刚度试验

2024-10-13

刚度试验（共7篇）

刚度试验篇1

金属橡胶材料具有优良的阻尼性能。从1980年开始, 金属橡胶 (MR) 材料在燃气透平发动机中被用作隔振器[1]。Okayasu等[2]用金属橡胶作为弹性支承对转子穿越临界转速起到减振作用。航空发动机工作在交变载荷的作用下, 激振力的大小和方向随时间周期性的变化, 因此获得影响金属橡胶动力特性的参数规律对于金属橡胶阻尼的工程设计是非常必要的, 本文提出了一种金属橡胶环, 描述了它的结构及动刚度试验台的设计, 并通过动刚度试验研究了金属橡胶的动力特性随频率变化的规律。

1 金属橡胶阻尼环简介

金属橡胶阻尼环如图1所示, 由外向内分别是外环、金属橡胶阻尼环、内环。

2 MR金属橡胶阻尼环动刚度试验

2.1 动刚度试验原理

对于单自由度的机械系统来说, 其系统运动幅值X (t) 取决于激振力F (t) 的方程为:

M是金属橡胶阻尼环外环质量, C和K分别是外环等效粘性阻尼系数和刚度系数。对于单一激振频率ω, 金属橡胶阻尼环的响应是X=Xeiωt, 因此, 方程 (1) 在频域内变为:

机械阻抗可表示为:

由阻抗Z的实部和虚部导出:

2.2 金属橡胶阻尼环动刚度试验及结果

根据动刚度原理, 动刚度试验台如图2所示, 基础平台上固定一个直径为66mm的芯轴, MR金属橡胶阻尼环试验器套在芯轴上, 与轴间隙配合。在MR金属橡胶阻尼环的外环均布8个M5的螺纹孔, 将其调节到和激振器相同的高度, 连接激振杆, 在180度方向上用加速度传感器拾振, 通过DASP软件采集数据, 将测得的加速度信号进行积分, 得到位移信号。经过数据处理, 获得动力特性。试验针对5种密度 (0.13;0.10;0.08;0.06;0.04) 的金属橡胶分别进行试验。

固定MR响应幅值20.3μm, 激振频率为20Hz~500Hz, 以20Hz为步长增加。试验结果如图3所示。由动刚度曲线可以看出, 当激振频率小于MR环固有频率时, 动刚度随着MR密度的增大而增大;当激振频率大于MR环固有频率时, 动刚度随着MR密度的增大而减小, 当2K-Mω=0时, 达到系统固有频率;随着MR密度的增大, 系统固有频率增大。

对于5种不同相对密度的金属橡胶, 其等效粘性阻尼系数的变化规律如图4所示:

由图4可知, 对于相对密度≥0.08的金属橡胶阻尼环, 其等效粘性阻尼系数随频率增加而显著下降, 在高频段 (300Hz~500Hz) , 下降趋势变缓;对于相对密度小于0.08的金属橡胶阻尼环, 激振频率在 (0Hz~100Hz) 时, 等效粘性阻尼系数随激振频率呈反比例函数下降。当激振频率大于100Hz时, 等效粘性阻尼系数下降至20Ns/m左右。这表明:金属橡胶材料的阻尼主要由金属丝间的摩擦产生, 与其相对密度密切相关。金属橡胶相对密度越大, 其阻尼效果越明显。

3 结论

本文通过对5种相对密度的金属橡胶环在单一频率下固定响应幅值进行激振, 获得金属橡胶阻尼环的动态刚度阻尼随频率的变化规律。结果表明:金属橡胶阻尼环动刚度随频率呈抛物线规律下降, 在系统固有频率处动刚度值为零;金属橡胶相对密度增大使系统固有频率增大。整体上, 其等效粘性阻尼系数呈现下降的趋势;这表明金属橡胶材料的阻尼效果随激振频率的增加而减弱;对于不同相对密度的金属橡胶阻尼环, 影响其阻尼效果的主要是金属丝之间的干摩擦作用。

参考文献

[1]Ao, H., Jiang, H., Wei, W., 2006, “Study on the Damping Characteristics of MR Damper in Flexible Supporting of Turbo-Pump Rotor for Engine, ”First International Symposium Systems and Controls in Aerospace and Astronautics, Harbin, China, pp.618622.

[2]Okayasu, A., Ohta, T., Azuma, T., Fujita, T., and Aoki, H., 1990, “Vibration Problems in the LE-7Liquid Hydrogen Turbopump, ”AIAA Paper No.AIAA-1990-2250.

刚度试验篇2

对于前几天发给大家的一个PDF文档，关于刘老师提出的自然科学基金申请准备工作现提出初步任务安排如下：

一、撰写立项依据，并了解当前“全设计流程”和“车身刚度设计”相关内容。

1．通过“全设计流程”文献研究，撰写“复杂产品全设计流程理论”立项依据。

文献研究从“全设计流程”的研究意义、国内外研究现状及发展动态分析入手，结合科学研究发展趋势来论述“全设计流程”的科学意义和国民经济和社会发展中迫切需要解决的关键科技问题来论述其应用背景，可参考“一”来撰写此部分内容。

2．研究“车身刚度设计”文献，完成立项依据。

通过文献研究，掌握汽车车身刚度设计详细过程，从规划、分析、求解、建模及信息处理这几方面入手，需掌握的内容包括：身刚度设计的发展历程、意义、最新研究热点、发展趋势、研究内容、现有的研究方法（分析、建模、求解、优化算法）等，然后概括出一套现有的最新的车身刚度设计流程（从建模到求解）。同时，了解本实验室现有的研究成果，如多层多体信息模型和PIM模型等理论（可参考本实验室的一些论文）。在对现有 “车身刚度设计”和信息技术的理解基础上，根据“复杂产品全设计流程理论”立项依据，完成“车身刚度设计方法”的立项依据。本部分可参考“一”来撰写。

3．文献整理。

每人列出30篇文献，包括5篇外文文献。并且引用到撰写的内容里。

此项任务旨在使大家对“复杂产品全设计流程理论”和“车身刚度设计方法”有个基本了解和大致思路，为后绪工作打基础。故此项任务很重要，希望大家认真完成。本项工作在周五之前完成，并发给吕程和田海豹来整理。

相关参考资料：“一致性产品信息建模理论及复杂装备精度链设计方法研究”申请书（吕程提供）；

《汽车车身先进设计方法与流程》（实验室前面的书柜里面有）；其他资料请自行查阅。

滑动导轨结合面动刚度的试验研究篇3

关键词：滑动导轨,结合面,动刚度,动压润滑

0 引言

机床中各类结合面的动态特性对整机动力学性能都有着重要影响[1,2], 动载荷下抵抗变形的能力称为动刚度, 结合面的存在会降低结构的局部刚度, 直接影响结构的机械性能。随着先进制造技术的发展, 结合面间的动态特性及参数识别研究越来越受到各国学者的重视。目前, 国内外对固定结合面[3,4,5]和滚动结合面[6,7]动态特性的理论和试验研究比较多, 而对滑动结合面的研究较少。滑动导轨作为机床上使用最广泛的导轨, 其结合面动态特性参数的研究对提升高精度数控机床的设计水平和制造水平具有重要意义。

