥,其左幅11跨,右幅10跨,每跨30米。桥台为U型台和肋板台,基础为扩大基础和桩基础,桩径1.2米。桥墩为柱式墩、桩基础,桩径1.8米。本工程距天然气管线50m内的桩基孔共20根。该桥桥位处表层为40cm的种植土,下部为卵石土、碎石土,厚度为5米左右,基岩岩性为二长花岗岩,灰白色,斑状结构,块状构造,岩体节理裂隙较发育,岩质较坚硬、完整,场区内无不良地质现象。该桥左半幅第10孔和右半幅第9孔与陕京管线交叉。左幅9-2距离为6.2米,右幅9-1距离为8.2米,均距离管线在10m范围之内。如图1所示。
陕京天然气管道为西气东输重点工程,是一条超高压力、大管径埋地天然气管道。管线埋于地下1m处左右,本段管道直径约66cm,壁厚约7mm。其运行安全务必保证。
2 爆破振动安全控制标准
根据文献[1]的规定,爆破工程破坏性的影响主要有三种形式:爆破地震波,爆破空气冲击波和个别飞石,桩基的爆破施工属于小型爆破。爆破时多采用松动爆破,故主要考虑爆破施工引起的振动危害。
陕京天然气管线的特点是距离长,工作压力高,其安全允许振速相关规程都还没有具体规定,只能根据类似工程及实际情况来确定。文献[2]规定:涞源县的抗震设防烈度为7度,设计基本地震加值为0.10g。根据类似工程的成功案例及文献[1],[2],[3],制定了地下管线安全抗振标准:天然气管线上方表土的安全允许振速为3cm/s(V度地震烈度的参考标准)。根据文献[4]指出,竖直方向速度最大,本文主要考虑竖直方向的速度。
3 爆破振动效应现场试验
为了能够使爆破振动危害控制在安全允许范围内,针对距离天然气管道较远的桩基左幅10-1爆破施工做了振动测试。该桩基中心距陕京管线的距离为15.1m,见图1所示。试验共爆破7次,文中仅列出具有代表性的爆破测试数据及相应的萨道夫斯基公式参数,见表1。
由表1可知,管道上方地面爆破振动速度均小于3cm/s,爆破桩基爆破对邻近埋地天然气管道的影响处于可控范围。但是根据现场施工情况,左幅9-2距离天然气管道仅为6.2米,根据实验提供的爆破设计参数,不能满足安全需要,必须调整爆破参数,将振动影响降低。
根据表1中的K,a,以及萨道夫斯基公式
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式中:
R——爆破振动安全允许距离,m;
Q——炸药量,齐发爆破为总药量,延时爆破为最大一段药量,kg;
V——保护对象所在地质点振动安全允许速度,cm/s;
K——与传播特性、爆破方式及其条件等因素有关的系数;
a——与传播途径、距离、地质、地形等因素有关的系数。
当R=6.2米,v=3cm/s时,随着桩基爆破深度的增加,根据现场每次所测的K,a值,Q的取值可从0.31kg逐渐增大到1.18kg.张继春等人的研究也表明文献[7],爆破地震波在爆源近区的衰减比中、远区要大得多,前者的衰减幅度约为后者的2-5倍。而埋地管道离爆破相对较近,故在施工过程中,还必须对每一次爆破振动数据分析,以便既保证管线的安全,又能够让桩基爆破施工顺利进行。
4 施工方案的优化设计
4.1 设计原则
本着“安全第一”的原则,根据爆破试验的经验,必须严格采取多打炮眼,减少单循环进尺,控制单响最大药量,达到减小振动速度的目标,确保振动速度不超过安全允许值。依据开挖面到管线轴线距离,确定爆破参数。
4.2 爆破方案优化
针对横截面直径为1.8m的桩基,单段允许最大药量0,45kg,采用单循环进尺0.55m,理论开挖量为1.4m3,总炸药量为1.95kg。具体的装药为1个中心孔装药0.15kg(不堵塞),主要目的是将掏槽孔形成的岩块抛离原位,从而形成辅助孔爆破的新自由面和补偿空间;3个掏槽孔每个孔装药0.15kg;辅助孔为3个,均匀布置,每个孔装药0.15kg;周边孔平均布置9个,6个孔成犄角型放药,每个孔装药0.15kg,其他孔不放药,起减小爆破振动的作用。孔深0.6m。孔距为0.4-0.7m,排距为0.2-0.35m。以同心圆形式布置,爆破顺序为掏槽孔、中心孔、辅助孔、周边孔,周边孔分2次起爆,按微差Ms01、Ms03、Ms05、Ms07、Ms09分段,微差间隔时间为50ms。炮孔布置见下图2。
桩基开挖到一定深度,单段最大药量为1.05kg时,单循环进尺1m,理论开挖量为2.54m3。具体布置为中心孔1个,孔深为1.2m;掏槽孔3个,孔深为1.1m;辅助掏槽孔4个,孔深为1.0 m;周边孔8个,孔深为1.0m。受最大单响药量限制,孔深进行适当调整,以保证能够成孔,避免欠挖。孔距为0.4-0.7m,排距为0.2-0.35m。以同心圆形式布置,微差间隔时间为50ms。炮孔布置见下图3。
5 减震效果分析
根据改进后的爆破施工方案,对桩基左幅9-2实施了爆破振动监测。距离爆源最近的天然气管道上方地面的振动速度均在0.6012cm/s～2.3812cm/范围内。根据爆破数据可得其振动速度虽桩基深度增加的变化情况。如图4所示。
相比与试验桩基左幅10-1的爆破振动数据,质点峰值振动速度随着单响药量的降低而降低,振动频率则随单响药量的增加而减小,爆破持续时间却增长了。这与高荫铜等的实验研究[8]也吻合。
