耦合结构

耦合结构（精选10篇）

耦合结构 篇1

耐火性能差是结构用钢材的一个致命缺点,钢材的强度、 弹性模量等基本力学性能指标在一定的温度下会急剧下降,一旦发生火灾,钢结构构件就会大大丧失承载能力,进而整个结构体系也可能发生破坏,造成严重的后果。

我们试图利用ANSYS软件建立钢结构构件在火灾条件下的传热模型与在静力荷载及温度荷载共同作用下的受力模型, 进行钢结构构件的温度—结构耦合计算,以建立钢构件受火时间与受火后结构抗力之间的关系。通过遇火情况下钢结构构件全过程反应分析,绘制出受火时间与构件变形、结构承载力和稳定的关系曲线。分析钢结构构件的遇火承载力变化,确定特征承载力,以便更准确了解结构构件耐火时间以及能够探寻更简单、更有效的钢结构防火保护措施。

1ANSYS瞬态热分析计算模型

1.1受火模型形式

根据构件受火后的实际情况与构件的约束状况,我们采用以简支梁为研究基础的三面受火状态(如图1)和以框架柱为研究基础的四面受火状态(如图2)。受火温度按照标准升温曲线升温,转化为温度荷载,以60秒为一个荷载步施加。

1.2Ansys分析单元类型

由于受火后构件截面温度分布不均匀,构件单元采用体单元;热分析单元采用八结点六面体单元SOLID70【1】。热分析单元所采用的八结点六面体单元在每个结点只具有单自由度— 温度,并且这种SOLID70热分析单元可以考虑对流和辐射,我们在进行热分析的基础上还可以进行稳态和瞬态传热分析。采用实体单元SOLID70建模,所有单元均为正六面体,这样容易保证计算的收敛性。

1.3材料的热物理特性

1)本文所分析钢结构构件材料均采用Q235钢,并符合各向同性的理想弹塑性材料假定,服从Mises屈服准则和关联流动法则,不计残余应力[2]。

2)钢材的导热系数0℃~600℃范围按欧洲规范 λs取值为45W/(m.℃)超过600℃时按照日本的研究。

3)钢材的比热Cs取自日本的研究数据。

(日本)

4)钢材的初始弹性模量Es采用ECCS方案。

5)高温下结构钢的强度,通过模拟中高温下结构钢的比例极限fp T与常温下屈服强度的比值,fy采用欧洲规范EURO CODE3并考虑各温度阶段下的结构钢强度折减系数。

6)钢材的泊松比 μs= 0.3 ;

7 )膨胀系数按我国规范取

8 )钢材的密度

2温度—结构耦合场的计算分析

温度—结构耦合分析是将热分析得到的节点温度场作为结构分析的载荷,进行静力分析过程中实现耦合。我们整个的分析过程就是在外界环境温度已知的情况下,首先通过传热分析得到结构随时间变化的温度场,然后把此温度场作为荷载, 计算此温度场下结构的受力,进而与静力荷载叠加求解。AN-SYS提供了直接耦合与间接耦合[1]两种分析耦合场的方法。

本文温度—结构耦合分析中,热对流传热系数取25W /m2.℃,结构的初始温度定为20℃ ,外界环境温度按照标准升温曲线升温,每60秒为一个荷载步,直至3600秒。通过ANSYS进行热分析可以计算出不同时刻结构的温度场。热分析结束后,进行构件的静力分析。按照多个荷载步读入热分析结果, 以实现温度荷载的施加。间接法进行耦合计算中,受火钢结构单元在结构分析中应将SOLID70单元转换为SOLID45单元, 因为该单元可以进行材料非线性,几何非线性分析。SOLID45单元内的温度可以通过结点的三次插值得到。

3Ansys分析结果

1)通过对三种不同截面尺寸的工字型截面在相同升温条件下,相同时刻的截面温度场分析可以得出同时刻最大温差如下图。

从梁在三面受火状态下三种不同截面同时刻最大温差可以看出,在梁腹板厚度小于翼缘厚度时,截面温度最高点与温度最低点差值较大;在梁腹板厚度与翼缘厚度接近时,截面温度最高点与温度最低点差值较小。如果继续提高腹板相对厚度,即超过翼缘的厚度,温差变化不大,基本接近腹板与翼缘等厚情况。但是,从柱在四面受火状态下三种不同截面同时刻的最大温差来看,整个升温过程中,如果柱翼缘与腹板厚度相同, 柱翼缘的温度最高;柱翼缘厚度大于腹板厚度时,柱腹板温度最高。而且腹板厚度对截面温度场的分布以及同时刻截面最高温度影响较大。更突出的是腹板厚度越大,温差越小。纵向比较三面受火的梁与四面受火的柱,可以看出四面受火的柱截面温度最高点和最低点差值要比三面受火的梁要小。很明显, 四面受火的柱比三面受火的梁受热相对来说要均匀。正是由于受火状态不同,相对来说,四面受火截面,翼缘温度分布比较均衡。由此可见,截面受火方式对结构截面的温度分布有重要影响。在结构抗火计算时,对截面温度完全线性分布的假定有必要考虑构件的受火形式[3],进一步进行相关研究确定结构抗火设计的适用条件。

并且,设计中,我们实际往往采用腹板比翼缘板薄的构件, 这是因为加大翼缘厚度对于提高构件的承载力来讲要比加大腹板厚度来的有效,殊不知,这种情况却对构件的抗火不利。 如果我们设计的构件腹板与翼缘厚度相差太大,发生火灾时会造成构件在达到极限承载力之前,腹板在高温下先发生局部屈曲的状况。我们在进行钢结构设计时,必须进行抗火设计,采取合理的方案,钢与混凝土的混合方案不失一种有效的选择。

2)通过ANSYS热分析,我们可以对构件施加由ANSYS热分析确定的温度场,即温度荷载以及静力荷载。可以得出静力荷载及温度荷载共同作用下的钢构件的力学反应。对于钢梁分析比较容易,因为受火时,楼板对钢梁有一定的约束,而且混凝土的抗火性能好,影响小,此时的钢梁几乎不会产生整体侧向失稳,这样,我们就可以只计算钢梁平面内极限承载力,控制好钢构件在火灾条件下极限状态的变形即可。 ANSYS结构分析后,可以发现,钢梁受火承载力达到其屈服强度时,其挠度远远没有达到极限状态,但由于构件温度的升高,构件挠度会随着受火时间的持续而出现急剧加大的现象。

通过一系列分析数据我们得到不同腹板厚度下的简支梁跨中挠度随时间变化曲线和梁荷载组合效应与屈服强度随时间关系曲线分析可知,构件屈服强度会随温度的升高而降低, 而且近乎线性变化,这是因为简支梁作为静定结构,热膨胀影响变形,不产生附加应力。如果构件的变形包括受热变形受到约束,就会产生附加应力,在结构受火分析时另当别论,不过构件屈服强度会随温度的升高而降低的情形不会变。另外,我们针对300mm×150mm×10mm×10mm ,300mm×150mm×10mm×8mm ,300mm×150mm×10mm×6mm三种截面的受火极限状态分析,三种截面分别在t =1140s ,t = 960s ,t = 780s时达到其极限状态,腹板厚度与达到极限状态的时间干系重大。挠度变形也明显随着腹板厚度减小而增大,受火时间越长越明显。可以得出结论,在相同的边界条件、相同的受力及相同的受火条件下,腹板厚度对构件抗火时间有重要影响。

4结论

通过本文的针对钢结构构件的温度—结构耦合场的计算分析,可以得到如下结论,供设计参考。

1)截面受火方式的不同对截面温度分布有很大影响。因此,在结构抗火计算时,不应在没由考虑构件受火形式而假设截面温度完全线性分布。需要进一步研究截面温度完全线性分布假定的适用范围,确保钢结构构件抗火设计的科学性。

2)腹板厚度对构件抗火时间有很大影响。从而得出加大腹板厚度对结构构件抗火性能有重大影响,但要考虑钢结构构件的整体设计,在具备充分依据的情况下可以考虑加大腹板厚度以增强抗火性能,建议在钢结构抗火规范中提出必要的构造措施。

耦合结构 篇2

【内容提要】 在当前中国基层社会管理主体多元化的背景下，把握好基层党组织在多元社会治理主体中的角色定位、准确定位基层党建与社会管理创新的关系，对于和谐社会管理体系的形成至关重要。文章梳理了建国后至今基层党建在社会管理中角色地位的历史演变过程，提出了新形势下以基层党建创新引领社会管理创新的模式，实现社会管理创新与党执政理念创新的结构耦合，形成基层党组织和各类政治、社会资源有机整合的基层党建和社会管理新格局。

【关 键 词】基层党建 社会管理主体 多元化 创新

改革开放三十多年来，社会结构已经发生了极大的变革，社会基层治理主体日渐多元化，主要包括了政党、政府、社会团体和群众自治组织等。在当前中国基层社会管理主体多元化的背景下，厘清多元背景下社会管理的科学概念，准确定位基层党建与社会管理创新的关系，把握好基层党组织在多元社会治理主体中的角色定位，以基层党建创新引领社会管理创新，对于和谐社会管理体系的形成至关重要。

一、“社会管理”理念与党执政理念创新实现耦合

党的十六届四中全会首次提出了“社会管理”的概念，十六届六中全会上通过的《中共中央关于构建社会主义和谐社会若干重大问题的决定》，首次正式提出了“健全党委领导、政府负责、社会协同、公众参与”的“社会管理”格局这一概念。党的十七届五中全会明确提出要加强和创新社会管理。2011年春胡锦涛总书记在中央党校省部级主要领导干部培训班上发表了关于提高社会管理科学化水平的重要讲话，他指出，“社会管理的难点在基层，基层群众的工作做好了，做细了，做到位了，社会管理中的各种难题也就迎刃而解了”。这说明新时期要进一步加强对社会管理的创新，强化基层党组织对党员干部、群众及各种新社会组织，以及各项社会事业的领导和管理，以党建工作的科学化推进社会管理创新，实现社会的良性、科学、和谐发展。社会管理理念的提出是党和政府用以调整社会利益关系、回应社会诉求，从而化解社会矛盾，维护社会公正、社会秩序和社会稳定。从概念上看，社会管理是指由政党、政府、社会团体、社会机构等社会多元管理主体要素按照某种特定规则参与合作，共同管理公共事业，以追求最大化的管理效能，使社会运转科学、合理、有效，实现和谐稳定发展的最终目标。其中，党和政府通过制定社会政策和法规、依法管理和规范社会组织和社会事务，在社会管理中起着主导作用；第三部门、各种市场组织与非政府组织以及广大公众起着协同和参与的作用，从而使社会组织在高度自律和有序的状态下得到充分的发展，最终达到化解社会矛盾与利益冲突，维护社会公正、社会秩序和社会稳定的良性目标。

首先，新形势新背景下对基层社会管理理念的创新提出新要求。当前，工业化、城镇化、信息化、市场化和全球化的快速推进，既给经济社会发展进步带来了巨大活力，也对基层社会的治理提出了新要求。一是经济社会转型对基层社会管理理念的创新提出新要求。我们国家经过三十多年的改革和发展，经济、社会、政治乃至文化层面都发生了巨大变化。转型期原有的社会管理体制落后了，社会矛盾急剧增多，群体性事件不断，社会的管理已经远远跟不上经济体制改革的步伐，很多地方与现实需求脱节，所以迫切需要改革和创新。二是社会治理主体的多元化对基层社会管理体制的创新提出新要求。当前社会结构的深刻变化，逐渐从单位制结构转向社区制结构转变，社会管理主体渐趋多元化，主要包括了政党、政府、社会团体和群众自治组织等。这对于以传统的以单位组织为党的社会根基的我党来说，党的工作很难再单纯依靠原来组织的手段、行政的方式有效地整合社会。三是社会结构模式的多样化对基层社会管理载体的创新提出新要求。我国社会结构发生巨大变化，越来越多的社会成员从“单位人”转变为“社会人”。原有的单位组织管理网络被弱化，而新的社区管理网络还没有完全建立起来，政府往往要直接面对分散的个人，社会治理成本大大增加，社会事务自上而下的贯彻落实和社会问题自下而上的解决都受到一定阻碍，在部分地区和某些环节，在管理的载体上出现真空或覆盖不全面的管理缺失现象。四是社会转型的长期复杂化对基层社会管理方式的创新提出新要求。社会转型带来社会关系和社会结构的复杂化、社会利益的分化和重构，使得传统的政府和社会管理手段单一的模式已不适应新的要求。这就需要基层党组织与基层社会相互协调发展，增强党的社会基础和基层社会的发展活力。五是公共需求的多样差异化对基层社会管理机制的创新提出新要求。由于各利益主体价值取向不同，公共需求的呈现多样差异化的状态。如何整合不同利益群体，引领和促进社会和谐发展，需要有方法和载体的创新，需要政党与社会相互调适，基层党组织与社会自身的结构相互耦合，以保障基层社会的良性、稳定的转型和基层党组织对于基层社会的有效领导和整合。基层党组织针对这些新形势新背景，也逐步实现工作重点的战略性调整。