为了研究不同条件下滑动导轨结合面的动力学特性, 本文分析了影响滑动结合面动态特性的因素, 并在自主研发的滑动结合面动态特性测试系统上以各种滑动导轨为测试对象进行了大量试验, 获取了多种滑动结合面的动态特性参数, 分析了滑动结合面动态特性参数随其影响因素的变化规律, 为高精度数控机床的设计提供了依据。

1 试验原理与方法

1.1 试验原理

典型的滑动导轨结合面构成如图1所示, 滑块和固定导轨配合形成滑动结合面, 导轨与基础之间为螺栓连接。滑动结合面的接触刚度相对于固定结构 (基础) 的刚度较低, 振动时结合面的变形远大于固定结构自身的变形, 因此可以将固定结构近似为刚体, 滑块看作质量块, 滑动结合面便可等效为刚度为k、阻尼为c的弹簧阻尼器。

由于结合面本身存在一定的几何形状误差及微观不平度, 而且结合面间可能存在介质等, 所以当受到外加复杂动载荷作用时, 结合面间会产生微小的相对位移或转动, 使结合面既存储能量又消耗能量, 表现出既有弹性又有阻尼的特性, 这就是等效动刚度和阻尼。

假设滑块的质量为m, k和c分别为滑动导轨结合面的等效动刚度和阻尼, x (t) 和y (t) 分别是滑块和基础的位移, p (t) 为滑块所受外力, 基础位移影响弹簧和阻尼器的受力状况, 为了消除基础位移的影响, 根据单自由度系统理论, 其振动方程可以表示为

对式 (1) 作以下变换构成单自由度振动方程:

在简谐激振力作用下, p (t) 、x (t) 和y (t) 可表示为p (t) =Pejωt, x (t) =Xejωt, y (t) =Yejωt。将以上三项代入式 (2) 可得

令, 由式 (3) 可得

令, 将以上两项代入式 (4) 可得

其中, HX-Y (ω) 为运动部件频响函数与基础频响函数矢量差, HY (ω) 为基础频响函数, 二者可由实测数据计算得到。

由以上推导过程易知, H (ω) 是一个等效单自由度系统的频响函数。在单自由度系统的固有频率处, 质量块的振幅达到峰值, 相位由0°变到-180°, 激励与响应间的相位差为90°。由测量所得的频响函数曲线可识别出系统的固有频率ωn, 然后根据k=mωn2求出滑动导轨结合面的动刚度。这种识别方法消除了基础位移对试验的影响, 更符合实际, 识别出的参数精度高且具有理论依据。

日本学者Yoshimura等[8]在对机床动力学特性的研究文献中提出:在结合条件相同的情况下, 只要平均接触压力相同, 结合面单位面积的动态特性参数是相同的。为了使数据具有通用性, 求出单位面积的动刚度ke=k/s, 其中, s为滑动结合面的接触面积。

1.2 试验装置及方法

本文主要通过单因素试验分析滑动速度、面压、润滑油黏度、是否贴塑等各因素对滑动结合面动刚度的影响规律, 各影响因素的取值情况见表1。

滑动导轨结合面动态特性参数的识别试验是在自主研发的测试系统上进行的, 试验装置构成如图2所示。测试装置采用直流可调速电机驱动滚珠丝杠, 丝杠螺母连接滑块, 通过直流调试器改变电机转速以调节滑动速度, 激振器连接在滑块支架上对系统进行激振。

试验过程中, 采用M18螺栓对滑块进行法向加载, 扭矩由扭矩扳手测量。图2中, 数据采集器发出的扫频信号经功率放大器放大后作用于激振器, 激振器连接阻抗头并对试验台激励。力信号由阻抗头拾取, 加速度信号由加速度传感器测得, 两者经电荷放大器转变为适量大小的电压信号, 并由数据采集器采集。计算机最终得到的是经数据采集器模数转换后的力和加速度, 通过模态分析软件进行傅里叶变换后即可得各测点频响函数, 然后根据MATLAB程序可计算出结合面的单位面积等效动刚度。

图3所示为MATLAB程序识别过程中的幅值和相位曲线, 在振动幅值最大处, 激励和响应相位差为90°。

2 试验结果与分析

2.1 滑动速度对滑动结合面动刚度的影响

滑动导轨低速运行时易产生爬行现象, 而提高滑动速度可避免这一现象, 且导轨在不同的滑动速度下稳定性也不同, 因此滑动速度是影响结合面动态性能的重要因素之一。图4表明了滑动速度对结合面动刚度的影响规律。

从图4可以得出, 滑动结合面的动刚度随着速度的增大而减小, 面压p不同, 其降低幅度也不同。当速度从0增大到400mm/min, 面压为0时, 结合面动刚度下降14%, 而面压为100kPa时的结合面动刚度仅下降6%。另外, 当面压较大时, 速度达到300mm/min以后结合面动刚度还略有增大。

滑动导轨表面实际上是粗糙不平的, 滑动结合面在静止状态下的接触实际上是两个粗糙表面微凸体的接触, 粗糙表面上的微凸体是随机分布的, 只要结合面的面积确定, 则实际接触面积也就确定且不随着滑块位置的改变而改变。当滑块运动时, 两接触表面上的微凸体形成新的接触对, 同时破坏旧的接触对。在形成接触对的过程中, 两微凸体接触的面积是逐渐增大的, 而当破坏接触对时, 接触面积是逐渐减小的, 因此在形成接触对和破坏接触对同时进行时, 其接触面积比原来相对减小, 即运动的滑动结合面在单位时间内实际接触面积比静止状态小。滑动速度越大, 形成和破坏接触对的过程越剧烈, 其动刚度也越小。所以当图4中面压较大, 速度达到300mm/min以上时, 结合面动刚度略有增大, 这是由于结合面间出现动压润滑状态, 形成了润滑油膜。

2.2 面压对滑动结合面动刚度的影响

对机床而言, 安装在导轨上的运动部件重量各异, 而且加工工件重量及切削力也会发生变化, 因此滑动导轨结合面所受的外加载荷是不断变化的, 分析面压对滑动结合面动态特性的影响具有重要意义。图5所示为结合面动刚度随面压的变化规律曲线。

1.v=0 2.v=100mm/min3.v=200mm/min 4.v=300mm/min

从图5可以看出, 滑动结合面的动刚度随着面压的增大而增大, 且当面压增大到60kPa以后, 面压的增大对动刚度的变化影响变小。另外, 滑动速度越大, 面压对动刚度的影响越大, 滑动速度为0和100mm/min时, 动刚度变化在5%左右, 而速度增大到300mm/min后, 动刚度变化达到15%。

