弹簧特性（共7篇）
弹簧特性 篇1
0 引言
尽管现有的人工肌肉致动器, !如形状记忆合金 (shape memory alloy, SMA) 、导电聚合物 (conducting polymers, CP) 、气动人工肌肉 (pneumatic muscle actuator, PMA) 和电介质弹性体 (dielectric elastomers, DE) 在功率密度和效率等指标上与生物骨骼肌还有较大差距, 但是因其在航空航天、机器人、农业球果采摘末端抓持器[1]、医疗器械和健康辅助等领域具有广泛的应用前景, 因此一直是机器人技术领域的研究热点[2,3,4]。单个人工肌肉输出力和位移有限, 难以满足大的驱动力和多自由度等应用场合, 因此, 由一群人工肌肉联合驱动的研究日益引起关注。例如Hara等[3]利用导电聚合物PPy纤维捆绑成束、成捆、成群构建致动器, Mosley等[5]和Kratz等[6]研制了SMA人工纤维簇。麻省理工大学 (MIT) 的Asada团队系统研究了具有仿生生物肌肉形态学特性的蜂窝致动器, 该人工肌肉致动器系统具有蜂窝状阵列结构, 组成蜂窝致动器的致动单元能独立驱动[7]。相比单个人工肌肉, 人工肌肉集群具有响应速度快、输出张紧力或位移大、驱动器可裁剪、输出力可线性化等优点。
目前对人工肌肉集群的驱动控制还侧重于对单个致动器的控制研究。例如Osswald等[8]研究了仿人机器手臂的控制和仿人机器人的控制。Mosley等[5]虽然提出并建立了SMA丝集群机构, 但尚未建立有效的驱动控制方法。Ueda等[9]基于指纹算法和随机方法, 对PZT蜂窝致动器控制方法的理论研究, 具有较高的理论价值, 但是尚无实例验证。
SMA弹簧致动单元在被事先拉长, 给其通电条件下, 其Ni-Ti弹簧会在热能作用下产生相变并收缩, 进而回复到初始长度, 输出一定大小的力和位移。相比于PMA、CP和DE等功能材料及致动器, SMA弹簧具有能量密度高、变形量大等优点, 缺点是响应速度较慢, 特别是增大SMA丝径以获得较大输出力时, 将显著降低其响应速度。若采用集群结构, 则有望解决上述问题。本文首先模拟生物骨骼肌驱动特性设计了一种SMA弹簧集群, 然后研究了基于随机理论的SMA弹簧集群开关控制方法, 仿真分析了SMA弹簧集群的输出特性, 并对SMA弹簧集群控制系统的设计与实现展开了研究, 最后给出了初步的实验验证结果。
1 SMA弹簧集群仿生设计
骨骼肌包含大量弹性肌纤维, 肌纤维在神经冲动刺激下收缩产生运动。肌肉的收缩即为肌动蛋白相对于肌球蛋白滑移的结果。目前被广泛接受的肌肉力产生机理是这些肌丝直接以横桥形式连接的结果。肌肉的强度取决于这些肌纤维的长度[10]。模仿生物骨骼肌的运动机理和组成结构, 设计人工肌肉集结群的整体结构, 可将人工肌肉集群划分成若干阶梯状分布的肌纤维和细胞单元, 如图1所示。细胞单元对应于骨骼肌的肌小节。这些细胞单元通过串联形成肌纤维, 若干肌纤维通过并联进而形成人工肌肉集群。
设计的人工肌肉集群及附着平台如图2所示。主要包含SMA弹簧、人工韧带、底座、运动测试机构 (包括固定杆件、运动杆件、铰链) 、散热模块 (包含风扇和风扇座) 、人工肌肉附着平台 (包含横梁、支撑板、接线口) 。人工韧带采用燃点较高的尼龙丝, 用于连接SMA弹簧及连杆, 模拟韧带的功能。底座为其他一切组件提供支撑。散热模块为人工肌肉群降温。人工肌肉附着平台由一组结构尺寸相同的支撑板、一组相同规格的接线口以及横梁组成。每个支撑板上还固定了一个接线口, 用于人工肌肉供电线路的布线以及与控制模块的连接。运动测试机构连接右侧的肌群, 用于测试肌群的输出位移和输出力。
为减小肌群收缩的内部摩擦和热-电耦合, 应合理选择支撑板阵列的间隔距离、人工肌肉及连接韧带长度, 当SMA弹簧拉长或者收缩时, 使连接韧带都搭在各个通孔上。
2 SMA弹簧集群驱动控制方法
Ni-Ti形状记忆合金材料具有形状记忆效应, 能在热能作用下回复到初始形状[11]。SMA弹簧事先被拉长, 通电后收缩, 就会输出一定大小的力和位移。每个SMA弹簧有两种状态:收缩, 或开状态 (ON state) ;松弛, 或关状态 (OFF state) 。可用一个很小的固定位移δ串联一个很小的柔度c来表示[12]。δ和c的值随着致动单元的状态而改变, 可表示如下:
由各个SMA弹簧致动单元位移的有效平均值可预测该串并联致动器阵列的整体位移。根据处于ON状态的致动单元数目Non, 可由一个简单的表达式表示致动器阵列的整体位移和刚度。对于一组串联的SMA弹簧致动单元, 其纯位移和柔度分别等于该串联机构内各SMA弹簧致动单元的位移和柔度的和, 即
其中, Njon、Njoff分别为致动器阵列第j组串联机构中ON状态和OFF状态的致动单元的数目。当这样的串联机构足够多时, 处于ON状态和OFF状态的SMA弹簧致动单元分布于各个串联机构上的概率相等。对于M根串联机构再经过并联组成的致动器阵列, 其输出的位移可近似表示为各个肌纤维的平均位移, 即
其中, Fd为外部干扰力;C为致动器阵列的整体柔度, 它约等于每个串联机构的柔度的均值, 即
串联机构经过的并联组合产生SMA弹簧集群的整体纯力输出, 其值约等于各个串联机构的力之和, 即
按照上述算法, 控制不同位置、数目的SMA弹簧致动单元的通断, 即可获得相应的力、位移输出。由于上述方法基于数理统计理论, 因此适用于具有较大规模的SMA弹簧集群。
3 SMA弹簧集群动态特性仿真分析
3.1 位移仿真
本文利用ADAMS仿真软件对人工肌群进行仿真。首先, 用弹簧阻尼单元模拟SMA弹簧, 用小段圆柱刚体单元模拟弹簧之间的尼龙线, 建立3行5列阵列结构的SMA弹簧集群多体动力学模型。为简化分析, 主体框架省略, 忽略弹簧之间的位置关系, 在同一平面上排布。SMA集群模型一端固定, 另一端连到一个连杆上, 连杆位移即整体输出位移。然后, 添加约束, 限制连杆自由度, 使其只在弹簧收缩方向上运动, 即在弹簧和地面之间添加一个滑动副。在连杆上添加一个力, 力大小待定, 方向与弹簧收缩方向相反。重力作用方向和肌群动作作用方向垂直, 对肌群输出影响不大, 在模型中直接去除重力。最后, 运算求解, SMA弹簧由于磁滞现象, 从冷却状态到加热状态有一个过程, 并且有少量变形, 仿真时忽略不计, 仅考虑弹簧由伸长状态到收缩状态的记忆回复过程。在仿真中, 设置两种弹簧刚度和预载力来表示弹簧的收缩和松弛两种状态。现假设收缩状态下弹簧刚度为1 N/m, 弹簧初始长度为40mm, 预载力为20N;伸长状态下弹簧刚度为0.3N/m, 初始长度为40mm, 预载力为0。阻尼系数都设为0.8, 负载力设为1N。