其次，加强社会管理对基层党建创新提出新要求。基层党组织是社会管理的领导者和推动者，新形势新背景对社会管理的创新提出了要求，同样对基层党组织建设也提出了新要求。一是对党组织转变工作理念提出了新要求。加强社会管理的根本目的是实现好、维护好、发展好广大群众的根本利益，这就要求基层党组织牢固树立以人为本的理念，寓管理于服务，在服务中体现管理。二是对党组织改进工作方式提出了新要求。现代社会管理服务人、尊重人的特点，要求从控制性管理，更多地变为协商式、服务式管理；从以行政手段为主变为综合运用法律的、道德的手段实施管理；从传统封闭式管理变为更多地依靠现代信息技术实施及时化、便捷化、开放透明的管理。三是对党的组织和工作全覆盖提出了新要求。非公有制经济组织、新社会组织的迅猛发展，人员的频繁流动，使党的组织和工作覆盖出现“真空”地带，这就要求基层党组织不断拓宽工作领域，探索创新组织设置模式，不断扩大覆盖面。四是对基层党员干部社会管理能力和作风提出了新要求。群众利益诉求的多样化，社会矛盾的复杂化，要求基层党员干部不断提高应对复杂矛盾、处置突发事件的能力和做群众工作的能力，转变工作作风，及时化解社会矛盾。五是对党组织统筹运用社会资源提出了新要求。加强社会管理不仅要发挥政法、民政、劳动、教育、卫生等职能部门作用，更要引导群团组织、中介组织、自治组织等社会组织积极参与，这就要求党组织不断增强凝聚力，充分整合运用各类政治资源和组织资源，提高社会管理水平。

第三，新时期“社会管理”理念与党执政理念创新实现耦合。党的执政理念是指执政党执掌政权的宗旨、价值取向、治国方略、执政方式、领导方式、社会力量配置以及在执政的条件下如何进行党自身建设等观点的总和[1]。执政党执政理念关系到执政党执政方式的改善、执政能力的提高、执政规律的科学把握和执政基础的巩固。面对社会转型特殊背景下政治统治方面所产生的诸多问题，党的执政理念适应新公共管理理论和服务型政府理念的要求，逐渐实现执政理念的创新。改革开放前，我国党政机构是基层社会唯一的社会管理主体，党和政府通过强有力的政治与行政手段自上而下地实现了对社会高度整合；改革开放30年来，由于社会分化加快，整个社会的矛盾和冲突也在不断产生和积累，旧的社会管理模式难以应对新形势下面临的种种新事物和新挑战，基层党组织和政府不能继续通过传统的社会管理体制有效地实现整个社会体系的整合而导致体系整合能力下降，“大一统”的社会整合体系在基层出现“梗阻”，从而造成社会管理成本的上升和管理的无力、滞后或被动现象。新公共管理理论主张，公共事务纷繁复杂性，加上政府自身难以逾越的低效屏障，民间社会力量不断崛起，社会管理主体走向多元化成了必然的趋势，客观上形成了对政府重新定位自身角色功能的诉求，新的公共管理模式逐渐由传统公共行政转向现代公共管理的变革，即公共管理的主体应不仅局限于政府，还应包括居于特殊地位的执政党和各种非政府、非营利性的民间组织、公共组织，亦即第三部门[2]。其中，政府作为管理公共事务的核心成分虽然还是公共管理的核心组织，是公共管理的主体，但却不再是唯一承担公共管理责任的组织，而市场组织与非政府组织等以其自身的特质和各自的优势分别承担起了社会管理的相关职能，在社会管理中发挥着愈益积极的作用。在多元化主体之间，必然要求政府与社会、政府与公众、政府与市场、政府与第三部门的有效合作。

社会转型期提出社会管理理念与党执政理念创新的耦合，其实质是政党与社会的调适，即政党在价值宗旨、组织机构以及制度规范等层面与社会现实和社会诉求的相互协调和契合。党和政府掌握着管理国家与社会的公共事务的公共权力，必须坚持政府作为最大的社会管理主体的权威地位和共产党的核心领导地位。但党和政府应逐渐转变执政理念，调整自己管理方式和领导途径，以公共管理主体的身份，以更加有效的方式参与到国家、政府和社会公共事务的管理当中。党的基层组织与基层社会管理有着很强的共性。一是党的基层执政与社会管理存在着工作对象上的重合性。作为中国各项事业的领导核心，党组织系统“横向到边、纵向到底”渗透于各级、各类社会组织中，对各种社会管理服务资源有较强的整合能力和便利条件，能够有效地促进社会建设、社会管理的进步。二是党的基层执政与社会管理存在着工作方式上的互补性。“社会管理”，说到底是对人的管理和服务。社会工作是党的群众工作的重要组成部分，是基础性、根本性工作。社会工作中以心理学、社会学等多学科专业知识为基础提炼而成的科学的手段和方法，为党的群众工作提供有使用价值的借鉴；而我党有做群众工作优良传统，当前基层党组织继续发挥着“联系群众、宣传群众、组织群众、团结群众、带领群众”的领导作用，二者有很强的互补性。三是党的基层执政与社会管理存在着工作内容上的一致性。社会管理是一个复杂的经济、社会、文化、政治等全面性的大问题，而社会服务、社会救助、社会稳定是社会管理的重要内容，党组织可以充分利用自己的组织力，充分发挥服务社会、服务群众的作用，实现二者的吻合，使工作于不同岗位的党员在社会管理服务方面起到带头作用。

基层党建创新是社会管理创新的核心内容，理顺和调试基层党组织与基层社会的关系，实现二者自身建设和发展的结构耦合，即基层党建创新引领社会管理的创新，社会管理的创新强化基层党建的创新，并能够进一步展示了社会管理创新的成果，这两者结合、竞合、互动的关系。构建以基层党建创新引领社会管理创新的模式，是实现基层党建与社会管理创新的必由之路。

二、基层党建在社会管理创新中角色定位的历史演进

从新中国成立至今，根据政党、国家、社会和市场的互动关系来看，我国社会管理体制的制度沿革以及基层党建在社会管理创新中角色地位的演进进程，大体上经历了三个主要阶段。

从建国后到十一届三中全会的召开是一元治理格局。这段时期我国的社会管理是党领导下“国家主导的一元化社会管理体制”，执政党和政府是唯一的社会管理主体，国家成为无所不管、无所不包的“全能国家”，所有权力集中于唯一的权力机构。在高度集权的政治体制和计划经济体制基础上，党和政府作为唯一的治理主体不仅管理着国家的政治和行政事务，也管理着全部社会事务和经济事务，直接导致政治上的专权和管理上的极端低效，社会缺乏结构和功能的分化而成为“总体性社会”，个人成为缺乏自主性只能被动服从的个体，牺牲了个体的自由和权利，窒息了社会的创造活力，极大地扼杀人们的创造性和自主性。

从1978年改革开放到2002年十六大召开是现代社会管理体制起步时期。这一时期传统社会管理体制趋于解体阶段。十一届三中全会后政治体制改革的目标是要解决党政企不分、以党代政、以政代企的现象。从20世纪80年代后期始，党和政府逐渐开始适度分离，党主要负政治领导责任，政府则主要负行政责任，政府率先成为一个相对独立的治理主体。与此同时广大农村开始推行村民委员会制度，城镇逐渐推行居民自治制度和企业职工代表大会，基层民主自治体系逐渐建立。党和政府的工作重心是发展经济，全能型政府之下的社会以及社会组织开始发生深刻的变革，政府的主要职能是对经济进行管理。这一时期，中国执政党的社会功能发挥重大的作用，基层党组织的服务功能推动社会服务向前发展。这一时期的社会组织发展受到的限制和控制较多，但仍然属于社会管理的对象，在社会服务方面发挥有限的拾遗补缺的作用。

十六大至今是社会管理体制改革基本思路逐渐形成阶段。2002年十六大后，社会主义市场经济体制改革不断深入，中国社会发生了结构性变革：个体和私营经济获得较快发展，私人经济部门在经济增长和社会就业方面发挥着越来越重要的作用；新阶层与新组织不断涌现，单位也不再是配置资源的唯一途径；民间组织管理从定期清理走向依法登记管理，获得很大发展；城市社区建设提上了党和政府的议程，农村村民自治走上规范化管理的轨道。所有这些都为现代社会管理体制的建立奠定了基础。2004年党的十六届四中全会明确提出要“加强社会建设和管理，推进社会管理体制创新”。2006年十六届六中全会上，正式提出了“健全党委领导、政府负责、社会协同、公众参与”的“社会管理”格局这一概念，从而明确了现代社会管理的领导体制。由此，“社会管理”概念也逐渐走进社会管理活动之中，被纳入更完备的体系性框架之中。

三、加强基层党建，引领社会管理创新路径选择

社会管理是实现社会良性有序运行的基本手段和保证，也是一种政治过程[3]。党的基层组织是基层社会管理的核心主体，是党全部工作和战斗力的基础，基层党建是加强党的执政能力建设的基础工程。十四大以来社会主义市场经济的发展带来了基层社会的各个层面的急剧转型，城市、农村以及各行各业和各领域不断发生关系重构和结构重组，这主要体现为基层社会的重新组织化。在社会重新组织化中不断涌现的新的组织化形式与基层党组织自身出现了一定程度的脱钩，新的组织化要求与党组织管理模式出现一定程度的脱节。在当前经济体制深刻变革、社会结构深刻变动、利益格局深刻调整、思想观念深刻变化的新形势下，加强党的先进性建设，保持党的生机和活力，引领社会管理创新的进一步深化与发展。

首先，构建服务型政府，强化基层党组织的服务功能提升社会管理水平。构建服务型政府是政府实现基层社会管理的重要目标和有效保证。一是明晰政府角色，从管制型政府的行政理念转变到服务型政府的行政理念，树立顾客导向的服务理念。当前，社会管理的核心就是要改善和保障民生。改善民生问题，不仅是履行政府社会管理职能的必然要求，更是政府行政必须优先实现的基本职能[4]。二是要改善政府与民众的关系，进一步提高政府的公信力。这就需要在强化基层党组织有效形式监督职能的同时，充分发挥民间力量对政府的监督，要进一步加强中央、地方和民众之间的互动，加大社会力量对公共权力主体的有效监督和制约，实现基层社会善治。三是要实现基层社会管理与公民社会之间的良性互动。伴随着我国公民社会的日益发展与成熟，改变了传统的全能政府控制基层社会的管理局面。这就要求基层政权的公民社会管理工作进行变革与创新，采取有效对策努力扩大公民社会的积极影响，以公民本位的精神实现政府再造，促进党和政府与公民间的良性互动。

其次，培育社会自主性，实现基层社会管理主体由一元向多元的转变。当今社会管理主体多元运作的态势注定单一的某种力量无法完成基层社会管理重任。因此，培育和建设城镇社区居委会和农村村民委员会等群众自治组织和非政府组织，是发挥基层社会管理资源作用的重要途径。实现基层社会管理主体由一元向多元的转变，核心在于培育社会多元主体力量，特别在培育其社会自主性的同时要给民间组织发展以足够的空间，给多元的社会利益以足够的保护。实现民间社会管理资源与党和国家管理资源的对接与互动，将会大大提高基层社会管理的实效。

再次，引入协商民主，建立健全公众政治参与的机制与平台。基于当前政党组织、政府和社区自治组织缺乏有效的互动的问题，强调引入协商民主，能够为基层自治注入新的活力，以弥补选举民主的不足，实现群众需求表达和回应互动的动态型社会管理。协商民主指的是“为政治生活中的理性讨论提供基本空间的民主政府”[5]。协商民主既是一种治理形式，也是一种决策形式。在社会管理和社会建设方面，必须更多地引入协商民主的方法，更加积极地探索协商民主的新形式、新路径，建立健全公众政治参与的机制与平台，使广大群众有足够的政治机制、渠道和平台来表达自己的利益愿望和意见，要借助这些政治参与机制、渠道和平台，虚心听取各方意见，平等地进行讨论、协商求同，不断地以真正的公开、真诚的协商赢得社会公众的信任、理解和支持，进一步促进党和政府与公民间的良性互动。

最后，运用信息化手段，实现全方位服务型社会管理。随着当前社会管理要素日趋增多，难度不断增大，单靠传统手段已经难以实施科学有效的社会管理。因此，要充分认识并进一步发挥信息化手段在社会管理创新中的作用，加强和完善信息网络管理，将当前错综复杂的社会管理事务与高速发展的信息网络紧密结合起来，构建社会管理信息化平台，提高新形势下社会管理信息化水平。

【参考文献】

耦合结构 篇3

关键词： 京津冀都市圈;体育产业;经济增长;结构演化;关联

中图分类号： G 80052文章编号：1009783X（2016）01001805文献标志码： A

Abstract：The methods of literature consultation，expert interview，mathematical statistics and PEST analysis were used to discuss the factors which affect evolution of sports industrial structure in BeijingTianjinHebei metropolis circle and the evolution trend.This paper established correlative coupling degree between sports industry in BeijingTianjinHebei metropolis circle and economic growth by means of the grey system theory，and gave reasonable suggestions.The main purpose was to adjust sports industrial structure，optimize sports industrial distribution，promote sports industrial division，achieve sports industrial coordination and offer references for integrated development of BeijingTianjinHebei metropolis circle.Results：The evolution of sports industrial structure in BeijingTianjinHebei metropolis circle was affected by political environment，economic environment，social environment，technological environment and other external factors.This evolution mentioned above can be roughly divided into four stages：formation，confusion，exploration and rapid development.The sorting of correlative coupling between sports industry in BeijingTianjinHebei metropolis circle and economic growth was obtained as follows：sports media industry > sports brokerage industry > the sports fitness leisure industry > sports lottery industry > sports sporting goods industry > competitive performance industry.