滑动结合面的实际接触是两个粗糙表面上微凸体的接触, 其实际接触面积的大小取决于发生接触微凸体的数目和接触点的面积大小。当面压较小时, 滑动结合面间的接触仅仅发生在少数较高的微凸体顶端之间, 此时相互接触的微凸体数目较少, 而且各接触点的面积也较小, 所以结合面的实际接触面积较小, 其抵抗法向变形的能力较弱, 即结合面动刚度较小。随着面压的增大, 发生接触的微凸体数目增加, 已接触的微凸体也会进一步变形, 结合面的实际接触面积增大, 从而其抵抗变形的能力增强, 即结合面的动刚度增大。当面压增大到一定值时, 两结合表面的微凸体已达到一定程度的形变, 继续增大面压对微凸体的接触状态改变不大, 故此时面压的增大对结合面动刚度的影响较小, 动刚度变化曲线也就如图5所示趋于平缓。

2.3 润滑介质对滑动结合面动刚度的影响

滑动导轨工作过程中, 滑块相对导轨往复滑动, 润滑油是不可或缺的。润滑油在导轨和滑块之间形成油膜, 把两者隔开可大大减小摩擦力。另外, 润滑油还具有抗氧化、抗腐蚀、防锈及防爬性能。试验中测试了不同黏度的导轨润滑油对滑动结合面动刚度的影响规律, 如图6所示。

1.无介质2.32号导轨油3.68号导轨油4.100号导轨油

由图6可知, 当其他条件相同时, 润滑状态下的结合面动刚度比干摩擦状态下的动刚度大, 可提高20%左右, 而且在润滑状态下, 滑动速度对动刚度的影响比干摩擦时小。当速度由0增大到400mm/min时, 干摩擦结合面的动刚度下降约70%, 而润滑状态的结合面动刚度仅下降20%左右, 这说明润滑油能够有效地维持结合面动刚度的稳定。比较图6中32号、68号、100号不同黏度润滑油对结合面动刚度的影响, 其变化规律基本一致, 这说明润滑油黏度对结合面动刚度的影响较小。

从润滑机理分析, 存在润滑油的滑动结合面会形成两种性质不同的吸附膜:一种是物理吸附膜, 即润滑油中的极性分子在范德华力的作用下吸附到导轨表面, 形成定向排列的分子层吸附膜;另一种是化学吸附膜, 主要靠润滑油中极性分子的有价电子与导轨表面的金属电子发生交换而产生化学结合力。从微观上分析, 滑动结合面的接触表面并不是光滑的平面, 凹凸不平的接触面内会储存润滑油, 当滑块滑动且达到一定速度时, 必然会产生微观动压润滑现象。微观动压润滑形成的油膜隔开了滑动导轨上下表面, 避免了导轨与滑块的直接接触, 物理吸附膜、化学吸附膜则提高了润滑油膜的承载能力, 从而增大了导轨结合面的动刚度。

2.4 贴塑对滑动结合面动刚度的影响

贴塑导轨是一种金属对塑料摩擦接触形式的导轨, 一个滑动面贴有一层抗磨软带, 通常是PTFE (聚四氟乙烯) , 另一个滑动面是金属面。贴塑导轨具有良好的摩擦特性, 可保证较高的重复定位精度, 满足微量进给时无爬行的要求。与普通滑动导轨相比, 它还具有寿命长、结构简单、成本低、使用方便、吸振性好等优点, 因此越来越广泛地应用于实际生产中。图7表明了贴塑结合面的动刚度与金属结合面动刚度的变化规律。

从图7可以看出, 在滑动速度较小的情况下, 贴塑结合面的动刚度比金属结合面的动刚度要小得多, 随着滑动速度的增大, 两种结合面的动刚度都逐渐减小, 但贴塑结合面的动刚度变化幅度要比金属结合面动刚度变化幅度小。当滑动速度由50mm/min变化到300mm/min时, 金属结合面动刚度减小了将近80%, 而贴塑结合面动刚度仅减小了25%左右。当滑动速度增大到400mm/min时, 金属结合面的动刚度继续减小, 而贴塑结合面的动刚度略有增大, 这说明贴塑结合面在400mm/min的速度下已形成动压润滑状态。

之所以出现上述情形, 是因为贴塑导轨表面的PTFE软带受压时, 弹性变形较大, 导致其动刚度比金属结合面动刚度低, 但PTFE软带能更容易地将承受的负荷均匀地分布于受压表面, 增大结合面的真实接触面积。PTFE软带质地较软, 能吸收金属微粒, 从而保护配对金属表面, 改善导轨因受力变形引起的局部过压状况, 使导轨磨损均匀, 结合面的动刚度变化也比较稳定。此外, 贴塑导轨结合面更容易形成动压润滑状态, 这对于高速工作下的滑动导轨动态性能的稳定有很大帮助, 因此贴塑导轨越来越广泛地应用于数控机床中。

3 结论

(1) 滑动速度的增大会降低滑动结合面的动刚度。当面压较大或结合面间存在润滑油时, 该变化趋势比较平缓, 而结合面处于低面压或干摩擦状态时, 该变化则比较明显。

(2) 适当增大面压有助于提高滑动结合面的动刚度, 但当面压增大到一定程度时, 动刚度的变化便趋于稳定。

(3) 结合面间存在润滑油可有效改善其动刚度的稳定性, 且滑动速度越大, 润滑油的改善效果越明显。当速度由0增大到400mm/min时, 干摩擦状态的结合面动刚度下降70%, 而润滑状态的结合面动刚度仅下降20%左右。

(4) 贴塑导轨结合面的动刚度比金属副导轨结合面的动刚度小, 但贴塑导轨具有更稳定的动态特性, 且更容易形成动压润滑状态。当滑动速度由50mm/min变化到300mm/min时, 金属结合面的动刚度比原来减小了将近80%, 而贴塑结合面动刚度仅减小了25%左右。

参考文献

[1]赵宏林, 丁庆新, 曾鸣, 等.机床结合部特性的理论解析及应用[J].机械工程学报, 2008, 12 (44) :208-214.

[2]刘阳, 李景奎, 朱春霞, 等.直线滚动导轨结合面参数对数控机床动态特性的影响[J].东北大学学报, 2006, 27 (12) :1369-1372.

[3]Mao Kuanmin, Li Bin, Wu Jun, et al.Stiffness In-fluential Factors-based Dynamic Modeling and ItsParameter Identification Method of Fixed Joints inMachine Tools[J].International Journal of MachineTools&Manufacture, 2010, 50 (2) :156-164.

[4]毛宽民, 黄小磊, 田红亮, 等.机床固定结合面参数识别及其拟合方法[J].华中科技大学学报 (自然科学版) , 2011, 39 (3) :18-21.

[5]李辉光, 刘恒, 虞烈.粗糙机械结合面的接触刚度研究[J].西安交通大学学报, 2011, 45 (6) :69-74.

[6]蒋书运, 祝书龙.带滚珠丝杠副的直线导轨结合部动态刚度特性[J].机械工程学报, 2010, 46 (1) :92-98.

[7]张耀满, 刘春时, 谢志坤, 等.数控机床直线滚动导轨结合面有限元分析[J].制造技术与机床, 2007 (7) :75-78.