实际情况下3×5阵列的肌群弹簧有56种组合状态, 但在仿真情况下, 当一组 (或相同变形量的几组) 弹簧位移量大于其他各组时, 其他各组弹簧“被松弛”, 对位移输出量没有贡献。仅仅考虑收缩量最大的一组 (或相同变形量的几组) 的整体弹簧刚度和位移输出即可, 因此基于上述仿真模型, 选取56种组合中有效的几组进行仿真, 共计16种情况。表1列举了部分仿真结果。
图3所示为10号方案下, 位移随时间变化情况, 此位移变化过程弹簧刚度恒定。实际情况下, 形状记忆合金弹簧刚度随温度变化而变化, 仿真过程中的最终稳定值为最终输出, 表1中给出的仿真结果为稳定值。
3.2 力仿真
力仿真建模方法与位移仿真中建模方法一样。预载力全都增加0.2N作为拉动前的负载, 即整体有1N的负载力, 其他弹簧参数和位移仿真中设置一致。
力仿真在位移输出较小的情况下求解, 这样所有弹簧都有力的贡献, 能得到明显的力输出的数据, 因此利用该仿真模型可以获得肌群弹簧56种组合力输出情况, 方便对算法中力的输出公式进行验证。实验数据取极限位置和不考虑反向拉动的情况。表2列举了部分结果数据。
4 实验研究
4.1 硬件平台设计
硬件平台主要包括PLC、24V继电器、继电器底座、提供24V和5V电压的开关电源、空气开关、接线端子、挡块、导轨、底板、导线。电源、继电器、接线端子、空气开关、导线等组成SMA弹簧致动单元的供电回路。电源为PLC和人工肌群提供能源。PLC接受计算机或者触摸屏指令, 通过控制继电器的通断控制人工肌群各单元的电源通断。图4所示为驱动控制系统硬件电路设计原理图。该控制系统硬件平台可根据肌群规模扩展PLC输出以及继电器数量, 具有模块化和可重构的特点。
PLC采用欧姆龙的CP1H, CIF11通讯模块与计算机的232串口连接。通信协议采用组态王软件实现。
4.2 软件设计
采用组态王软件实现CP1H与计算机的通讯, 设计控制系统软件图形用户界面 (GUI) , 如图5所示。图中图标主要包含选择、命令和状态显示三类。大方块代表SMA弹簧, 有未选中 (色浅) 和已选中 (色深) 两种状态, 点击浅色大方块, 颜色由浅变深, 表示对应的SMA弹簧已被选择, 其上的编号与SMA弹簧相对应, 大方块左下角都有一个小方块, 也分色深和色浅两种状态, 分别表示该SMA弹簧处于断开未通电和通电激活状态。如图5中SMA弹簧1、5、6、10、15已被选中并激活。图5中右下方区域会显示每束串联的SMA弹簧中选择激活的SMA弹簧数目, 左下角显示待激活的SMA弹簧总数。图5的左上角区域按钮中, “反选”、“复位”也用于选择待激活SMA弹簧;点击“风扇”按钮, 则风扇运行;点击“确定”后, PLC中程序运算, 对应输出口输出信号, 控制普通继电器导通外部电路, 对需要的弹簧进行通电加热。“断开”按钮用于断开已接通的SMA弹簧回路。
过长的通电时间和过大的热量会破坏SMA弹簧的形状记忆效应, 设计CP1H程序时, 采用定时器设定SMA弹簧回路的接通时间, 并在断开SMA弹簧回路后接通风扇回路。
4.3 控制法则
给定SMA弹簧集群为3行5列的阵列结构, 采用遍历法, 列出SMA弹簧集群激活方案如表3所示, 共56组, 每一组代表一个时间历程, 依次是历程1~历程56。激活的SMA弹簧随着历程序号的增加而增加。图5所示GUI显示了被激活的SMA弹簧数目, 其中上、中、下、左、右激活的SMA弹簧数目分别用M1~M5表示。图6所示的时间历程36曲线代表9个致动器激活, 且M1~M5分别为2、2、1、1、3。
4.4 实验验证
在上述SMA弹簧集群控制系统软硬件平台设计和激活控制方案的基础上, 研究不同位置和数目下SMA弹簧激活时集群张力-时间特性。力数据通过力传感器采集, 位移数据通过激光位移传感器采集。SMA弹簧集群通电电流为2.5A, 通电时间为7s。文献[11]和[13]研究报道了SMA弹簧张力和通电电流大小、时间的关系, 这里不再赘述。图6、图7是部分实验结果。
图6所示为致动器集群张力时间历程36曲线。由图6可知, 集群张力由3 N变化为-2.3N, 变化范围为5.3N。图7分别给出了集群张力时间历程1、8、27、46、55曲线。
比较分析图6、图7可知, 致动器集群张力总体表现为由大到小的一个衰减过程, 整个集群张力时间历程过程大致可以分为四段。如时间历程36第一段张力峰值在0左右, 第二段张力峰值在3N左右, 第三段张力峰值在1.7N左右, 第四段张力又回复到0左右。当时间历程为55时, 所有致动器都激活, 集群最大张力也不到3N。对比分析图7不同时间历程数据曲线, 多个时间历程记录的集群张力最大值差异不够明显, 这与式 (7) 的理论模型和表2的仿真结果不符, 即仿真与实验结果存在较大差异。说明SMA弹簧集群内部存在严重耦合, 影响了致动器集群的整体输出, 需进一步研究其产生机理和抑制方法。
图6、图7的致动器集群张力历程曲线中出现张力振荡衰减的变化趋势, 这与测试装置有关:测试力采用致动器拖挂力传感器, 而力传感器固定在高精度托盘上, 后者提供匀速运动, 以抵消力传感器的惯性力。该设计的结果是形成了一个典型的二阶振荡环节。需进一步分析振荡的固有频率, 然后令力传感器频率为被测元件固有频率的10倍以上。同时, 致动器集群的收缩位移-时间历程较复杂, 也会出现致动器集群收缩速度小于传感器匀速运动速度的现象, 令致动器集群有瞬间压缩的趋势, 因而产生负值。这种情况可以通过调整传感器速度来消除。
5 结论
(1) 设计了基于PLC和组态王软件的致动器集群控制软硬件平台, 该平台能有效实现致动器集群不同位置和数目致动单元的激活控制, 达成致动器集群弥补单根致动器单元的设计目标, 在不削弱致动器响应频率、带宽的前提下, 获得较大的力和位移。