爆破地震波含有各种频率成分,是一种宽频带波,具有瞬态性和随机性以及波的复杂性。固体介质的破坏时间及破坏变形随振动频率的加快而减少,要增强爆破振动衰减应设法提高振动频率[5]。提高振动基频主要是为了加大与建(构)筑物自振卓越频率的频差,根据现场实际情况,减少段间延时是主要可行的方法。
本次桩基爆破,采用的非电毫秒雷管其微差间隔时间基本为50毫秒,可以达到减震的效果。典型波形图5可以看出振动波出现了5个波形极值点,出现的时刻分别为0.0078s,0.0594s,0.1140s,0.1679s,0.2392s。这5个时间点即是爆破中各段雷管的起爆时刻,由此可得到实际段间微差延期时间分别为0.0516s,0.0546s,0.0539s,0.0713s。本次段间延时达到了降低振动爆破强度的效果,但是为了提高频率,必须更精确地选取段间延时,李彬峰等人建议采用△T=T/3(T为振动周期)[6]。
振动持续时间一旦加长,结构反应很有可能超过弹性极限,可能发生强度丧失。减少工程爆破振动持续时间,也是安全生产的工作之一。桥梁桩基爆破施工影响振动持续时间的主要因素为段数,其次是总炸药量。显然,段数越多,爆破振动持续时间越长,但是施工进度就会加快。所以如何选择段数,也是工程里面需衡量的一个问题。
6 结论
张石高速公路拒马河9号桥左半幅第10孔、右半幅第8孔与陕京管线交叉,距管线50m内的桩基孔共20跟,其中采取人工挖桩加浅眼爆破施工方法的共17根。工程中,针对试验桩基的施工监测结果,制定了优化的爆破实施方案以及确定最大单响药量。本桥共爆破约200次,共用时2个月,从监测结果上看,陕京管线地表面的振动速度均未超过3cm/s,管线也一直处于安全状态。实践表明,采用3cm/s的安全警戒值是可行的。并由此可得出以下结论:
(1)爆破参数对爆破振动有较大的影响,实际工程中,相对于改变地形(如开挖减震沟)等减震方法来说,改变爆破参数来减小爆破振动对天然气管道的影响更易操作,成本更低,技术含量更高。
(2)降低单段药量是控制爆破振速的有效办法之一。但是振动频率则随单响药量的增加而减小,爆破持续时间随之而增长。所以如何选择段间延时和段数,也是工程里面需衡量的一个问题。
摘要：爆破地震是“三大爆破公害”之首,本文结合现场爆破振动试验和施工监测,研究了如何改变爆破参数(控制最大单段药量,调整孔网参数等)来达到减震的效果。研究有助于指导类似工程施工。
关键词：桥梁桩基施工,天然气管道,爆破参数,振动监测
参考文献
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铁路振动影响及其减振措施的分析 篇4
铁路振动影响及其减振措施的分析
铁路列车引起的.环境振动问题已成为越来越严重的社会问题.文章分析了铁路环境振动的产生和传播,根据影响振动幅值的因素提出了减振的措施.
作 者：李峥 作者单位：中铁第一勘察设计院集团有限公司,陕西・西安,710043 刊 名：科协论坛（下半月） 英文刊名：SCIENCE & TECHNOLOGY ASSOCIATION FORUM 年，卷(期)： “”(5) 分类号：P2 关键词：铁路列车 环境振动 措施
减振施工 篇5
1 空调风机弹簧减振器存在问题
漯河烟厂共有11台空气调节箱, 22组空气送回风机, 共安装132个JTD-200型弹簧减振器, 减振器安装尺寸及结构见图1。在使用过程中由于受环境湿度高和空调箱加湿地板偶有积水影响, 导致减振器弹簧钢锈蚀严重 (已使用3年) , 弹性失效, 引起风机振动加强, 噪声升高, 尤其是K4空调, 由于工艺要求为高温高湿条件 (常年湿度条件为72.0±5%RH) , 腐蚀更为严重。因此需要对此进行改进, 现以漯河烟厂K4空气调节箱送风机为例, 进行替代性研究论证。
2 空调风机基本参数
电机额定功率30KW, 电机额定转速1470r/min, 风机额定转速1220 r/min, 通风机质量为1220kg。减震基座安装6个JTD200型弹簧减震器。其安装示意图如图2所示。该空调箱担负对卷烟厂制丝工段贮叶房温湿度的调节[1], 工艺环境温湿度标准为35.0-40.0±2℃, 72.0±5%RH。
3 空调风机减振器材料的选择
为减少风机振动对环境的影响, 振动效果达到好的水平, 振动标准─传递率T取0.1~0.2, 则减振材料的静态变形值可按下式计算[2]:
δ—减振材料静态弹性形变值, 振源不振动时, 减振材料被压缩的高度, cm;
n—风机转速, r/min;
T—减振传递率, 取0.2即20%;
[2]查文献资料中关于减振基础计算曲线图表, 当n>1200 r/min时, 易采用橡胶减振材料。
4 橡胶减振器的选型计算
4.1 振源的干扰力计算
振源的干扰力f=n/60=1220/60≈20Hz
4.2 计算每个减振器的荷载
为考虑风机台座水平和台座上力负荷的平衡, 对称安装6个减振器, 则每个减振器平均负载为:
P=1220/6≈203kg=1989.4 N (牛)
4.3 减振器规格选择
查相关厂家JJQ型剪切减振器规格参数表。选择JJQ-3-3型橡胶剪切型减振器, 其静态压缩量δ≈12mm, 并查得其固有频率f0≈Hz;减震有效。 (f/f0<1时, 减震不起作用, f/f0=1时, 系统产生共振。)
