设计强度（共12篇）
设计强度 篇1
随着世界范围油气勘探的不断推进, 深层、超深层逐渐成为油气资源发展的重要新领域, 而且不断有新发现。然而由于深井超深井井身结构复杂, 井下工况存在较多的不确定性, 油套管柱脱扣、螺纹密封失效、磨损、挤毁和腐蚀等事故时有发生[1,2]。重点针对接头失效的问题, 从接头密封失效机理、油套管柱接头设计方法、接头性能实验评价等阐述加强接头强度设计和评价的必要性。
1 油套管柱接头密封失效机理
接头密封失效是深井超深井油套管柱损坏的主要形式之一。对API螺纹 (圆螺纹、偏梯形螺纹) 及特殊螺纹的密封机理和密封性实物试验研究表明, API螺纹均为锥度螺纹, 设计锥度主要为l/l6 (直径方向) , 其密封性主要依靠配合螺纹过盈啮合产生的接触压力来获得, 属锥度螺纹密封[3]。由于结构设计的原因, API螺纹啮合螺纹间存在一定间隙, 这些间隙成为潜在的泄漏通道。所以API螺纹的密封性容易受到多种因素的影响, 如螺纹脂的干燥程度、加工公差、上扣控制、复合载荷等。
其中对于复合载荷的影响, 有限元计算分析表明, 套管在不同轴向载荷作用下, 螺牙面上的最大接触压力随着轴向拉伸载荷的增大而增大, 且呈现出线性关系。API圆螺纹套管接头最大接触压力出现在公扣的根部, 并且前4扣的压力和各种应力较大, 最有可能发生黏扣和屈服破坏。随着轴向压力的增加, 套管螺纹的接触压力随之减小, 当达一定值时套管螺纹的密封就会失效。
2 传统油套管柱接头设计方法及存在的问题
2.1 强度计算方法
国内传统的油套管柱强度设计, 例如行业标准SY/T 5724-2008《套管柱结构与强度设计》[4], 给出了详细的管体抗挤强度、屈服强度、抗内压强度、三轴应力强度的计算公式, 对于接头主要给出了接箍泄漏强度、接箍开裂强度计算公式, 但主要针对API螺纹。
2.2 强度设计及安全系数
SY/T 5724-2008标准在设计安全系数取值时主要为抗挤、抗内压、抗拉3个值, 抗挤1.00~1.125, 抗内压1.05~1.15, 抗拉1.60~2.00。
国外油套管柱强度设计标准非常重视接头设计, 在强度计算上, 挪威D-010-R4提出[5], 油气井管柱的设计边界条件应为API计算的强度值、Von mise屈服准则计算的强度值以及接头的性能这三者交叉形成的包络线。
在安全系数设置上, 国外标准通常给出抗拉、抗内压、抗外挤、三轴、轴向压等5个系数。其中挪威的标准是抗拉、轴向压、三轴1.25, 内压、外挤1.1。国外用得较多的还有斯伦贝谢、壳牌等, 其中斯伦贝谢对于苛刻工况要求抗拉1.6、抗内压1.25、抗外挤1.1、轴向压1.2、三轴1.25。
总之, 目前国内的标准在强度计算方面更多的考虑管体的强度和普通API扣的强度, 在强度设计上对接头的性能重视不够, 在安全系数设置上对接头轴向压缩性能考虑不够。
3 深井超深井油套管柱接头强度设计
借鉴挪威D-010-R4标准的做法, 深井超深井套管强度设计时考虑接头的强度, 接头的强度与API计算的管体强度的最大区别在于抗压缩性能和抗拉性能。而实际上目前有的100多种特殊扣在抗内压、抗外挤、抗拉强度上基本能够达到管体的100%, 但在抗压缩性能上有很大的区别, 例如NEW VAM扣是本体的30%, VAM TOP扣是本体的70%, VAM 21扣是本体的100%, FOX扣是本体的40%~50%。正是因为特殊扣产品在抗压缩性能上的区别, 对油套管柱强度设计时有着显著的影响。结合一口典型井的受力分析和强度校核来说明。
3.1 基础数据
SN4井为一口超深直井, 完钻井深6 681.88m, 采用四级套管:Φ508mm×300m+Φ339.73mm×3 698m+Φ244.47mm×6 300m+Φ177.8mm×6 612m, 215.9mm裸眼完井。套管均回接至井口, 油层套管钢级P110, 回接段采用了Φ177.8mm的12.65mm、10.36mm、11.51mm3种壁厚的套管, FOX扣。油管在封隔器以上采用的是TP-JC扣的88.9mm×6.45mm油管, 封隔器以下为73mm×5.51mm EUE油管。
该井6 676.26m处地层压力为81MPa, 地层温度191.8℃m。泥浆类型为聚磺, 泥浆密度1.3g/cm3。生产时井口压力最高58.8MPa, 油嘴控制情况下井口温度接近70℃, 合理产量预计30×104~40×104m3/d, 无阻流量250×104m3/d。产出流体为干气, 其中CO2含量8%, H2S含量22~50mg/m3。目前未见到地层水, 邻井同层地层水矿化度15×104mg/L。采用常规投产或酸压改造投产, 单层生产。
3.2 计算工况
(1) 井筒准备; (2) 组下测试管柱, 泥浆密度1.3g/cm3; (3) 调整管柱、座封封隔器、验封; (4) 坐油管挂、装采气树、试压、开安全阀; (5) 替浆、打盲堵、关闭循环滑套、挤清水:用比重1.30的盐水反替井内泥浆, 至进出口液性一致。打盲堵, 投球, 待球入座后打压关闭E型阀 (关闭压力15MPa) , 继续打压打掉球座; (6) 模拟酸化施工:正挤一个油管容积的清水, 按照SN3井, 施工泵压95MPa, 背压47MPa, 排量取4m3/min, 施工规模480m3计算; (7) 开井求产。
3.3 油层套管受力分析
按照该井完井测试时的实际工况, 从循环、坐封封隔器、酸化、放喷、生产等5个工况对油层套管进行了受力分析, 如图1~图4。可以看出考虑了接头性能情况下, 回接段第1、2段以及悬挂段油层套管的受力均在包络线范围内, 因此是安全的。但回接套管底部在放喷和生产两种工况下接近接头抗压缩性能的边界条件, 分析认为是因为开井生产时井筒温度升高, 套管为轴向伸长, 由于井口等边界的限制, 轴向伸长转化为轴向压缩力, 最大的轴向压缩载荷达到1 363.8k N。如果不考虑接头性能, 完井测试过程中套管在轴向上抗拉和抗压的安全系数是很高的, 因此现场技术人员传统上更多的是关心套管的抗内压和抗外挤性能。一旦考虑接头性能, 选择不同的螺纹对强度校核有显著影响, 本例中选择的是FOX扣, 接头抗压缩性为本体的40%~50%, 校核的结果是回接套管底部 (回接段第3段) , 在放喷和生产两种工况下接近接头抗压缩性能的边界条件。如果优选更高的VOM TOP, 甚至VOM 21扣, 校核的结果就是安全的。
4 深井超深井油套管柱接头性能评价
越来越多的学者开始重视交变载荷下螺纹性能, 开展了大量的室内评价, 如郭建华等[6]按照龙岗气田实际使用油管材质及扣型, 选择88.90 mm×6.45 mm SM 2550-125 VAM TOP扣油管和73.02 mm×5.51 mm BG 2830-110 BGT1扣油管进行上卸扣和模拟龙岗实际工况条件及95%等效应力 (VME) 的交变载荷气密封试验, 充分考虑拉伸、压缩、内压和弯曲等不同工况, 但加载的轴向压缩载荷仅为298k N。
例如针对页岩气井采用水平井开发, 油层套管在大弯曲狗腿度和长水平段的高摩阻和弯曲应力作用下, 需要套管有比较高的拉伸/压缩+弯曲条件下的抗挤和密封性能。笔者认为相比水平井弯曲井眼条件下螺纹一侧所受的压应力, 高温高压气井由于温度上升等因素引起的轴向压应力更严重, 更应该引起重视。
典型井受力分析表明, SN4井开井生产工况下最大的轴向压缩载荷达到1 363.8k N, 因此笔者认为目前的交变载荷螺纹性能实验中轴向压应力加载偏低, 建议加强油套管柱的受力分析研究来指导加载方案设计。
5 认识和建议
1) API螺纹及特殊螺纹的密封性能受螺纹脂的干燥程度、加工公差、上扣控制、复合载荷等影响, 对于深井超深井复合载荷来说螺纹密封性能的影响尤为显著。
2) 传统油套管柱强度设计标准中, 在强度计算方面更多的考虑管体的强度和普通API扣的强度, 在强度设计上对接头的性能重视不够, 在安全系数设置上没有考虑接头轴向压这个系数。建议借鉴挪威D-010-R4等标准。
3) 接头的强度主要依靠厂家提供的数据, 没有确切的理论计算公式, 比较科学的方法是通过室内实验评价。典型的交变载荷螺纹性能实验表明轴向压应力加载偏低, 建议加强油套管柱的受力分析研究来指导加载方案设计。
参考文献
[1]廖华林, 管志川, 冯光通, 等.深井超深井套管损坏机理与强度设计考虑因素[J].石油钻采工艺, 2009, 31 (2) :1-6.
[2]万仁溥.现代完井工程[M].3版.北京:石油工业出版社, 2008.
[3]高连新, 史交齐.油套管特殊螺纹接头技术的研究现状及展望[J].石油矿场机械, 2008, 37 (2) :15-19.
[4]石油工业标准化技术委员会石油钻井工程专标委.套管柱结构与强度设计:SY/T 5724-2008[S].北京:石油工业出版社, 2008.
[5]Well integrity in drilling and well operations:D-010-R4[S].
[6]郭建华, 马发明.四川盆地高含硫气井油管螺纹气密封性能评价与应用——以龙岗气田为例[J].天然气工业, 2013, 33 (1) :128-131.