(2) 推导了基于数理统计理论的SMA弹簧集群开关控制算法, 该算法适用于大规模致动器集群的控制。提出了确定拓扑条件下致动器集群的遍历法激活控制方案和实现方法, 该方法适用于确定拓扑致动器集群的实验验证, 获得了致动器集群的张力时间历程曲线和位移时间历程曲线。
(3) 实验结果显示, SMA弹簧集群张力呈振荡衰减的变化趋势, 表明测试装置存在振荡环节, 必须选择合适的传感器频率、移动速度予以消除。不同数目致动器单元激活获得的集群张力数据特征差异不够明显, 与理论计算存在较大差异, 说明致动器集群内部存在耦合, 将在后续工作中研究其产生机理和抑制方法。
地弹簧防火玻璃门的特性与应用 篇2
随着经济的发展, 装修要求的提高, 玻璃防火门的应用越来越多, 特别是在高层商住楼、高级办公场所、高级酒店等项目装修中, 为了达到装修和防火的效果, 经常使用玻璃防火门代替普通防火门, 用地弹簧防火玻璃门代替常规玻璃防火门, 地弹簧防火玻璃门是一种新型的防火门, 相对于其它防火门, 在生产和使用上有着其特别之处, 为了满足市场的需要, 为了满足设计方、施工方、用户和接触到此产品的人仕更清晰、更深入地了解和认识地弹簧防火玻璃门, 本文章就地弹簧防火门的特性和应用作了详细的介绍。
2 传统防火门、防火玻璃门
防火门是指能够共同提供开口部一定程度防火保护的任何防火门扇、门樘、五金及其它配件的组合体, 防火玻璃门是指在门上取用了防火玻璃, 如果采用的是小面积的玻璃视口, 普通称之为“带玻璃防火门”, 如果采用的玻璃面积较大, 则普通称之为“玻璃防火门”。
防火门有很多种类的, 比如按材料分:有木质防火门、钢质防火门、钢木防火门、防火玻璃门、其他防火门等。
木质防火门是用难燃木材或难燃木材制品作门框、门扇骨架、门扇面板, 门扇内若填充材料, 内填充对人体无毒无害的防火隔热材料, 并配以防火五金配件所组成的具有一定耐火性能的门。
钢质防火门是用钢质材料制作门框、门扇骨架和门扇面板, 门扇内若填充材料, 内填充对人体无毒无害的防火隔热材料, 并配以防火五金配件所组成的具有一定耐火性能的门。
钢木质防火门是用钢质和难燃木质材料或难燃木材制品制作门框、门扇骨架、门扇面板, 门扇内若填充材料, 内填充对人体无毒无害的防火隔热材料, 并配以防火五金配件所组成的具有一定耐火性能的门。
防火玻璃门是由钢质边框、防火板、防火密封条等制作门框, 防火玻璃制作门扇, 并配以防火五金配件组成的具有一定耐火性能的门。
其他材质防火门是指采用除钢质、难燃木材或难燃木材制品之外的无机不燃材料或部分采用钢质、难燃木材、难燃木材制品制作门框、门扇骨架、门扇面板, 门扇内若填充材料, 内填充对人体无毒无害的防火隔热材料, 并配以防火五金配件所组成的具有一定耐火性能的门。
其它的分类还有:按使用功能分有门禁防火门、室内防火门等;按技术分:有电子防火门等;
防火门的耐火性能是一种在规定的耐火试验中能够保持其完整性和隔热性能的能力。按耐火性能分类, 防火门可分为:A类防火门、B类防火门、C类防火门。耐火时间分为:0.5h、1.0h、1.5h、2.0h、3.0h。
3 传统防火门存在的不足
对木质防火门而言, 特别要注意的是木材的阻燃处理, 由于生产工艺需要, 致使原材料成本高, 而有些商家为了节省成本, 在对木材进行防火处理时, 处理不到位, 很难保证其防火质量, 致使防火门根本达不到所要求的防火效果, 质量难以保证。
铁、钢质防火门是中低档门产品开发最早, 应用面也最广, 使用时间较长。其缺点是:容易被腐蚀, 因而使用一段时间就会出现生锈、掉色, 会影响整扇门的外形美观, 造型线条坚硬, 与现代家居装饰风格不很协调。
另外传统防火门不管是钢质、木质还是钢木质, 均是使用盖板封堵门扇与门扇, 门扇与门框, 而在使用上双开门还需配上顺序器, 用户使用一段时间后经常出现顺序器损坏、盖板变形、门扇与门扇门框间隙增大等现象, 用户要么经常返修, 要么致之不理留下消防隐患。
传统的防火门使用门胶链作关门装置, 而防火门的重量较重, 致使胶链变形, 门扇关闭困难或关闭不严, 致使火灾发生时未能达到应有的消防效果, 往往这样的防火门使用不到3个月就要维修, 给用户带来不便。
4 地弹簧防火玻璃门及其优点
地弹簧防火玻璃门, 是一种新型的防火门, 它解决了普通地弹簧门不能作防火门用, 又解决了普通防火门不能制成地弹簧防火玻璃门, 是一种新型的防火门, 它是由门框钢骨架、门扇钢骨架、五金配件和防火玻璃制作门扇, 不锈钢、防火板等制作门框, 配以防火五金配件组成的具有一定耐火性能的新型防火门。
地弹簧防火玻璃门是以地弹簧作为关门装置, 地弹簧的使用稳定性、耐用性和使用寿命比闭门器强得多, 正确安装后基本上长年不需要维修, 使用寿命超过50万次, 经久耐用, 深受海内外用户的喜欢。地弹簧防火玻璃门使用地弹簧作为关门装置, 门的连接受力点在上下两点, 设计科学, 较轻易就可以连接起重质量的门, 安装调节方便, 正确安装后维修少, 使用方便。地弹簧防火玻璃门的门扇与门扇、门框与门扇之间没有主口、没有盖板, 留有空隙, 在使用时门扇与门扇、门框与门扇没有接触和碰撞, 避免了因碰撞而令门扇门框变形, 设计更加合理和人性化。门扇间的间隙设置防烟、防火密封条, 在火灾发生初期可以有效起到防烟作用, 火灾发生后随着周围的温度升高防火条膨胀, 有效切断火焰和热浪的传播, 防火效果好。地弹簧防火门是我司的一项专利, 专利号: (ZL200520065382.2) 这种新型防火门深受国内外客商欢迎, 开始被广泛使用。
地弹簧防火玻璃门的分类:
地弹簧防火玻璃门按性能分为:完全隔热地弹簧防火玻璃门 (A类) 、部分隔热地弹簧防火玻璃门 (B类) 与非隔热地弹簧防火玻璃门 (C类) 。完全隔热地弹簧防火玻璃门, 是采用隔热的门扇门框、隔热防火玻璃制作而成, 在标准的耐火试验中满足防火完整性、耐火隔热性要求的地弹簧防火门。部分隔热地弹簧防火玻璃门, 是采用隔热的门扇门框、隔热防火玻璃制作而成, 在标准的耐火试验中, 其耐火隔热性要求为不少于0.5h, 满足防火完整性、耐火隔热性要求的地弹簧防火门。非隔热地弹簧防火玻璃门, 是采用非隔热的钢骨架门扇门框、非隔热C类防火玻璃制作而成, 在标准的耐火试验中满足防火完整性的地弹簧防火门。