所选振器静态压缩量δ=12>3mm (理论压缩量) , 合适。JJQ-3-3型减振器安装尺寸如图3所示。
5 橡胶减振器和弹簧减振器的比较
上述设计和计算表明, 采用橡胶减振器可行, 其优劣综合比较如下表1。
6 结语
选择空调风机减振器的减震材料及型号, 应对环境因素、经济性、减震标准、静载荷压缩量等相关因素综合考虑。经过研究推算, 我们以JJQ-3-3减振器替代JTD-200进行安装, 安装后用DZ-5振动测量仪对地脚一测试点进行测试, 测试数据见表2。更换后其振动总值和振幅均有下降, 达到振动标准要求, 减振降声效果明显。
摘要：目前, 卷烟厂空调设备空气调节箱送、回风机为了实现减少风机噪声和振动目的, 普遍采用弹簧减振器以减少和消除风机的振动, 但弹簧减振器的弹簧受空气湿度高影响易腐蚀失效, 失去弹性形变, 减震失效。通过对橡胶减振器进行选型设计, 确定以JJQ型减振器替代JTD弹簧减振器, 并进行安装测试, 计算分析和测试表明, 橡胶减振器克服了弹簧减振器的不足, 达到良好的减震和消音效果, 提高了减振器的使用寿命。
关键词：空调风机减振器,弹簧,橡胶,替代
参考文献
[1]国家烟草专卖局.卷烟工艺规范[M].北京:中央文献出版社, 2003
[2]李岱森.空气调节[M].北京:中国建筑工业出版社, 2008.7
输电线路减振研究简述 篇6
输电线路的微风振动是架空线在微风作用下产生的高频低幅的垂向振动。微风振动的频率较高, 一般在5~120Hz之间;振幅大约为导线直径的3倍以下;所需风速较小, 一般为0.5~10m/s范围之间;振动的时间非常长, 大多数是几个小时, 也有的是好几天都不停止。如果对导线微风振动不采取有效的防治措施, 将会对超、特高压输电线路的运行带来极大的安全隐患。
1 微风振动的研究现状
微风振动作为引起输电线路破坏的主要振动形式, 对它的研究已有百年之久。相对国内来讲, 国外研究人员对微风振动的研究开展较早, 研究的理论也较为成熟。G.H.Stockbridge于1925年研制出了“Stockbridge”防振锤, 这是在借鉴了其它阻尼器优点的基础上发明的, 比如说贝特阻尼器;E.Bate在1925年以前就研制发明了一种阻尼器, 如贝特阻尼器;1968年, Salvi研究发明了4R型防振锤。现在输电线路中使用的防振金具已经越来越多, 例如, PVC防振鞭、间隔棒、花边阻尼线等。
能量平衡法作为现今微风振动计算中最为成熟的算法, 经过了深入而又广泛的研究。经验公式加实验拟合的方法是在输电线自阻尼功率、防振锤消耗的功率和风功率输入的机理均较为复杂情况下所采用的方法。
各国的许多学者几十年来做了大量的风洞实验和理论研究来测得风输入给输电线的能量, 最终给出了实验曲线, 这种曲线是能表征风能怎样随振幅变化的。能量平衡法由于诸多因素原因应用起来是不确定的, 例如参数离散性, 不同的研究者的差别是很大的, 这种情况有可能使得实验曲线之间的吻合会有些不理想。然而在能量平衡法方面, 各国的研究进度不一样, 我国在这方面受到了诸多条件限制, 例如在国际上发表公开文献方面, 我国很少是有关于风功率输入曲线方面的, 造成了这方面研究的制约条件, 其中风洞条件的限制是一个重要原因。
在正常的电力系统运行中, 架空输电线是存在自阻尼的, 但有关它的自阻尼计算是非常少见的, 理论研究也较少, 大部分原因是因为它的形成非常之复杂。世界各国对自阻尼的研究主要都在实验的测量上, 通过实验获得的数据研究分析导线的自阻尼, 得出有价值的理论。国内学者提出了用数学方法来计算输电线的振动阻尼, 根据基本的索振动微分方程得到了计算公式。测算导线振动阻尼的方法很多, 国内外均提出了许多行之有效的方法, 其中数学分析方法是一种精度很高的方法, 它最先由外国学者提出, 他运用微积分原理, 借鉴了索有关的知识, 最终得到了振动阻尼的计算式。科学的发展是永不止步的, 由Noiseux提出的公式在很多方面还不完善, 例如它不适用于专门的钢芯铝绞线制成的导线, 也不适用于在较窄的频率段中产生的随机振动, 同时若是由全铝材料构成的导线也是不适用的, Lebfond和Hardy就从以上的基础上完善了前人的计算公式。
解析方法与非解析法是求解体系动力响应的重要方法, 动力学方法在广义上包含的范围是很广的, 它的研究范围同样也涉及了动力体系的方方面面。在架空输电线路的动力研究中, 方法很多, 例如振型叠加法和有限差分法就是应用非常广泛的两种动力学研究方法。在输电线路中做动力学研究时, 得到的仅仅是有关输电线和防振金具之间的动力方程, 它是直接求解动力方程获得微风振动响应的法。
输电线路中的导线受到外部激励后会产生不同程度的响应, Claren, N和Diana, G利用了振型叠加法对这种响应进行了计算, 并且在公开刊物上发表论文, 得到国内外学者认可。论文中将输电导线简化成了两端铰支的张紧弦, 通过张拉的很紧的弦来模拟输电导线, 并且认为弦是两端铰接的, 鉴于此, 为了得到导线振动的解析解, 论文中借助了张紧弦的横向振动理论。论文观点以及选取模型的正确性是要通过实验验证的, 在进行了众多实验验证的基础上, Claren, N将实验结果进行汇总, 并且同振型叠加法所获得的解析解进行了研究对比, 最终发现误差是非常小的, 可信度高, 理论和模型都是非常正确的。以上的研究为微风振动现象的研究发展迈出了重要一步, 通过计算得到了关于导线振幅的解析表达式, 但是鉴于微风振动计算的复杂性, 以上的研究结果仍然欠缺一些理论知识。例如在输入激励力的问题上, 发表文章中为了实验方便而没有做到精确模拟激励力。再者导线本身是半柔半刚的, 用拉紧的张弦来模拟会舍去导线本身具有的抗弯刚度, 会对结果的精确性产生很大影响。