Keywords：BeijingTianjinHebei metropolis circle;sports industry;economic growth;structural evolution;association

收稿日期：20150512

基金项目：河北省社会科学基金项目（HB14TY004）;河北省体育局体育科技研究项目（20133007）。

第一作者简介：何胜保（1979—），男，山东济宁人，硕士，讲师，研究方向为体育经济学。

作者单位：唐山师范学院 体育系，河北唐山 063000

Department of Physical Education，Tangshan Normal University，Tangshan 063000，China.

2015年作为国家“十二五”战略规划的收官之年，也是全面深化改革的关键之年，在“一带一路”国家创新区域战略决策的宏观指导下，“京津冀协同发展”也成为引导中国经济发展的强大动力。在经济全球化和区域经济一体化发展的形势之下，京津冀都市圈在信息传媒、科技创新、金融服务、文化体育等高端产业方面迎来了发展的战略机遇期，初步形成了较明显的产业梯度。北京、天津产业梯度向河北省的转移，有力推进了河北省各项产业结构的升级和区域经济的分工与合作。由于京津冀都市圈中行政区划与经济区划的差异，各地市主要是根据自身体育产业需求来探索发展路径，无法形成京津冀都市圈体育产业资源信息共享、优势互补、协调发展的合作模式，不能很好地发挥区域发展中的聚集效应和扩散效应，河北省体育产业也尚未得到京津2个核心城市的辐射和带动作用，造成体育产业同构和产业链断裂并存，导致圈内还没有形成具有较高创新能力的体育产业链和体育产业集群。随着我国工业化、城市化进程的不断加快，城市区域经济发展到一定程度的集聚效应和辐射效应，形成以大都市为核心的紧密型一体化的共生区域。在京津冀都市圈战略规划设计形势下，考察不同历史时期京津冀体育产业结构演化的一般规律，推进产业升级，促进经济增长已成为一项重要的现实责任和历史责任。京津冀都市圈体育产业可以堪称是我国北方体育产业发展的标志和方向，研究京津冀都市圈体育产业结构的演化，对于清楚地认识京津冀都市圈体育产业结构现状，了解京津冀都市圈体育产业结构的演变规律。探索体育产业与经济增长之间的耦合关联性，对于促进京津冀地区的体育产业结构调整，协调京津冀都市圈的产业布局与分工，提升区域经济竞争力，促进区域经济的协调发展均有着重要的现实意义。

1京津冀都市圈的基本概况

京津冀都市圈包括：北京、天津和河北的石家庄、唐山、沧州、张家口、承德、秦皇岛、廊坊、保定（如图1所示）。从目前京津冀都市圈区域结构来看，初步形成了以北京、天津2地为轴心向河北省辐射的“8+2”模式规划[1]。京津冀都市圈中城市在一个较为集中的区域内，有着独特区位特点和资源优势，为区域经济一体化的体育产业共生奠定了基础。京津冀都市经济圈作为最为有效的空间组织形态，具有“极化”和“辐射扩散”2种效应;但是，由于圈内缺乏一个稳定的经济协调机制，经济结构、产业政策、发展规划存在诸多的问题，尚未成立一个组织推动京津冀体育产业一体化发展的战略规划，没有形成合理的体育产业价值链网络结构，经济圈内体育产业的“同构化”导致产业结构自成体系，过度竞争和封闭竞争严重，使得区域产业化优势、科技创新优势和区域经济发展的辐射带动优势没能得到很好的发挥。

图 1京津冀都市圈的极与轴

2京津冀都市圈体育产业结构演化影响因素的PEST分析

PEST分析是从宏观环境的角度来分析影响行业发展的各种宏观力量，包括政治环境（Politics Factors）、经济环境（Economic Factors）、社会文化环境（Sociocultural Factors）和技术环境（Technological Factors）[2]。京津冀都市圈体育产业结构总是从低级向高级的演进，这也符合事物发展的一般规律。在体育产业调整、优化的过程中也受到诸多外在因素的影响，具体分析如下。

2.1政治环境

政治是经济发展的最直接表现，包括经济发展目标的战略与策略、产业政策和产业立法等。国家发改委于2004年11月正式启动京津冀都市圈区域规划编制，目前已经形成较为完整的区域经济规划蓝图，有望成为中国经济的“第三极”。经过5年时间的调研，国家发改委于2010年8月出台的《京津冀都市圈区域规划研究报告》指出，经济圈发展的基本战略目标包括：一体化战略、系统优化战略、促进都市圈地区城镇体系协调发展引导战略、集约与高效战略。2010年3月，国务院办公厅正式公布了《关于加快发展体育产业的指导意见》中强调，要建立、健全相关法规，进一步规范体育中介市场、健身市场、体育竞赛和表演市场，大力发展体育服务贸易、体育用品业、体育彩票业，协调推进体育产业与相关产业的互动发展。这一政策性文件对于建设京津冀都市圈健康、有序、统一、竞争、开放的体育产业市场，协调体育产业结构布局，提升区域体育产业的核心竞争力有着重要的影响。

2.2经济环境

体育产业结构的演化与经济增长有着正相关的关系。经济的增长可以有更多的资金投入到体育产业市场，体育产业的市场化运作又能带来经济总量的高增长率。据统计，2012年京、津、冀GDP生产总值分别为1万7 801亿200万元、1万2 885亿1 800万元、2万6 575亿100万元，分别比去年同期增长7.70%、9.60%、13.80%，人均GDP分别为8万8 167.51元、9万5 093.58元、3万6 700.75元，人均GDP在全国的排名分别为第2、第1和第15位[3]。经济的快速增长有利于推进京津冀都市圈体育产业结构的优化升级;但是，京津冀经济发展水平的非衡性不利于区域内体育产业结构的整体调整，如果不能很好地加以协调，会阻碍都市圈体育产业结构的持续演进。

2.3社会环境

社会环境是在自然环境的基础上，人类生存及活动范围内所创造的社会物质、 精神条件的总和。社会环境对京津冀都市圈体育产业价值链和体育产业集群的形成与演进起到至关重要的作用;因为对于都市圈体育产业空间结构形态的考察归根到底还需要挖掘区域内更深层次的文化内涵和社会动因，才能赋予更多的生存空间。从社会文化环境来看，北京曾举办第1、2、3、4、7届全国运动会、1990年亚运会、21届世界大学生运动会、2008年奥运会和残奥会。据统计，2009年北京市体育场馆数量就达6 149个，2012年社区服务设施1万93个，社区服务中心181个，参加基本养老、基本医疗、失业、工伤保险人数也居于国内首位[4];天津承办过世界乒乓球锦标赛、世界体操锦标赛、亚洲篮球锦标赛，还要承办2013年东亚运动会和2017年全运会，体育基础设施建设完善，加上京津两地国内3大职业赛事（篮球、足球、排球）拥有较高的水平，职业联赛的辐射效应形成了较为浓厚的体育文化氛围;河北省是中华民族的发源地之一，丰厚的社会文化传统缔造了丰富多彩的民俗体育文化体系，有力推动了休闲体育（群众体育）的快速发展。另外，从社会产业结构现状来看，北京市三、二、一的产业结构（属于工业化的高级阶段），天津市二、三、一的产业结构（工业化中级阶段），河北尚处于工业化的初级阶段，形成了较为明显的产业梯度。经济圈内体育竞技业和大众休闲健身业的协调互动发展，有助于推动都市圈产业结构的优化升级。

2.4科技环境

体育产业结构演化的根本动力在于科学技术的进步，因为科技是提高生产效率，提高产品要素质量和服务质量，引发资源的重新布置，提高产业要素投资的回报率，加快体育产业结构由劳动密集型产业向集约型演化的根本保障。京津冀都市圈信息传媒、科技创新、金融服务、文化体育等高端产业，通信设备、计算机及其他电子设备制造业发展迅速。北京是全国最大的科学技术研究基地，号称中国的“硅谷”、世界的“文化产业中心”，天津被誉为中国的“马六甲”和“华尔街”;因此，京津冀都市圈体育产业的发展要立足于区域经济一体化为中心，将北京、天津体育产业作为双增长极，建立京津冀3个层次的体育产业发展战略，其中，北京市重点发展以科研、文化、教育为主的体育创意产业，天津市重点发展体育赞助业、体育广告业、体育保险业、体育贸易业等中介产业，河北省发展的重点为体育用品业、体育建筑业、体育博彩业等外围产业。

脊骨梁桥面板结构的车桥耦合分析 篇4

脊骨梁是一种新颖的结构形式,具有轻巧美观,占地面积小的优点,比较适合于城市桥梁。典型的脊骨梁结构为小脊梁带大悬臂的梁式结构,配以独柱其结构示意图见图1。与其他普通的梁式结构相比,悬臂长度更大,现浇箱梁的悬臂长度一般在2～2.5 m,而脊骨梁的悬臂达到5 m以上,外观也更舒展,两侧的大悬臂还可以为桥下的地面道路提供行车宽度。由于这种结构既能够很好适应城市高架桥的景观需求又能有效地利用桥下的道路面积,因此得到了很多城市桥梁设计者的青睐,在我国也得到一定范围的应用,整体运营状况良好。但其大悬臂肋梁弹性支撑桥面板结构与车辆的动力耦合作用是一个设计难点。其本质就是桥梁的局部构件在移动荷载作用下的强迫振动,它与桥梁构件的结构形式、动力特性、桥面平整度、行车速度等因素有关[1]。在交通部行业标准JTG D60—2004《公路桥涵设计通用规范》中规定“汽车荷载的局部加载以及在T梁、箱梁悬臂板上的冲击系数采用1.3”。这个规定对于以往普通结构的悬臂板是安全可靠的,但是对脊骨梁的弹性支撑大悬臂构件却未必适用。该结构的特点是肋梁在纵桥向每隔一段距离形成条形弹性支撑,肋梁上缘与桥面板固结,构成一个类似于正交异性板的结构体系,与其他普通箱梁和T梁的小悬臂结构相比具有厚度薄,重量轻,外悬长度大,结构刚度较小的特点,在车辆荷载日益增大的情况下,其竖向振动将不可忽视,因此仅仅根据规范确定其冲击系数进行静力计算是不够的,动力学耦合分析非常必要,本文主要采用有限元时程分析的手段对其进行分析研究。

2 计算模型

2.1 结构特点

一般脊骨梁桥结构由脊箱梁、两侧支撑悬臂肋梁和桥面板3部分组成。中间脊箱梁采用现浇预应力结构,悬臂为“间断的横向支撑小构件———肋梁”和“连续桥面板”的组合体。肋梁用于解决横向受力,支撑上面的桥面板,脊箱梁承受全桥的恒载和活载。桥面板把一定范围内的荷载首先传递到下面的肋梁,然后通过肋梁再加到脊箱梁上。把肋梁和与之相连的桥面板合称为“肋梁-桥面板体系”[2]。

2.2 计算原理

动力耦合分析中最直观、最有效的方法是考察结构的最大振动以及结构的最大动位移与静挠度的比值,这也是桥梁冲击系数的一种表达方法。因此本次研究将“肋梁-桥面板体系”在车辆荷载动态作用下的动位移作为主要考察对象,并将冲击系数作为结构动力响应的重要评价指标。

为了得到结构在与车辆耦合作用下的最大动位移,本次研究将汽车荷载简化为一个集中力,在纵桥向沿着一个固定的路线,从模型的一端向另一端匀速“行驶”,同时记录下关键节点在不同时间的位移,这样就可以得到该节点的位移动态响应曲线,从而得到最大动位移[3]。

2.3 计算模型的确定

由于研究的是“肋梁-桥面板体系”与车辆的动力耦合,因此主体结构———脊箱梁可以不作为结构考虑,仅仅作为边界条件,这样既使计算分析更加有针对性,又减少了模型的复杂程度,提高了计算速度。

动力耦合分析是研究车辆与结构的共振作用,而共同作用的时间是至关重要的,故车辆荷载在桥上通过的时间也可能是影响动力耦合结果的重要因素,而车辆通过时间取决于结构的长度和车辆运行的速度,因此计算模型中所包含的“肋梁-桥面板体系”在纵桥向的长度需要仔细考虑。一般脊骨梁的跨度为25～40 m,如果肋梁间距5 m,那个6个肋梁(5个间隔)将可能满足一跨范围,同时如果把桥面板纵向中间的竖向位移作为主要考察对象,那么5个间隔正好能够使这一点位于2个肋梁的中间,这对于计算结果的代表性是很有意义的。所以计算模型在纵桥向包含了6个肋梁。

对于动力分析而言,质量分布和结构刚度是非常重要的,尤其是对于桥梁悬臂板这样的轻薄构件而言更是如此。防撞护栏位于“肋梁-桥面板体系”的最外侧,与桥面板紧密相连,且相对于桥面板而言质量较大,因此它的质量和刚度也是不能忽略的,为了考虑其影响,计算模型中将其作为一个构件进行了模拟。同时桥面铺装的重量也作为附加质量进行考虑。