刚度试验篇4

汽车动力总成液压悬置是动力总成悬置系统的安全件和功能件。一方面, 液压悬置连接动力总成与车身 (或车架、副车架) 且处于汽车的各种行驶工况下传递作用在动力总成上的力和力矩;另一方面, 液压悬置橡胶刚度对车内噪声影响很大。进行动力总成悬置系统设计时, 应对液压悬置的橡胶刚度和疲劳特性进行优化设计和试验验证[1]。在对液压悬置橡胶特性进行设计时, 主要依据工程师的经验设计, 然后进行样件生产, 最终在试验台上测试, 将测试结果与目标值进行对比, 观察是否满足设计要求。这样虽然有力地验证了设计的准确性, 但工作周期延长且试验成本增加, 不利于企业快速发展。因此, 借助有限元分析方法对液压悬置橡胶进行分析计算, 快速有效地仿真出试验结果是动力总成悬置系统设计的重要内容之一。

在对动力总成悬置橡胶性能与结构分析研究中, 国内许多学者开展了一系列的研究工作[2,3,4,5]。吕兆平等[2]建立了悬置系统动力学模型并获得了作用在悬置系统上的载荷数据, 利用此数据加载至橡胶弹性中心点测试橡胶的静刚度与疲劳;Kim等[3]提出了一种自动优化发动机悬置橡胶结构形状的参数方法;赵建才等[4]利用遗传算法和BP神经网络相结合的策略对某类橡胶悬置元件的几何结构参数进行优化, 优化结果符合橡胶刚度要求。

本文针对某车发动机悬置橡胶在台架试验中刚度不合格现象, 对改进后的橡胶结构进行了仿真分析, 判断其是否满足刚度要求。并通过试验验证悬置橡胶的静刚度, 证明了仿真分析结果的可靠性。本文中对动力总成悬置橡胶的性能计算方法对动力总成悬置系统的设计具有一定的指导意义。

1 液压悬置橡胶的性能计算

整车厂在开发一款新车型时, 新车型的动力总成与原车型的不一样, 应该重新设计悬置系统并按照新车型的载荷工况设计发动机侧的液压悬置。考虑到发动机侧液压悬置在悬置系统中起到支撑悬置、连接发动机以及传递作用在动力总成上的一切力和转矩, 因此如何设计出结构更好的液压悬置橡胶在设计初期显得十分重要。本文研究的液压悬置通过三个螺栓铆接在发动机一侧, 发动机在车辆行驶中会受到前撞、后撞和转矩工况等引起的前后方向载荷冲击, 通过固定在发动机端的支臂将力传递到悬置的橡胶处以减少振动冲击。橡胶的四周由铝壳体包围, 作限位使用, 在碰撞过程中橡胶易产生刚度不足和疲劳等破坏, 影响行车中的安全性。

1.1 液压悬置边界条件及安装位置

本文研究的发动机液压悬置边界条件如图1所示, 其在整车的安装位置如图2所示。通过三个M10安装螺栓铆接到车架一侧, 法兰面半径为10.5 mm。作用在动力总成上的载荷可根据文献[5]的计算方法得到, 计算得到的结果见表1。

1.2 液压悬置橡胶有限元模型及软件设置

利用Hypermesh软件, 对悬置橡胶进行网格前处理, 网格大小设置为2, 并规定网格最小角度小于8°或网格最大角度大于120°时均不满足网格质量要求。将网格质量调整好后, 设置网格类型为一阶四面体, 生成实体网格, 单元节点数为132 351, 有限元模型见图3所示。其中橡胶材料为Mooney-Rivlin类型, 胶料硬度为邵氏硬度A50。橡胶内插入铝制嵌片以提高橡胶刚度, 其弹性模量、泊松比、材料性能及密度等见表2。

为使计算准确, 将橡胶与铝制嵌片接触处进行网格共节点设置, 并分别赋予各自材料属性, 导出生成inp文件, 导入到Abaqus中进行后续设置。其中在step设置里应将初始步设定成0.01, 终止步设置成0.5。这样橡胶撞块与金属壳体在进行相撞时, 能够充分模拟出橡胶的自身接触特性以及橡胶撞块与金属壳体表面相撞击时的应力分布特性。在Interaction步骤设置中, 除设置橡胶与金属壳体接触外, 还应设置橡胶自身接触。在Load步骤设置里, 应分别设置橡胶沿X、Y、Z三个方向的移动位移, 位移量设置标准为橡胶撞块距金属壳体空间距离的2倍, 位移大小如表3所示。这里特别说明, 由于此橡胶结构为X向对称结构 (见图2) , 为方便计算只需设置X+向位移量并最终将其得出的刚度曲线值乘以负1即为X-向刚度值。在Job步骤中提交计算模型, 将计算结果导入到Visualization中进行动画演示并明确其运动状态是否正确, 导出数据最终拟合出力-位移曲线[6]。

N/mm

2 液压悬置橡胶的刚度测量

在有限元仿真分析的基础上利用MTS设备对橡胶刚度进行实际测量, 以判断仿真分析结果的准确性。MTS试验设备如图4所示, 该测试系统可测试橡胶元件等弹性体的静态、动态力—位移曲线, 阻尼、迟滞角及蠕变等性能参数。

设备性能指标:测试频率为0.01~400 Hz, 力加载范围为±10 k N, 位移加载范围为±30 mm, 力示值误差为±0.5%, 位移为±1%, 实验温度范围为-129~204℃。

载荷利用MTS系列液压动作缸进行加载, 液压动作缸通过定制的夹具与悬置橡胶安装点进行连接, 同时设置位移传感器, 通过位移监控对台架试验进行安全保护。并对其初始位置施加一个Z-向的位移5mm以模拟真实装车过程中发动机的自重。

根据上述实验条件, 分别对橡胶的X、Y、Z三向加载如表3所示位移, 每种位移加载条件下测试得到了2个同批次橡胶试样的力-位移准静态数据。分别对每组加载位移条件下实验数据进行线性插值处理, 由于在较小的位移插值间隔内其力-位移特性表现为近似线性特性, 选取10个插值点进行线性插值计算, 然后将2个试样的力-位移曲线插值后的数据进行算术平均, 将算术平均后力-位移值定义为实测基准值, 对应的力-位移曲线称为实测基准曲线。

3 仿真与实测结果对比分析

将仿真计算与实际测量得出的力-位移数据导入到Excel中进行曲线拟合, 得出悬置橡胶的X、Y、Z三向刚度曲线如图5所示。

通过图5可以得出, 悬置橡胶的三向刚度曲线基本一致, 经过计算得知橡胶的计算刚度值与实测刚度值对比如表4所示。

以实测值为基准, 规定刚度偏差值小于15%即为合格。由此得知仿真分析结果的正确性, 有力地证明了仿真分析方法的准确性。

4 结语

1) 本文以某车发动机液压悬置橡胶为例, 借助有限元分析软件论述了液压悬置橡胶刚度计算方法, 并利用该分析方法得到的数据拟合出X、Y、Z三个方向的刚度曲线, 通过MTS试验台对该橡胶元件进行实测, 结果表明三向刚度分析曲线与实测曲线目标接近, 可以有力地验证有限元分析方法的准确性, 有效地缩短了产品开发的周期, 合理地节约了产品的试验成本。