地弹簧防火玻璃门的耐火极限:
耐火极限:在标准耐火试验条件下, 玻璃构件从受火的作用时起, 到失去完整性或隔热性要求时止的这段时间, 地弹簧防火玻璃门的耐火极限分为以下几个等级:30分钟、60分钟、90分钟、120分钟、180分钟。具体说明如下:
A类地弹簧防火玻璃门, 又称为完全隔热地弹簧防火玻璃门, 在规定的时间内能同时满足耐火隔热性和耐火完整性要求, 耐火等级分别为0.5h (丙级) 、1.0h (乙级) 、1.5h (甲级) 和2.0h、3.0h。
B类地弹簧防火玻璃门, 又称为部分隔热地弹簧防火玻璃门, 其耐火隔热性要求为不少于0.5h, 耐火完整性等级分别为1.0h、1.5h、2.0h、3.0h。
C类地弹簧防火玻璃防火门, 又称为非隔热地弹簧防火玻璃门, 对其耐火隔热性没有要求, 在规定的耐火时间内仅满足耐火完整性的要求, 耐火完整性等级分别为1.0h、1.5h、2.0h、3.0h。
5 地弹簧防火玻璃门的耐火性试验
恒保地弹簧防火玻璃门通过国家防火建筑材料质量监督检验中心的耐火完整性、耐火隔热性试验, 防烟、防火、隔热性好, 以下是耐火试验中的检测过程图片:
检测初期, 温度迅速升高, 玻璃、门框、门扇受热, 防火条受热膨胀封堵门扇间间隙 (图1) , 随着温度的进一步升高, 受火面玻璃脱落, 防火胶层吸热发泡, 形成不透明的防火隔热层 (图2) , 防火胶进一步发泡 (图3) , 防火层发泡完全形成至密的防火隔热层, 直至失去防火完整性、防火隔热性 (图4) 。本检测案例用的是隔热型地弹簧防火玻璃门, 具有非常好的隔热性能, 向火面 (受火面) 按标准的耐火试验从200℃多开始升温, 一直到1100℃多, 背火面平均升温始终一直保持在140℃以下。直到检测试验结束时背火面仍没有变化, 保持其原有的形态。
图5是检测时向火面、背火面的升温曲线:
6 地弹簧防火玻璃门的应用
地弹簧防火玻璃门可广泛应用于写字楼、商场、机房防火分区、电梯间等有防火、隔热、防烟、隔音需求的场所。
地弹簧防火玻璃门的优点:高档、简洁、通透性好、防火、防烟、隔热、可选用密码锁、管理方便、可配备自动开启系统与消防控制中心联动。
7 结语
活塞弹簧式气制动阀动特性的研究 篇3
我国的拖拉机挂车机组的制动系大多数采用动力气压制动系统。气制动阀是车辆制动系中的重要部件之一, 按随动机构的不同可分为活塞弹簧式、膜片弹簧式和弹力橡胶式等, 拖拉机挂车机组的气制动装置多采用单管路气制动形式。其中, 气制动阀主要采用活塞弹簧式和膜片弹簧式, 是一种直动式调压阀。动特性是指当向气制动阀输入阶跃信号 (以尽快的速度使推杆行程由0至最大, 由最大至0) 时, 其输出气压p与时间t的关系。其动特性直接影响着拖拉机挂车机组气制动系的制动性能。本文对目前拖拉机行业广泛使用的满足强制性国家标准GB16151-2008 《农业机械运行安全技术条件》[1]和GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》[2]的活塞弹簧式气制动阀动特性进行了理论分析和试验研究, 同时对比了SAE[3,4,5,6,7]技术条件, 分析并找出了影响其动特性的因素。
1 工作原理及试验装置
1.1 活塞弹簧式气制动阀的工作原理
活塞弹簧式气制动阀结构简图, 如图1所示。由图1可知, 当操纵加载装置 (双作用单活塞杆气缸) 的控制回路实现气制动系制动时, 加载气缸活塞杆迅速推动活塞弹簧式气制动阀的推杆向下移动。此时, 推杆受力使平衡弹簧总成 (包括平衡弹簧、活塞、芯杆) 下移压缩活塞的回位弹簧, 消除排气间隙, 打开进气阀门, 高压气体进入平衡腔, 从而平衡腔气压p上升;压缩平衡弹簧总成, 使平衡弹簧总成和进气橡胶阀门一起上移。当进气橡胶阀门关闭进气口时, p即停止上升且保持稳定, 此过程称为制动过程。当操纵加载装置的控制回路实现气制动系解除制动时, 加载气缸活塞杆迅速复位。此时, 活塞的回位弹簧释放能量使推杆及平衡弹簧总成上移, 芯杆脱离进气橡胶阀门, 产生排气间隙, 制动管路及储气罐里的高压气体迅速从排气阀口、芯杆内孔及气制动阀排气口排到大气里。在不影响活塞弹簧式气制动阀的其他性能指标的前提下, 缩短进排气时间, 即制动反应时间和解除制动时间, 可提高其动特性性能指标。
1.推杆 ⒉平衡弹簧 ⒊活塞⒋密封圈 ⒌芯杆 ⒍橡胶阀门 ⒎阀座
1.2 活塞弹簧式气制动阀动特性试验台
活塞弹簧式气制动阀动特性试验台的加载装置采用双作用单活塞杆气缸, 加载装置气动控制系统[8,9,10]采用独立的气动控制回路, 与被试件气动控制系统完全隔离, 尽可能最大限度地消除人为及其它因素造成的测量误差。输出信号用传感器采集, 单片机自动屏幕显示图形等。该试验台1986年鉴定, 完全符合JB/T9840.2-1998《拖拉机挂车气制动系统气制动阀技术条件》[11]标准中的规定, 并且与QC/T35-1992 《汽车与挂车气压控制装置台架试验方法》[12]和JB/NQ113.2-1986《拖拉机气制动阀试验方法》[13]标准中规定的试验装置相同。经过20多年的试验和行业检测工作, 检测合格的气制动阀产品安装到拖拉机挂车机组的气制动系[14]里, 拖拉机挂车机组制动性能完全满足强制性国家标准GB16151-2008 《农业机械运行安全技术条件》和GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》中规定的要求。试验表明, 该试验装置所测出的气制动阀的性能与实际工况相比, 基本上有较好的一致性。
2 动特性曲线与实测动特性曲线比较
试验按照JB/T9840.2-1998《拖拉机挂车气制动系统气制动阀技术条件》标准中5.4项进行。
在进行理论分析时, 首先作如下假设:①空气为干空气;②按理想气体状态变化。
2.1 输出气压p与时间t的关系
2.1.1 活塞弹簧式气制动阀进行制动
活塞弹簧式气制动阀进行制动时, 活塞弹簧式气制动阀向2个1升的储气罐或制动气室充气, 储气罐内的气体压力从大气压力pa上升到活塞弹簧式气制动阀的稳定输出气压p1时, 活塞弹簧式气制动阀的输出气压p与时间t的关系为