2.4 单元类型

计算模型根据构件的特点选择了不同类型的单元:肋梁和防撞护栏在宽度和高度的尺度上相差不大,采用梁单元模拟是合适的;桥面板结构高度较小,平面方向上尺度却很大,因此采用壳单元模拟。有限元计算模型见图2。

3 动力学计算与分析

3.1 动力学计算

首先建立了一个肋梁间距5 m的有限元模型,令集中荷载分别以不同的速度通过模型,观察桥梁跨中挠度随时间的变化情况以及不同速度情况下的最大挠度。为了便于比较,将动位移与相同数值静荷载作用下挠度的比值定义为“相对动位移”(其数值为正时,表明动位移与静位移同方向,即动位移向下,为负则向上),不同速度下的相对动位移时程曲线见图3。

由这些时程曲线可以看出,桥梁跨中挠度随着时间不断变化,由零点开始下挠,数值不断增大,达到峰值后又开始减小,并在恢复到零点后继续向上运动,并达到反方向的最大幅值,然后回落,不断反复,从而形成了振动。而且振动中包含了高频振动,尤其移动荷载在中高速运动(如80 km/h和120 km/h)的情况下更加明显,这种高频振动与结构本身的自振频率有关,是结构动力特征在移动荷载激励下的一种反映。

同时还可以看到,在不同速度的移动荷载作用下,结构的相对动位移最大值各不相同。与5、40、80、120km/h的速度对应的最大相对动位移分别为1.0、1.05、1.30和1.18。

3.2 自振频率与动位移

结构的振动是结构的自振特性和外部激励共同作用的结果,经过有限元振动模态分析,可得到结构的自振频率和周期,其结果见表1,振形见图4。

观察图3中的120 km/h速度下的时程曲线,在0.2～0.6 s这段时间内有8个小的振动周期,其周期为0.05(0.4/8=0.05)s,与结构的第3阶竖向自振周期基本一致。一般而言得到放大的是第1阶竖向振动,但是从振形图中可以看到,第1阶振动为悬臂端整体上下振动,跨中位置与两端相差不大,因此在荷载激励下难于显现。而第2阶为反对称振动,在跨中位置的振动值几乎为0,是不可能激发出来的,同样第4、第6阶也是如此,因此通过时程曲线得到的自振频率就是第3阶的振动频率,它也是跨中位置竖向振动的特征频率。

如果把移动荷载通过“一个肋梁间隔”的时间称为“通过时间”的话,那么,在“通过时间”相对于第3阶竖向振动周期(以下简称“自振周期”)比较接近时,在时程曲线上就可以比较明显地看到这些高频振动。结构的振动形式表现为移动荷载的强迫振动与结构的特征振动(即高频振动)相叠加,强迫振动占主导,但其振动幅值受到特征振动的影响。在“通过时间”与“自振周期”比较接近时,两者的相互影响就会比较强烈,结构特征振动引起的振幅将逐渐增大,振动幅值将大大增加,形成耦合振动即共振现象。

3.3 行驶速度与动位移

为了定量考察不同的行驶速度对桥梁跨中动位移幅值的影响,让荷载以不同的速度移动,并查找对应速度的最大动位移,计算结果见图5。

由图5可见,荷载的移动速度对跨中最大动位移有非常明显的影响;总体表现为一个多峰值的曲线。动位移在不同的速度区间内有各自的峰值。对于该模型而言,当荷载移动速度在约145 km/h时,该系数达到最大值,约为1.5;此外在40～105 km/h速度区间内也有一个1.32的峰值,对应的速度为70 km/h。这个速度对于重载货车而言是很有意义的,因为货车很容易就能达到这个速度,并经常保持在这个速度附近,对于桥面板将起到控制作用。

该曲线在40 km/h、105 km/h和160 km/h的速度处出现低谷,原因就是前面所述的高频振动在强迫振动上叠加的结果。当高频振动的峰值与强迫振动的峰值重合(或接近),动位移效应就会增强,如果高频振动的低谷与强迫振动的峰值重合(或接近),综合效应就会减弱。这也说明结构的自振特征对动位移效应有很大的影响。

3.4 肋梁间距的变化与动位移

以上计算和讨论的是在肋梁间距为5 m的“肋梁-桥面板体系”与车辆的动力耦合现象,下面将对不同肋梁间距的结构进行计算分析,以便得到规律并指导设计。图6为不同肋梁间距时的跨中动位移系数。从图6中可以看到间距3 m的结构相对动位移最大,达到1.56(5～150 km/h速度区间),间距7 m的最小,为1.25(5～160 km/h速度区间),这说明肋梁间距对于结构的动位移有较大的影响。这是因为肋梁作为悬臂的横向支撑构件对其刚度的影响很大,进而改变了结构的自振频率和振形等动力特征,最终使移动荷载的相对动位移发生了较大的变化。

4 结论

通过以上的计算分析可以得到以下结论:

(1)结构自振频率和振形对于“肋梁-桥面板体系”的相对动位移有明显的影响。车辆荷载引起的强迫振动与结构特征振动在一定范围内形成耦合,引起动位移的增强或减弱。

(2)“肋梁-桥面板体系”的相对动位移与车辆行驶速度有显著的相关性,但并非速度越大,振幅就一定越大[5],而是存在一个速度范围,在这个范围内振幅将达到极大值。

(3)肋梁间距不同的“肋梁-桥面板体系”,耦合情况会有很大的不同,这需要设计时根据动力计算结果并结合静力计算分析综合确定最佳的肋梁间距。

(4)规范JTG D60—2004对局部构件的冲击系数统一采用1.3的规定不够全面,尤其是对“肋梁-桥面板体系”这种相对比较复杂的构件更是如此。从本文的算例可以看到,当肋梁间距为3 m时,冲击系数可以达到1.56,这已经远超出规范的规定,如果采用规范的冲击系数无疑会造成结构设计上的不安全。因此对于这种特殊结构应该进行专门的动力学冲击效应分析,并根据结果进行设计,以满足使用性能。

参考文献

[1]李国豪,项海帆,沈祖炎,等.桥梁结构稳定与振动[M].北京:中国铁道出版社,2003.

[2]黄思勇,吴云,宋广君.塘沽国防路高架桥脊骨梁设计[J].城市道桥与防洪,2007,(6):45-47.

[3]梁玉红.用ANSYS实现车桥耦合空间振动分析[D].石家庄:石家庄铁道学院,2005.

[4]陈卓.基于ANSYS二次开发的车桥动力响应方法研究[J].铁路计算机应用,2007,16(6):8-10.

耦合结构 篇5

发动机短舱内外流场与结构温度场耦合计算

采用CFX软件,利用SST k-ω湍流模型,同时引入了辐射模型考虑热辐射的影响.采用CFX的`共轭传热方法,在流体域求解N-S方程,固体域求解热传导方程,然后在流固耦合交界处交换数据,实现了流场与结构温度场的耦合数值分析.为了验证此方法的正确性,对文献中轴对称喷管进行了数值模拟,所得喷管壁温与试验数据吻合良好;另外进行了高超声速钝体流场与结构温度场的耦合计算,计算所得激波位置与试验结果一致,固壁非定常温度场分布与文献结果吻合.在此基础上,进行了航空发动机短舱内外流场与结构温度场耦合的数值研究,并得出了几个短舱外表面蒙皮冷却的可行性措施,为飞行器红外隐身设计提供参考.

作 者：张元辉 王强 ZHANG Yuan-hui WANG Qiang  作者单位：北京航空航天大学,能源与动力工程学院,北京,100083 刊 名：飞机设计 英文刊名：AIRCRAFT DESIGN 年，卷(期)： 29(1) 分类号：V224.2 关键词：发动机短舱   耦合传热   数值模拟   CFX   SST湍流模型   冷却  

耦合结构 篇6

目前国内外对车桥耦合问题以及铁路桥支墩安全状况的研究已经有很多成果。夏禾和张楠等[1]对列车桥梁耦合振动分析的方法进行了改进, 运用模态综合分析法大大简化了计算过程;LADIS-LAV FRYBA[2]对桥梁的动力学的基础理论部分给出了详尽的解释, 并提出经过试验验证的经验公式;刘世忠, 强士中[3]分析了桥梁横向刚度和横向振动特性, 确定支墩刚度对桥梁刚度起到决定作用。马朝霞, 陈思甜, 龚尚龙[4]用能量法对高桥墩顶的水平位移进行了计算和分析, 认为支座对桥墩的约束不可忽视。

1 车-桥-墩相互作用

列车对桥梁和支墩施加动载荷的过程是双向的, 其中有列车对桥梁和支墩的作用, 也有桥梁与支墩对列车的反向作用。桥梁与支墩在受列车作用前, 始终受到自身重力为主的静载荷作用, 因此, 列车对桥梁和支墩加载后的最终响应是复合了静载荷的响应, 并不是单一的过程。研究列车与桥梁和支墩的相互作用过程, 将系统依次分离为车桥耦合系统和支墩系统。列车与桥梁通过轮对接触的位移关系来建立联系, 支墩与桥梁由自身的位移建立联系。

1.1 车桥耦合作用过程

列车与桥梁通过轮轨力作用联系为一个整体, 在不考虑外在作用的情况下, 轮轨关系是唯一确定的作用荷载, 但列车在运行过程中受到轨道平顺度, 以及由于轨道水平方向的不平顺带来的蛇形运动的作用, 轮轨关系发生变化, 不在单一地为轮轨力的作用, 需将轨道不平顺带来的位移变化考虑到整体作用中。轨道不平顺分为高低不平顺, 轨向不平顺, 超高不平顺以及轨距不平顺。通常轨道不平顺度用实测数据来抽象为函数, 但这种拟合过程本身就是一种近似求解过程, 直接用位移来表示列车在运行方向上的平顺影响较为合理。式 (1) 为考虑轨道不平顺和列车蛇形运动是引起列车竖向和横向振动的原因, 列车轮对的位移用方程表示为

式 (1) 中, Zij, Yij, Xij分别表示第i个转向架的第j个轮对在竖向, 横向和纵向的位移, Zs, Zp, Zb, Ys, Yp, Yb, Xs, Xp是列车蛇形运动, 轨道不平顺以及桥梁位移引起的竖向, 横向和纵向的位移。

根据列车轮对与桥梁相互作用关系[5], 可以得到列车和桥梁总方程, 如式 (2) 。

式 (2) 表示在轮轨力{F}以及列车蛇形运动作用下, 列车与桥梁产生位移, 速度, 加速度为动力响应的过程。其中列车和桥梁耦合过程中, 阻尼{C}和刚度{K}相当于同一系统下的阻尼和刚度, 同时列车和桥梁各自在受到荷载作用时都相当于相互作用的叠加, 在列车运行过程中达到荷载作用平衡的过程。

1.2 车-桥-支墩相互作用

1.2.1 支墩受力分析

桥梁支墩通常是支撑上部结构的建筑物。其作用主要是将上部结构传来的荷载, 可靠而有效地传给基础, 是连接桥梁和基础的中间环节。支墩的各项力学性能对桥梁和地基的影响显著, 主要体现在支墩对桥梁载荷的传导, 支墩和桥梁相互作用以及支墩与地基的连接关系[6—8]。在刚性地基上, 支墩与地基一般假设其为固结关系, 支墩通过支座与桥梁的连接关系为考虑支座摩擦阻力的弹性连接。对支墩进行受力分析, 如图1。

桥梁没有受到外在激励的情况下, 支墩主要受到竖直向下的力G, 包括桥梁和支墩自身的重力, 属于静载荷。列车通过桥梁, 产生动载荷, 根据1.1节的分析, 列车与桥梁在竖直方向和横向都有力的作用, 支墩上部的支墩面也受到竖直方向和横向的作用载荷, 包括支墩与支座的摩阻力H, 支墩受到竖直方向的作用力和自身重力的合力N, 列车蛇形运动和制动产生的纵向和横向作用力F, 如图2。

1.2.2 支墩与车桥相互作用

由支墩的构造特点可知, 其竖向刚度较大, 横向刚度较竖直方向较小。车桥耦合分析运用的是模态分析方法, 即振型分析的方法, 支墩对横向振动的敏感性也影响车桥耦合分析的结果。为建立数学模型, 对支墩进行如下假设: (1) 支墩底部与地基固结, 上部与支座弹性连接; (2) 支座约束纵向固定, 可以绕梁水平轴自由转动; (3) 支墩顶与支座位移连接, 即支墩顶与桥梁有相同的位移。

支墩的动力响应是通过位移, 加速度给出的, 研究支墩上部墩面的位移更具有实际意义。对支墩进行模态分析, 建立广义的坐标系A, 支墩的振型函数 (x) , 根据振型分析的定义[9—13], 可以给出支墩动力响应关系式:

关系式表示在第k个支墩上的动力响应, 通过关系式可以和上一小节的车桥动力响应联立, 因为列车在桥梁上施加的动载荷是随时间的变化而变化的, 振型广义坐标系A是关于时间的函数, 在车桥耦合分析过程中, 运用的振型分析也是通过广义坐标给出的, 求出A后, 代入关系式, 得到支墩的动力响应[14]。