2) 本文建立的仿真分析方法对液压悬置橡胶刚度分析是有效的, 其分析思路也可以用于汽车上的其它零部件。

摘要：汽车动力总成液压悬置是动力总成系统的安全件和功能件, 是汽车悬置系统中的重要组成部分, 对车辆低振动噪声和耐久性有重要影响。文中针对某款轿车发动机侧液压悬置橡胶在台架试验中刚度不达标的现象, 借助有限元分析软件对悬置橡胶的刚度进行计算分析, 并利用MTS试验设备对橡胶计算结果加以试验验证。经过对比分析得出理论仿真与实测试验结果基本一致, 有力地验证了有限元仿真分析的准确性, 节约悬置零件的开发成本。文中对动力总成悬置橡胶的性能计算方法对动力总成悬置系统的设计具有一定的指导意义。

关键词：动力总成悬置系统,理论仿真分析,试验验证

参考文献

[1]赵艳青, 刘本元, 上官文斌.动力总成悬置支架的优化设计[J].汽车科技, 2007 (5) :23-25.

[2]吕兆平, 闫剑韬, 李宏庚, 等.基于有限元技术的动力总成悬置支架的拓扑优化[J].汽车工程, 2009 (6) :321-325.

[3]KIM J J, KIM H Y.Shape Design of an Engine Mount by a Method of Parameter Optimization[J].Computer&Structure, 1997, 65 (5) :725-731.

[4]赵建才, 李堑, 姚振强.橡胶悬置元件结构参数优化设计方法[J].振动与冲击, 2008, 27 (1) :16-18.

[5]上官文斌, 徐驰, 黄振磊, 等.汽车动力总成悬置系统位移控制设计计算方法[J].汽车工程, 2006, 28 (8) :738-742.

刚度试验篇5

1 白车身弯扭刚度特性对普通乘用车的重要性

在对试验方法进行讨论之前, 必须明晰白车身弯扭刚度对普通乘用车的重要影响, 重点分为以下几个方面[3,4,7]。

1.1 对车身结构功能可靠性的影响

普通乘用车车身刚度直接影响普通乘用车车身的功能:整体刚度低, 直接降低普通乘用车的承载使用性能;局部刚度低, 使车身局部变形增加, 降低局部安装能力;车身刚度低还会使窗口部分变形增大, 造成车门、车窗、发动机舱、行李舱开关困难, 还会降低防尘、防雨的密封性。

1.2 对车身结构安全性的影响

车身刚度直接影响车身的结构安全性:车身结构设计要求在碰撞中车身以预期的方式变形, 吸收冲击动能, 保证有限度的乘客安全空间的存在。其中, 要求发动机舱的刚度在发生碰撞时能最大限度地吸收碰撞的变形能;乘客舱的刚度尽量提高, 保证乘客的安全空间。

1.3 对车身NVH性能的影响

车身是一个多自由度的弹性系统, 在外界的激励作用下将产生振动和无限多的固有振型, 如果车身的整车刚度和局部刚度不合适, 将会产生共振, 使人体不适应, 还会带来噪声和部件的疲劳损坏, 破坏车身表面的保护层和车身的密封性, 从而削弱抗腐蚀性能。

1.4 对车身轻量化的影响

普通乘用车车身的轻量化可以用轻量化系数来衡量, 该系数=白车身质量/ (白车身静态扭转刚度×车轮轮围面积) , 白车身静态扭转刚度与轻量化系数成反比。弯扭刚度还对白车身的材料有严格要求, 对普通乘用车轻量化材料的选择有重要影响。而且, 车身轻量化直接影响到普通乘用车的燃油经济性——较好的车身刚度可以保证车身有较轻的质量, 减少风阻系数等, 有助于降低油耗;反之, 如刚度不合理, 难以保证车辆行驶的经济性, 很难降低燃油消耗。

2 普通乘用车白车身弯扭刚度特性试验的现有方法

由于上述白车身弯扭刚度特性对普通乘用车整车的重要性, 有必要对白车身弯扭刚度特性进行试验。普通乘用车白车身静态刚度特性的试验现无国家标准或行业标准, 但经过多年探讨, 不同企业、院校、科研单位已经提出了多种有效试验方法。

2.1 试验对象准备

试验用白车身可包含对象为:白车身本体、风窗玻璃 (顶部风窗) 、罩盖 (及翼子板) 、车门、保险杠及其支架、悬架和副车架。按零部件与总体刚度关系考虑的需要或者实际情况选择, 具体如下。

a.带风窗玻璃 (顶部风窗) , 不计其他[1,4]。

b.不装风窗玻璃、无四门两盖, 装有翼子板、悬架 (或带副车架) [2]。

c.仅针对白车身本体[6,7]。

d.带风窗玻璃、两盖, 不计其他等多种选择[3]。

安装固定方式一般有如下2种。

a.不安装前后悬架和前后桥, 直接将支撑和加载装置安装在减振器、钢板弹簧、螺旋弹簧处。

b.安装前后悬架和前后桥, 但弹性元件如减振器和弹簧需要刚性化或锁死, 在轴头处加载[1,2]。

2.2 试验对象载荷条件

2.2.1 扭转刚度测试

(1) 扭转加载位置

在扭转工况时, 载荷位置是在左/右前轮罩悬架弹簧支座支承点处施加大小相等方向相反的垂向力。

(2) 扭转加载载荷

参照试验情况, 扭转实际加载载荷为:

式中, M=0.5×前轴最大负荷×轮距 (N·m) [1,2,4,6];S为左/右前轮罩悬架弹簧支座支承点间距, m。

b.或按1 000、2 000、3 000 N·m及其他梯级载荷加载[2,3,7]。

普通乘用车车身扭转刚度测量约束见图1。

2.2.2 弯曲刚度测试

(1) 弯曲加载位置

在弯曲工况时, 普通乘用车车身的弯曲刚度测量的加载位置通常有中央1点加载和按乘员、载荷加载2种方式[1,6]。

中央1点加载易于获得普通乘用车车身的弯曲刚度值, 在简化情况下可假定车身整体是一根具有均匀弯曲刚度的简支梁, 用中央1点集中加载的方法求得前后轴间的弯曲刚度值。该点可以是前后轴中点连线的中间点[1]、白车身质心、前座椅后横梁支承点连线的中点。普通乘用车车身弯曲刚度中央1点测量约束见图2。