设计强度 篇2
本资料为woRD文档，请点击下载地址下载全文下载地址
课
件
【教材】人教版普通高中课程标准实验教科书物理选修3－1第一章第三节
【教学时间】一课时
【教学目标】
一、知识与技能
．粗略了解物理学史上对电荷间相互作用力的认识过程。
2．知道电荷间的相互作用是通过电场发生的，电场是客观存在的一种特殊的形态。
3．理解电场强度的概念及其定义，会根据电场强度的定义进行有关的计算。知道电场强度是矢量，知道电场强度的方向是怎样规定的。
4．能根据库仑定律和电场强度的定义推导点电荷场强的计算式，并能用此公式进行有关的计算。
5．知道场强的叠加原理，并能应用这一原理进行简单的计算。
二、过程与方法
．经历“探究描述电场强弱的物理量”的过程，获得探究活动的体验。
2．领略通过电荷在电场中所受静电力研究电场、理想模型法、比值法、类比法等物理学研究方法。
三、情感态度与价值观
．体验探究物理规律的艰辛与喜悦。
2．学习科学家严谨科学的态度。
【教学重点】
．探究描述电场强弱的物理量。
2．理解电场、电场强度的概念，并会根据电场强度的定义进行有关的计算。
【教学难点】
探究描述电场强弱的物理量。
【教学用具】多媒体
【设计思路】
以“电荷间相互作用如何发生”、“如何描述电场的强弱”两大问题为主线展开，具体操作思路是：
．学生自学电场，培养学生阅读、汲取信息的能力。
2．通过实验模拟和定量分析的方法探究描述电场强弱的物理量。
3．通过练习巩固加深对电场强度概念的理解，探讨点电荷的电场及场强叠加原理。
【教学设计】
一、复习提问、新课导入（5分钟）
教师：上一节课我们学习了库仑定律，请同学们回忆一下：库仑定律的内容是什么？
学生回答：略
教师：我们不免会产生这样的疑问：
投影展示问题1：真空中？它们之间相隔一定的距离这种相互作用是如何产生的呢？难道能够不需介质超越空间？
投影展示“探究影响电荷间相互作用力的因素”图片（1．2－1）。
教师：这幅图大家不陌生，那么相同的小球在不同的位置所受作用力不一样，说明了什么？
学生回答：库仑力的大小与距离有关。
教师：其本质原因又是什么呢？（投影展示问题2）
教师：带着这两个疑问，本节课我们一齐来学习第三节电场强度。（板书课题）
二、新课教学（35分钟）
（一）电场
教师：请同学们带着以下问题自学“电场”内容。
（1）电荷间的相互作用是如何发生的？这一观点是谁提出来的？
（2）请用自己的语言描述一下什么是电场？
（3）电场有什么本领？
学生自学，师板书“
一、电场”。
学生回答：（1）略；
教师：法拉第同学们曾记否？
学生（集体）回答：电磁感应现象。
教师：法拉第是英国物理学家、化学家，对事物的本质有着非常敏锐的洞察力，在电学上有着突出的贡献。依据法拉第的观点，我们如何描述电荷A、B之间的作用力。
师生共析。
（2）略；
教师启发引导：场是“物质”──它和分子、原子组成的实物一样具有能量、质量和动量，电视机、收音机信号的发射与接受就是电磁场在空间的传播；“特殊”──看不见、摸不着；“存在于电荷周围”并板书。
（电场是）存在于电荷周围的一种特殊的物质。
教师：场与实物是物质存在的两种不同形式。
（3）学生回答：对放入其中的电荷有静电力的作用。
（二）科学探究描述电场强弱的方法
教师：下面我们再来探讨第二个问题。
依次投影问题：①相同的小球在不同的位置所受作用力不一样，其本质原因是什么呢？（对照“探究影响电荷间相互作用力的因素”图片说明）
学生回答：电场强弱不同。
②那么如何来描述电场的强弱呢？
教师启发：像速度、密度等寻找一个物理量来表示。
③如何来研究电场？
（学生思考）
教师启发引导：电场的本领是对场中的其他电荷具有作用力，这也是电场的最明显、最基本的特征之一。因此在研究电场的性质时，我们可以从静电力入手。（板书研究方法）
教师：对于像电场这样，看不见，摸不到，但又客观存在的物质，可以根据它表现出来的性质来研究它，这是物理学中常用的研究方法。
教师：还需要什么？
学生回答：电场及放入其中的电荷。
多媒体依次展示，教师简述：①“探究影响电荷间相互作用力的因素”中的试探电荷；②场源电荷。
师生共析对试探电荷的要求。
教师：下面请同学们仔细观察模拟实验的动画演示，并描述你看到的现象说明了什么。多媒体动画模拟：①不同位置偏角不同；②增加试探电荷带电量偏角均增加。
学生回答：不同位置受力不同；同一位置试探电荷带电量增加，受力增大，但不同位置受力大小关系不变。
教师：下面我们再通过表格定量地来看一看：
将表格填完整，并分析、比较表格中的数据有什么特点和规律，看你能否得出如何来描述电场的强弱。多媒体展示表格，学生回答后依次填入：①F1、F2、F3及F1＜F2＜F3；②2F1、3F1、4F1、nF1等。
表一：（P1位置）
试探电荷
q
2q
3q
4q
nq
静电力
F1
2F1
3F1
4F1
nF1
表二：（P2位置）
试探电荷
q
2q
3q
4q
nq
静电力
F2
2F2
3F2
4F2
nF2
表三：（P3位置）
试探电荷
q
2q
3q
4q
nq
静电力
F3
2F3
3F3
4F3
nF3
（学生思考并交流讨论）
学生回答：
（1）不同的电荷，即使在电场中的同一点，所受静电力也不同，因而不能直接用试探电荷所受的静电力来表示电场的强弱；
（2）电场中同一点，比值F/q是恒定的，与试探电荷的电荷量无关；（同一张表格）
（3）在电场中不同位置比值F/q不同。（三张表格比较）
师生共同小结：比值由电荷q在电场中的位置决定，与电荷q的电荷量大小无关，它才是反映电场性质的物理量。
教师：在物理学中我们定义放入电场中某点的电荷所受的静电力F跟它的电荷量q的比值，叫做该点的电场强度。并板书。
（三）电场强度
．定义：
教师：以前我们还学过哪些物理量是用比值法来定义的？
学生回答：略。
教师：从它的定义，电场强度的单位是什么？
学生回答：N/c
教师介绍另一种单位并板书。
2．单位：N/c或V/m，1N/c＝1V/m
教师结合板画：在电场中不同位置，同种电荷受力方向不同，说明场强是矢量还是标量？
学生（集体）回答：矢量
教师结合板画：电场中同一点放入正电荷和负电荷受力方向不同，如何确定场强的方向呢？
教师：在物理学中作出了这样的规定。（板书）
3．方向：电场中某点电场强度的方向跟正电荷在该点所受静电力的方向相同。
教师：按照这个规定，如果放入电场中的是负电荷呢？
学生回答：与负电荷在电场中某点所受静电力的方向相反。
投影练习：
练习1（加深对场强的理解，探讨点电荷的场强大小与方向）
点电荷是最简单的场源电荷。设一个点电荷的电荷量为+Q，与之相距为r的A点放一试探电荷，所带电荷量为+q。
（1）试用所学的知识推导A点的场强的大小，并确定场强的方向；
（2）若所放试探电荷为-2q，结果如何？
（3）如果移走所放的试探电荷呢？
（请两位同学板演前两问后，共同完成第三问）
师生共同归纳总结：
．点电荷电场的场强大小与方向。（多媒体动画演示方向的确定方法）
2．电场强度是描述电场（力的）性质的物理量，在静电场中，它不随时间改变。电场中某点的场强完全由电场本身决定，与是否放入电荷，放入电荷的电荷量、电性无关！
辨析和的关系，强调的适用条件。
练习2（探讨场强的叠加，巩固对场强的理解及公式的灵活运用，加强计算能力培养）
如图所示，真空中有两个点电荷Q1＝+3．0×10-8c和Q2＝－3．0×10-8c，它们相距0．1m，A点与两个点电荷的距离r相等，r＝0．1m。求：
（1）电场中A点的场强；
（2）在A点放入电量q＝－1×10-6c，求它受的电场力。
教师：题中场源电荷不止一个，如何来确定电场中某点的场强？
学生：平行四边形定则
（请两位同学板演）
教师：根据场强的叠加原理对于一个比较大的不能看成点电荷的带电物体产生电场的场强如何确定？
学生思考后回答：无限等分成若干个点电荷。
教师：根据以上方法，同学们设想一下一个半径为R的均匀带电球体（或球壳）外部产生电场的场强，如何求解？
学生思考后回答：等效成电荷量集中于球心的点电荷。
三、小结（多媒体依次投影，并简述）
通过本节课的学习，我们知道电荷间的相互作用是通过电场发生的，电场是存在于电荷周围的一种特殊的物质，它最基本的特征是对放入其中的电荷具有力的作用。正是利用电场的这一特性，我们通过研究试探电荷的所受静电力特点，引入了描述电场强弱的物理量──电场强度。电场强度是用比值法定义的，它是矢量，有方向。
电场、电场强度的概念是电学中最重要的概念之一，它的研究方法和定义方法也是物理学中比较常见的方法。
四、板书设计
一、电场
客观存在的一种特殊的物质形态
二、电场强度
．定义：E＝F/q
2．单位：
3．方向：跟正电荷在该点所受静电力的方向相同
三、点电荷的电场
．推导：
2．大小：
3．方向：
四、电场强度的叠加
五、布置作业
教材P16-171、2、7
思考题：
完成课本P173，比较电场强度E＝F/q与重力加速度g＝G/m有什么相同点和不同点
六、教学反思
探究描述电场强弱的物理量是本节课的重难点内容之一，应给学生充分的思考时间，并让学生相互交流讨论，教师还可进行适当启发引导。另外，探究时间很难控制，在内容处理上应做到详略得当，发挥学生的主动性，如对电场及练习题的处理，尽可能由学生完成。
课
设计强度 篇3
摘 要：汽车行业的快速发展，对汽车内部的材料、设置等也提出了较高的要求。本文针对汽车座椅，研究座椅骨架的强度和座椅零部件的设计问题，本文将以单边角调靠背骨架作为研究对象，从“座椅的概述”着手，引出了有限元分析工况与试验方法差异对比问题，并主要在差异对比和结果对比两个方面进行了详细论述，在文章中，还分析了座椅骨架结构和零部件的设计优化问题，并最终得出相关结论，以期为座椅骨架强度与零部件设计优化提供理论依据。
关键词：汽车座椅；骨架强度；零部件；设计优化
中图分类号： U463 文献标识码： A 文章编号： 1673-1069（2016）15-189-2
0 引言
汽车基本装置中包括座椅，作为基本装置的一部分，座椅也是汽车安全部件的重要部分，座椅的设置主要是为了提供支撑、确定位置，让乘员在驾乘的过程中能够感受到舒适感，并起到保护的作用，在突发状况使保证乘员不受到身体伤害。而汽车行业的激烈竞争对座椅的安全性也提出了更高的要求，而怎样才能在保证原来的安全等级的前提下，优化座椅产品结构、控制座椅成本就成了当前绝大多数主机厂着重注意和研究的问题。