综合前面的研究, 方法很多, 但是思路一样, 都是将原本的微风振动研究通过子系统分解来研究, 例如分解为导线系统和激励系统, 将两者分开考虑, 最后综合起来研究。风的作用是联系两者的纽带, 于是便通过了功率的输入和输出将两个子系统耦合, 综合评价研究。这样以来, 对微风振动的研究就优点多多了, 首先是对整个振动的分析较简便, 并且整个过程的计算量大大减小。同样, 这种方法也是有缺点的, 它的计算对风洞实验要求较多, 风洞实验获取的实验数据是它的基础。
前面已经将其他的研究方法做了逐一介绍, 唯独尾流振子模型算法没有介绍, 和其它方法一样, 它也是一种较好的涡激振动研究方法。本方法对以往其他方法没有涉及的尾流振荡作用做了深入分析研究, 运用了数学和力学相结合的方法来研究, 通过列方程, 联系不同物质之间的参数, 将流固耦合的现象充分的体现了出来。对尾流振子模型的研究, 国内外学者都高度重视, 其中升力系数的控制曾一度成为研究难点, Har Den和currie于1970年在充分利用了Van De Pol方程的基础上求得了振子模型在数学上的表达公式, 可以和结构的振动方程进行联立求解。
通过以上的研究发现, 每一种方法都有各自的优点和缺点, 例如动力学方法的计算结果精度更高, 而且概念也更加明确。在一定程度上, 动力学方法的适用范围是更广的, 计算结果也是更精确的, 值得更深一步的研究。尤其是在综合考虑流一固耦合基础上, CFD方法结合有限差分法, 可以考虑风与输电线一防振锤体系的相互作用, 同时考虑输电线和防振锤动力效应的耦合振动, 前提是在不大幅增加计算量的条件下。
半个世纪以来, 微风振动的研究方法在推陈出新的同时也有着一套固定的方法, 例如被各国学者普遍认可的能量平衡法。这种方法延续了自然界的能量守恒定律, 通过能量平衡的研究方法来进行问题的更深一步分析, 将风输入的能量看成是能量输入的源泉, 将导线系统消耗的能量看成是能量耗散的集中地, 通过两者之间的平衡关系使得导线系统在微风振动作用下始终处于一种稳定状态。如果要保证输电线路的安全运行, 当导线在振动稳定后, 导线上各点 (包括悬挂点在内) 的动弯应变必须要合理控制, 达到安全范围中。1969年时Rodolfo Claren, Member, IEEE和G.Diana对架空导线在风振作用下的动力响应利用了数学知识进行了分析研究, 把微风振动现象在导线上产生的各种影响都进行了计算分析, 对输电线路微风振动理论的完善起到了重要的推动作用, 是导线微风振动史上不可磨灭的一件事, 为后续的研究工作开展起到了积极意义。以前的学者大都取一个档距内的微风振动现象为研究对象, 并没有考虑到相邻跨对要研究的输电线路微风振动的影响, 在借助了模态分析的结果后, simpson, A和sembi, P.S.对这种相邻跨的影响问题进行了深入研究, 取得了显著效果;架空线路发生微风振动时, 稳定后导线的振幅大小应该徘徊在一个固定的数值附近, 鉴于此, Roughan, J.C. (1983) 对这个问题开展了细致而全面的研究, 并取得了一定的研究成果;对于风输入给导线的能量大小, 国际上一直没有一个定论, Kraus, Michal (1991) 就针对此现象将风输入能量进行了测量, 将自测结果与风洞实验结果比较分析, 验证了风能输入曲线, 通过研究分析后得到了许多有价值的结论。微风振动现象的频繁发生受到的外界因素无非就是天气因素, 然而导线本身的因素是否会起到什么作用不得而知, 鉴于此, Heics, R.c. (1994) 设计了实际线路实验, 将线路同等比例在试验中运行应用, 通过改变导线自身的张力大小, 改变导线的自阻尼情况, 改变导线风攻角情况来观察微风振动振幅的变化情况, 判断其影响大小;Schmidt, J.T. (1997) 通过试验测量分析了阻尼器在微风振动中的能量消耗特性;由于超、特高压电网建设的不断加快, 大跨越输电线路成为了一种趋势, 对于这方面Rawlins, C.B. (2000) 对大跨越导线的各种激励响应进行了比较分析, 最终得出了结论, 由大跨越线路产生的大跨越效应将会使得跨端的阻尼需求减少很多;stockbridge型防振锤是现在输电线路上应用较多的一款防振锤, 外国学者Diana.G (2003) 等人对它进行了理论和实验研究, 主要测算了它在线路上的布置情况和受力性能好坏。得出了有价值的研究结论, 为其以后在输电线路上的应用打下了坚实的基础, 能够为后续的研究起到指导和借鉴的作用;Leskinen T. (2003) 对输电导线的使用寿命则利用了能量平衡法以及室内试验同时进行的方法做了分析研究;sinha, Hagedorn P (2007) 计算和研究了输电导线连接点处于微风振动情况下的动弯应力;M.L.Lu (2007) 等人用基于强迫振动和阻抗转换的方法对防振锤一输电线耦合体系振动进行了详细求解。