按乘员、载荷加载。模拟白车身受力情况, 分别在发动机舱、乘员舱 (如各座椅位置) 、行李舱等, 进行分散加载。采取如下方式。

a.在车前盖、顶盖、后盖上加载[3,7]。

b.在座椅固定处左右对称处加载[2]。

c.分别在前、后座椅和行李箱处施加载荷。

d.前、后排座椅对应门槛梁上的4点加载。

e.按一定的顺序在发动机舱、乘员舱、行李箱中加载[1,5]。

f.选择前排座椅中点或B柱连接线对应纵梁上的2点加载。

g.选择前、后柱中点连线的中点所在横向截面上的2点加载 (间距:座椅中点) 。

h.选择前座椅后横梁所在横向截面上的2点加载。

i.选择前、后座椅中的4点加载。

(2) 弯曲加载载荷

弯曲刚度测试的加载力值无通用做法, 但加载力值中一般要考虑发动机总成及附件、变速器总成、空调系统、乘员质量、行李质量。

中央1点加载其弯曲载荷值可以取F=1.8×乘员舱最大荷重[6]或按1 000、2 000、3 000 N等梯级载荷加载[2,3,7]。

按乘员载荷加载, 以一定顺序和大小分别施加在发动机舱、乘员舱、行李箱中[1], 加载大小考虑如下方面。

a.发动机舱加载值F1=发动机质量+变速器质量+空调质量

b.乘员舱加载值F2=1.8×乘员舱最大载荷[6]或者乘客质量 (60、120、180 kg)

c.行李箱加载值F3=行李箱最大载荷。

普通乘用车车身弯曲刚度按乘员载荷加载测量约束见图3。

2.3 白车身弯曲刚度试验的结果评估

由于试验数据的评估没有统一的标准, 缺乏通用的依据。而进行此试验多用于多种车型的对比, 如摸底试验、车身改进测试等。一般来讲, 关注白车身在某一截面的测点连续变化有无突变。

2.3.1 扭转工况

为了分析上的便利, 可以假定普通乘用车车身是一个具有均匀扭转刚度的杆体, 普通乘用车车身平均扭转刚度的计算公式为[1,4,6]:

式中, GJ为普通乘用车车身的扭转刚度, N·m/ (°) ;MT为普通乘用车车身的扭转载荷扭矩值, N·m;φ为普通乘用车车身在扭转工况下前后轴间的相对扭转角度, (°) 。

另外, 还可用公式Φ=MTλ/φ对普通乘用车车身单位长度的扭转刚度进行计算[1]。式中, Φ为普通乘用车车身单位长度的扭转刚度, N·m2/ (°) ;λ为普通乘用车轴距, m。

2.3.2 弯曲工况

(1) 在弯曲工况时, 对于中央1点加载的情况可以比照简支梁进行核算[6]。普通乘用车车身弯曲刚度计算见图4。

式中, EI为普通乘用车车身弯曲刚度, N·m2;F为等效载荷, N;L为前后悬挂固定座支撑点纵向距离, m;b、a分别是前后支撑点与载荷的距离, m;z为垂直方向弯曲挠度, m;x为计算z值点到前支撑点与集中载荷的距离, m。

(2) 按乘员、载荷加载的普通乘用车的白车身的弯曲刚度计算, 简化为:

白车身的弯曲刚度=车身弯曲等效载荷F/最大弯曲挠度z。

3 普通乘用车白车身弯扭刚度试验的合理方法

3.1 试验对象准备

多数试验方法选择试验对象除白车身本体, 通常不带风窗玻璃、四门两盖、翼子板、保险杠 (由于风窗玻璃对白车身刚度影响较大, 可能的情况下建议分两种情况试验) ;特殊情况下装有副车架和悬架及其他。白车身安装固定时直接将支撑和加载装置安装在减振器、钢板弹簧、螺旋弹簧处;特殊情况下安装前/后悬架和前/后桥, 但弹性元件刚性化或锁死。前/后悬架有多种结构形式, 用悬架固定的办法不能完全排除悬架对车身刚度的影响, 不利于比较。因此, 按前者安装为妥。

3.2 扭转刚度测试

扭转刚度是所加扭矩与前桥和后桥所在的截面的相对转角之比, 代表白车身的固有特性, 理论上不随加载力值的变化而变化。加载时, 载荷位置选择左/右前轮罩悬架弹簧支座支承点处, 施加大小相等方向相反的垂向力。加载大小按1 000、2 000、3 000 N·m梯级加载。

3.3 弯曲刚度测试

按前述, 中央1点加载所选择的点处于小范围面积之内, 在非严格选择条件下, 试验中表现为1点。

按乘员载荷加载时, 实际载荷落在普通乘用车纵梁、地板上, 在车前盖、顶盖、后盖上加载与实际相差较远;以一定顺序和大小分别在发动机舱、乘员舱、行李箱上加载, 其步骤多且过程不便于控制, 白车身刚性是其固有特性, 没必要用多项试验结果来表征;其余2点、4点加载再简化一步, 等效于中央1点加载。

由于载荷作用产生的局部变形对主要输出、测量点影响较小, 因而可以等效选择中央1点加载, 以1 000、2 000、3 000 N梯级加载。其中, 1 000 N级别等同于白车身+发动机、行李质量, 2 000 N级别等同于白车身+发动机、行李质量+2人质量, 3 000N级别等同于白车身+发动机、行李质量+4人质量。可以分别代表普通乘用车使用的3种典型工况。

3.4 弯扭刚度测试评价

扭转刚度测试评价其试验结果以加载2 000 N时扭转变形情况, 按下列公式计算:

弯曲刚度测试评价其试验结果以加载2 000 N时弯曲变形情况, 按下列公式计算:

白车身的弯曲刚度=车身弯曲等效载荷F/最大弯曲挠度z

4 结论

试验方法的应用, 在于通过试验及其结果, 对比和评价白车身弯扭刚度, 为普通乘用车设计、生产服务。需要寻求一个条件统一、便于实施、易于确定的规范。不希望通过大量而不同的试验得出相近的结果[3,7]。

(1) 为了使不同车型的弯曲、扭转刚度具有可比性, 对所有车型均采用统一的弯曲、扭转载荷及相同的约束、加载条件。

(2) 车身变形与很多实际因数有关, 试验中不能一一满足, 为保证在重复测量时能够验证所采取措施的有效性, 试验时所施加的载荷应该分为不同的等级, 且可控、可调[1,2,7]。

(3) 由于实际测量条件的限制, 施加的载荷不可能均匀施加在整个车身上, 因此车身上的载荷按等效原则化为集中力。

(4) 静态测量方式主要测量车身在静止状态下受到不同载荷时的变形情况, 应保证测量结果不受加载方式的影响, 加载时间尽可能短、不超载。

上述试验流程和评价方法, 在静态条件下易于操作并合理测试普通乘用车白车身弯扭刚度, 非常适合在生产企业推广。

摘要：研究了白车身的弯扭刚度特性对普通乘用车的影响, 针对国内普通乘用车白车身弯扭刚度特性试验所采用方法的现实情况, 通过对主要方法的研究, 提出一套合理、易于操作的试验流程和评价方法, 用于在静态条件下测试普通乘用车白车身弯扭刚度。

关键词：乘用车,白车身,弯扭刚度,试验

参考文献

[1]谷正气.轿车车身[M].北京:人民交通出版社, 2002.456-462.