式中 t—1L储气罐或制动气室充气压力从p0到活塞弹簧式气制动阀的稳定输出气压p1时所需时间 (s) ;
p0—1L储气罐或制动气室内的初始气压 (MPa) ;
pa—大气压力 (MPa) ;
p—活塞弹簧式气制动阀的输出气压 (MPa) ;
V—储气罐或制动气室总容积 (m3) ;
k—绝热指数, 取k=1.4;
A1—活塞弹簧式气制动阀进气通道有效通流截面积 (m2) ;
Δt—气源温度 (℃) 。
制动状态时, 活塞弹簧式气制动阀理论动特性曲线—输出气压p与时间t的关系如图2所示。
1.理论动特性曲线 2.M型阀门 3.N型阀门
从式 (1) 中可以看出, 制动反应时间t与活塞弹簧式气制动阀的结构参数有效通流面积及驱动负载的气缸容积有关, 随活塞弹簧式气制动阀的输出气压变化而变化。制动反应时间 (在制动操纵机构开始起作用时, 压力从0升到75%公称压力的过程中所需时间) 很短, 理论计算值为tc=0.069s, 小于JB/T9840.2-1998《拖拉机挂车气制动系统气制动阀技术条件》中所规定的0.5s。
2.1.2 活塞弹簧式气制动阀解除制动
活塞弹簧式气制动阀解除制动时, 即2个1L的储气罐或制动气室放气, 储气罐内的气体压力从p1下降到pa时, 活塞弹簧式气制动阀的输出气压p与时间t的关系为
式中 pcr—临界压力 (MPa) 。
解除制动状态时, 活塞弹簧式气制动阀理论动特性曲线—输出气压p与时间t的关系如图2所示。
从式 (2) 中可以看出, 时间t与活塞弹簧式气制动阀的结构参数有效通流面积及驱动负载气缸的容积有关, 随活塞弹簧式气制动阀的输出气压变化而变化。解除制动时间 (在制动操纵机构开始起作用时, 压力从p1降到10%公称压力的过程中所需时间) 也很短, te=0.056s。解除制动时间小于JB/T9840.2-1998《拖拉机挂车气制动系统气制动阀技术条件》中所规定的1s。
由理论计算公式可以看出, 制动反应时间tc和解除制动时间te与活塞弹簧式气制动阀的关键参数—平衡弹簧刚度无关, 且与阀门的硬度也无关。
2.2 输出气压P与时间t的关系
2.2.1 以平衡弹簧刚度不变为条件进行下列试验
图2中曲线2是测得上述已给定参数的活塞弹簧式气制动阀动特性曲线。从动特性曲线2上看, 制动反应时间很短, tc=0.46s, 小于JB/T9840.2-1998《拖拉机挂车气制动系统气制动阀技术条件》中所规定的0.5s。这表明反应非常灵敏, 且在活塞弹簧式气制动阀最大输出气压为pmax=0.630MPa, 曲线非常平稳, 这说明阀内平衡弹簧随动机构的随动平衡性非常好。即在尽快达到制动要求时, 很快使进排气口关闭, 这是活塞弹簧式气制动阀所需的非常关键的特性之一。解除制动时间也很短te=0.89s, 小于JB/T9840.2-1998《拖拉机挂车气制动系统气制动阀技术条件》中所规定的1s。
下面是在平衡弹簧刚度不变的情况下, 通过改变不同的结构参数, 对制动反应时间和解除制动时间进行分析比较。
1) 仅更换进气阀门。
由原来的表面为橡胶、周边为铜的M型阀门更换成周边全部橡胶接近上表面处镶嵌一片硬钢板的N型阀门其动特性曲线 (见图2中曲线3) , 制动反应时间tc=0.44s, pmax=0.630MPa, 解除制动时间te=0.89s, 可见进气阀门硬度增加时, 制动反应时间减少0.02s, 排气时间不变。实际上, 由于橡胶阀门有压缩变形量存在, 通常橡胶阀门被进、排气阀口压凹的深度变形量可达1.6%～13.3%, 导致阀门进气通道有效面积发生微小变化。因此, 制动反应时间也随其发生相应的变化。理论上, 从式⑴和式⑵也可以发现阀门进气通道有效面积发生微小变化, 会导致制动反应时间和解除制动时间也随之发生相应的变化。从试验结果来看, 该值对解除制动时间影响不大, 是排气间隙足够大的原因导致的。
2) 仅增大进气阀口内径17.6%。
①M型阀门。其动特性试验结果为:制动反应时间tc=0.40s, 解除制动时间te=0.69s, pmax=0.631MPa, 与N型阀门相比pmax平衡段稍微有点不平稳。②N型阀门。其动特性试验结果为:制动反应时间tc=0.38s, 解除制动时间te=0.69s, pmax=0.631 MPa, 平衡段非常稳定。
当进气阀口内径明显增大时, 硬度大的N型阀门对pmax平衡段稍微有一点影响, 即更加平稳。制动反应时间均能缩短, 且较为明显, 解除制动时间大大缩短。制动反应时间和解除制动时间均能缩短的原因是在结构允许的前提下, 适当地增大了阀门进气通道的有效面积。由式⑴和式⑵可以看出, 制动反应时间和解除制动时间与阀门进气通道的有效面积成反比, 试验结果也证实了这一点。
3) 局部增大进气阀口内径17.6%, 局部缩小芯杆外径8.3%。
① M型阀门。其动特性试验结果为:制动反应时间tc=0.43s, 解除制动时间te=0.80s, pmax=0.630MPa。pmax较为稳定。②N型阀门。其动特性试验结果为:制动反应时间tc=0.41s, 解除制动时间te=0.80s, pmax=0.630MPa, 较为稳定。
制动反应时间tc均能缩短, 解除制动时间te缩短0.1s, pmax平衡段稳定。制动反应时间tc未能缩短很大的原因是橡胶阀门的压缩变形量有所增加, 导致阀门进气通道的有效面积未能得到增大很多。解除制动时间te缩短0.1s的原因是橡胶阀门在排气时的压缩变形量很小, 且阀门排气通道的有效面积得到了适当的增大, 既芯杆的外径适当的减小, 导致了解除制动时间te缩短很大。
2.2.2 其它参数不变, 平衡弹簧刚度减小10.8%时
1) M型阀门。
其动特性试验结果为:制动反应时间tc=0.53s, 解除制动时间te=0.97s, pmax=0.631 MPa, pmax比较平稳。
2) N型阀门。
其动特性试验结果为:制动反应时间tc=0.51s, 解除制动时间te=0.97s, pmax=0.631 MPa, pmax比较平稳。
制动反应时间tc和解除制动时间te均未能缩短, 气制动阀制动反应时间tc超标。平衡弹簧刚度和阀门硬度对制动反应时间tc和解除制动时间te有一定影响, 对pmax平衡段影响不大。
2.2.3 其它参数不变, 平衡弹簧刚度增大10.1%时