对导线的微风振动现象进行研究, 有些参数是必须通过试验测量获得的, 这些参数在研究中起到了决定性作用, 例如防振锤消耗的功率, 输电线本身的自阻尼功率以及风输入功率[37]。对于防振锤一输电线系统, 在用数值方法求解时会用到, 在用能量平衡原理求解时更能用到。
在防振金具的使用过程中, 世界各国却不尽相同, 日本在架空输电线路防振方面一直做的很好, 在输电线路上经常采用有效的防振金具, 多采用组合减振的方式来得到减振效果, 其中最常见的是防振锤和阻尼线相结合使用来减振的方法, 防振锤主要起到了辅助作用, 阻尼线则起到了主要作用;欧美各国在输电线路防振方面则多采用防振锤来进行。
国外在微风振动领域的研究都比较快, 然而我国却因为起步较晚使得现在处于劣势状态, 我国在这方面的研究已有40年之久, 也取得了长足的进步。对微风振动现象的研究早在1977年我国就开始了, 长江流域规划办公室工作人员研究出了怎样充分利用减振器的方法, 并且对消振器进行结构改进和参数优化, 取得了良好效果, 这是建立在微风振动时对硬母线进行了户外实测研究和试验基础之上的;李盛钦根据自身的研究发现, 防振锤安装距离是存在很大研究价值的, 同时对导线的振动半波长开展了较为详细的研究;何晓雄 (1995, 2000) 主要提出了计算振幅比平方和的方法, 这是确定架空线防振金具安装位置的一种有效的新方法;华北电力大学的王藏柱 (2002) 等借助现有能量平衡原理, 对架空输电线微风振动响应采用了传递矩阵法进行了计算;谢昌举通过实验分析对大跨越输电线路进行了分析, 例如对某大跨越线路的减振振设计采取了现场测量及试验研究;王旭锋 (2005) 研究了OPGW的防振问题;王洪采取了真型实验的方法开展了研究, 对大跨越架空线路进行了微风振动防振效果的时效分析, 用来指导以后的大跨越微风振动防振措施的维护和设计。叶吉余, 朱斌也介绍了防振锤、输电线的抗疲劳问题, 但是研究不够深入。相比输电线路的涡激振动疲劳而言, 斜拉桥拉索和海洋管道的涡激疲劳问题研究的较多, 作为一个非常相近的领域, 在此也做一介绍。郭海燕在考虑了管外海洋环境荷载的情况下, 同时将管内流动流体共同作用考虑在内, 开始建立了有关海洋立管的涡激振动微分方程, 然后用Hermit插值函数离散了立管微分方程, 并通过利用Miner理论分析研究了立管的疲劳寿命, 通过实例计算和编程, 分析了管内流速对疲劳寿命和涡激响应幅值的影响。通过结果表明了, 立管涡激振动响应由于立管的固有频率因管内流体流速变化而接近漩涡脱落频率时增大, 疲劳寿命将会随之显著减少。卢伟对疲劳寿命服从威布尔分布做了假定, 并充分考虑了平均拉应力的影响, 相应的斜拉索疲劳可靠度公式经过了一定的修正得到。王一飞, 杨美良, 党志杰, 方开翔也对海洋管道和斜拉索的涡激疲劳问题进行了深入研究。
目前国内外输电线路微风振动的计算方法主要有两大类:能量平衡法和动力学方法。相比动力学方法, 能量平衡法的应用更加普遍, 更贴近实际。能量平衡法是运用能量平衡准则, 利用了风输入给导线的能量与防振器-输电线系统消耗能量相等的原则来计算导线振动稳定时的振幅。动力学方法则是直接建立输电线-防振器的系统方程, 模拟了微风振动, 利用动力方程求解得到系统响应。能量平衡法概念简单, 关系明确, 能准确计算出微风振动稳定振幅;动力学方法计算结果可靠, 理论架构清晰。
2 工程减振研究现状
随着科学技术的进步, 人民生活水平的提高, 减振技术已经越来越受到大家的重视。工程中的振动通常会危及结构安全, 影响结构的正常使用寿命, 精密设备不能正常使用, 给人们的正常生产和生活造成不便。近年来, 国内外对减振方面展开了大量的研究, 学者们发表了多篇学术论文, 取得了多项成就, 给减振技术的提高带来了巨大的推动作用。已取得的成果中包括了非线性减振系统的冲击响应、在设计减振装置上随机振动理论的应用、弹性振动系统和多自由度振动系统减振装置的计算方法、主动控制减振系统的分析和计算方法等, 大大丰富了早期的减振理论。
德国邮船上在1902年装的Frahm防摇水箱是在工程中应用最早的动力调谐吸振器, 但是只有在激振频率稳定不变的情况它才适合。通过研究表明, 假如要使得动力消振器的振幅不过大, 它的弹簧刚度系数k则不能过小, 而且动力吸振器的质量必须要足够大。Snowdon把质量为m的动力消振器平均分解为三个质量1/3m的动力消振器, 并且它们的固有频率比分别为0.96, 1.0和1.04。经过数值计算表明, 增加吸振器的数目, 可以一定程度上扩展它的频带。Roberson研究了动力吸振器弹簧在非线性特性方面对减振效果的影响, 发现了运用线弹簧构成的动力吸振器的减振频带要比软弹簧构成的动力吸振器的窄一些。1952年, Young.D解出了有关悬臂直梁动力消振的问题。