[2]高云凯.汽车车身结构分析[M].北京:北京理工大学出版社, 2006.185-193.

[3]韦家增, 韦红雨, 王志武, 等.轿车车身静态刚度测试系统[A].中国机构与机器科学应用国际会议论文集[c].2007.312-314.

[4]袁玲, 仇彬, 等.轿车车身扭转刚度试验方法研究[J].农业装备与车辆工程, 2007, (11) :16-19.

[5]汽车工程手册.试验篇[M].北京:人民交通出版社, 2003.722-725.

[6]钟翠霞.基于试验的车身静态刚度特性研究[J].科技信息, 2008, (21) :40-41.

刚度试验篇6

关键词：复合砂浆钢丝网,裂缝,刚度,钢筋混凝土板

1 前言

复合砂浆钢丝网 (直径≤1.5mm, 网丝间距≤15mm) 加固混凝土的方法[1]是在混凝土构件的表面安装钢丝网, 用复合砂浆做保护和锚固材料, 使其与原结构共同工作整体受力, 以提高结构承载力的一种方法。该法直接将砂浆压抹到被加固构件表面, 不需要支模等复杂工序, 施工方便而且使被加固构件的延性和耐热耐火性大幅度提高[2]。

2 试验概况

2.1 试件设计

钢筋混凝土板尺寸为100×500×1500mm, 混凝土等级为C25, 纵筋采用HRB335, 箍筋采用HPB235。外抹复合砂浆的标准强度有两种:M30, 配合比为水泥:砂:水:外加剂=1:2:0.4:0.04 (重量比) ;M50, 配合比为水泥:砂:水:外加剂=1:1.5:0.44:0.16[3] (重量比) 。水泥等级为42.5的普通硅酸盐水泥, 添加剂为聚羧酸减水剂, 另外还掺有少量的聚丙烯纤维来提高复合砂浆的性能 (抗拉、抗压、延性等) 。

2.2 试件参数

试验分别采用两种类型不同的钢丝网和两种标准强度不同的砂浆加固钢筋混凝土板, 为了使加固层和原混凝土达到很好的协同作用, 新老界面的紧密结合就成为了试验的关键问题。所以, 除了对原构件的表面进行凿毛处理外, 还加入了聚羧酸减水剂以改善砂浆的粘结性能, 此外, 外抹砂浆前涂刷一层界面结合剂来增加界面的粘结强度本文试验是对已有一定破坏程度的构件进行二次加固, 试件共分为A和B两组, A组试件未加固, 作为对比, B组采用不同强度的砂浆和不同类型的钢丝网进行加固。

2.3 加载方式和测试的主要内容

本试验采用单调分级加载方式, 手动油压千斤顶为加载设备, 由反力梁将力施加到构件上, 直到构件破坏。正式加载之前先进行预加载, 以消除接触面的缝隙和检查仪器是否正常, 正式加载至开裂后, 加载级数减小以便观察构件的裂缝发展过程。试验过程中对裂缝宽度、挠度、开裂荷载和极限承载力进行记录, 并观察裂缝开展情况。

3 试验结果分析

荷载—最大裂缝宽度曲线如图1, 从板开始加载直到Mk/Mu约为0.6时, 曲线基本保持线性, 曲率平稳, 复合砂浆钢丝网加固板的开裂荷载没有很明显的提高, 继续加载, 曲线斜率则在纵向钢筋屈服点突然发生大幅度变化, 裂缝宽度增大较多, 由图中曲线可以看出加固板和对比板的裂缝宽度变化规律相似, 即开始时加固板最大裂缝宽度大于对比板, 当Mk/Mu约为0.6时, 最大裂缝宽度小于对比板。当Mk/Mu接近0.8时, 裂缝宽度开始急剧变化, 达到极限破坏时最大裂缝宽度较对比板小。

由图2曲线可以看出, 同一荷载强度下曲线的斜率都有一定程度的增大, 即加固板的跨中挠度值都有所减小, 因此加固板的抗弯刚度得到了提高, 而且在适筋破坏情况下, 随着砂浆强度的提高和加固层配筋率增大, 跨中挠度值减小。

4 结论

通过上述分析, 本文得出如下结论:

(1) 荷载作用下, 复合砂浆钢丝网加固层对裂缝的开展有一定的限制。加固板的裂缝开展比较缓慢而且有规律性, 裂缝呈现“细而密”的特点。达到极限破坏时最大裂缝宽度较对比板小。

(2) 加固板的挠曲变形有明显的改善, 在适筋破坏情况下, 随着砂浆强度和加固层配筋率的增大, 跨中挠度值减小。

参考文献

[1]Bournas D A, Lontou P V, Papanicolaou C G.Triantafillou T C.Textile-reinforced mortar versus fiber-reinforced polymer confinement in reinforced concrete columns[J].ACI Structural Journal, 2007, 104 (06) :740-748.

[2]吴小勇, 李丰丰, 严洲等.钢筋钢丝网砂浆加固混凝土圆柱的抗轴压性能[J].工程力学, 2011, 28 (01) :131-137.

刚度试验篇7

1 引言

钢勾心在鞋底中是连接后跟和前掌的大梁,是皮鞋的“脊梁骨”,是主要受力部件之一。皮鞋穿在脚上稳定与否,在前掌面和跟面面积一定的条件下全靠勾心的作用。勾心质量的好坏,直接影响皮鞋的外形稳定以及人体健康、安全。随着鞋用材料和款式的不断创新和变化,皮鞋钢勾心已经不仅是“一”字型结构,诸如:主要用于军品鞋的Y型勾心、主要用于注塑鞋的L型勾心、带两条大筋和不同宽度的勾心等种类及形状不断增多。目前使用的勾心刚度试验仪(以下简称试验仪)所用的上下夹具以及仪器架宽度,都不能满足异型勾心的检测要求,致使无法对许多异型的钢勾心进行检测,所以研制新型钢勾心抗弯刚度试验仪,以满足QB/T 1813-2000《皮鞋勾心纵向刚度试验方法》的要求,是十分必要的。

2 新型试验仪基本结构

新型勾心抗弯刚度试验仪改变了原有试验仪只能进行普通勾心抗弯刚度测试的难题,完全满足对双筋、三筋、八字型小筋、Y形、L形勾心,半托底和组合内底等样品的抗弯刚度测试需求,并具有操作更简便、减少操作上人为误差的优点,其基本结构见图1。

3 新型试验仪结构特点

3.1 后基座可调角度增大

根据目前钢勾心的种类和弧度特征以及悬臂梁原理,为确保钢勾心的前、后夹持点在同一水平面上,对试验仪后基座的夹具座可调角度做了调整,通过对各种勾心弧度的分析,将后夹板可调角度由原来最大50°调整为80°,满足带有角度勾心的检测需求。

1一调节螺钉2—底板3—立柱4一滚花螺母5—托板6—下夹板7—上夹板8—压紧螺钉9一百分表10—坚固轴11一固定卡12—前端上夹板13—勾心14一销轴15—前端下夹板16—螺钉17—吊耳18—砝码19—砝码架20—水平泡21—横杆