1 关于座椅的概述
既然强调座椅的安全性，那么首先要了解决定座椅安全性的主要因素，座椅的骨架强度是其安全性的影响因素，并且是主要影响因素。一般的汽车座椅骨架由三部分组成，分别是：靠背骨架、坐垫骨架、核心件，而且座椅的安装支脚要经螺栓起到固定作用，使之可以被固定在车身的横梁部位上。其中，汽车座椅的核心件也是由一些子部分构成，主要是滑轨总成、高调器总成、角调器总成等，对于核心件的质量要求严格，所以一般由专业的厂家来设计、制造核心件，除了严格要求产品的质量外，对所有部件质量的一致性、通用性等要求也比较高。[1]
一般汽车座椅靠背骨架总成由四部分组成，不仅包括钢管框架、靠背弹簧、侧面支撑钢丝，还包括左右角调器总成，这一部分又是由两个部分组成的，角调上下连接板、角调器核心件组成了左右角调器总成，如图1。当前，一般的中高端车型都用“冲压件框架”来替代传统的汽车座椅钢管框架的靠背结构。但一般低配置的车型用的是单边角调座椅骨架，本文将以单边角调靠背骨架为研究对象，来分析骨架强度和零部件的优化设计问题，从而分析出汽车座椅骨架和相关零部件的受力情况，通过有限元分析和试验结果的对比，优化零部件设计，从而满足骨架设计和使用要求。
2 有限元分析工况与试验方法差异对比
有限元分析主要是利用数学等方法模拟真实的物理系统，如几何、载荷工况等，并利用简单的、相互作用的元素（单元），用有限数量的未知量逼近无限未知量的真实系统。就汽车座椅使用的钢材情况来分析，当刚才承受着正、负两种交变应力相等时，那么材料所承受的最大应力值（材料疲劳度）就会随着钢材材料交变次数的增大而逐渐变小（见图2）。[2]根据图2的坐标可以看出，当材料所承受的交变次数达到了107次以后，其疲劳度就发展成为一个固定的数值，那么也就达到钢材材料的持久极限值。一般来讲，材料的持久极限相对于静强度是比较小的，一般只占静强度的50%左右，如果交变应力始终小于持久极限值，那么钢材材料就具有了无限的使用寿命。
通过有限元分析来模拟材料静强度的试验，可以考察座椅骨架的应力变化情况与试验的结果是否能够保持一致。那么作为依据，可以为优化座椅和零部件结构提供依据，并分别对比、分析结构优化前后的结果，得出结构优化合理性和有效性的结论。
2.1 差异对比
具体的试验方法如下：
将汽车座椅牢牢固定于试验台架之上，注意要严格按照事先设计好的位置，并在汽车座椅靠背的顶端中间部分，沿着垂直于人体模特躯干的方向施加指定力矩，那么就也相当于是在“H”点的部分，并加、卸载循环指定次数。在试验完成之后发现，汽车座椅的骨架并没有松动或断裂的情况出现。[3]
在加载方式方面进行分析：对座椅施加的相对静载荷试验力矩，要求是两倍载荷于座椅靠背的顶端中间部分，保持施加方向要垂直于座椅的靠背。
在约束条件进行分析：约束汽车座椅的4个支脚安装孔，并要对所有的节点（从1至6，6个方向的自由度）进行约束。该试验是对座椅的耐久性进行的试验，在进行座椅的静强度分析时，注意要保证载荷是耐久性试验的二倍。这样才能得出座椅静强度分析的应力分布图例，并进而完成与试验结果的趋势性对比。
2.2 结果对比
经过多方面的试验和分析，得出了相对完善的结果。在几次试验的过程中，将板焊接边缘处的撕裂部分连接上，有限元分析的结果在焊接边缘的位置会产生座椅应力的集中，考虑到因为焊接而引起的钢材材料的脆化问题和焊接缺口问题，破坏了钢材材料。有限元分析的结果中，可见应力的分布和试验的结果是相对吻合的（见图3）。
3 座椅骨架结构与零部件的设计优化分析
如果汽车座椅的骨架结构不变，其他的零部件材料和结构也保持不变，在这样的情况下更改座椅连接板结构，那么此时选择使用材料强度比较低的钢材，同样有可能提高座椅的骨架整体性。但如果钢材材料的强度过低，就会造成材料失效的危险，在座椅结构强度比较薄弱的部分，如果增加一定数量的加强筋，则会使座椅整体结构的强度得到明显提升。此外，科学合理的座椅结构设计、钢材材料选择，不但可以提高座椅骨架的整体强度，还可以有效降低钢材原材料的成本。
4 结束语
通过分析、研究，试验和对比得出了以下结论：第一，汽车座椅受力比较大的部位结构应该尽量使用简单的设计，进而使材料的折弯和结构的突变情况得到减少；第二，在座椅的结构强度比较薄弱的位置应该增加一定的翻边和加强筋，进而使座椅局部的结构强度得到提高；第三，骨架强度和零部件优化设计时，应该注意焊接质量的问题，因为焊接质量会对座椅骨架的性能产生较大影响，如果质量问题得不到规避，就需要在焊接时多加注意，以免在焊接时引起材料脆化问题，并避免因焊接缺口而加剧钢材材料的破坏；第四，对于汽车座椅的质量和舒适性而言，需要注意座椅结构设计可靠性和座椅材料的选用问题，不仅要能够提高座椅骨架的整体强度，还要实现对座椅原材料成本的控制。
参 考 文 献
[1] 王吉昌.汽车座椅骨架轻量化及被动安全研究[D].上海工程技术大学，2011.
[2] 杨丽，王莹，王跃贞，杨黎.座椅骨架强度分析及零部件设计优化[J].汽车实用技术，2015，09：63-64+96.
泛谈飞机机体机构的强度设计 篇4
关键词：抗腐蚀,疲劳寿命,损伤容限,耐久性
飞机机体作为航空机载设备、系统的载体, 在设计中受到诸如外形、总体布局、重量控制等诸多因素的约束。在满足了这些约束条件后, 机体结构还需满足静强度、刚度、振动环境、抗腐蚀、疲劳寿命、损伤容限、耐久性及结构可靠性要求。
机体结构工程上分主传力结构、辅助传力结构、维形结构等, 本文主要论述主传力结构的设计。
对于主传力结构的布局, 一般应遵循以下几个基本原则:综合考虑全机的传力路线;主承力系统尽量设计成超静定结构, 以提高机体生存力;合理分配重量指标, 综合利用受力构件;集中力尽量靠近结构件剖面的刚心;尽可能让传力路线最短;传力必须连续, 构件剖面刚度变化尽量平缓, 防止刚度突变;结构受力构件总体上简洁流畅, 细节上平缓精致。
1薄壁结构件的稳定性设计
容易产生稳定性问题的结构形式主要有:杆、板、柱、筒。
杆:主要受通过杆轴心的简单压力或沿轴向分布压力, 呈欧拉失稳形式。
板:包括平板和较小曲率的曲板。薄壁结构中有许多形式的屈曲。除简单受拉的情况没有屈曲问题外, 薄板在板中面内受压、受剪, 薄壁梁受弯、受扭, 薄壁壳体受外压等都会发生屈曲现象。
平板在屈曲后还能继续承担轴压。靠近桁条或缘条的那部分薄板, 由于支承的限制, 不能自由地凹凸, 因而能有效地承受轴压, 而离两侧支承较远的薄板, 可以自由凹凸, 几乎不能承担轴压。一般认为在有效宽度以内的薄板, 将随同它附着的桁条共同承受轴压。有效宽度以外的薄板则可认为不再受力。也就是说薄壁在失稳时并未毁坏, 只是应力分布改变了, 整个结构仍在继续支承载荷, 直到整体毁坏为止。可在弹性屈曲后继续承载。
梁柱:同时受弯和受压的杆件。这种杆件在侧向力作用下产生弯曲挠度, 侧向挠度使轴向压力产生附加弯矩, 使侧向弯曲增大, 因此必须考虑侧向力与轴向压力的联合作用。在弹性屈曲后, 承载能力基本不变。
筒:是对抗屈曲能力较强的结构形式, 圆筒受轴向压力时抵抗屈曲的能力比平板要高得多, 经典理论的结果是在假设圆筒具有理想几何形状下得到的, 实际上由于初始缺陷和边界条件的影响, 试验值比理论值要低得多。且在弹性屈曲后, 承载能力急剧下降。
2机体结构的刚度设计
刚度设计的需求是由静变形、机械振动、静气弹、动气弹、伺服弹性、气动伺服弹及以上的综合要求提出的。
在刚度设计中要考虑的载荷主要是弹性力、惯性力、气动力和伺服力。在这几个载荷中凡会与弹性力组合或耦合的都会涉及到结构刚度问题。
在以上这些对结构刚度的要求中, 有些是可以兼顾考虑的, 但有些是要产生矛盾的, 比如颤振和副翼反效, 希望加大主翼面刚度, 但为了降低机身对突风响应则希望适当控制主翼面刚度。
因此, 在机体结构的刚度设计中针对所有要求全面检查、权衡利弊和各专业要求的余度, 重点解决主要矛盾;结构刚度本身的强弱都有一个适当的度, 可参考相关同类机种选择, 最重要的是解决好各环节的刚度匹配;结构中各部件, 特别是活动部件的间隙, 安装精度对刚度影响甚大, 尤其是伺服问题上;对操纵舵面变形计算和试验的载荷工况中, 必须包括局部载荷工况。
3结构抗振设计
对结构而言, 振动的危害主要是影响结构本身的功能 (如质量分布安装间隙不当影响颤振等要求的频率) ;不能满足系统、成品对结构的安装基础要求, 如成品使用的振动环境、管路、电缆过大的振幅与它们与结构之间的间隙不相容;振动疲劳对结构寿命的影响。因此在结构设计的过程中, 要考虑结构件的固有频率与振源激励频率之间应有足够差值;壁板振动不仅影响振动强度, 而且产生噪声, 改善壁板的支持刚度和壁板本身的法向刚度是防止壁板振动的主要方法, 如加筋条的合理布局, 改善屏格尺寸等。如为外露壁板, 还要考虑气流激励;在振动环境下工作的构件, 尽量选用韧性好, 对缺口不太敏感, 振动阻尼特性好的材料或结构形式;在振动环境中的构件, 尽量避免用焊接件, 尤其是普通焊接件;振动环境中的连接件, 一般要用高精度螺栓, 且应有隔振和防松措施;控制振动环境下工作的构件和安装件 (比如导管) 的应力水平和振幅。振动谱与载荷谱不同, 一般是高频且应力比较大, 与飞行小时关系不大, 而与激励源 (如发动机) 的工作状态和工作时间有关。
4抗腐蚀设计
4.1腐蚀问题的种类
结构设计中主要面临的腐蚀问题有应力腐蚀、疲劳腐蚀、剥落腐蚀、氢脆和镉脆。
应力腐蚀:某些合金材料在恒定拉应力与腐蚀介质共同作用下, 导致材料脆性断裂, 特别是高强度钢和铝合金对应力腐蚀敏感;
疲劳腐蚀:疲劳损伤处 (如裂纹) 与应力腐蚀损伤之间的相互作用;
剥落腐蚀:材料的表面层在加工中或使用中破坏或防腐处理层破坏;
氢脆和镉脆:氢、镉离子渗入金属内部使金属的韧性和抗拉伸强度降低, 造成氢脆或镉脆。氢脆在室温下最敏感。高强度合金钢对氢脆敏感。
4.2抗腐蚀设计要点
1) 在满足基本要求的前提下, 选用屈服强度较低、裂纹扩展常数较低、电导率高的材料;比如光滑试件的门槛应力和腐蚀应力强度因子高的材料抗腐蚀能力强;
2) 控制好配合孔和配合面的间隙和平整度, 防止腐蚀物和介质进入和残存;
3) 在容易积水积液部位, 应安排排水液通道和排水孔, 排水孔不能太小, 排水孔应设在通道的低端;
4) 在设计中要为外场表面防护留出足够的间隙和通道;