分析过程表明列车对桥梁和支墩的加载通过理论方法进行分析, 通过建立广义的振型坐标系, 给出振型函数, 运用能量守恒原理, 能够建立一个列车-桥梁-支墩的动力学方程, 采用迭代法求动力响应, 能够得到理论解。同时明确了动力响应可以通过位移, 加速度来表征, 系统刚度具有影响相互作用过程的特性。

2 工程实例

2.1 概况

本项目为宁启线既有桥涵平改立工程, 改建为1~9 m框架涵, 净高5.1 m, 本段为双绕段, R=5 000 m, 箱身长19 m, 立交箱身中心线与铁路中心线法线夹角为32°。框架涵箱身基底设计应力为σmax=114.5 k Pa。设计中线箱顶标高为14.13 m, 设计轨底标高为14.93 m。需要利用D型便梁加固线路顶进施工, 便梁采用D24型施工便梁防护铁路顶进施工。

2.2 监测系统构建和数据采集

监测系统是基于对既有桥涵施工过程中, 便梁和支墩的动力响应是引起安全隐患的主要原因, 为加强施工安全和效率, 建立自动化, 信息化施工样板, 运用无线传感器网络技术, 实现桥涵施工和铁路线路的正常运行[15]。

监测系统架构包括:数据采集部分, 数据传输部分和监测数据处理分析部分。如图3所示。

在既有线桥涵施工过程中, 面临的问题主要体现在保证施工的正常进行和列车运行的安全, 因此采取的监测手段主要保证静载荷和动载荷都处于安全水平。宁启线既有桥涵施工过程中, 对便梁和支墩的静载荷和动载进行监测可以满足要求。对便梁的监测有:加速度, 应力应变, 位移。对支墩的监测包括加速度, 位移。通过加速度数据的监测可以确定列车施加动载过程中的受力情况和振幅值, 位移监测能够直观地表现出便梁和支墩的安全状况。

2.3 数据分析

2.3.1 静载荷条件下列车动载施加在桥梁和支墩上的竖向动力响应

列车未通过桥梁时, 桥梁和支墩同时处于静力平衡状态, 桥梁和支墩的静载荷类型相同, 主要受重力作用。列车通过时, 列车和桥梁耦合作用, 列车对桥梁施加动载, 桥梁将动载传递给支墩, 在动力响应时间上, 桥梁先于支墩, 支墩对桥梁和列车都有反向作用。在静载荷作用下的支墩沉降, 主要是由自身重力, 承受的桥梁重力以及地基承载力大小决定, 速度较为平稳, 在受到外力作用情况下, 支墩沉降速度会加速, 沉降量也会加大, 这与外部载荷加载方式以及载荷大小有关[16—18]。如表1和表2所示, 列车通过前支墩A和B在相同时间间隔下沉降。

列车未通过桥梁阶段, 支墩沉降平稳, A和B墩沉降量相差在0.15 mm以内, 没有产生大的变形, 对线路平顺性没有影响, 可以视作均匀沉降。列车通过后, 在列车和桥梁与支墩的相互作用下, 两个支墩的沉降量有了较大差异, 显示线路的平顺性被打破, 同时表明, 在沉降作用上, 地基对支墩的沉降均匀性起辅助作用, 列车动载起主要的影响作用。列车动载荷加载过程中, 支墩的沉降量也有了较大改变, 说明列车动载对支墩的稳定性有很大影响, 影响因子在基础没有大的变化情况下, 大于其他条件。

在竖直方向上, 列车对桥梁通过轮对的冲击作用, 产生竖向加速度。由列车竖直方向上的载荷引起桥梁的竖向振动, 支墩在竖直方向上, 与桥梁的振动方向一致, 如图4和图5所示, 桥梁和支墩在列车通过时的竖向加速度。

从图中可以看到, 桥梁和支墩的竖向振动加速度有一定的差值。桥梁在列车通过时, 竖向加速度极值为1.785 125 g, 支墩在列车通过时的竖向加速度极值为1.137 5 g。说明支墩的竖向刚度较大, 在竖直方向上的自振频率小。相反, 桥梁的竖向加速度大于支墩的, 相比较而言, 其竖向刚度要小于支墩, 列车的竖向载荷对桥梁有明显影响, 对支墩的竖向加载过程相对于桥梁而言较小。

2.3.2 静载荷条件下列车动载施加在桥梁和支墩上的横向动力响应

在车速一定的条件下, 桥梁和支墩的横向振幅是其受到列车载荷作用的动力响应的主要指标。列车在运行过程中的蛇形运动是引起桥梁和支墩横向振幅的主要原因[19—21]。列车通过蛇形运动直接作用在桥梁上, 支墩与桥梁通过支座连接, 支座对支墩和桥梁起反方向的摩阻力, 同时, 列车-桥梁-支墩之间相互作用, 在列车运行速度不变的情况下, 振幅极值处于稳定。支墩横向刚度较竖向刚度小很多, 对支墩施加横向载荷, 支墩将产生一定程度的横向振幅。

介于钢架桥跨度较小, 且火车的长度远大于桥梁的跨度, 因此可以对其三角函数化, 并进行如下假设:桥梁横向变位形状为正弦波, 列车上桥时相位为θ, 车速为V, 桥梁跨度为L, 桥梁的横向偏移量表示方式为:

其二次积分可以得到加速度表达式:

由式 (5) , 得到加速度的最大值:

可以得到横向振幅的最大值:

图6为列车通过时, 桥梁在距离支墩1 m处的横向加速度。

列车通过时, 桥梁在距离支墩1 m处的横向加速度的极值为0.245 16 g, 最大振幅为2.469 13 mm。图7为列车通过时支墩横向加速度。

图7表明, 支墩受到的横向载荷比桥梁受到的横向载荷小, 产生的原因有两个: (1) 桥梁和列车相互作用的过程在时程上同步的, 作用在支墩上的载荷是列车和桥梁共同作用效果; (2) 支座的摩阻力与施加在支墩上的横向载荷方向相反, 支墩实际受到载荷影响比桥梁小。

如图7所示, 支墩在列车通过时, 横向加速度极值为0.122 58 g, 最大振幅为1.231 26 mm。实际的监测值也与理论分析相吻合。

3 结论

列车对桥梁和支墩的加载过程是单向过程, 但实际过程中, 列车和桥梁与支墩的作用关系是相互耦合的。桥梁与支墩分别处于静载荷与动载荷的共同影响下, 桥梁和列车与支墩有耦合的过程, 支墩与车桥系统也在相互作用, 由于桥梁和支墩的各项物理指标不同, 响应相差较大。

(1) 桥梁在列车动载作用, 以及与支墩的相互作用下, 表现出竖向与横向都有较大程度的响应, 这与桥梁的自振频率以及动载荷加载过程有密切关系。

(2) 支墩的竖向动力响应较横向动力响应不明显, 其中支墩的竖向刚度与横向刚度起到较为关键的作用, 但在支墩整体加载过程中产生的沉降反应了基础对载荷加载过程有很大的影响。

确保铁路线桥涵施工过程以及列车运行的安全, 研究桥梁和支墩在动静载荷组合作用下的响应, 为桥梁和支墩的防护提供理论依据。研究结果表明, 桥梁在受到动静载荷组合作用下, 其防护重点在其横向和竖向的振动响应, 横向振动响应比竖向的更需注意防护, 支墩由于其竖向的刚度较大, 振动响应与地基关系较为密切, 横向的振动响应决定其整体的稳定性, 因此, 对支墩主要防护方向在横向上。

耦合结构 篇7

结构—声耦合问题一直是声学领域中一个重要的研究课题,特别是封闭声场和弹性板之间的耦合。20世纪70年代,Dowell等[1]建立了弹性薄板声腔系统结构—声耦合理论模型,分析了耦合系统的固有特性,并进行了实验验证。而后,对于有隔板的矩形腔体的声场,国内外学者做了大量的工作[2,3,4,5]。近年来,国内外学者围绕双板之间的机械连接方式对腔体内声场的影响进行了广泛的研究[6,7,8]。但这些工作均将结构中弹性板的边界条件设置为简单支承,而实际上弹性板的边界支承条件要复杂得多。因此本文研究这类具有一般边界条件的弹性板对腔体内声场的影响具有一定的应用价值。

本文建立了一个四周由刚性面构成的封闭矩形腔体,腔体内部设置一块四周弹性支承的弹性板将矩形腔体分隔成两个小的腔体。该模型考虑了弹性板与两个腔体内声场之间的耦合以及弹性板的边界条件对腔体内声场的影响,并通过算例分析了腔体内声场的特性,讨论了确定弹性板不同边界条件的两种假想弹簧刚度对弹性板振动速度和腔体2内声场的影响。

1 理论分析

1.1 分析模型

由刚性壁面密封构成的矩形空腔lx×ly×lz,腔体内部被一块大小为ly×lz、厚度为h的弹性板分为两部分,弹性板的面积为S0,腔体1、腔体2的体积分别为V1、V2,Q为腔体1内的声源,如图1所示。弹性板的四周分别由线弹簧和旋转弹簧支承,刚度取值分别为K和C,假设沿着弹性板四周的弹簧刚度为常数。通过刚度不同的取值来模拟弹性板不同的边界支承条件。

1.2 弹性结构的振动响应

图1所示的弹性结构的汉密尔顿函数可写为

H=∫${}_{t{}_1}^{t{}_2}$(T-U-Us+W)dt (1)

式中,t1、t2为任意的时间常数;T、U分别为弹性板的动能及势能;Us为弹簧势能;W为外力所作的功。

这里T、U、Us、W的表达式分别为

${\rm T}={\displaystyle \int }{}_0^{l{}_y}{\displaystyle \int }{}_0^{l{}_z}\frac{1}{2}\rho {}_{\text{Ρ}}h(\frac{\partial w}{\partial t}){}^2\text{d}y\text{d}z$ (2)

$\begin{array}{l}U={\displaystyle \int }{}_0^{l{}_y}{\displaystyle \int }{}_0^{l{}_z}\frac{1}{2}D[(\frac{\partial {}^{2}w}{\partial y{}^2}){}^2+(\frac{\partial {}^{2}w}{\partial z{}^2}){}^2+\\ 2\nu \frac{\partial {}^{2}w}{\partial y{}^2}\frac{\partial {}^{2}w}{\partial z{}^2}+2(1-\nu )(\frac{\partial {}^{2}w}{\partial y\partial z}){}^2]\text{d}y\text{d}z(3)\end{array}$

$U{}_{\text{s}}={\displaystyle {\int }_{\Gamma }\frac{1}{2}}{\rm K}w{}^2\text{d}\Gamma +{\displaystyle {\int }_{\Gamma }\frac{1}{2}}C(\frac{\partial w}{\partial n}){}^2\text{d}\Gamma$ (4)

W=∫${}_0^{l{}_y}$∫${}_0^{l{}_z}$pc1wdydz-∫${}_0^{l{}_y}$∫${}_0^{l{}_z}$pc2wdydz (5)

其中,Γ为弹性板边界;D=Eh3/[12(1-ν2)];根据弹性板的弯曲刚度将弹簧刚度表达成量纲一的形式,定义$\overline{k}={\rm K}l{}_y^3/D$及$\overline{c}=Cl{}_y/D$。E、ρP、ν为弹性板的杨氏模量、密度和泊松比;w为弹性板的弯曲振动的挠度曲线;pc1、pc2为矩形腔体1和2内的声压响应;n为弹性板边界的法线方向。

取弹性板挠度曲线方程为[9]

$\begin{array}{l}w(y,z,t)={\displaystyle \sum _{m,n}a}{}_{mn}\psi {}_m(y)\Psi {}_n(z)\text{e}{}^{\text{j}\omega t}=\\ {\displaystyle \sum _{m,n}a}{}_{mn}[\frac{2}{l{}_y}(y-\frac{l{}_y}{2})]{}^m[\frac{2}{l{}_z}(z-\frac{l{}_z}{2})]{}^n\text{e}{}^{\text{j}\omega t}(6)\end{array}$

式中,m、n为正整数;amn为待定系数。

由汉密尔顿原理,弹性结构真实运动应满足

δH=0 (7)

将式(1)～式(6)代入式(7),推得

(-ω2Mmn+Kmn)amn=Pmn-Qmn (8)

式中,ω为圆频率。

式(8)中各矩阵中的元素为

$\begin{array}{l}{\rm M}{}_{mn}=\\ \{\begin{array}{l}\frac{\rho {}_{\text{Ρ}}hl{}_{y}l{}_z}{2(m+m{}_0+1)(n+n{}_0+1)}\\ (m+m{}_0),(n+n{}_0)\text{为}0\text{或}\text{偶}\text{数}\\ 0\text{其}\text{他}\end{array}(9)\end{array}$