1) M型阀门。
其动特性试验结果为:制动反应时间tc=0.44s, 解除制动时间te=1.09s, pmax=0.632 MPa, pmax比较平稳。
2) N型阀门。
其动特性试验结果为:制动反应时间tc=0.42s, 解除制动时间te=1.09s, pmax=0.632 MPa, pmax比较平稳。制动反应时间tc能缩短, 解除制动时间te超标。
当平衡弹簧刚度变化超出一定范围时, 活塞弹簧式气制动阀动特性的变化引起了阀的其他性能指标的很大变化, 超出了标准的规定, 导致活塞弹簧式气制动阀不能使用。说明只有在一定范围内增大平衡弹簧刚度时, 才能靠改变其它结构参数来改善活塞弹簧式气制动阀的动特性。无疑平衡弹簧刚度是影响活塞弹簧式气制动阀动特性的重要参数之一。
3 结论
1) 平衡弹簧刚度是决定活塞弹簧式气制动阀动特性的重要参数之一, 合理的设计平衡弹簧是非常关键的。
2) 合理选取平衡弹簧时, 下列参数的改变对活塞弹簧式气制动阀动特性也有所影响:①只改变进气阀门硬度, 对解除制动时间无影响, 对制动反应时间略有影响;阀门硬度对pmax平衡段的稳定性影响不大。②明显增大进气阀口内径时, 制动反应时间减小, 解除制动时间大大缩短。③局部增大进气通流面积时, 制动反应时间减小, 解除制动时间缩短。
适当增加进气阀门的硬度, 在结构允许的情况下, 增大进气阀口的内径, 减小回动弹簧力, 活塞弹簧式气制动阀的动特性可以得到改善, 制动比较柔和平顺, 且可控制轻微制动。
3) 在其它条件允许的情况下, 一定范围内减小平衡弹簧刚度, 制动反应时间、解除制动时间均增大, pmax平衡段稳定。
4) 平衡弹簧刚度变化超出一定范围时, 活塞弹簧式气制动阀动特性的变化引起了阀的其他性能指标的很大变化, 超出了标准的规定, 导致活塞弹簧式气制动阀不能使用, 即使改变其他参数也无法使用。
摘要：对我国拖拉机挂车气制动系主要控制元件—活塞弹簧式气制动阀动特性进行了理论分析和试验研究, 采用适当改变活塞弹簧式气制动阀内部参数的方法, 提高了其动态特性性能指标和拖拉机挂车机组的制动性能。试验表明, 活塞弹簧式气制动阀的动特性不仅与平衡弹簧刚度有关, 还与进气阀口内径和阀门硬度有关。
弹簧特性 篇4
本文在计算断路器分闸机械特性的基础上，从理论上计算了断路器在经常发生故障的部位发生故障时的故障分闸速度曲线。将在线监测系统测得的实际故障分闸速度特性曲线与理论计算的故障曲线进行比较，可以确定故障部位，为实现断路器机械特性在线监测与状态维修提供了理论基础，从而也可提高断路器的运行可靠性。真空断路器性能好坏的重要指标之一是真空断路器的机械特性图，而机械特性主要体现在断路器的分、合闸速度特性上，因此开展真空断路器机械速度特性方面的研究具有一定的工程实际价值。
1 高压真空断路器的结构简介
高压断路器由以下五个部分组成：通断元件，中间传动机构，操动机构，绝缘支撑件和基座。通断元件是断路器的核心部分，主电路的接通和断开由它来完成。主电路的通断，由操动机构接到操作指令后，经中间传动机构传送到通断元件，通断元件执行命令，使主电路接通或断开。通断元件包括有触头、导电部分、灭弧介质和灭弧室等，一般安放在绝缘支撑件上，使带电部分与地绝缘，而绝缘支撑件则安装在基座上。如图1所示：
2 分闸速度计算数学模型
应用物理学中的功能原理，我们把配弹簧操动机构的新型真空断路器的分闸速度特性进行计算，其数学表达式为：
式中：W为断路器分闸时主动力所做的功;WZ为断路器分闸时阻力所做的功;m为断路器运动系统的归化质量;v1和v2分别为计算区间的初速度和末速度。
2.1 刚分（0～3mm）阶段
刚分阶段的分闸主动力有分闸弹簧力、触头弹簧力和运动系统的重力，阻力是各机械零件连接处的摩擦力。
通过计算得到刚分速度v’=0.94m/s，与实测值v’=0.96m/s吻合较好。
2.2 刚分后到缓冲行程前（3一9mm）阶段
这一阶段的分闸主动力有分闸弹簧力和重力;阻力有机械摩擦力和触头反力。刚分后到缓冲行程前各力所作功的计算方法列于表2, 触头反力与分闸行程之间的关系见图2
2.3 缓冲行程（9～14mm）阶段
此阶段的分闸主动力有分闸弹簧力和重力;阻力有触头反力和油缓冲器的制动力。缓冲行程各力所做功的计算方法列于表3。
将表1、表2、表3的结果分别代人式 (1) ，可得到断路器的分闸速度特性曲线，见图3。
3 弹簧机构故障分闸速度特性
大量的实践证明，新型真空断路器有相当高的机械可靠性。但是，在不同的生产企业，由于其技术水平、生产工艺和原材料质量的不同，可能会导致真空断路器的质量不一致;断路器在长期运行使用中也会由于各种原因而使某些特性发生变化。因此有必要分析弹簧机构故障分闸速度特性，了解故障机理;同时，故障分闸特性也是实现断路器机械特性在线监测的理论基础。本文在计算断路器正常分闸速度特性的基础上计算了弹簧机构故障时的分闸速度特性。弹簧机构中分闸弹簧故障(刚度K变小)、触头弹簧故障(刚度K：变小、特性变差)、油缓冲器设计不合理(油缓冲器不同环形隙)、不同位置加油缓冲以及绝缘拉杆与拐臂连接处轴销脱落所对应的分闸速度特性曲线。
4 小结
1)建设可靠稳定的电网，离不开可靠稳定的真空断路器，也是开关企业追求可靠产品的要求。通过对开关的可靠性研究，建立一套完整的适合于高压开关可靠性特点的可靠性理论体系，为开关生产厂家提供理论指导和提高产品可靠性的途径是一项很有意义的研究工作。
2)断路器在线监测技术的不断提高是提高断路器可靠性的重要途径，要不断从不同的角度来实现在线监测技术。
3)本文计算的断路器分闸机械特性曲线是设计断路器的理论基础，也是实现断路器机械特性在线监测的理论基础，对实际工程有一定的参考价值。
摘要：文章对真空断路器的结构特征进行了简要的分析描述, 对其机械特性进行了理论的分析计算;同时对弹簧操作机构在无机械故障下的正常分合闸速度特征曲线的理论值和实测值进行了对比, 这样的对比有利于快速分析机械故障点, 对断路器及其操作机构的故障诊断和维护维修提供了理论支持, 从而提高了断路器的可靠性, 使配电网络更加安全、稳定。
关键词：弹簧操作机构,真空断路器,分合闸,机械特性,可靠性
参考文献
[1]林莘.现代高压电器技术[M].北京:机械工业出版社, 2002.