5) 适当利用抗腐蚀工艺方法, 如渗碳、渗氮、冷挤压、胶接等;
6) 焊接件的焊缝应避免锉修, 如不可避免, 锉修面应防腐表面保护;
7) 结构件装配中, 尽量避免锉修, 如不可避免, 锉修面应防腐表面保护;
8) 镀镉的紧固件不允许与钛合金直接接触, 也不能直接与碳纤维复材相连;
9) 铝合金结构上的钢铆钉或钢螺钉应涂底漆;
10) 在铝合金结构上使用镀镉的凸头螺栓时, 在螺栓与螺帽之间应加隔离垫片, 受剪螺栓加铝合金垫片, 受拉螺栓加镀锌钢垫片;
11) 抗拉强度超过1200MPa的钢件不允许镀锌、镀镉;钛合金不允许镀镉, 也不允许与镀镉件直接接触。
5机体结构的损伤容限设计
损伤容限设计的总目标是确保含有损伤 (裂纹) 的结构在修理前的使用期内, 其承载能力能满足在此期间可能遭受的最大载荷, 机体不会因为裂纹的存在而发生灾难性破坏。损伤容限设计的主要对象是关键结构件。
5.1损伤容限设计的主要内容
1) 确定损伤容限关键部位;
2) 可能遭受的最大载荷及在此载荷作用下已存在裂纹结构的剩余强度;
3) 关键部位的裂纹扩展寿命和临界裂纹长度;
4) 结构中存在的初始裂纹长度 (原材料和加工固有部分以及检测手段无法检测到的两部分) 。
5.2损伤容限设计技术要点
1) 结构形式特别是主传力通道的结构构形和选材;
2) 针对所选材料和构件形式进行损伤容限试验;
3) 损伤容限计算分析:编制载荷谱或应力谱、应力强度因子计算、裂纹扩展计算、剩余强度计算;
4) 选择裂纹检测手段 (设备配置) ;
5) 特种疲劳增强措施及新工艺方法;
6) 质量控制程序。
5.3损伤容限设计的几点基础知识
损伤容限设计、计算和试验都是建立在断裂力学理论基础上的;损伤容限结构一般分为两大类:缓慢裂纹扩展结构和破损安全结构 (多通道传力和安全止裂) 。
1) 缓慢裂纹扩展但不可检结构
确定的临界裂纹长度应低于整个寿命期或大修期可能会扩展的裂纹长度, 设计时选用裂纹扩展速率低、断裂韧性好的材料;控制包括应力集中因素在内的应力水平;充分的试验验证。
2) 缓慢裂纹扩展并可检结构
结构在使用中出现的裂纹可被检测而且可修复或更换。裂纹长度应按可检级别 (场站可检、大修可检) 分级。
破损安全多通道结构, 要求结构在主传力途径结构失效后, 残存结构仍能承担修理前使用期内可能遭受的最大载荷。
破损安全止裂结构, 壁板上的桁条或加筋条是很典型的止裂结构形式, 但能否达到预期的止裂效果, 是需要在静强度和刚度设计思想上增加损伤容限思想才能达到。裂纹扩展到桁条或筋条处时, 板上载荷向桁条或加筋条上转移, 使板的剩余强度提升。适当的多层结构可使其中一层出现裂纹时, 当裂纹扩展到与之相连的紧固件孔边, 孔起止裂作用, 同时紧邻的一层“接力”传载, 提升了有裂纹层的剩余强度;多排铆钉结构。
5.4对结构或结构图进行损伤容限评估检查时要注意的因素
确定主传力结构的范围并检查其与损伤容限设计原理和方法的符合性。
多通道设计思想是否清晰, 是否有故障设定的传力计算结果, 计算模型是否合理 (如建模、支持边界、载荷边界等) ;
不可检缓慢裂纹扩展结构的计算和试验结果;结构上的应力集中因素、腐蚀环境及其应对措施;应力控制水平是否合适;
可检缓慢裂纹扩展结构的裂纹检测手段及与之配套的检测通道是否可行;
普查各止裂措施的状况, 如壁板、梁缘条、框梁腹板上的开孔和加劲柱、传力结构通道打断后的连接区。
壁板:整体壁板如处在油箱等密封区, 不允许产生穿透性裂纹。处于受压区的壁板应首先进行稳定性分析, 确保筋条能有效隔波, 然后检查筋条是否存在总体失稳和局部失稳隐患, 这是筋条能否有效止裂的静强度基础。
筋条尺寸与板厚的匹配是否满足设计原则的要求:根据有限元计算结果检查蒙皮与筋条的载荷分配;
梁缘条:梁缘条往往与直立隔板或肋相连, 同时又是壁板的支持边。由于梁的刚度一般较大, 既是传力通道上载荷“分配器”, 又是壁板等结构件所卸载荷的“承接”对象, 梁缘条上的连接孔几乎是梁上所有载荷的入口。由于梁缘条上连接孔上的载荷是不均匀分布的, 要着重检查计算报告和试验结果, 确定这些连接孔的关键孔位, 并检查该处孔径与缘条厚度、边距等的匹配性, 缘条孔的可检性和维护性以及特种工艺的试验验证情况。
框梁壁板上的开孔和加劲柱:框梁的腹板上由于成品、管路、电缆等的安装和通道而需开孔。检查其是否符合抗疲劳细节设计原则:如孔的位置、形状、是否出现小孔或大孔、过渡区附近的连接孔是否伤及圆弧区;立柱的安排能否隔断失稳半波长;与腹板相连的立柱是否与梁缘条根部R区干涉 (比如是否有立柱尖角与R区相摩擦) ;
在纵、横向构件打断处的连接角盒:为了保证主传力通道上构件的传力畅通, 在纵横向构件交接处往往需打断横向件或纵向件, 确定哪个构件断, 除了设计技术上因素外, 往往还有工艺上的需要, 比如纵向型材太长, 不便加工和保证平直度, 以及成本上的因素, 对不同的断法, 都需要用转接盒确保传力路线畅通。如纵向件断, 由于需传递拉压载荷和弯矩, 角盒上的连接件往往受拉压;如果横向件断, 连接件一般受剪切为主。
6机体结构的耐久性设计
结构的耐久性是结构的一种基本品质。它代表在规定使用期内结构抵抗疲劳开裂、热退化、剥离、磨损和外来损伤的能力。它的设计目标是经济寿命而不是安全寿命。它涵盖的是产品的整个服役期。所谓经济寿命, 就是在机体已出现大范围的严重损伤, 不经修理已严重影响产品的使用, 但修理又不经济 (修理费用, 停用时间产生的代价比剩余寿命所产生的效益大) 这时的寿命称为经济寿命。
由于耐久性设计还处于不断发展阶段, 目前国内的主要耐久性设计研究对象还主要限于连接孔和类似整体油箱一类的结构件。耐久性设计是在疲劳设计和损伤容限设计基础上加入经济性的考量发展起来的。
7总结语
设计强度 篇5
对于飞行器动力工程的学生，航空发动机构造与强度的课程设计显得尤为重要。课程设计的重要性主要体现在航空发动机构造和强度课程的特点。实践性是航空发动机构造与强度课程最显著的特点。本课程研究的是实际发动机的结构及其强度，从表面上看，内容简单、易懂，理论性、系统性不强。但是要学生自己分析，则往往无从下手，特别是碰到实际的结构分析、结构设计更是束手无策。因此，通过课程设计这个教学环节，完成航空发动机某一结构的设计，起到加深对课堂教学内容的理解，实现理论向实践的转化，巩固理论知识的重要作用。航空发动机构造与强度课程的第二个重要特点是多学科综合的特点。实际的航空发动机结构是一个容纳多学科的、相互渗透的、具体的统一体，一个发动机具体结构的诞生是多学科综合的结果。即使一个简单的叶片结构设计都涉及到气体动力学、传热学、弹性力学、疲劳与断裂力学、有限元分析方法等等。因此本课程的教材涉及的内容多，知识面广，几乎包括了所学过的所有课程。总体上看显得内容繁杂，没有系统性和规律性。这给学生的学习带来了困难。而在完成课程设计的过程中，学生需要综合运用《航空发动机构造》、《航空发动机强度计算》等专业课程以及《弹性力学》、《有限元分析方法》、《机械制图》等专业基础课程的知识，需要查阅国家标准、材料手册等相关资料。因此，航空发动机构造与强度课程设计作为航空发动机构造与强度课程的后续教学环节，起到了提高学生综合运用相关专业课程的能力、加深对航空发动机构造的与强度认识和理解的重要作用。综上所述可知，课程设计作为大学实践教学环节的组成部分，是实现理论与实践相结合的重要环节。而航空发动机构造与强度课程设计，由于航空发动机构造与强度课程的实践性和多学科性的特点，其课程设计对于提高学生的综合运用学科的能力以及加深对课程的认识和理解尤为重要。
二、工科相关课程设计的研究进展
美国麻省理工学院提出了高等工科教育要“回归工程实践”的教育理念。在《中共中央国务院关于深化教育改革全面推进素质教育的决定》中，明确提出以培养学生的创新精神和实践能力为实施素质教育的重点。清华大学老教授容文盛指出课程设计作为大学某一课程的综合性教学实践环节，它不仅仅是理论教学的辅助环节，而是全面培养学生必不可少的组成部分。因此，如何更好地开展课程设计实现培养高素质人才的目标成为各大高校教师积极探索和思考的问题。西南交通大学的鲁汉清教授提出要发挥课程设计的优势提高学生的综合素质和能力，在课程设计中要注意处理好以下几个关系：
（1）人文素质和工程素质的关系。工程素质是工科学生课程设计培养的主要目标，鲁教授提出工程素质是与人文素质不可分割的，借助课程设计，树立起学生老实做人、严谨治学的思想，为工程素质的培养打下良好的基础。
（2）知识、能力与素质教育的关系。鲁教授提出在课程设计的过程中可以通过以下两个途径促进学生的知识、能力与素质教育的协调发展：第一，设计题目的设置向产品设计的方向靠拢，让学生接受真实产品设计的完整过程的训练和熏陶。第二，计算机模拟和实物讲解相结合，计算机模拟的最大优点是可以进行设计结果的快速仿真分析，实物讲解可以直观地提供设计结果。课程设计可以充分利用这两种方法的优点，从中培养学生动手（计算机操作与实物组装）能力。东南大学开设的“数字系统课程设计”作为东南大学开放式、因材施教培养学生创新思维的成功范例其教学方式非常值得借鉴。首先通过具体案例讲授相关知识、设计方法和项目实施管理的要求。随后选题，要求学生自主构思设计项目，激发学生的自主创新意识，教师通过2周的时间与学生交流确定课题项目。在项目的实施阶段，老师通过多种形式答疑。在项目完成后，学生撰写项目设计总结包，针对课程设计项目实践过程中如选题背景意义、项目设计规划、核心问题分析、解决思路、理论计算仿真、得失分析展望等主要问题对课题进行总结。最终进行验收答辩。整个过程，授课、研究、讨论、设计和实践紧密结合。除此以外，课程设计的综合化和规范化也值得指导老师的注意。课程设计的目的是对学生进行阶段性知识从理论向实际应用进行训练，实现理论联系实际、向实践能力转化的初步训练，因此课程设计的内容应具有一定的综合性。同时为了保证课程设计的教学效果，应当明确课程设计具体任务，制定明确的课程设计教学大纲。课程设计题目及内容的深度、广度和难易度要适当，注重理论联系实际。
三、航空发动机构造与强度课程设计教改思考
设计强度 篇6
抗瘪罐能力的评价方法