$\begin{array}{l}{\rm K}{}_{mn}=\\ \{\begin{array}{l}\frac{16Dl{}_z}{l{}_y^3}[\frac{m(m-1)m{}_0(m{}_0-1)}{(m+m{}_0-3)(n+n{}_0+1)}+\frac{l{}_y^{4}n(n-1)n{}_0(n{}_0-1)}{l{}_z^4(m+m{}_0+1)(n+n{}_0-3)}+\\ \frac{l{}_y^2}{l{}_z^2}\frac{vm(m-1)n{}_0(n{}_0-1)+vn(n-1)m{}_0(m{}_0-1)+2(1-v)mnm{}_{0}n{}_0}{(m+m{}_0-1)(n+n{}_0-1)}]+\\ 2[\frac{l{}_{y}k}{(m+m{}_0+1)}+\frac{kl{}_z}{(n+n{}_0+1)}+\frac{4cnn{}_{0}l{}_y}{l{}_z^2(m+m{}_0+1)}+\frac{4cmm{}_{0}l{}_z}{l{}_y^2(n+n{}_0+1)}]\\ (m+m{}_0),(n+n{}_0)\text{为}0\text{或}\text{偶}\text{数}\\ 0\text{其}\text{他}\end{array}(10)\end{array}$

Pmn=∫${}_0^{l{}_y}$∫${}_0^{l{}_z}$pc1ψm(y)Ψn(z)dydz (11)

Qmn=∫${}_0^{l{}_y}$∫${}_0^{l{}_z}$pc2ψm(y)Ψn(z)dydz (12)

1.3 矩形腔的声压响应

由波动方程,腔体1内的声压响应pc1由下式推得:

∇${}^{2}p{}_{c1}+(\omega /c{}_0){}^{2}p{}_{c1}=-\rho {}_0\frac{\partial Q}{\partial t}$ (13)

式中,∇2为拉普拉斯算子;c0为腔体内媒质的声速;Q为腔体1内的波动声源函数,这里假设声源为简谐声源,即Q=Q0ej ω t;ρ0为腔体内媒质的密度;Q0为简谐声源的幅值。

由边界条件可知,pc1必须满足下列方程:

$\frac{\partial p{}_{c1}}{\partial n}=\{\begin{array}{l}-\rho {}_0\omega {}^{2}wx=x{}_0\\ 0\text{其}\text{他}\end{array}$

(14)

腔体1内的声压满足Kirchhoff—Helmholtz积分方程,即

$\begin{array}{l}p{}_{c1}={\displaystyle {\iiint }_{V{}_1}\text{j}}\rho {}_0\omega Q{}_{0}G\text{d}V-\\ {\displaystyle {\iint }_{S{}_1}(}G(\frac{\partial p{}_{c1}}{\partial n{}_{\text{e}}}){}_{S{}_1}-(p{}_{c1}){}_{S{}_1}\frac{\partial G}{\partial n{}_{\text{e}}})\text{d}S{}_1(15)\end{array}$

式中,S1为腔体1结构的表面积;ne为相应的表面的法向方向(向外为正方向);G为腔体内的格林函数。

将式(14)代入式(15)得

pc1=∭V1j ρ0ω Q0GdV-∫∫S0Gρ0ω2wdS0 (16)

由理论声学知,满足诺伊曼边界条件下的矩形腔体内的格林函数可以由刚性边界条件下声腔的各阶固有模态构造而成,即

$G={\displaystyle \sum _{{\rm N}}\frac{c{}_0^2\text{ϕ}{}_{{\rm N}}(\omega ,r)\text{ϕ}{}_{{\rm N}}(\omega ,r{}_0)}{V{}_1\Lambda {}_{1{\rm N}}(\omega {}_{{\rm N}}^2-\omega {}^2)}}$ (17)

式中,$\Lambda {}_{1{\rm N}}=\frac{1}{V{}_1}{\displaystyle {\int }_{V{}_1}\text{ϕ}}{}_{{\rm N}}\text{ϕ}{}_{{\rm M}}\text{d}V{}_1$;r、r0为声腔1内的任意两点;ϕN为刚性边界条件下矩形声腔1的第N阶声模态;ωN为相应的第N阶声模态的固有角频率。

矩形腔体1内的声压响应是由刚性边界条件下声腔的各阶固有模态构造而成的,即

$p{}_{c1}=\rho {}_{0}c{}_0^2{\displaystyle \sum _{{\rm N}}\frac{{\rm P}{}_{{\rm N}}\text{ϕ}{}_{{\rm N}}}{\Lambda {}_{1{\rm N}}}}$ (18)

其中,PN为待定的系数,它表征外界激励下第N阶声模态的振幅贡献,将式(17)、式(18)代入式(16)得

$(\omega {}_{{\rm N}}^2-\omega {}^2){\rm P}{}_{{\rm N}}=\frac{1}{V{}_1}{\displaystyle {\iiint }_{V{}_1}\text{j}}\omega Q{}_0\text{ϕ}{}_{{\rm N}}\text{d}V{}_1+(\omega {}^2/V){\displaystyle {\iint }_{S{}_0}w}\text{ϕ}{}_{{\rm N}}\text{d}S{}_0$ (19)

将腔体1内的第N阶声模态由相应的正交模态阶数n1、n2、n3来表示,则声模态及相应的固有角频率为

$\text{ϕ}{}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3}=\sqrt{e{}_{1}e{}_{2}e{}_3}\cos (\frac{n{}_1\text{π}x}{l})\cos (\frac{n{}_2\text{π}y}{l{}_y})\cos (\frac{n{}_3\text{π}z}{l{}_z})$ (20)

其中,ni=0时,ei=1;ni>0时,ei=2。

$\omega {}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3}=\text{π}c{}_0\sqrt{(\frac{n{}_1}{l}){}^2+(\frac{n{}_2}{l{}_y}){}^2+(\frac{n{}_3}{l{}_z}){}^2}$ (21)

将刚性边界条件下的矩形腔的声压模态及固有频率式(20)、式(21)代入式(19),并考虑模态阻尼因子ηc,得

$(\omega {}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3}^2+\text{j}\eta {}_{\text{c}}\omega {}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3}\omega -\omega {}^2){\rm P}{}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3}=$

${\displaystyle {\iiint }_{V{}_1}\text{i}}\omega Q{}_0\text{ϕ}{}_{{\rm N}}\text{d}V{}_1+(\omega {}^{2}S{}_0/V{}_1){\displaystyle \sum _{m,n}a}{}_{mn}C{}_{p1}$ (22)

$C{}_{p1}=\frac{1}{S{}_0}{\displaystyle \int {\displaystyle {\int }_{S{}_0}\psi }}{}_m(y)\Psi {}_n(z)\phi {}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3}\text{d}S{}_0$ (23)

将式(22)代入式(11)推得

$\begin{array}{l}{\rm P}{}_{mn}=\frac{\rho {}_{0}c{}_0^2\omega {}^{2}S{}_0^2}{V{}_1}[({\displaystyle \sum _{n{}_1,n{}_2,n{}_3}C}{}_{p1}(n{}_1,n{}_2,n{}_3,m,n)\cdot \\ {\displaystyle {\iiint }_{V{}_1}(}\frac{\text{j}Q{}_0\phi {}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3}}{\omega S{}_0})\text{d}V{}_1+\\ {\displaystyle \sum _{n{}_1,n{}_2,n{}_3}{\displaystyle \sum _{m{}_0,n{}_0}C}}{}_{p1}(n{}_1,n{}_2,n{}_3,m,n)\times \\ C{}_{p1}(n{}_1,n{}_2,n{}_3,m{}_0,n{}_0)a{}_{mn}/((\omega {}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3}^2+\\ \text{j}\eta {}_{\text{c}}\omega {}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3}\omega -\omega {}^2)\Lambda {}_{n{}_{1}n{}_{2}n{}_3})](24)\end{array}$

式中,m0、n0与m、n意义相同。

同理,可以得到对应于腔体2的边界条件为

将腔体2内的第M阶声模态由相应的正交模态阶数m1、m2、m3来表示,则声模态及相应的固有角频率为

$\Phi {}_{m{}_{1}m{}_{2}m{}_3}=\sqrt{r{}_{1}r{}_{2}r{}_3}\cos (\frac{m{}_1\text{π}x}{l{}_x-l})\cos (\frac{m{}_2\text{π}y}{l{}_y})\cos (\frac{m{}_3\text{π}z}{l{}_z})$ (26)

其中,mi=0时,ri=1;mi>0时,ri=2。

$\text{ϖ}{}_{m{}_{1}m{}_{2}m{}_3}=\text{π}c{}_0\sqrt{(\frac{m{}_1}{l{}_x-l}){}^2+(\frac{m{}_2}{l{}_y}){}^2+(\frac{m{}_3}{l{}_z}){}^2}$ (27)

同理得到

$\begin{array}{l}Q{}_{mn}=\frac{\rho {}_{0}c{}_0^2\omega {}^{2}S{}_0^2}{V{}_2}{\displaystyle \sum _{m{}_1,m{}_2,m{}_3}{\displaystyle \sum _{m{}_0,n{}_0}C}}{}_{p2}(m{}_1,m{}_2,m{}_3,m,n)\times \\ C{}_{p2}(m{}_1,m{}_2,m{}_3,m{}_0,n{}_0)a{}_{mn}/(\omega {}_{m{}_{1}m{}_{2}m{}_3}^2+\\ \text{j}\eta {}_{\text{c}}\omega {}_{m{}_{1}m{}_{2}m{}_3}\omega -\omega {}^2)\Lambda {}_{2m{}_{1}m{}_{2}m{}_3}(28)\end{array}$

$C{}_{p2}=\frac{1}{S{}_0}{\displaystyle \int {\displaystyle {\int }_{S{}_0}\psi }}{}_m(y)\Psi {}_n(z)\Phi {}_{m{}_{1}m{}_{2}m{}_3}\text{d}S{}_0$ (29)

将式(24)、式(28)代入式(8)即可解得弹性板弯曲位移的系数amn。

2 分析算例

分析模型为lx=0.8m,ly=0.6m,lz=0.4m的长方体封闭声腔,其中l=0.2m,弹性支承的弹性板厚度为1mm,点声源作用于(0.1,0.2,0.15)处,激励频率为0～400Hz。模型的材料属性如表1所示。

理论上,弹性板支承弹簧的刚度无限大时,板为固支的边界条件,实际计算中,取远大于弹性板的弯曲刚度即可,取量纲一的形式,线弹簧刚度为0～107,旋转弹簧刚度为0～105,表示不同的边界条件。

求取腔体内各点平均声压时所取的参考声压值为2×10-5Pa,求取弹性板的振动速度均方根的分贝值时,所取参考速度为10-9m/s。

为了了解线弹簧刚度的取值对与腔体内声场耦合后的弹性板振动速度的影响,在旋转弹簧的刚度值$\overline{c}=10{}^3$的情况下,分别取$\overline{k}=0$和$\overline{k}=10{}^7$时,弹性板的振动速度均方根值如图2所示。图3为两种不同线弹簧刚度情况下,腔体2内的各点平均声压值。

在图2所分析的频段中,边界条件为$\overline{k}=0$时,弹性板振动速度均方根值总体上小于$\overline{k}=10{}^7$时的值,可知支承弹性板的线弹簧的刚度变化对弹性结构与内声场耦合后的振动影响较大。曲线间峰值的变化主要是由边界条件的变化对于弹性板的弯曲振动固有频率的影响所引起的。

由图3可以看出,边界条件为$\overline{k}=0$时,腔体1通过弹性板,传至腔体2的内声场的平均声压值总体上小于$\overline{k}=10{}^7$,可知支承弹性板的线弹簧的刚度变化对腔体2的内声场影响较大。

同样,在线弹簧刚度取值$\overline{k}=10{}^3$的情况下,分别取$\overline{c}=0$和$\overline{c}=10{}^5$,弹性板的振动速度均方根值如图4所示。图5为两种旋转弹簧刚度情况下,腔体2内的各点平均声压值。

由图4可以看出,旋转弹簧刚度为$\overline{c}=10{}^5$时的弹性板振动速度均方根值数值上总体上与$\overline{c}=0$时相差不大,与图2进行比较可知支承弹性板的旋转弹簧的刚度变化对与腔体内声场耦合后的弹性板的振动速度的影响较线弹簧要小。

由图5可知,边界条件为$\overline{c}=0$时,腔体1通过弹性板,传至腔体2的内声场的平均声压值与$\overline{c}$=107的声压值相差不大,与图3进行比较可知支承弹性板的线弹簧的刚度变化对腔体2的内声场影响甚于旋转弹簧。这也表明支承弹性板的线弹簧刚度的变化在板与腔体内声场耦合的过程中居于主导地位。

3 结论

(1)在文中所分析的400Hz以下的低频段,对于腔体1进行声激励时,线弹簧刚度的变化使得弹性板的振动速度均方根值有较明显的变化,而旋转弹簧刚度的变化对于弹性隔板的振动速度的影响较小,因此,支承弹性板的线弹簧刚度对腔体1与弹性板之间耦合的影响甚于旋转弹簧刚度。

(2)支承弹性板的线弹簧刚度的变化对腔体2内声场的影响甚于旋转弹簧刚度的变化,且线弹簧的刚度取值越大,腔体2内声场的平均声压值愈大。因此,在控制类似结构的内声场时,改变线弹簧的刚度更加有效。

参考文献

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[4] Kaiser O E, Pietrzko S J, Morari M. Feedback Control of Sound Transmission Through a Double Glazed Window[J]. J. Sound Vib., 2003,263:775-795.