橡胶减震最先于国外提出, 并逐渐发展起来, 现今已形成了一套完整的研究体系。各种各类的橡胶减震器能够大批量生产的国家有前苏联、美国、英国、德国、法国和日本等, 特别是日本。日本于1937以后为了将发动机架安装在螺旋桨飞机上, 开始了大批量生产防振橡胶。并且在1953年开始在制造飞机仪表盘上引入防振橡胶技术。日本在1960年的橡胶减震器消耗量已经达到了609吨, 在1969年消耗的橡胶量已经超过了万吨, 9年内共增长了17倍。在这以前这种防振橡胶国外早已在外飞机上采用了, 随国外发动机和飞机的进口, 开始逐步在日本应用, 然后又经由其国内制造。早在第二次世界大战前夕, 德国就把舰船的动力设备上的减震器用天然橡胶制成了, 并通过实战获得了卓越成效, 同时弹性轴承的研究在20世纪60年代也开展了起来。防振橡胶技术是在第二次世界大战战争期间和以前逐步积累起来的, 战后它便作为了民用工业应用于土木建筑, 汽车铁路机车车辆以及各种机械工业之中。早期的如:1946年在卡车上的应用, 1947年防振橡胶在公共汽车各个部位上的使用。1951年以后在铁轨机车车辆各个部件上的最早应用, 尤其是在转向架上成功使用了防振橡胶。作为橡胶工业的一个方面, 自从1955年小轿车在日本的生产走上正轨后, 防振橡胶就牢固的建立起了自己的地位。
国外的橡胶减震器发展迅猛, 主要的发展趋势是通过将减震与高阻尼这两种性能联合起来开发研究, 获得一种新型的阻尼减震器, 达到良好的减震耗能效果。再就是通过对现有减震器进行结构和材料方面多加改进, 使得这种结构形式的减震器更适应于在实际工程中应用。
我国在橡胶减震方面的研究起步较晚, 大批量的橡胶减震器于60年代才开始了生产和研制。由于我国现代化进程的加速, 人民对生活水平的要求越来越高, 使得橡胶减震器在国内的发展非常迅猛, 国内在橡胶减震方面基本形成了一整套的研发生产体系, 前景十分诱人。但是和国外的研究相比, 我国在橡胶减震工业中的起步较晚, 基础条件也比较差, 检测手段与实验研究不很健全, 没有进行过系统的研究和开发, 开发速度也相对较慢, 技术水平及应用规模与国外相比还有非常大的差距, 与国外先进水平相比大约落后了10~15年。伴随着橡胶减振制品工程应用的日益广泛, 我们必须尽快引进国外先进的技术手段, 提高我国橡胶减振制品行业的竞争力。目前与之相关的减震材料在技术研究方面已取得了阶段性的成果, 但是要将这些成果成功转换为产品, 继而大规模的推向市场尚且需一定的时间。高分子材料已经成为继石头、钢铁之后高速铁路应用的第三大材料, 并且伴随着高速列车向舒适化、高速化和安全化方向发展, 并且将起到越来越重要的作用。目前来说, 我国所生产的橡胶减震器除了XL系列高弹性联轴节和部分橡胶—金属减震器已实现标准化外, 大多数的产品仍处于“非标准化”状态。为了满足整个社会发展的需要, 应该在工艺技术、橡胶装备、结构和材料几个方面努力, 继续加快我国橡胶减震器的发展步伐。伴随着环境保护法的实施和我国现代工业建设的高速发展, 国民经济各部门对噪音和振动控制技术提出了越来越高的要求。为了满足社会快速发展的需要, 应该着重加速我国橡胶减震器发展的步伐, 并且力争在大约10年左右的时间全面达到国外的技术水平甚至超过。
我国应努力做到: (1) 新型橡胶减震器及新型减震阻尼材料的研发; (2) 橡胶减震器产量提高与工艺装备的优化; (3) 引进减震技术, 加快技术改革速度; (4) 加速橡胶减震器产品标准化、系列化的进程。橡胶材料在减震应用方面的发展, 可以通过实践经验的累积以及理论知识的不断完善而得到实现。而各学科及适用范围的不断渗透, 必将创造出更多的应用空间和机会。
在国内有很多人都在从事减振方面的研究, 并且取得了多项研究成果, 其中大部分主要集中在减振结构参数的优化和新型减振装置的研制。李春祥等研究了在结构受地震作用下的TMD参数设计迭代, 并对地震作用设为随机荷载和单位简谐荷载两种情况加以考虑, 并且得到了TMD参数的实用设计表格。林莉等学者分析研究了机械阻尼振动被阻尼吸振器吸收的情况, 并且对频率特性进行了试验和分析, 主要的优化目标是以主质量对基座作用力最小, 提出了使减振频带能够尽可能多的并且包含激励频谱的参数选择原则。近几年来, 高挠度建筑结构的迅速发展, 很多摩天大楼都已经采用了动力吸振器, 这就在一定程度上推动了多自由度系统和弹性系统动力消振理论的发展。
异步电机的振动与减振 篇7
兖州矿业 (集团) 公司鲍店煤矿和东滩煤矿通过对异步电机在运行维护和维修中产生振动的原因进行分析研究, 找出了造成异步电机产生振动的原因, 针对这些原因采取了有效的减振处理措施, 极大地缩短了维修时间, 节约了维修费用。研究指出, 引起异步电机振动过大的主要原因有机械原因、电气原因和安装原因。 (1) 机械原因。主要包括转子不平衡;机座与端盖等重要支承件的运行变形或者松动;轴承的加工、装配以及润滑等因素。 (2) 电气原因。主要包括气隙不均匀, 定子或者转子的绕组损坏。气隙对于电动机的性能影响很大。若是装配气隙不均匀, 异步电机在运行过程中的激磁电流变化就很大, 从而产生单边次拉力, 甚至造成定子与转子相互摩擦。因此, 检查校正动、静部分的间隙, 保证气隙装配均匀是防止振动过大的必要措施。考虑到装配方便和运转安全, 根据电机的尺寸和转速, 中小型异步电机的气隙一般为0.2～1.0mm。另一方面, 由于绝缘老化、受潮、腐蚀性气体侵入以及机械力和电磁力的冲击等都会造成定子或转子绕组的损坏、局部短路, 使得电机在运行中转子径向受力不均匀, 从而产生振动。可以采用三相电流平衡法或者电阻法, 利用电工仪表查找出短路点并进行修复。 (3) 安装原因。由于电机与负载机械之间的连接安装不良, 也必然造成电机运行时的干扰力使得机组产生与转速角频率相关的振动。采用联轴器、联轴节连接的时候, 应当保证同轴度的要求, 联轴器之间保持35mm的间隙;采用三角皮带传动连接时, 应保证皮带槽的平行度要求, 调节皮带的松紧度, 以减少皮带的振动;采用齿轮传动连接的时候, 应当保证两轴之间的平行度要求, 使齿轮正确啮合。