瘪罐现象是金属包装行业的一种普遍现象，其具体表现为罐体因受到外力作用而产生局部变形。导致奶粉罐产生瘪罐现象的因素有很多，如产品自身设计性能、包装方式、运输方式等方面，提升产品自身设计性能即抗外力能力是从根本上有效降低瘪罐现象的唯一永恒方式。根据美国ASTM D642-2000（2005）标准，奶粉罐耐压强度通常是用来评价其抗瘪罐能力的科学指标。
耐压强度及测试方法
在实验测试环节，耐压强度通常分为轴向耐压强度和径向耐压强度。
轴向耐压强度主要是指引起罐身变形的轴向（即罐身高度方向）最大承压能力，测试方法是在罐体的上下两面各放置一块硬板，在一定速度下做加压测试，如图1所示。
径向耐压强度主要是指引起罐身变形的径向（即罐身宽度方向）最大承压能力，测试方法是在一定试验速度下，参照胶合板抗弯强度试验机的试验头，选用直径约30mm的管状压头，在一定破坏深度下得到测试参数，绘制耐压力曲线。通常每个品种的奶粉罐取两个测试位置（如图2中的a、b两处），一个位置在上下滚筋居中对称的部位（图2中的a处），另一个位置在下端面和最下圈滚筋中间的直身部位（图2中的b处）。由于两个压力值不同，故分别标示。
耐压强度影响因素分析
结合市场实际需求，本文以下论述均以奶粉罐D502规格产品罐身减量化设计为目标来提升耐压强度，即奶粉罐罐身减量化设计之后，罐身耐压强度较之前正常厚度材料有了明显提升，达到事半功倍的效果。
1.轴向耐压强度分析
我们对大量不同罐型产品及其轴向耐压强度进行了测试，表1为部分罐型测试数据，通过分析可以发现，相同罐型奶粉罐在原材料厚度直接减量化设计后，会对轴向耐压强度产生直接影响，即随着马口铁厚度的减薄，轴向耐压强度会随之减弱。
2.径向耐压强度分析
以表2部分奶粉罐型的测试数据为例，通过分析发现，随着马口铁厚度的减薄，不同罐型的径向耐压强度有轻微变化。可以说，当罐型确定之后，罐身厚度减量化对径向耐压强度的影响不大。
结合轴向耐压强度和径向耐压强度两个指标分析可知，相同罐型马口铁厚度减薄后，对轴向耐压强度有直接影响，而径向耐压强度虽有轻微变化，但当罐型确定之后基本不受影响，而且可以通过调整滚筋宽度和深度等参数来消除。因此，罐身耐压强度主要应从轴向耐压强度来分析和提升，即瘪罐现象主要是由轴向耐压强度降低引起的，需从优化奶粉罐罐型设计来提升。
奶粉罐罐型设计一般从材料厚度、材料硬度、马口铁轧制方向、滚筋形状、滚筋条数、滚筋宽度和滚筋深度7个维度来着手，不同维度的结合基本决定了产品的耐压性能。通过大量的试验数据和总结归纳分析，奶粉罐罐身减量化设计后的耐压强度主要受除马口铁轧制方向以外的其他6个维度的影响。
耐压强度的提升方法及验证
1.耐压强度的提升方法
根据对奶粉罐耐压强度各影响因素及其与耐压强度的影响关系的分析，本耐压强度提升方法以某成熟产品为例进行设计、试验和验证，即该奶粉罐D502通常以0.24mm厚度T4硬度的马口铁为原材料，轴向耐压强度为3.80kN，以0.21mm厚度为罐身减量化设计目标，保证罐身厚度减量化设计后，轴向耐压强度有明显提升和改善。最终，轴向耐压强度均值稳定在4.10kN及以上，不仅成功实现了包装的减量化设计，而且提升了罐身的抗瘪罐能力。
假设材料厚度、材料硬度和滚筋条数3个维度确定的情况下，本试验方案以滚筋形状、滚筋宽度和滚筋深度3个维度为最佳耐压强度组合，分别设计出减量化A形模、B形模和C形模，经样品制作和耐压强度测试，检测相应数据如表3所示，序号1和序号2中的数据分别为目前正常厚度空罐和直接罐身减量化设计后的耐压强度值。
从表3可以看出，在奶粉罐减量化设计过程中，如果直接将马口铁进行减量化，则必然带来其耐压强度指标直线下降，将严重影响其耐抗外力能力，发生瘪罐现象的概率将明显增加。如果在罐身减量化设计过程中优化各影响要素来提升其耐压强度，如A形模、B形模和C形模，则相比直接减量化其耐压强度会有不同程度的提升。其中，A形模减量化设计的耐压强度较I罐型（0.21mm）提升16%，较I罐型（0.24mm）下降14%；B形模减量化设计的耐压强度较I罐型（0.21mm）提升13%，较I罐型（0.24mm）下降16%；C形模减量化设计的耐压强度较I罐型（0.21mm）提升42%，较I罐型（0.24mm）提升 6%。由此可见，使用减量化C形模后既达到了原材料厚度减量化设计的目标，又达到了耐压强度较正常厚度空罐有所提升的目的，减量化后抗瘪罐能力得到了真正意义上的提升和加强，既提升了产品的市场竞争力，又改善了产品质量。
2.耐压强度提升稳定性验证
为了进一步验证耐压强度提升方法的正确性和可行性，选取耐压强度最佳的C形模进行验证。使用与试验相同的0.21mm厚度的减量化马口铁分三批次制作样品空罐，每次随机选取空罐进行测试，并选取两家检测机构，在相同检测方法下连续进行轴向耐压强度测试，并记录分析数据，其轴向耐压强度数据直方图如图3所示。分析数据显示，随机测试的耐压强度均值为4.25kN，直方图显示稳定性很好，超过了目标值4.10kN，较正常0.24mm空罐的耐压强度（耐压强度3.88kN）提升了约10%，完全具备批量生产的稳定性特征，再次验证了本次轴向耐压强度提升方法的可行性。
通过以上分析、试验和验证，证明了本方案中奶粉罐耐压强度提升方法的科学性和可操作性。随着减量化趋势的不断推进，以及市场需求的日益严苛，该方法具有很高的应用价值，一方面可提升产品的抗瘪罐能力，另一方面，在不牺牲产品品质的前提下实现包装减量化设计，同时产品耐压强度也有了明显提升，属于业内重大技术突破，符合国家倡导的“节能减排，绿色包装”要求。
汽车安全带总成强度设计探讨 篇7
1 汽车安全带总成强度设计的一般方法
1.1 概述
1.1.1 安全带总成的组成
以普通三点式安全带总成(紧急锁止式)为例,汽车安全气带总成由这些零部件组成:卷收器组件和锁扣组件,如图1所示。具体构成如图2所示(其中卷收器组件包括:①高度调节器;②织带;③织带导向件;④卷收器本体;⑤固定片;⑧锁舌;⑨导向环)。
1.1.2 安全带总成的分类
目前,安全带一般可以分为二点式安全带、三点式安全带、全背式安全带等。按其功能有普通安全带、预张紧式安全带和限力式安全带。卷收器类型有:无锁式卷收器、手调式卷收器、自锁式卷收器和紧急锁止式卷收器,其中紧急锁止式卷收器应用最为广泛。另外,有些安全带还具有高度调节装置、安全带提醒装置等。
1.1.3 与安全带有关的国家强制性标准
目前,与安全带有关的国家强制性标准和推荐性标准有:
(1) GB 14166—2003《机动车成年乘员用安全带和约束系统》;
(2) GB 14167—2006《汽车安全带安装固定点》;
(3) GB 11551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》;
(4) GB 20071—2006《汽车侧面碰撞的乘员保护》;
(5) GB/T 20913—2007《乘用车正面偏置碰撞的乘员保护》。
其中,(1) GB 14166—2003《机动车成年乘员用安全带和约束系统》、(2) GB 14167—2006《汽车安全带安装固定点》、(3)GB 11551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》三个标准对安全带的强度要求最为严格。
1.2 安全带在试验中的受力分析
以GB 14167—2006《汽车安全带安装固定点》和GB11551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》为例,介绍安全带总成受力分析和简化计算,以及试验测试结果。
1.2.1 安全带在碰撞试验中的受力分析和计算
在GB 11551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》整车碰撞试验时,安全带总成受力分析简化如图3。
车辆在碰撞过程中,由于受到碰撞壁障的作用力,车辆产生非常大的减速度(负加速度),车上假人由于惯性,继续往前移动,此时,安全带锁止,约束住假人。假人所受到的外力有:肩带作用力、腰带作用力和坐椅摩擦力,由于坐椅摩擦力相对较小,可以忽略不计。
假设:假人对安全带肩带和腰带的作用力分别为F1和F2,假人的最大加速度为a(单位为g),假人的重量为m(kg),假人作用在安全带上总的外力F(单位为N)。则有:
例如,某次GB11551—2003碰撞试验,车体加速度曲线、安全带张力曲线和假人加速度曲线分别如图4、图5、图6所示。
试验假人为HybridⅢ50th男性假人,其身体重量参数为:上躯干重量为m1=27.54kg,下躯干重量为m2=34.47kg。
由图6可知:假人胸部x向最大加速度为a1=-49.08g(当t=49.8ms时),骨盆x向最大加速度为a2=-49.22g (当t=44.5ms时)。
安全带受力简化计算如下。
1.2.1. 1 安全带肩带受力
假人胸部对安全带肩带的最大作用力(当t=49.8ms时)为:
则肩带张力F3为:
由图5可知,肩带力实际最大测量值为6990N (当t=48.9ms时),计算误差为:
1.2.1. 2 安全带腰带受力
假人骨盆对安全带腰带的最大作用力(当t=44.5ms时)为:
则腰带张力F4为:
腰带实际最大测量值为8020N(当t=46.2ms时),计算误差为:
由此可见,碰撞试验时,安全带受力的理论计算值与实际测量结果基本一致。
1.2.2 安全带在GB 14167—2006试验中的受力分析
在GB 14167—2006《汽车安全带安装固定点》静态强度试验时,安全带总成受力分析简化如图7所示。
上人体模块受力与下人体模块受力分别为:
F1=13500N(简化为水平方向),F2=13500N(简化为水平方向)
安全带肩带受力:
安全带腰带受力:
安全带安装固定点试验及拉力测量结果如图8、图9、图10、图11、图12所示。
理论计算与测试误差:
肩带:
腰带:
由此可见,腰带受力的理论计算值与试验测量值比较吻合,肩带受力的理论计算值与试验测量值相差较大,达到19%,但就工程而言,是可以接受的。
1.3 安全带总成强度设计
1.3.1 国家强制性标准对安全带总成强度要求
GB 14166—2003《机动车成年乘员用安全带和约束系统》要求简列如下。
(1)织带:抗拉载荷值不小于14700N。
(2)带扣和调节装置:抗拉载荷值不小于9800N。
(3)连接件和安全带高度调节器:抗拉载荷值不小于14700N。