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[7]Li Y Y,Cheng L.Energy Transmission through aDouble-wall Structure with an Acoustic Enclo-sure:Rotational Effect of Mechanical Links[J].Applied Acoustics,2006,67:185-200.

[8] Brunskog J. The Influence of Finite Cavities on the Sound Insulation of Double-plate Structures[J]. J. Acoust. Soc. Am.,2005,117: 3727-3739.

耦合结构 篇8

电动汽车具有清洁污染小、能量转化效率高、结构简单、维修便捷等优点,被称为“21世纪的绿色环保汽车”。传统电动汽车充电时,充电电缆频繁插拔过程中存在安全性隐患,通过充电桩充电的模式耗时长,且存在数量少、维修不便等问题[1]。因此,电动汽车的无线充电方式被认为是大势所趋,未来将有可能成为电动汽车的主要充电方式之一[2]。

在当前技术中,电动汽车的无线充电方式主要分为驻车充电和动态充电。驻车无线充电是指汽车停放在特定位置进行静态充电。20世纪90年代,美国通用汽车公司(GM)的分公司最先研制商业化电动汽车的感应耦合充电器,该技术用于静态下GM的EV1型电动车充电。但受充电电池容量、能量密度等问题的限制,电动汽车的续航能力成为驻车无线充电技术的发展瓶颈[3,4]。动态无线充电技术概念是电动汽车在道路上行驶过程中自动充电。自2009年2月以来,韩国科学技术院(KAIST)陆续进行了包括高尔夫球车、大型巴士、SUV等多款车型在内的电动汽车驾驶中无线充电实验,并在2015年开始全力开发1MW级的电动汽车动态充电技术,计划5年内完成该技术的应用推广[5,6]。

动态充电技术作为电动汽车的新型充电方式,其原理是将发射线路埋于路面之下,当装有接收线圈的电动汽车通过该路面时,电能持续不断地传输给电池,实现电动汽车动态充电。然而,在电动汽车的动态充电发射端设计中,往往使用两条平行排列的直导线,这种线路虽然铺设简单,但是,当地面线圈长时间通电时,线路损耗存在较大的能源浪费,线路元器件连续工作也会严重缩短其使用寿命[7,8]。为解决上述问题,本文基于电磁共振式无线充电技术,提出了一套发射线路可选择开断的供电方案,即将一系列发射线路分隔一定距离埋入路面,线路可根据电动汽车行驶位置选择性开断,为电动汽车传送能量,从而实现电动汽车动态充电过程中能量传递的节能、高效。在这套系统中,本文着重对发射线路及接收线路的拓扑结构模型进行研究分析,并模拟电动汽车动态充电过程,通过实验验证该线路结构的可行性。

2 发射线路选择性供电拓扑结构原理分析

2.1 发射线路可选择性开断工作原理

发射线路选择性开断原理如图1所示。当装有接收线圈的电动汽车通过该路面时,电动汽车的车载通信与道路入口端的接口通信自动连接,入口通信控制安装在所有发射线路上的传感器开启,此时与每个线路相连的传感器都处于断开状态。当电动汽车行驶到发射线路L1 1(图1(a)所示位置)时,线路L11通电工作,线路L1 2待机;当电动汽车行驶到图1(b)所示位置时,发射线路L11、L1 2同时工作;当电动汽车行驶到图1(c)所示位置时,线路L1 1断电,线路L1 2继续工作。依次类推,发射线路选择性开断,通电线路与车载接收线路近场谐振,通过无线电能传输方式把电能传递给车载端,分阶段为电动汽车不断充电,实现电动汽车动态充电过程。

2.2 耦合结构拓扑原理分析

与用两根直导线实现无线充电的供电器不同,本文对发射和接收线路结构进行新的设计,耦合结构拓扑结构图如图2所示。根据实际应用中道路宽度与电动汽车尺寸比例关系,在线路选取中,图2(a)和图2(b)分别代表发射线路和接收线路,发射线路L1i用8线圈串联而成,而接收线路L2则用4个线圈串联,线圈底部均加入了磁屏蔽装置。

在电动动态充电过程中,电动汽车与接收端线路位置是时刻变化的,电能从发射线路传到接收线路过程中,发射和接收电路漏感较大,励磁电感较小,会导致系统传输效率下降[9,10]。因此,在电路拓扑结构中,发射和接收端线路中均采用电容串联补偿方式,发射端线路可选择性开断电路拓扑模型如图2(c)所示。

图2中,Us为电压源,I1i、I2分别为发射端和接收端电流,Mi和Mi+1分别为发射线路L1i、L1(i+1)与接收线路L2之间互感,R0为电源内阻,R1i、R2分别为发射线路与接收线路内阻,RL为负载电阻,L1i、L2分别为发射线路和接收线路自感,Si、Si1和Si2代表不同的继电器。由发射线路选择性开断工作原理可知,电动汽车动态充电过程可以分为以下两个阶段讨论。

(1)当电动汽车移动到图1(b)位置时,继电器Si1、Si和S(i+1)2闭合,其他继电器断开,两相邻发射线路L1i、L1(i+1)串联为电动汽车供电,此时I1i=I1(i+1)=I1,回路电压方程的矩阵形式可表示为:

式中,i=1,2,…,n;Zt、Zs分别为初级回路与次级回路阻抗,可表示为:

式中,定义R1i=R1(i+1)=R1,L1i=L1(i+1)=L1,C1i=C1(i+1)=C1。本文采用有载品质因数来衡量线圈性能,并定义Q1=ωL1/(R0+R1)为发射回路的有载品质因数,Q2=ωL2/(R2+RL)为接收回路的有载品质因数。当系统发生谐振时,发射回路和接收回路的固有频率相同,等于电源频率,即

因此系统的电能传输效率ηb可表示为:

式中,耦合系数ki和ki+1定义为:

(2)当电动汽车移动到图1(c)位置时,继电器Si1、Si断开,S(i+1)1、S(i+1)2闭合,只有单个发射线路L1(i+1)为电动汽车供电,此时,系统的电能传输效率ηc可表示为:

在电动汽车动态充电过程中,发射线路与接收线路的耦合系数k随着电动汽车位置移动而时刻发生变化。由式(4)和式(6)可知,除耦合系数ki和ki+1外,其他参数近似为常数,系统的传递效率η主要与线路耦合系数成非线性关系,并随着耦合系数ki和ki+1的增大而增大。

3 动态充电过程中系统效率数值仿真

当电动汽车行驶入充电线路充电过程中,随着电动汽车位置的不同,线路耦合情况及系统传输效率也会发生变化。为研究整个动态充电过程中系统效率的变化情况,本文在电动汽车动态充电过程中,选取电动汽车从图1(a)到图1(c)过程进行代表性研究,其他位置效率变化情况同理。本文对电动汽车的耦合结构进行模拟搭建,在模拟动态充电过程中,使用阻抗分析仪对耦合结构互感进行实时测量,并根据互感值对相应位置下的耦合系数k及效率值η采用Matlab进行仿真分析。

由文献[11]可知,根据电动汽车非接触式充电系统“J2954”标准,本文将系统工作频率设定为85k Hz,该电路拓扑模型参数值如表1所示。

在模拟动态充电过程中,根据互感测量及Matlab仿真结果,近场谐振系统的耦合系数及效率值随电动汽车水平位移变化的波形如图3所示。

由图3可以看出,在模拟电动汽车动态充电中,随着接收线路从0位移逐渐进入发射线路过程,发射和接收线路的耦合系数及系统的效率逐渐提升,完全进入发射线圈范围后,发射和接收线路的耦合系数基本保持稳定,系统的传递效率也维持在70%以上并基本保持恒定。但是,当接收线路移动到两个发射线圈空隙位置时,发射和接收线路的耦合系数有明显的下降,系统的传递效率也出现较大波动,从70%下降到5%。

4 接收线圈结构改进

由图3可以看出,实验过程中,系统效率出现了不稳定情况。接收线路在两发射线路空隙位置移动时,随着磁场强度减小,耦合系数ki和ki+1随互感变化急剧下降,由式(4)可知,系统效率与ki+ki+1成正相关,所以效率值随之出现严重波动。

因此,为了解决上述问题,本文在发射线路及接收线路各参数保持不变情况下,对接收线路的结构进行改进,改进后的接收线路结构如图4所示,此时D=50mm。本文通过改变D值后,当接收线路在两发射线路的空隙位置时,仍处于两发射线路有效磁场强度范围之内,ki+ki+1不会出现骤降,减缓了ki+ki+1的变化趋势,从而减小系统效率波动。

为区别表示,下文将改进前后的接收线路分别简化为接收线路Ⅰ、接收线路Ⅱ表示。为验证改进接收线路后系统效率变化情况,现对改进后线路耦合系数及效率值进行仿真分析。接收线路Ⅱ耦合系数和效率随水平位移变化的仿真结果如图5所示。

当接收线路Ⅱ在两发射线路空隙位置移动过程中,ki随发射线路有效磁场距离的增大而成对数指数下降,进入下一个发射线路有效磁场范围后又随距离增大成对数指数上升,因此图5中曲线会出现两次极值。同时,由图5可以看出,在接收线路结构改进后,发射和接收线路的耦合系数没有像接收线路Ⅰ(图3)那样出现明显的下降,达到了减小系统效率波动的目的。

5 系统实验验证

本文中,为验证电动汽车动态充电过程数值仿真的准确性,改进接收线路理论分析的合理性,以及改进接收线路后系统整体性能变化,对电动汽车动态充电的系统模型进行搭建。系统实验平台如图6所示。图6中标注从左到右依次为:数字电源、频率自跟踪电源、功率计、电动汽车、发射线路。接收线路安装在电动汽车的底盘之下,发射线路与接收线路垂直距离为5cm,电动汽车运行功率为20W。为避免空间漏磁场对电动汽车与电脑终端实时通信装置影响,在接收端线圈与汽车底盘之间加入了磁屏蔽装置。

该实验样机中,发射及接收端都安装有四通道可实时通信示波器,该通信装置可在电动汽车动态移动过程中实时检测发射及接收端的电压、电流及效率变化关系。在电动汽车动态充电实验过程中,随机选取一组示波器数据波形,如图7所示。

图7中,由输入电压电流以及接收端谐振电压电流波形可以看出,电流、电压波形稳定,系统处于完全谐振状态。同时,由示波器中显示的谐振频率可以看到,在电动汽车动态充电过程中,系统谐振频率基本维持在85.34k Hz左右,满足电动汽车无线充电频率标准[12,13]。

为验证改进接收线路结构后系统效率变化关系,在电动汽车动态充电过程中,该样机分别对接收线路Ⅰ时系统效率η1与改进后接收线路Ⅱ时系统效率η2进行对比实验。接收线路Ⅰ与接收线路Ⅱ在动态移动过程中系统效率对比如图8所示。

可以看出,η的实验值与仿真结果保持一致的趋势,由于仿真分析中忽略了器件内阻,会存在一定误差,而且实验过程中,电动汽车速度及行驶过程中车体震动都会对实验结果产生影响。当电动汽车速度较快时,会减小ki的变化趋势,因此图8中效率曲线更加平滑,波动更小。经过实验可以得出,当系统稳定工作之后,接收线路Ⅱ与接收线路Ⅰ相比较,传输效率平均提升18%,最大提升达到58%。当接收线圈移动到两个发射线圈空隙位置时,系统的传输效率也在70%左右并保持稳定趋势。

6 结论

在线式无线充电技术作为电动汽车的新型充电方式,解决了目前电动汽车充电电池体积大、充电时间长、续航能力不足等问题。在电动汽车动态充电过程中,本文着重对发射线路及接收线路的结构模型进行设计,并通过实验分析线路结构可行性,得出了如下结论:

(1)通过电动汽车动态充电模式,提出了一套发射线路选择性开断供电方案,研究并分析了一种新型发射线路和接收线路结构,该方案能够分阶段为电动汽车不断充电,实现电动汽车动态充电过程中能量传输的节能、高效。

(2)通过发射端选择性开断原理,对松耦合变压器数学模型进行变换,得到了电动汽车动态充电过程中,系统效率与线路间耦合系数、发射接收回路品质因数、接收线路及负载内阻等参数之间的关系。该效率值主要受相邻线路间耦合系数ki和ki+1影响,两数值之和越大系统效率越高。