弹簧特性 篇5
汽车技术的迅猛发展, 促进了更高效率发动机的应用, 同时也带来了新的振动与噪声问题。发动机工作过程中的不平衡惯性力及气缸中的气体压力造成曲轴的扭矩波动, 带来扭转振动。随着人们对噪声-振动-平顺性 (noise-vibration-harshness, NVH) 问题的日益关注, 对曲轴扭转振动的控制提出了更高要求, 传统离合器从动盘式扭振减振器不再能满足目前新的减振降噪要求。新型扭转减振器———双质量飞轮 (dual mass flywheel, DMF) 能更有效地消减发动机扭转振动, 在国内外得到了广泛应用。
本文以典型结构双质量飞轮———周向长弧形弹簧式双质量飞轮 (circumferential arc spring dual mass flywheel, DMF-CS) 为研究对象。DMF-CS构成二阶扭振系统, 由主次飞轮转动惯量、弧形弹簧扭转刚度及阻尼三部分组成。DMF-CS通过主、次飞轮转动惯量及弧形弹簧扭转刚度调整动力传动系统固有扭振特性, 使其一阶扭振频率低于怠速对应频率, 避免共振[1]。而发动机起停过程中将不可避免地通过共振区[2], 合理设计阻尼环节能有效地削弱共振振幅。弧形弹簧扭转刚度 (弹性力) 与阻尼 (力) 的综合效果即为DMF-CS的扭转特性。研究DMF-CS的扭转特性, 分析弹性力及阻尼的变化特征, 获得DMF-CS减振特性, 能有效地指导弧形弹簧及阻尼的设计。
近年来, 国内对DMF-CS扭转特性的研究多忽略阻尼力的影响, 集中在对弧形弹簧静刚度理论模型的推导及静态弹性特性的分析[3,4]。实际上, 阻尼力的存在会导致实际测试刚度比理论计算刚度值大[5]。此外, 弧形弹簧扭转刚度产生弹性力, 具有恢复特性, 而阻尼力具有发散特性, 消耗系统能量, 在周期激励的作用下将形成迟滞非线性扭转特性[6]。因此, 在进行DMF-CS分析时考虑阻尼力的影响后与实际情况更接近。本文通过对弧形弹簧的静力学及动力学分析, 分别推导无扭矩波动时的DMF-CS整体扭转特性及扭矩波动下的DMF-CS局部扭转特性, 并通过DMF-CS扭转特性试验验证了结果的正确性。
1 DMF-CS减振需求分析
DMF-CS由主飞轮、次级飞轮、弧形弹簧、滑道及传力板构成, 如图1所示。主飞轮与发动机曲轴紧密联接, 次级飞轮与离合器联接。弧形弹簧周向安装, 通过滑道约束其运动方向, 使其沿周向运动。弹簧与滑道之间填充润滑脂, 以减小磨损。传力板通过弧形弹簧的压缩使发动机扭矩由初级飞轮传递至次级飞轮, 即由发动机传递至离合器, 传递扭矩的同时削弱发动机传递至传动系统的扭矩波动。
汽车行驶过程中, 主要存在以下三种工况下的扭振状态[2], 对DMF-CS提出了不同的减振要求。
1.1 怠速及正常行驶工况
动力传动系统扭振多发生在高频区域 (20~200Hz) , 此时由发动机扭矩波动产生的动力传动系统扭转角非常小, 即使是扭矩波动较大的柴油机, 其扭转角也不会超过2°。为了获得最优减振特性, DMF-CS需具有较低的刚度和阻尼。
1.2 起停阶段
发动机在起动、停止阶段, 将不可避免通过共振区。当共振发生时, 动力传动系统存在低频振动且伴随着较大的扭转角, 扭转角随着转速的降低而增大。DMF-CS需能有效地消减共振幅值, 因而此时DMF-CS应具备低较低刚度及高阻尼。
1.3 加载阶段
发动机加载过程中, 将产生更低频率的扭转振动及大扭转角, 此时DMF-CS需要更低的刚度及大阻尼。
综上, 理想状态下DMF-CS应具有较低刚度且阻尼消耗的能量随着振动角度的增大而增多, DMF-CS的设计需尽可能满足不同工况下的减振要求。
2 DMF-CS整体扭转特性
往复式惯性力矩及活塞中气体压力矩叠加形成发动机扭矩波动, 使得动力传动系统扭矩产生波动, 则DMF-CS输入扭矩形式如式 (1) 所示。
式中, T0为实际所需扭矩;i为谐次数;ΔTi为i谐次扭矩波动幅值;ω0为转速对应频率, 即基频。弧形弹簧在该扭矩作用下, 其变形过程由两部分组成: (1) 动力传动系统加载到所需扭矩T0, 弧形弹簧整体被压缩, 弧形弹簧的变形反映了其传递扭矩的能力, 其传递扭矩与变形角之间的关系即为整体扭转特性; (2) 由于扭矩波动的作用, 整体扭转后的弧形弹簧将产生小幅值的摆动, 此时摆动角度与扭矩波动之间的关系即反映局部扭转特性。
2.1 弧形弹簧力学模型
弧形弹簧在工作过程中受到载荷作用被压缩时受到滑道的支撑力作用, 从而产生摩擦力。由摩擦学原理可知, 只有当弹簧与滑道相对速度足够大时, 两者能完全分离, 此时弹簧与滑道之间的润滑脂才能达到流体动压润滑状态[7]。弹簧与滑道的相对速度即为双质量飞轮的扭振速度, 即便在共振点时, 由于摩擦阻尼对能量的消耗, 该速度幅值也会减小。因此, 弹簧与滑道较难被完全分离, 不能完全形成流体动压油膜, 因而弹簧与滑道之间不完全产生黏性摩擦。弹簧在运动过程中, 将有部分表面与滑道直接接触, 而DMF-CS发生整体扭转时相对运动速度更小, 弹簧与滑道之间动压油膜的面积相对于材料直接接触面积可以忽略, 因而可以忽略由润滑脂产生的黏性阻尼力, 认为弹簧与滑道之间为干摩擦状态, 即库伦摩擦。
采用离散化方法对弧形弹簧进行分析, 即将弧形弹簧离散成线性弹簧单元, 通过弹簧单元的受力推导出弧形弹簧的整体受力。采用离散化方法需满足以下前提条件[3,4]: (1) 每个弹簧单元是线性的, 满足直弹簧设计理论; (2) 每个弹簧单元的变形方向一致, 均沿周向变形; (3) 忽略弹簧惯性力的影响; (4) 长弧形弹簧单元是等节距的。
图2为弹簧单元的受力情况。弹簧单元在变形过程中会受到前、后弹簧单元的弹性力作用, 由于前、后弹簧单元的弹性力存在角度差而产生径向分量, 由此产生滑道对弹簧的正压力, 从而使得弹簧单元受到与变形方向相反的摩擦力作用。其中, Fi-1为第 (i-1) 个弹簧单元作用于第i个弹簧单元的作用力, i=1, 2, …, n, n为弹簧圈数;Fi为第 (i+1) 个弹簧单元作用于该弹簧单元的作用力;Ni为弹簧单元所受支撑力;Ffi为弹簧单元所受摩擦;Fci为由轴系转速引起的弹簧单元离心力;φi为弹簧单元被压缩后对应的圆心角;R0为弧形弹簧轴线分布半径;R为弧形弹簧外圈分布半径, 2R=2R0+D+d, D为弧形弹簧中径, d为簧丝直径。
弹簧单元所受摩擦力为库伦摩擦力, 方向与弹簧运动方向相反。由图2可建立弹簧单元的静力学模型, 如式 (2) 所示。
式中, mi为弹簧单元质量;ρ为弹簧材料密度;ω0为轴系转速。
根据假设条件 (1) , 弹簧单元呈线性特性, 若其线刚度为k, 弹簧单元初始圆心角为φ0, 则弹簧单元变形后圆心角为