(4)安全带总成或约束系统动态试验:最大加速度为32g,最大持续时间为42ms,如图13所示。
GB 14166—2003《机动车成年乘员用安全带和约束系统》是对安全带总成最基本的要求。对于大多数乘用车,安全带总成如果能符合GB 14166—2003的强度要求,也就基本能满足GB 14167—2006和GB 11551—2003试验对安全带的强度要求。但是,对于一些极少数的乘用车,由于车身结构碰撞吸能较差,以及乘员约束系统设计匹配不合理,导致碰撞试验过程中,假人作用在安全带总成上的载荷非常大。如图14、图15所示(GB 11551—2003试验),驾驶员侧假人:当t=46.3ms时,肩带力为Q1=8.86N,腰带力为Q2=11.22N;乘员侧假人:当t=43.9ms时,肩带力为Q3=7.78N,腰带力为Q4=10.56N。由此可见,在GB 11551—2003试验中,安全带总成受力有可能超过GB 14166—2003的强度要求。
1.3.2 安全带强度设计
以图13、图14为例,对安全带导向环组件、锁扣组件等进行简化计算(驾驶员侧):
安全带卷收器受力约等于肩带拉力,为Q1=8.86N;
安全带固定片受力约等于腰带拉力,为Q2=11.22N;
安全带导向环组件受力约等于肩带拉力与卷收器受力之和,为:Q3=Q1×2=8.86×2=17.72N;
安全带锁舌、锁扣组件受力约等于肩带拉力与腰带拉力之和,为:Q4=Q1+Q2=8.86+11.22=20.08N;
根据以上计算结果,乘以1.15的安全系数,考虑到零部件生产成本,并结合实际工程经验,得出安全带总成强度要求如下。
(1)织带:抗拉载荷值不小于28000N。
(2)带扣:抗拉载荷值不小于23000N。
(3)带扣支架(硬连接):抗拉载荷值不小于23000N。
(4)锁舌:抗拉载荷值不小于23000N。
(5)导向环组件:抗拉载荷值不小于20000N。
(6)调节装置:抗拉载荷值不小于15000N。
(7)固定片:抗拉载荷值不小于15000N。
(8)卷收器本体组件:抗拉载荷值不小于15000N。
(9)卷收器连接板:抗拉载荷值不小于20000N。
(10)安全带高度调节器:抗拉载荷值不小于20000N。
(11)安全带紧固件(英制螺栓):抗拉载荷值不小于60000N。
2 结语
由于篇幅所限,本文仅仅探讨了安全带总成强度要求,这些强度要求也是指导安全带总成零部件结构设计的一个重要输入条件。总之,安全带总成强度是其最基本的性能之一,如果强度不符合要求,则安全带总成对车内乘员的保护也就无从谈起。因此,在进行安全带总成设计时,必须满足其强度要求,也需要充分考虑其成本。同时,要结合不同的生产制造工艺,保证质量和生产一致性,在产品性能、质量和成本之间找到最佳平衡点。
摘要：众所周知，当车辆发生道路交通事故时，汽车安全带对于保护车上乘员发挥非常重要的保护作用。为实现安全带良好的保护效果，安全带总成的强度设计和保证是关键。一方面，汽车安全带总成必须具有足够的强度，防止在车辆发生碰撞事故时安全带总成出现断裂或失效；另一方面，从安全带制造成本和整车减重角度考虑，不能够无限制地增大其强度。因此，在设计安全带强度时，制造商应该在其强度性能和制造成本之间选择合理的平衡点，使其能够满足使用强度要求，又能合理地控制生产成本。文章从汽车整车制造商的角度考虑，探讨汽车安全带总成强度设计的一般方法。
关键词：安全带总成,织带,卷收器,强度,加速度
参考文献
[1]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局．GB 14166—2003，机动车成年乘员用安全带和约束系统[S]．
[2]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局，中国国家标准化管理委员会．GB 14167—2006．汽车安全带安装固定点[S]．
[3]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局，GB 11551—2003，乘用车正面碰撞的乘员保护[S]．
[4]GB 20071—2006，汽车侧面碰撞的乘员保护[S]．
民用飞机货舱系留系统静强度设计 篇8
1 货舱系留系统静强度设计的适航要求
民用飞机进入市场运营需获得适航局颁发的适航运营证。因此, 民运飞机的设计必须按照适航规定的各项条款要求进行设计。货舱系留系统的静强度设计需按照FAR (《美国联邦适航规章》) 25部[1]/CS (《欧洲适航规章》) 25部[2]/CCAR (《中国民用航空规章》) 25部《运输类飞机适航标准》[3]中的以下条款。
2 货舱系留系统结构简介
飞机货舱位于客舱地板以下, 一般分为前货舱和后货舱两部分。货舱内的系留系统包括:拦阻网、系留接头和系留支座。典型的货舱系留系统结构形式, 如图1所示。
货舱内的拦阻网通过系留接头安装在系留支座上, 系留支座与飞机货舱顶部的地板横梁以及货舱底部的地板结构相连接, 系留接头与系留支座之间采用快卸的连接形式。拦阻网的尺寸需符合整个货舱截面的尺寸, 以防止货物从拦阻网与货舱结构的夹缝中窜出。同时为了保证拦阻网安装到位还需要有相应的调节机构。全尺寸阻拦网在规定的载荷工况下不能出现失效情况。
3 货舱系留系统设计载荷
货舱系留系统静强度设计载荷包括:飞机设计载荷 (包括飞行载荷, 地面载荷及动载荷) , 飞机设计手册第11册货舱设施章节要求的货舱设计载荷[4]。
3.1 飞机设计载荷
飞机设计载荷分为飞行载荷, 静载荷和动载荷, 依据这些载荷情况综合得出飞机的载荷包线, 根据载荷包线可得出货舱系留系统所在飞机站位处各方向的过载系数。飞机设计载荷会随着飞机的进一步设计而进行更新。
3.2 货舱系留系统设计专用载荷
根据飞机设计手册第11册[4]规定货舱系留系统应能对货物牢固限动, 以保证在经受CCAR25部[3]规定的地面机动载荷和飞行载荷作用下, 不损伤飞机和货物, 货舱系留系统按下列极限过载设计:
对前方有机组人员或乘员的货舱, 货舱系留系统的设计还应考虑CCAR25.561条款[3]规定的应急着陆情况, 即向前9g的过载, 防止应急着陆时, 货物对机上乘员的伤害。
4 货舱系留系统静强度校核及试验验证
为保证货舱系留系统在适航条款规定的载荷情况下满足静强度要求, 需对货舱系留系统中拦阻网, 系留接头以及系留支座进行静强度校核。以某型飞机的货舱系留系统为例, 说明货舱系留系统的静强度分析方法, 并通过试验验证来表明理论分析方法的可信度以及是否符合适航条款。
4.1 强度校核
某型飞机的货舱系留系统结构形式如图2所示, 拦阻网与货舱顶部地板横梁以及货舱地板分别通过4个系留接头连接。
根据本文第3节所述货舱系留系统设计载荷, 选取货舱系留系统的最严重载荷工况进行静强度分析。载荷工况如表1所示。本文进行分析时选用的坐标系规定如下:以飞机对称平面与机身构造水平面交线为Y轴, 指向机尾为Y轴正向;Z轴垂直于机身构造水平面, 向上为正;按右手定则, X轴向左为正。
利用PAM-CRASH有限元软件, 建立拦阻网有限元模型, 如图3所示。拦阻网采用Bar单元和Membrane单元模拟, 在模型中对拦阻网与机身结构各连接点, 约束其三个方向的平动位移。通过在Membrane单元上施加分布载荷, 将货物的惯性载荷传递到拦阻网上。计算得到拦阻网与机身结构连接点的支反力, 通过得到的支反力对各连接点的系留接头以及系留支座进行强度校核, 得到这些连接部位的安全裕度 (安全裕度=材料强度许用值/ (安全系数×设计值) ) [5], 对于拦阻网本身安全系数取1.0;对于拦阻网与机身结构的连接部位的系留支座, 接头以及紧固件需考虑1.15的安全系数[1,2,3]。
4.2 试验验证
货舱系留系统为符合适航标准, 不仅需要进行理论分析, 还必须通过试验验证。试验验证目的一方面是保证货舱系留系统的强度符合适航条款的要求, 另一方面是验证其理论分析的可信度。某型飞机的货舱系留系统试验, 是通过设计试验台架模拟货舱系留系统周边机身结构, 然后按照飞机真实设计状态下的安装情况, 将货舱系留系统中拦阻网, 系留接头安装在试验台架上。选取表1中的载荷工况作为试验工况, 试验载荷通过在拦阻网上放置沙袋的形式将载荷传递的拦阻网上。货舱系留系统的试验台架及试验加载如图4和图5所示。
通过试验可知, 货舱系留系统中拦阻网, 系留接头能够承受表1中100%的极限载荷, 且拦阻网本身以及系留接头没有破坏。表明货舱系留系统满足静强度要求。
将试验中测得的拦阻网与机身各连接点的界面载荷与理论计算得出的界面载荷进行比较。
由图6可知试验测得的拦阻网与机身结构各连接点的界面载荷均小于理论分析值, 这表明理论分析偏保守, 理论分析可信。
5 结语
本文以某型飞机的货舱系留系统的静强度校核为例说明了货舱系留系统的静强度设计要求以及校核和验证方法。通过分析和试验表明某型飞机的货舱系留系统是满足静强度要求的, 符合适航条款要求。
摘要：介绍了民用飞机货舱系留系统静强度设计的适航标准要求和设计载荷。以某型飞机货舱系留系统静强度设计为例, 介绍了货舱系留系统的静强度分析和试验验证方法。试验得到界面载荷值和理论分析得到界面载荷值对比分析表明对货舱系留系统的分析方法保守, 其设计满足静强度要求和适航条款要求。
关键词：货舱拦阻网,系留接头,载荷,静强度
参考文献
[1]Federal Aviation Administration.FAR25.Airworthiness Standards:Transport Category Airplanes.2008
[2]European Aviation Safety Agency.CS25.Certification Specifications and Acceptable Means ofCompliance for Large Aeroplanes.2011
[3]中国民航总局, CCAR25-R3.中国民用航空规章第25部-运输类飞机适航标准, 2001
[4]飞机设计手册总编委会.飞机设计手册11-民用飞机内部设施.北京:航空工业出版社, 1998
设计强度 篇9