薄壁圆筒干摩擦减振设计 篇8
以前国内外对于薄壁结构的减振设计大量来与实验研究和工程经验,可供参考的文献比较少。J.S.Alford、Niemotka M A和Ziegert J C[1]对航空发动机中的篦齿封严装置的减振装置设计做了大量实验性研究总结工作,但是对含有阻尼环的篦齿封严装置的响应没有太多研究。国内对于过盈安装的阻尼环/套类似结构的减振机理研究也比较少,北航的曾亮,李琳[2~4]等分别从理论和实验研究了带有阻尼环封严蓖齿封严装置的振动响应特性。但尚未有人直接使用有限元软件对类似结构的振动特性进行计算。
1 干摩擦阻尼结构减振机理
开口式减振环或减振套筒安装在薄壁件内,通过过盈连接固定在薄壁构件的内壁,受扰动时,减振环与薄壁件间发生相对微小滑动从而消耗能量,因此产生的滑移阻尼将振动幅值降低到较低的水平,这样就可以避免振动过大产生高的振动应力而可能导致的疲劳破坏[5]。虽然在准则中对类似结构有相应要求,仅是根据实验所取得的经验进行设计,对于其中的减振机理及设计理论,并不十分清楚。干摩擦减振方法对于环境和温度敏感性不高,适用范围广,减振效果相对别的方法较为显著,因此被广泛运用与航空航天等领域中。薄壁圆筒组合结构即薄壁圆筒和过盈安装在圆筒内壁的开口式阻尼环的装配体。
综上所述,通过有限元方法对薄壁结构的减振研究具有重大的工程价值,可为解决薄壁圆筒减振结构的设计提供参考。
2 摩擦接触模型
2.1 薄壁圆筒与开口阻尼环之间的接触压力
薄壁圆筒结构和开口阻尼环之间的装配通常采用过盈配合装配,由于过盈安装会导致阻尼环发生弹性变形,两部件接触面上必然产生接触压力P,使得两者紧密配合。
以下推导薄壁圆筒与开口式阻尼环之间的接触压力,在分析过程中,假定阻尼环与筒之间均无相对转动。
当阻尼环安装入薄壁圆筒内壁以后,两者之间的接触压力沿着圆周的分布不是一个均值,而是呈图1所示的分布。由于阻尼环的开口量相对于整体尺寸一般较小,因此忽略接触压力由于开口而产生的不均匀现象,假设接触压力在圆周上是均匀分布的。对于单位长度上接触压力的大小采用q来表示,q的大小与阻尼环的开口量,几何尺寸以及材料的特性有关。
开口量定义如下:
其中和分别是以为平均半径的阻尼环在装入薄壁圆筒前和后的平均半径。
在弹性力学变形范围内,接触压力q与Δ开口量呈正比关系,q与间的比例关系由单位载荷法可得。由于阻尼环的变形相对开口是对称的,因此可取模型的一半进行研究,并认为其一端固定,一端自由(如图2(a)所示)。由单位载荷法得到阻尼环自由端变形量为[3,6]:
其中M,Q,N和M1,Q1,N1分别是接触压力q和附加单位力在开口阻尼环的横截面内引起的弯矩,横向剪力以及法向的拉力;G,E分别是材料的剪切模量和弹性模量,A为开口阻尼环的平均横截面积A=bh,阻尼环的轴向尺寸为b,径向尺寸为h;J为开口阻尼环平均横截面积的惯性矩,Kr是横截面的形状系数。一般横截面为矩形时Kr=1.2。
运用截面法受力平衡原理,由图2(b)得:
在单位力作用下的受力平衡条件:
将以上公式代入式(1),有:
通过对上式的积分变换,得到:
由以上两式可知,当给定开口量和相关几何参数,即可求得阻尼环与薄壁圆筒间单位弧长上的接触压力q,进而可求得单元接触压力P。
2.2 薄壁圆筒与开口阻尼环之间的摩擦模型
在ANSYS中采用的是一种基于经典库伦摩擦模型以及微滑动模型变形而来的摩擦模型。该模型中定义了一个等效剪应力τ,在某一法向压应力p作用下剪应力达到此值时表面将开始滑动:
其中,μ是摩擦因数作为材料特性定义,COHE是粘聚力。
一旦剪应力超过此值后,两个表面之间将会发生相互滑动。表面直接运动状态的转换也会带来摩擦系数的不同,摩擦系数依赖于接触面之间的相对滑动速度,通常静摩擦系数大于动摩擦系数。
ANSYS提供了如下所示的指数衰减摩擦模型:
式子中:μ为摩擦系数;MU为动摩擦系数;FACT为静摩擦系数与动摩擦系数之比,取1.5;DC为衰减系数,取0.5,单位为s/m。
各向同性摩擦模型是基于一种材料之间进行摩擦,此时只有一个摩擦系数,可以通过MP,MU直接指定摩擦系数。
图4为摩擦系数对应的指数衰减曲线,其中静摩擦系数为:
本文所讨论模型薄壁圆筒及开口阻尼环皆采用一种材料,因此使用各向同性摩擦模型。
由图3可知,ANSYS中所提供的摩擦模型对库伦摩 擦模型进 行了扩展 , 提出了实 常数TAUMAX。TAUMAX表示最大接触摩擦应力,单位为Pa,无论法向接触压力多大,只要摩擦应力达到了最大接触摩擦应力,接触面之间就会发生相对滑动。当接触压力变得非常大时,就要借助TAUMAX。依据ANSYS帮助所述,最佳的TAUMAX值与材料的屈服极限为比例关系,符合下列公式:
其中σy为材料的屈服极限应力。
由于本文是根据阻尼环的微小位移进行减振,因此接触面之间将会产生滑动,因此选择不分离模型。
由于具有滑动的摩擦接触属于高度非线性行为,本文选择非对称求解器对收敛性进行改善。
3 ANSYS仿真模型计算
3.1 研究对象
以薄壁圆筒为研究对象。仿真计算中薄壁圆筒与开口阻尼环采用材料参数如表1所示。
薄壁圆筒的几何结构参数如表2所示。
边界条件为薄壁圆筒一端全固,阻尼环内端限制轴向运动。
3.2 仿真模型计算结果
本文选用Solid45单元进行建模,使用柔-柔接触,通过瞬态分析中全积分法下的比例阻尼的方式加载结构阻尼比。
在组合结构某一节点上施加幅值为1N的单点径向瞬态激励,激励时间为1.25×10-4,激励位置为筒外表面,轴向位置28mm处,方向为沿径向指向圆心。拾振点位置为筒外表面,轴向位置70mm处。
仿真计算流程如图6所示。
计算时长为0.05s。边界条件为筒一端全固,开口阻尼环轴向固定。分析中取结构粘性阻尼比为0.0025,动摩擦系数取0.48。仿真时根据2.1中理论计算求得的接触压力p,预先施加于阻尼环上,用于模拟过盈安装时产生的预应力。
开口阻尼环模型截面参数如表3所示。
由图7、图9和图11可知加了阻尼环的组合结构在瞬态扰动的情况下,振幅衰减所需时间较短,由图8、图10和图12可知光筒瞬间扰动下的最大振动幅值为4.436×10-10m,模型1瞬间扰动下的最大振动幅值为3.904×10-10m,模型2瞬间扰动下的最大振动幅值为1.67×10-10m,也就是说随着阻尼环轴向尺寸b越来越大,对于振动峰值抑制效果越好。
4 结论
本文运用接触和阻尼的相关知识研究了装有开口阻尼环的薄壁圆筒结构减振结构,采用柔-柔接触的方式求解带有摩擦接触的组合系统。研究了附加开口阻尼环的薄壁圆筒组合结构的时域以及频域响应。通过分析,得到了附加开口阻尼环对于薄壁圆筒类结构的减振规律,阻尼环轴向尺寸b越大,对于振动峰值抑制效果越好。
参考文献
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[2]曾亮,郭雪莲,李琳.带有阻尼环(套)的篦齿封严装置固有特性的理论及实验研究[J].航空动力学报,2007,22(7):1035-1043.
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[4]曾亮,李琳.具有接触接合面的篦齿封严组件振动特性分析[J].航空动力学报,2006,21(5):854-861.
[5]编委会.航空发动机设计手册[M].第18分册,北京:航空工业出版社,2001.
汽车减振器故障检修指南 篇9
减振器是汽车使用过程中的易损配件, 减振器工作状态的好坏, 直接影响汽车行驶的平稳性和其它机件的寿命。因此, 应使减振器经常处于良好的工作状态。可采用下列方法检验减振器的工作状态是否良好。
(1) 使汽车在道路条件较差的路面上行驶10km, 停车后用手触摸减振器外壳, 如果不够热, 说明减振器内部无阻力, 减振器不工作。此时, 可加入适量的润滑油再进行试验, 若外壳发热, 则为减振器内部缺油, 应补充加油, 否则说明减振器失效。
(2) 用力按下保险杠, 然后松开, 如果汽车有2～3次跳跃, 则说明减振器工作良好。
(3) 当汽车缓慢行驶进行紧急制动时, 若汽车振动比较剧烈, 说明减振器有问题。
(4) 拆下减振器后直立, 并将其下端的连接环夹于台钳上, 用力拉压减振杆数次, 此时应有稳定的阻力, 往上拉 (复原) 时的阻力应大于向下压时的阻力, 如果阻力不稳定或无阻力, 可能是减振器内部缺油或阀门零件损坏造成的, 应进行修复或更换零件。
在确定减振器有问题或失效后, 应先查看减振器是否漏油, 若有陈旧性漏油痕迹, 或贮油缸盖螺母松动, 可能是油封、密封垫圈损坏失效, 应更换新的密封件。如果不能消除漏油现象, 应拉出减振器杆, 若感到发卡或轻重不一时, 应进一步检查活塞与缸筒的间隙是否过大, 减振器活塞连杆有无弯曲, 活塞连杆表面和缸筒是否有划痕或拉伤。
如果减振器没有漏油现象, 则应检查减振器连接销、连接杆、连接孔、橡胶衬套等是否有损坏、脱焊、破裂或脱落。若上述检查均正常, 则应进一步分解减振器, 检查活塞与缸筒的配合间隙是否过大, 缸筒有无拉伤, 阀门密封是否良好, 阀瓣与阀座贴合是否严密, 以及减振器的伸张弹簧是否过软或折断, 并根据情况采取修磨或换件的办法修理。
另外, 减振器在实际使用中会有发出响声的现象, 这主要是由于减振器与钢板弹簧、车架或轴相碰撞, 胶垫损坏或脱落, 减振器防尘筒变形以及油液不足等原因引起的, 应查明具体原因并予以修理。
减振器在进行检查修复后, 应在专门的试验台上进行工作性能试验, 当阻力频率在100±1mm时, 其伸张行程和压缩行程的阻力应符合规定。解放CA1091汽车减振器的伸张行程最大阻力为2156～2646N, 压缩行程最大阻力为392～588N;东风汽车减振器的伸张行程最大阻力为2450～3038N, 压缩行程最大阻力为490～686N。