耦合结构 篇9

自从在Fe/Cr/Fe双层膜磁纳米结构中观测到巨磁电阻效应以来, 由铁磁/非磁/铁磁构成的纳米双层膜结构的磁特性倍受学术界关注[1,2]。近年来, 这方面的研究已为纳米结构磁材料提供了广阔应用前景, 如高密度磁存储器件、纳米微波振荡器件、高精度纳米磁传感器等等。在这些应用中, 纳米结构中的自旋波本征动力学特性与器件性能息息相关。在磁信息存储器件中, 信息的读写速度与体系自旋的本征半个进动周期相当, 而体系的反磁化过程总是伴随着某种自旋波模式的软化, 且磁反转路径与自旋波模式的空间对称性相对应[3]。因此, 充分理解这类纳米结构的自旋波本征动力学特性具有十分重要的实际意义。当前研究表明纳米结构磁体自旋波本征特性表现区别于块体材料的新特性, 离散的自旋波谱, 自旋波具有量子化和局域化效应被发现[4]。自旋波本征特性受到纳米磁体形状、薄膜厚度、微磁结构、磁各向异性等多种参量的调制, 而在双层膜体系中由于层间耦合相互作用, 使其自旋波本征特性将更为复杂。但是, 纳米双层膜结构是由层间耦合相互作用耦合而成的复杂系统, 另外复杂的边界条件也使其本征问题不容易严格求解。多亏微磁学模拟无需考虑边界条件, 仅通过计算系统总的吉布斯自由能, 获得体系有效场, 利用求解描述磁矩进动的Landau-Lifshitz-Gilbert (LLG) 动力学方程来研究其纳米磁体的动力学特性。其正确性已得到实验和理论结果证实, 也得到了学术界的认可[2,3]。在文章中, 基于微磁学模拟方法研究了纳米双层膜的自旋波本征特性, 获得了自旋波谱以及自旋波模式空间分布特性。

1理论模型及方法

微磁学模拟方法是先将双层膜纳米体系进行网格剖分, 基于能量最小原理获得平衡态微磁结构;利用脉冲外磁场激发磁矩线性进动, 通过求解LLG方程获得每一格点磁矩随时间的变化, 对格点磁矩随时间变化量进行傅立叶变换, 获得格点磁矩在平衡态附近振荡频谱。在每一铁磁层内对所有格点求平均获得铁磁层的自旋波频谱, 利用各格点的傅立叶分析获得实部和虚部进行图像重构得到铁磁层频谱中对应振荡峰的自旋波模式空间分布。对Ni Fe (FM1) /非磁层 (NM) / Ni Fe (FM2) 构成的反铁磁耦合双层膜纳米结构的自旋波本征特性进行研究, 材料磁参数为:饱和磁矩|Ms|=0.86×106A/m; 忽略磁晶各向异性, 交换作用系数A=1.05×10-11J/m, 两铁磁层间存在反铁磁耦合相互作用。铁磁层模面为长半轴为200nm (长轴沿z轴方向) , 短半轴为100nm (短轴沿y轴方向) 的椭圆膜, 铁磁层厚度都为4nm, 非磁层厚度为2nm, 网格剖分大小为2×2×2nm3。磁矩线性进动是利用沿着垂直于膜面x轴方向的一致 (UNI) 、关于z轴反对称 (Odd z) , y轴反对称 (Odd y) 和x轴反对称 (Odd x) 的脉冲磁场激发, 场强为0.5m T, 脉冲持续时间为200ps。

2结果与讨论

研究双层膜纳米结构的自旋波本征特性, 层间反铁磁耦合强度为JAF=-1×10-4J/m2, 体系平衡态微磁结构在沿着z轴方向100m T外偏置场作用下平行排列磁矩自由弛豫获得。图1 (a) 展示了反铁磁耦合双层膜纳米结构在不同激发脉冲场作用下的自旋波频谱, 自从上至下, 脉冲激发场分析为UNI、Odd x、Odd y、Odd z。频率在6GHz- 15GHz范围内展示了多个不同自旋波振荡峰, 而更低频率或更高频率范围内未见明显振荡峰。自旋波振荡峰对应当的自旋波模式空间分而展示于图1 (b) 。由于两铁磁层磁矩进动相位存在同相和反相差异, 自旋波存在两磁层进动同相位的声学模式自旋波 (IP-) 和进动反相的光学模式自旋波 (OP-) , 自旋波频谱存在声学支和光学支。光学支具有相对低的频率, 这是由于两铁磁层反相振荡产生更大的动态耦极相互作用。这两支都存在独立的自旋波模式, 每支都存在如单层膜纳米结构自旋波的局域化模式和量子化模式。局域化和量子化模式自旋波的分类标注参照文献[5]描述方法。频率最低的自旋波模式是局域于磁薄膜边缘的光学对称边缘模式 (OP-S-EM) 和光学反对称边缘模式 (OP-AS-EM) , 这两种自旋波模式具有频率简并特性, 分别利用Odd x和Odd y两种激发场激发, 而UNI和Odd z不可激发, 这是由于磁矩进动依赖于磁矩M与脉冲激发场h间的力矩 (M×h) , 自旋波模式振荡的对称性与激发场的对称性相对应。频率稍高, 简并的声学边缘模式IP-S-EM和IP-AS-EM仅可被UNI和Odd z激发场激发。此外, 声学和光学一致模式 (IP-F和OP- F) , 驻自旋波模式 (IP-1-BA, OP-6-BA, IP-2D, OP-2D) 等自旋波被激发。

研究反铁磁耦合强度对自旋波本征特性的影响, 铁磁层间的耦合强度从-1×10-4J/m2到-1×10-3J/m2。为了保证双层膜纳米结构中两铁磁层磁矩初始磁矩平行排列, 在z轴方向的偏置外场He= 1500m T。图2 (a) 和 (b) 中展示了声学模式和光学模式自旋波频率随JAF的变化曲线。从图中可以清晰看出, 反铁磁耦合强度对声学模式自旋波频率无影响, 但光学模式自旋波频率随着反铁磁耦合强度的增大而线性减小。双层膜的两铁磁层如同两个磁振子, 磁层间的耦合相互作用如同弹簧将两磁振子连接在一起。声学模式自旋波, 两铁磁层同步振荡, 具有相同的相位, 因而, 反铁磁耦合相互作用未对其频率产生大的影响。而光学模式自旋波, 两铁磁层振荡方向相反, 具有相反相位, 磁振荡过程中弹簧被压缩或拉伸, 直接影响自旋波频率。R. Zivieri等人[6]研究表明, 光学模式自旋波的频率正比于磁层间的反铁磁耦合能, 即:f∝藜2Eex/藜θ2=JAFcosθ, θ 为两铁磁层磁矩夹角。由于JAF<0, 因此, 光学模式自旋波频率随着|J|的增大而减小。

3结束语

基于微磁学模拟方法研究反铁磁耦合双层膜纳米结构的自旋波本征特性。获得了局域化和量子化自旋波模式频率以及空间分布特点。边缘局域化模式存在对称与反对称两种频率简并的自旋波模式, 量子化驻自旋波模式的频率随着节点数的增加而增加, 自旋波模式的空间分布对称性依赖于激发场的对称性。反铁磁耦合双层膜纳米结构的自旋波存在光学和声学模式两支, 光学模式自旋波具有相对低的频率。光学模式自旋波频率随着层间反铁磁耦合强度的增大而线性减小, 声学模式自旋波模式频率不受层间耦合强度的影响。

参考文献

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耦合结构 篇10

塑料光纤(POF)具有易连接、可挠性好、易弯曲、成本低等优点,但是较大的传输损耗一直制约着它的发展与应用。包层为蜘蛛网结构的空心POF可较全面地解决这个问题[1]。但这种光纤在实际应用中必然会遇到与单模石英光纤耦合的问题。由于蜘蛛网结构包层空心POF的芯径很大,可达上百微米,而传统单模石英光纤的芯径只有2～12 μm,因此,空心POF与石英光纤连接损耗是一个急待解决的难题。将两根POF的端面制成倒锥透镜型,以减小POF间的连接损耗已有文献报道[2],但用倒锥透镜型光纤端头来解决大芯径空心微结构POF与单模石英光纤连接损耗的问题尚属首次。

1 耦合过程分析

倒锥形和倒锥透镜型光纤端头如图1所示。图1a)中n0,n1,n2分别为外界(空气)、纤芯、包层的折射率;rl,rs分别为端头粗端半径和细端半径;L为光纤端头长度;δ为光纤端头锥角的一半;θ0,θ分别为光线的入射角和折射角;φi(i=1,2,…,m)为光线在光纤端头内第i全反射时的反射角。根据折射定律、全反射定律以及几何关系可以推得[3]:

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由上式可知光线进入锥形光纤端头后,每经过一次全反射,φi减小2δ,也就是说光线进入锥形光纤端头后,光纤的数值孔径变小,耦合效率降低。

为了克服上述缺点,我们将倒锥形光纤端头改造成倒锥透镜型,如图1b)所示。我们分别采用芯径为125 μm、150 μm的PMMA材料的空心POF,由于模式数随光纤芯径的增大而增多,所以输入端光场达到稳定时可以认为光功率在整个截面上均匀分布,并且在数值孔径角内各方向上均匀分布。假设空心POF与石英光纤端头理想接触,在利用光线追迹法进行仿真时,以每条光线代表一定的光功率作为单位值,对倒锥透镜型光纤端头的粗端截面和空间角均匀剖分,每个入射点在数值孔径角的每个入射方向上有一条光线入射。

入射光线首先会在倒锥透镜型光纤端头的端面处发生折射进入锥形光纤端头内部,在此过程中,由于光线会从侧面透射出去,因而会有一部分能量损失。当入射光为非偏振光时,总的光透射系数为[4]:

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式中

根据在光纤端头内光的传播路径,入射光线可分为三类:a.直接从细端面出射的光线;b.从侧面透射出去的光线(由于反射光功率很小,所以认为完全透射出去);c.通过全反射从细端面出射的光线。式(2)可算出每条光线的光功率,光线折射后的传播方向由矢量形式的折射定律确定。第c类光线反射后的传播方向由矢量形式的反射定律确定。根据均匀光纤内发生全反射的临界条件,可判断从光纤端头细端面出射的光线能否在单模石英光纤内发生全反射,统计束缚光线的总功率,倒锥透镜型光纤端头的耦合效率undefined。

2 理论模型

如图2所示建立坐标系,选取倒锥透镜型光纤端头的中心轴为z轴,倒锥光纤粗端面中心O为原点,O1为透镜球面的圆心,R为曲率半径,h为球面透镜圆心到原点的距离,rz为倒锥型光纤端头z处的半径,rl,rs分别为倒锥光纤端头粗端和细端的半径,2δ为倒锥透镜型光纤端头的锥角,δ为:

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透镜焦距f为:

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3 数值仿真结果

假设倒锥透镜型光纤端头与单模石英光纤的间距为0,曲率半径R与粗端半径rl相等的情况下,我们取n0=1.0,n1=1.45,n2=1.44,当rl=62.5 μm时,L从100 μm起以步长为4 μm增加到160 μm,共统计了4 409 559条光线;当rl=75.0 μm时,L从140 μm起以步长4 μm增加到200 μm,共统计了2 889 711条光线,它们的耦合效率w与光纤端头长度L的关系如图3所示。从图中我们可以看出虽然耦合效率非常低,但是它们基本上呈抛物线分布,当光纤端头长度L约为透镜焦距f时,耦合效率达到最大值;在相同条件下,光纤端头的耦合效率随着粗端半径rl的增加而降低。

为得到较大的耦合效率,我们将光纤端头长度设为L=f,由式(4)得出曲率半径R与L的关系:

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将R值设定在满足上式条件处,当rl=62.5 μm时,L从140 μm起以步长40 μm增加到1 000 μm,共统计了4 409 559条光线;当rl=75.0 μm时,L从170 μm起以步长40 μm增加到970 μm,共统计了2 226 609条光线,仿真出的耦合效率与L的关系如图4所示。从图中可以看出,光纤端头较短时,耦合效率随着光纤端头长度的增加而迅速增大,当光纤端头达到一定长度时,耦合效率达到最大,随后,耦合效率便随着端头长度的增加而缓慢减小。我们还可以看到当rl=62.5 μm时,在L=460～500 μm耦合效率较大;当rl=75.0 μm在L=570～610 μm耦合效率较大。

为了得到更精确的耦合长度L,我们将上述耦合效率较高时的长度L进行了更细致的划分,取步长为5 μm,其它条件不变,得到的结果如图5所示。从图中可以看出,光纤端头的耦合效率并不是随着光纤端头长度的增加而单调的升高或降低,而是在变化过程中出现了微小的振荡,这是由于计算过程中的误差所致。当rl=62.5 μm时,光纤端头长度L=485～490 μm,耦合效率最高,达到49.9%以上;当rl=75.0 μm时,光纤端头长度L=580～590 μm,耦合效率最高,达到48.9%以上。

4 结束语

大芯径微结构空心POF与单模石英光纤耦合的问题仍是一个难点。我们采用了在两光纤间插入倒锥透镜型光纤端头的方法加以解决,并利用光线追迹法对其进行仿真,得出最佳耦合效率为50%左右,基本上解决了包层为蜘蛛网结构的空心POF与单模石英光纤耦合的问题。

摘要：为了解决包层为蜘蛛网结构的空心塑料光纤(POF)与单模石英光纤的耦合问题,采用了在两根光纤间插入倒锥透镜型光纤端头的方法,分析了光线在该光纤端头中的传播过程,并对其进行了数值仿真,计算出了耦合效率,给出了光纤端头的最佳耦合长度。

关键词：光线追迹法,折射,反射,耦合效率,焦距

参考文献

[1]于荣金.全面解决塑料光纤损耗大的世界性难题[C]//全国第二届塑料光纤、聚合物光子器件研究、生产和应用会议.秦皇岛:燕山大学出版社,2006:1-6.

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[3]张以谟.应用光学(上册)[M].北京:机械工业出版社,1982:3-4.