曲轴的破坏形式主要是疲劳断裂和轴颈严重磨损, 疲劳断裂抗力或疲劳寿命及其耐磨性, 主要取决于以下两点: (1) 合理选择曲轴的材质, 并用先进的加工技术和强化工艺。 (2) 曲轴的结构。主要取决于产品的设计问题曲轴有组合式和整体式之分。前者用于重型和低速发动机中, 后者主要用于中大功率发动机中。对于整体结构的曲轴, 球铁材质的可以制成空心的, 它比实心结构的疲劳强度 (抗力) 能提高10%左右, 如果适当加大曲轴连杆轴颈的过渡圆半径, 还能提高疲劳抗力5%。在曲轴上合理地开卸载槽也能提高疲劳抗力。
1 内燃机曲轴结构设计的基本要求
对内燃机曲轴的抗弯疲劳强度和扭转刚度有影响的, 主要是内燃机曲轴部分的结构形状和主要尺寸, 因而内燃机曲轴设计须主要满足以下要求:
(1) 合理配置平衡块, 减轻主轴承负荷和振动。应根据各种内燃机的不同特点, 结合总体设计综合考虑, 上述各项设计要求相互关联, 又相互制约。 (2) 合理的曲柄排列, 改善轴系的扭振情况, 扭矩均匀, 使其工作时运转平稳。 (3) 轴颈—轴承副油孔布置合理, 具有足够的承压面积和较高的耐磨性。 (4) 为保证活塞连杆组和曲轴各轴承可靠工作, 应保证足够的刚度, 减少曲轴挠曲变形, 以尽量避免在工作转速范围内发生共振, 提高曲轴的自振频率。 (5) 功率输出端的静强度、扭转疲劳强度以及曲柄部分的弯曲疲劳强度, 都要进行保证。
2 曲轴材料和加工工艺的选择
(1) 锻钢曲轴 (如图1所示)
按照曲轴的工作条件, 材料在通过强化处理后, 应具有优良的综合机械性能, 较高的强度和韧性;良好的疲劳抗力, 防止疲劳断裂, 提高寿命;良好的耐磨性。
曲轴的材料一般为中碳钢与合金钢, 如35CrMoA、42CrMoA等。大功率、大排量柴油机多采用综合机械性能较高的锻钢曲轴, 但其消耗大量优质合金材料和加工工时, 生产周期长, 昂贵的设备, 使得一般企业难以具备。
(2) 锻造曲轴 (如图2所示)
锻造曲轴具有成本低, 耐磨性好, 吸振能力强, 缺口敏感性低以及抗扭转疲劳强度高, 变形小, 有良好的自润滑能力, 抗氧化性好等优点, 因此, 国内外中小型内燃机多倾向采用锻造球铁曲轴, 这是由于用球铁制造曲轴, 可充分利用锻造工艺的优越性, 制作复杂的曲柄和内部油腔等, 能够得到理想的结构形状, 使应力分布更加合理, 材料利用的更加充分, 同时加工余量小, 加工方便, 生产周期短, 便于大量生产。表1为部分锻造球铁与锻钢曲轴材料的性能比较。
通过上表可以看出, 运用不同材料和加工工艺得到的曲轴在机械性能和硬度方面有较大的差异。
3 曲轴的应力分析及强度校核
为对内燃机曲轴进行应力分析及强度校核, 内燃机曲轴的应力分析及强度校核广泛应用CAE软件-ANSYS, 下面以单缸机分析为例来具体说明。即利用建立的有限元模性来进行校核和分析。
3.1 三维模型的建立
将在UG5.0中建立的曲轴模型另存为CATIA模型文件 (*.model) 格式, 导入到AN-SYS10.0如图3所示。
3.2 单元选择及网格划分
网格数量的多少将影响计算结果的精度和计算规模的大小。一般来讲, 网格数量增加, 计算精度会有所提高, 但同时计算规模也会增加。所以在确定网格数量时, 应权衡这两个因素综合考虑。若仅仅计算少数低阶模态, 可选择较少的网格, 如果计算的模态阶次较高, 则应选择较多的网格如图4。
3.3 模态计算分析
这里曲轴材料为QT700-2, 弹性模量取154GPa, 泊松比0.27, 密度7400kg/m3, 模态分析使用块兰索斯法即使用稀疏矩阵求解器。图5是不同阶数振型。
3.4 计算结果分析
根据计算结果, 该连杆在5000HZ以内识别出六阶模态。 (1) 第一阶模态的频率为1264HZ, 振型为曲轴沿Y轴方向的弯曲振动; (2) 第二阶模态的频率为1558HZ, 振型为曲轴沿Z轴方向的扭转振动; (3) 第三阶模态的频率为1685HZ, 振型为曲轴沿Z轴方向的扭转振动; (4) 第四阶模态的频率为2381HZ, 振型为曲轴沿Y轴方向的弯曲振动; (5) 第五阶模态的频率为2566HZ, 振型为曲轴沿Z轴方向的扭转振动; (6) 第六阶模态的频率为2906HZ, 振型为曲轴沿Y轴方向的弯曲振动。
曲轴的弯曲振动会引起曲轴圆角的应力集中, 扭转振动会引起曲轴油孔的应力集中。曲轴沿轴线方向的形状变化和横断面的急剧改变, 都会引起应力沿曲轴长度和横断面的不均匀分布, 特别是在曲柄臂到轴颈的过渡区及润滑油孔附近应力集中情况十分严重, 疲劳裂纹大都起源于这些部位。
4 总结
通过分析曲轴主要的损坏形式来确定设计曲轴时应该注意和考虑的因素, 另一方面在曲轴加工工艺和材料选择上, 具体的比较了两种工艺方式的优劣性。最后, 提出了曲轴的应力分析及强度校核方法, 它有利于多种型号产品的开发, 可以大大缩短内燃机曲轴结构设计的周期, 这种先进的校核方法, 比较适合现代的社会发展。
参考文献
[1]内燃机曲轴结构设计的方法.农机使用与维修[J].2008年第三期.
[2]隋明阳.机械设计基础[M].北京:机械工业出版社, 2002.
[3]赵冬梅.机械设计基础[M].西安:西安电子科技大学出版社, 2004.
桥梁钢结构高强度螺栓组连接设计 篇10
高强度螺栓连接被应用到桥梁建设中时, 螺栓承受剪力和拉力两种力量, 高强度螺栓在承受拉力时, 负荷在螺栓上的预拉力没有特别明显的变化, 即增加的预拉力并不大, 在承载外拉力时主要通过减少靠板之间的夹紧力来实现, 这样能保证板件之间的夹紧状态一直持续不变。高强度螺栓在承受剪力时, 由于受力要求以及设计方面存在诸多差异可以将螺栓进行分类, 主要可以分成承压型以及摩擦型两种类型。
1.1 承压型
承压型高强度螺栓连接在进行受剪设计时, 只能够保证桥梁结构在使用荷载一切正常的前提下, 外剪力不会超过摩擦力的最大值, 此时外剪力的受力性能与摩擦型性能一致;如果桥梁结构在使用荷载上超出正常荷载值, 那么外剪力超过摩擦力最大值的可能性就非常大, 一旦发生这种情况, 就会发生被连接板件之间滑移变形的现象, 这一现象一直持续到螺栓杆与孔壁的一面发生接触。桥梁钢结构高强度螺栓组在此之后就只能依靠板件接触面摩擦力、螺栓杆身剪切以及孔壁承压同时进行传力工作, 一旦超过了螺旋杆身剪切和孔壁的最大承压能力就会造成孔壁承压或者杆身剪切发生破坏。
1.2 摩擦型
摩擦型高强度螺栓连接在进行受剪设计时, 其受力极限为外剪力达到板件接触面间由螺栓拧紧力所提供的最大摩擦力。为了保证桥梁高强度螺栓连接的外剪力低于摩擦力的最大值, 才能够达到桥梁结构螺栓能够有效地承受摩擦力, 避免板件之间相对滑移变形现象的发生。
2 桥梁钢结构高强度螺栓连接的选型
高强度螺栓连接除具有一般螺栓连接的优点外, 还具有连接刚度更强、整体效果更加明显的特点, 当然也存在一些缺点, 主要是成本较高和安装与制造方面要求更加严格等方面。
高强度螺栓连接主要分为承压型高强度螺栓连接和摩擦型高强度螺栓连接, 在进行这两种螺栓选型时应该将连接部位、结构受力特点以及荷载的类型纳入到考虑范围中。
2.1 承压型
高强度螺栓连接的设计承载力相对于摩擦型高强度螺栓连接的效果要更好, 能够使螺栓的使用量得到相应的减少, 但是缺点在于刚度较弱、整体效果不够明显, 主要被应用到间接动力荷载结构互或发挥静力荷载的作用。承压型高强度螺栓连接在我国的应用范围相对较小, 由于在使用和设计方面的经验相对不足, 很少被应用到桥梁建设中。在进行承压型高强度螺栓连接计算时应该按照规范和标准进行, 承受的荷载力主要包括同时承受杆轴方向拉力和剪力、抗剪连接、在杆轴方向的受拉连接的承压型高强度螺栓的连接。钻成孔为承压型高强度螺栓应该使用的孔型, 在对其进行布置时多采用错列形式, 螺栓杆、垫圈以及螺栓杆的钢材质量都有严格要求, 应该将高强度钢材应用到以上设施的制作中, 为了使高强度螺栓各个部分达到更好的刚度效果必须对其进行热处理。
2.2 摩擦型
高强度螺栓连接不但刚度强, 整体效果好, 而且抗疲劳性能更好、变形不明显同时还具有受力可靠的特点, 能够保证板件接触面间的摩擦力始终不会被试用期间的外剪力所超过, 还能够避免板件之间相对滑移变形现象的发生。能够被广泛应用于荷载结构的高空安装连接、构件的现场拼接等项目中去, 因其优势明显, 被广泛应用到桥梁建设中。
3 高强度螺栓
在进行桥梁钢结构设计时通常采用型号为10.9级的高强度螺栓, 高强度螺栓要想达到对摩擦面进行压紧的效果就需要对螺栓施加预拉力, 随着螺栓直径的不断增加, 螺栓有效截面积也随之增大, 同时会产生更大的预拉力。
高强度螺栓连接板应该与木材配钻, 同时还应该对对位标记进行保留, 进行现场安装时必须先进行多处定位, 定位工具为锥形定位销, 这有这样才能够确保螺栓把合的精度符合要求同时也能够使连接质量满足桥梁工程建设的规定。高强度螺栓在接头处的强度须与木材相统一, 这是由高强度螺栓所发挥的作用决定的。高强度螺栓的功能在于延长母材, 因此母材的屈服极限要求同样也适合高强度螺栓的摩擦面抵抗的外力。如果桥梁的跨度中间部分没有进行分段处理, 那么施加给高强度螺栓承受的力度相对较小, 设计人员在进行高强度螺栓组设计时可以依据桥梁结构构架所受的轴向力。
4 结语
将桥梁结构高强度螺栓组连接应用到在桥建设过程中, 能够增强桥梁连接结构的强度, 达到更好的整体效果, 不但能够保证桥梁建设的质量还能够延长桥梁的使用年限, 方便广大人民群众的生产和生活。桥梁工程建设是我国基础设施建设的重要组成部分, 关系到广大人民群众的切身利益。近期, 我国桥梁安全事故频繁发生, 在社会上引起了强烈的反响, 因而桥梁设计和施工受到全社会各界的广泛关注。为了增强桥梁的刚度和荷载能力, 必须做好桥梁钢结构高强度螺栓组连接设计工作。
摘要：近年来, 随着我国国民经济的不断增长和国家综合国力的不断增强, 广大人民群众对于基础设施建设的要求也不断提高, 为了满足人民群众的要求, 国家不断加大对基础设施建设的力度。桥梁工程建设是基础设施建设的重要组成部分, 必须充分保证其质量和运行的稳定性。桥梁钢结构高强度螺栓组连接设计的效果对整个桥梁工程的质量有非常重要的影响, 因此必须得到充分重视。
关键词：桥梁钢结构,高强度螺栓组,连接设计
参考文献
[1]成大先.现代钢结构设计新工艺新技术与标准规范实用手册[M].钢结构, 2010, 5.
[2]蒋晓平.高强度螺栓如何保证钢结构施工的质量[J].江西电力, 2010 (2) .