3.2 百分表调整方式便捷

百分表是勾心纵向刚度试验仪非常关键的部件之一,百分表的安装直接影响勾心的检测结果。原有勾心抗弯刚度试验仪没有对百分表进行90°固定,前后360°可调,试验过程中依靠人为的目光测试,因为受力不一,加载砝码产生的挠度就会有差异,检测过程中检测人员靠目光来调整百分表垂直压在加载支耳上,由于人员目光偏差,造成百分表固定角度偏差,计算结果对试验结果影响较大。新型勾心抗弯刚度试验仪的百分表表头支架进行90°固定,确定了安放百分表的位置,能够方便快捷准确的找到定位点。百分表表头只能前后、上下两个方向运动,既减少了人员操作误差,又给操作带来了便利。

3.3 后夹具种类增加

原有勾心抗弯刚度试验仪只能进行普通勾心的检测,普通勾心尺寸单一,夹具种类单一,原有仪器夹具不能对双筋、三筋、八字型小筋、L型勾心、Y形勾心、半托底、组合内底进行检测。新型勾心抗弯刚度试验仪根据各种类型双筋、三筋、八字型小筋、L型勾心、Y形勾心、半托底、组合内底的形状、使用过程中的受力情况和勾心在鞋内装配工艺要求以及标准检测技术要求,确定其夹持部位长度尺寸如下:后夹具上夹板的长、宽、槽深都是根据样品后端的宽度、筋的大小及形状设计的,并预留了足够的宽度和深度放余量。

增加后夹具种类有:

(1)带宽单筋槽的后夹具(八字小筋勾心)

带宽单筋槽的后夹具长70m m×宽36m m,夹持长度32mm×槽宽14mm×槽深4mm,具体式样和其适应检测的钢勾心见图2。

(2)带斜槽盒插销的后夹具(Y型勾心)

带斜槽盒插销的后夹具长70m m×宽36m m,夹持长度32m m×槽深4m m,具体式样和其适应检测的钢勾心见图3。

(3)带斜槽盒插销的后夹具(大叉型勾心)

带斜槽盒插销的后夹具长70mm×宽36mm,夹持长度32mm。前插点向前夹持5mm,一般勾心安装后至跟口的距离≥5m m,具体式样和其适应检测的钢勾心见图4。

(4)带三筋槽的后夹具(双筋、三筋勾心)

带三筋槽的后夹具长70m m ×宽36mm,夹持长度32m m ×槽宽5mm×槽深3.2mm,具体式样和其适应检测的钢勾心见图5。

(5) L型勾心刚度测试后夹具(带角度的勾心)

L型勾心刚度测试后夹具(带角度的勾心)长70mm×宽66mm夹持长度18mm×槽宽8mm×槽深7mm。勾心安装在鞋的踵心部位,一般踵心点至跟口的距离≥18mm。具体式样和其适应检测的钢勾心见图6。

(6)半托底、组合内底后夹具

半托底、组合内底后夹具夹持长度50mm,一般半托底、组合内底后端点至跟口的距离≥50m m,具体式样和其适应检测的钢勾心见图7。

3.4 前夹具规格增加

采用带钢销轴的加载支耳来实现勾心挠度的测定,关键是支耳上销轴直径大小与下夹板上V形槽尺寸之间的配合,销轴的中心线应在下夹板表面以上0～1.0mm以内,使销轴的中心线在勾心的剖面上。销轴直径5mm,加载支耳长分为70mm、120mm两种规格。

上、下夹板的长、宽、厚都是根据样品决定的。上、下夹板夹具为长35mm×宽12mm×厚3mm、长80mm×宽12mm×厚3mm两种规格。钢勾心前夹具夹持长35mm×宽12mm,具体式样见图8。组合内底半托底前夹具(组合底、半托底)长80mm×宽12mm,具体式样见图9。

3.5 夹具硬度、美观性提高

原有勾心抗弯刚度试验仪没有规定勾心夹具的硬度,由于钢勾心的硬度很大,检测过程中与刚度试验仪夹具摩擦,造成原有抗弯刚度试验仪的夹具磨损,影响试样夹持效果,无法准确确定试样的测试力臂长度,影响检测结果的准确性。新型勾心抗弯刚度试验仪要求各夹具成型后,再进行沾火和电镀加工,既保证夹具的硬度具有耐用性,同时保证仪器美观。由于日常检测工作中,好的勾心硬度的指标一般在44～52.5HRC,各夹具的硬度值必须大于检测样品的硬度值,因此确定刚度仪各夹具硬度值≥53HRC。

3.6 辅助测量器具规格增加

原有勾心抗弯刚度测试仪没有对测量器具进行设计,检测过程中靠检测人员用游标卡尺对样品的夹持点进行测量,由于样品弧度的不规则性,检测人员很难准确测量样品的力臂,造成检测结果的偏差。正常情况下,测试仪后端夹持32mm、前端夹持12mm,前后夹持的总距离44mm。在检测过程中发现,最短的勾心长度为85mm,最长的勾心长度为130mm,因此按实际测试要求,确定了不同尺寸、规格的六种量块,分别为30mm、40mm、50mm、60mm、70mm、80mm,这样既提高了勾心放置位置的准确度,又给检测人员带来了方便,从而提高了测试准确度。

4 试验仪工作原理分析

4.1 原有试验仪工作原理

根据QB/T 1813-2000《皮鞋勾心纵向刚度试验方法》标准规定,在测定勾心刚度时,将其作为弹性体,应用悬臂梁原理计算勾心刚度值,勾心悬臂梁的受力状态见图10。

由于皮鞋钢勾心的弧度千变万化,测量力臂又是勾心抗弯刚度测试中非常关键的技术要点,测量力臂的偏差直接影响最后测定结果。针对钢勾心的结构特点和种类,有30mm、40mm、50mm、60mm、70mm、80mm六种定尺可供选用,以满足测试需要。

4.2 新型试验仪工作原理

将勾心的后端固定,在其前端加载,使其产生悬臂梁式的弯曲变形,测量勾心(组合内底和半托底)的弯曲挠度,据此计算其纵向抗弯刚度。

4.3 测试数据对比分析

原有GGS-01测试仪与新型XG-1测试仪测试结果比较见表1。

从表1中结果可以看出,采取新型刚度试验仪检测得到的数据与原有试验仪的测试数据进行对比,两者之间的相对误差基本都在5%以内,说明新型试验仪设计合理,符合标准技术要求。

4.4 测量结果重现性和标准偏差分析

每根勾心在新型刚度试验仪上的多次测试数据见表2、图1 1。

从以上结果可以看出,每根勾心在新型刚度试验仪上的多次测试数据偏差在3%以内,使用本仪器进行试验的结果稳定性较好,便于操作、数据准确可靠,完全符合QB/T 1813-2000《皮鞋勾心纵向刚度试验方法》和GB/T 3903.34-2008《鞋类勾心试验方法纵向刚度》标准要求。