设计强度 篇11
关键词：十字轴式万向联轴器强度改进
0引言
万向联轴器是轧机主传动中的关键部件，用于传递轧制扭矩。由于受空间的限制，要求万向联轴器的尺寸要小，一般万向轴的直径要比轧辊直径小5-15mm，或为轧辊名义直径的85％-95％，这使得万向轴往往成为主传动装置中强度较小的部件。十字轴式万向联轴器具有传动效率高、传递扭矩大、传动平稳、润滑条件好、噪音低、使用寿命长、允许倾角大和使用于高速运转等优点，近年来越来越多地应用于轧机主传动系统中。十字轴式万向轴在实际生产中经常出现的事故有十字轴的折断、轴承座的连接螺栓松动或拉断、叉架的变形及断裂等，这些事故的发生均与万向轴的结构设计及制造工艺有非常大的关系。目前，我厂粗轧万向轴的此类断裂事故较为频繁，对生产影响较大。本文以我厂粗轧机万向轴的使用及改进等问题进行探讨。
1万向轴的受力分析
1.1十字轴的受力分析在十字轴的每个轴头上，轴承座给十字轴的压力由滚针轴承承担，假设该力在沿轴向滚子有效接触长度上均匀分布，则在十字轴断面内，只有受力的半圈轴承滚动体承受载荷，而这半圈内各滚动体承受载荷的大小是不同的，中间的滚动体受力最大，其他的沿两侧逐渐减小，处在最两侧的滚动体受力为零(轴承座内孔的加工精度对此也影响较大)。而十字轴的受力大小则是半圈滚动体所受力的合力。
由此，十字轴的受力可简化为大小相同、方向相反的两对力偶。这两对力偶处于主传动与被传动轴所决定的平面内，如不计两轴的倾角，则构成两力偶的力均在十字轴轴线平面内。通过在强大的实体设计及分析软件SOLID-WORKS中建立十字轴的实体模型，将实际中十宇轴受到的力与力矩作用于十字轴4个轴头受力的半圆柱面上，则可显示整个十字轴的应力值分布、各部位受力后的位移以及及强度安全系数等。分析表明，十字轴头的截面积剪切应力与扭矩完全满足要求，但是轴头根部两过渡圆角的应力值是受力中的最大值，应力梯度非常大。尤其是圆角较小的R1处更是如此，应力集中较为明显，在交变载荷下极易产生疲劳，是裂纹和断裂产生的根源。
1.2法兰叉架及轴承座的受力分析法兰叉架轴承座可看作是悬臂梁结构，轴承座根部一侧受拉应力，另一侧受压应力，其叉架根部不仅受到大小为F的力作用，还受到力矩为Fx H的作用。在此力与力矩的交变作用下，叉架轴承座与法兰连接的根部便是疲劳产生与断裂的根源。由此，轴承座的中心高度H和轴承座根部过渡圆弧大小的结构设计对法兰叉架的强度影响很大。
轴承座内孔圆周表面一侧承受压应力，一侧则不受力。轴承座受的力通过连接轴承座的螺栓，使得螺栓承受拉应力，因此，螺栓的预紧力就显得尤为重要。螺栓的预紧力使得座与下轴承座接触面内产生接触压力，随着预紧力的增大，接触压力也上升。这种预紧力的变化随传递扭矩的增大而增大。如果预紧力较小，而传递扭矩过大，则受力侧的上下轴承座间压力可能下降为琴，这时上下轴承座间将出现间隙，而扭矩减小时，间隙会消失，从而产生冲击，而此时为保证传动，与其对称的另一轴承座将会受到很大的力而率先导致疲劳断裂，这对十字轴的使用寿命是极为不利的。另一方面，如果螺栓的预紧量太大，螺栓的拉应力也随着增大，螺栓极易被拉断。所以螺栓的预紧量应根据不同的扭矩确定合适的一个范围，保证上下轴承座的完全接触状态。
2改进方法
2.1经过仔细核算，十字轴的轴径均能满足轧制扭矩，从现场断裂的十字轴分析来看，裂纹根源与断裂处均从轴根部的过渡圆角处发生，说明此处的应力较为集中，应力分布梯度很大，这与通过实体模型分析软件(SOLIDWORKS)的结果一致。我们通过略微增大轴径以减小R1，增大R2處过渡圆角的半径，并且保持适当的比例，使得轴根部的集中应力值降低，十字轴的应力分布较为均衡。
2,2首先，在法兰叉架尺寸无法改变的情况下，叉架轴承座的的受力F不变，轴承座的中心高度在满足安装尺寸及运转倾角的前提下降低，这样就会使叉架轴承座承受的弯矩减小。其次，适当增加法兰的厚度，并在轴承座根部设计圆弧筋板，使得应力集中的部分应力平滑过渡，加强法兰叉架薄弱环节的承载强度。
2.3对轴承座螺栓在安装时进行适当的预紧，并采取防松措施。
2.4将剖分式轴承座改为整体式轴承座，避免因螺栓断裂或松动造成的十字轴损坏。
3结论
经过以上优化设计及改进，万向轴在没有改变安装连接尺寸的情况下，公称扭矩与疲劳扭矩均提高了30％以上，我厂的粗轧万向轴使用寿命已由原来的3-4个月增加到10-12个月以上。不仅大幅度提高了生产作业率，也大大降低了生产成本与工人劳动强度，取得了很好的经济效益，对其他厂也具有很好的借鉴价值。③综合利用各种相关数据，如航片、土地利用专题图等”a，提高检测结果的实用性和有效性；④综合利用多种遥感变化检测方法，提高遥感变化检测精度，每种方法都不可能适用于所有的情况，将多种变化检测方法结合起来不失为一种有效可行的手段。
3结论与展望
设计强度 篇12
我国海上风电开发刚刚起步,海上风电机组长期矗立于恶劣的海洋环境中,基础除了承受来自机组上部的叶轮系统、机舱等部件传递来的载荷外,还需要承受波、流、海生物附着等海洋环境载荷的影响。对于海上风电机组基础而言,结构杆件的应力是由局部的水动力和机组其他部分传递来的载荷组合引起的。局部产生的力不但包括由Morison模拟的拖拽力和惯性力,还包括升力、轴向力、浮力和重力,靠近平均风暴水位的水平杆件在波浪经过时还要经受垂向的冲击力,升力和冲击力都能引起独立杆件的动力激振,使它们的应力增加。因此,在基础设计初期如何快速、合理地评估基础所受荷载并对基础进行力学分析,从而保证结构的强度、刚度满足设计要求,对于海上风电开发的重要性不言而喻。
1 基础结构校核方法
1.1 载荷计算
1.1.1 风载荷的计算
对风电机组进行载荷计算,一般将叶轮系统视为“致动圆盘”,圆盘面上的风速Ud与上游来风速度Uo的关系为:
Ud=(1-a)Uo 。 (1)
其中:a为轴向诱导因子。在来风速度Uo确定的情况下,叶轮平面上风速Ud值的大小完全取决于系数a。
现假设气流均匀且不可压,根据伯努利方程可得到圆盘吸收的功率P:
P=2ρU3oAa(1-a)3 。 (2)
其中:ρ为空气密度;A为风机叶轮扫风面积。作用在叶轮上的推力T为:
T=2ρAU3oa(1-a) 。 (3)
机组的功率系数Cp以及机组的推力系数CT都没有量纲,可由下式确定:
undefined。 (4)
undefined。 (5)
从式(4)、式(5)可以看出:当a取值为1/3时,功率系数Cp最大,为16/27,这个值又称为贝兹极限;当a取值1/2时,推力系数CT最大,为1。计算风力发电机的载荷与响应时,首先应建立完整准确的风力机模型。本文采用GH Bladed软件对风电机组进行数学仿真分析,建立了如图1所示的整机模型,并根据所建立模型对机组进行载荷计算。
1.1.2 波、流组合的静力计算
计算作用在基础上的确定性的静波浪力时,通常使用莫里森公式,波浪通过平台时,必然会对平台产生拖拽力与惯性力。拖拽力的大小与水质点速度的2次方成正比关系,惯性力的大小与水质点的加速度成正比关系。可以说,作用在基础结构上的拖拽力与惯性力的合力就是波浪力F。具体可表示为:
undefined。 (6)
其中:D为杆件的直径或与波向垂直的边的长度;Cd为波浪阻力系数;Cm为惯性力系数;v为杆件轴线处的水质点速度;ω为海水的密度;g为重力加速度。
1.2 杆件校核方法及理论依据
本文基础校核所使用的工具为SACS软件。根据机组参数建立基础模型,使用P-Y曲线法对桩-土耦合进行处理,解决力学分析前的边界问题。通过对基础进行风载荷及环境载荷施加,参考材料力学的相关理论求解分析,计算出基础结构的应力、应变,并对照规范,直观地以实际应力与许用应力比值(UC值)的大小来表现。通过查看各杆件的UC值,可以快速地评估基础杆件受力后的力学性能,直观地对基础进行优化,经过反复多轮的优化后,即可以得到满足规范要求且经济性较好(用钢量较少、结构更为合理)的设计方案。
对基础杆件进行校核时参考API RP 2A规范的相关要求,其中对于杆件在极端环境作用下所产生的应力水平校核,许用应力适当增加1/3。对于圆柱形构件而言,承受轴向拉伸荷载时的允许拉伸应力Ft为:
Ft=0.6Fy 。 (7)
其中:Fy为杆件的屈服强度,MPa。对于径厚比小于等于60的构件,允许轴向压缩应力Fa为:
其中:E为构件的弹性模量,MPa;k为有效长度系数;l为无支撑长度;r为回转半径;undefined。海上机组基础在很多工况下都需承受很大的弯矩载荷,允许弯曲应力Fb由下式确定:
其中:d为构件的外径;t为构件的壁厚。
2 计算实例
本文以某3 MW风电机组为例,建立如图2所示的基础模型,根据上述方法加载求解,可得到表1所列的杆件UC值。从表1中可看出PD2杆件的UC值最大,达到了2.45,即实际应力已经超过了许用极限应力,而LG1的UC值最小,仅为0.06,也就意味着材料还有很大的安全裕度。
通过初步设计杆件的校核结果,对基础杆件进行优化。优化的方法一般通过增减壁厚或增减杆件直径的方式来实现,值得注意的是,在此过程中需要参考API规范中建议的径厚比范围,避免出现结构比较怪异的杆件。表2给出了优化后的杆件UC值以及许用应力和极限应力的对比。从表2中可以看出,所有杆件UC值均小于1,即所有杆件都满足设计要求。
3 结论
从以上计算可以看出,使用SACS软件对海上风电机组基础进行强度校核、优化的方法,可以快速地计算出基础在给定载荷工况下的应力情况,通过对基础杆件实际应力与许用应力的对比,快速评估基础在各载荷工况下是否发生失效,并有针对性地对结构进行优化设计。此类分析方法,可为海上风机基础强度设计提供依据和参考。
参考文献
[1]王懿,段梦兰,尚景宏,等.海上风机基础结构力学分析[J].中国海洋平台,2009(4):14-20.
[2]顾为东.中国风电产业发展新战略与风电非并网理论[M].北京:化学工业出版社,2006.
[3]Van Wingerde A M,Van Delft D R V,Packer J A,et a1.Survey of support structures for offshore wind turbines[J].Welding in the World,2006,50(s):49-55.