由线性弹簧设计理论[8], 有:
式中, G为弹簧材料的剪切模量。
若弧形弹簧初始分布角为, 则φ0=/n。若弧形弹簧总变形角为θ, 则由式 (4) 可得:
由式 (1) 可获得弹簧单元弹性力递推关系式。加载时, 若初始扭矩较小不能发生形变, 此时弹簧单元受静摩擦力作用, 即
式中, Fs1为加载时静摩擦力。随着扭矩增大, 静摩擦力增大, 当静摩擦力等于动摩擦力时, 弹簧单元开始发生形变, 此时Fi-1cos (φi/2) ≥Ffi, 且Fi-1>Fi。由式 (2) 可得:
综合式 (7) 和式 (8) 可获得弹簧加载时弹性力递推公式, 如式 (9) 所示。
卸载时, 其初始状态为加载的最终状态, 即Fi与Fi-1均由式 (9) 描述。当Fi-1开始减小但依旧大于Fi时, 弹簧单元此时受到与Fi同向的静摩擦力的作用, 即
式中, Fs2为卸载时静摩擦力。当Fi-1继续减小至小于Fi时弹簧开始恢复形变, 此时摩擦力为与Fi-1同向的动摩擦力。由式 (2) 可得
综合式 (10) 和式 (11) 可得弧形弹簧卸载时弹性力递推公式, 如式 (12) 所示。
式中, Fi-1, max为加载最终状态时Fi-1的值。
由式 (3) ~式 (6) 、式 (9) 和式 (12) 设计计算程序, 可以获得弧形弹簧传递扭矩Fi·R0与总扭转角θ之间的对应关系。
2.2 仿真分析
由上述分析可知, 正压力的大小取决于弹簧单元自身形变 (由负载产生) 及传动轴系转速。干摩擦系数的大小取决于弹簧与滑道的材料、表面接触形式和粗糙度等因素[9], 其计算需依据弹性接触理论, 较难计算出准确的数值。参考文献[9]中给定的弹簧与滑道间干摩擦系数的范围 (0.08~0.12) , 本文选取摩擦系数大小为0.12。仿真分析不同转速下的扭转特性曲线, 分别给定轴系转速为0、1000、2000、3000r/min。给定DMF-CS弧形弹簧参数如表1所示, 应用Matlab软件设计计算程序, 假设输入扭矩为150N·m, 获得不同转速下的扭转特性曲线如图3所示。
仿真结果表明:摩擦力的存在使得DMF-CS呈现迟滞非线性扭转特性。由摩擦力形成的系统阻尼随着扭转角的增加而增大, 则DMF-CS通过摩擦耗能的方式减小振动幅值, 以满足汽车动力传动系统发生较大幅值扭转振动时的减振需求。随着转速的增加, 系统传递相同扭矩产生的弧形弹簧变形角逐渐减小, 扭转刚度随着转速的增加而增大。这是因为, 弧形弹簧在工作过程中的离心力随着转速的增加而增大, 使得摩擦力也增大, 弧形弹簧变形过程中需要抵抗更大的阻力, 使得等效弹簧单元数目减小, 扭转刚度增加。
3 DMF-CS局部扭转特性
发动机扭矩波动作用下, 使得弧形弹簧传递所需扭矩的同时发生小幅值的扭振转动, 由此形成局部扭转特性。由于弧形弹簧发生扭转振动, 在分析局部扭转特性时不能忽略其惯性力的作用。弧形弹簧实际变形过程存在非均匀性, 其扭振状态非常复杂, 为此对其模型进行简化, 将弧形弹簧离散成集中质量模型, 与主、次飞轮构成多自由度扭振系统, 以分析主、次飞轮相对扭矩与相对扭转角之间的对应关系。
3.1 DMF-CS多自由度扭振模型
若弧形弹簧被分解成a个集中质量, 则每个质量块的质量为m=mi·n/a。对于质量块j, j=1, …, a, 其受力情况如图4所示。其中, 质量块1与质量块a分别与主飞轮和次级飞轮相接, 其受力将与主、次飞轮变形相关。图中, xj为其线位移;γj为其变形后所对应的弧形角;k′为各质量间联接的弹簧等效线性刚度;Nj、Fcj与Ffj分别为质量所受的正压力、离心力及摩擦阻尼力;θp、θs分别为主、次飞轮的扭转角。由图4可建立质量块j的动力学微分方程, 如式 (13) 所示。
弹簧滑道结构属于主飞轮部分, 工作过程中的主飞轮将受到弹簧作用于滑道的摩擦阻尼力。主、次飞轮的运动微分方程如式 (14) 所示。
式中, J1、J2分别为主、次飞轮的转动惯量;Te为发动机输出扭矩, 即DMF-CS的输入扭矩;Tc为负载扭矩。综合弹簧质量的微分方程, 可构建多自由度DMF-CS扭振模型。
弹簧集中质量所受摩擦阻尼力及离心力为
式中, μ为弹簧质量与滑道之间的干摩擦系数;c为等效黏性阻尼系数。
动态扭矩作用下, 弹簧集中质量存在相对较大的振动速度, 其黏性阻尼力不可忽略。因此, 摩擦阻尼力由库伦摩擦力与黏性阻尼力两部分组成。由Stribeck曲线[7]可知, 在边界润滑状态时, 系统摩擦系数小于干摩擦系数, 本研究中选取μ=0.06。根据文献[3]可知, 润滑脂产生的等效黏性阻尼系数一般在0.03~0.1之间, 本文选取c=0.05。
由于弧形弹簧振动速度远小于主飞轮的振动速度, 即xj·θp·, 而主飞轮的振动速度等效于发动机转速, 其波动值对比稳定值而言较小, 可以忽略由转速波动引起的离心力变化, 因而可以只考虑由发动机转速所引起的离心力, 即Fci=mRω02。
由式 (12) ~式 (14) 可知, 系统存在着较强的刚度与阻尼耦合, 且微分方程中存在位移的三角函数项, 使得系统呈现非线性特性。弹簧集中质量变形之间存在着几何关系, 如图5所示。由图5可写出各集中质量位移之间的关系, 如式 (16) 所示。
对上述微分方程进行简化, 对其中的三角函数项进行泰勒级数展开, 令
若弹簧被离散的集中质量越多, 则γj越小, 可忽略高阶项 (3次项) 。系统在变形过程中, 相距越近的质量之间的位移越接近, 可近似认为因而可以忽略微分方程中的高阶无穷小项。将式 (15) 、式 (16) 代入微分方程式 (13) 和式 (14) , 对其进行简化, 可得DMF-CS动力学模型, 如式 (18) 所示。
其中, 主飞轮所受摩擦力矩为
3.2 仿真分析
局部扭转特性分析旨在研究DMF-CS在正常行驶工况下的减振特性。在仿真分析过程中, 由于弧形弹簧惯性力不可忽略, 且受到随转速变化的库伦摩擦力作用, 因此在DMF-CS扭振模型中考虑弧形弹簧的振动, 能够从理论上获得DMF-CS动态扭转特性。弧形弹簧的运算较为复杂, 为了简化运算, 采用多个线性短直弹簧串联的模式模拟弧形弹簧, 在分析过程中将每个短直弹簧分别作为一个振动体。短直弹簧数量越多分析结果越精确, 但会导致系统运算效率降低。参考文献[10]中周向短直弹簧双质量飞轮的特性, 短直弹簧的分布角度选为16°~20°, 将短直弹簧作为整体进行分析计算, 能获得该双质量飞轮的动态特性。本文中选取短直弹簧的分布角度为17° (即a=9) 进行运算, 此时既能表述系统的动态特性, 又能获得较高的计算效率。参考文献[6], 离散后弹簧集中质量间联接弹簧段的扭转刚度为
式中, n′为此时弹簧段包含的弹簧单元数, n′=n/a。若此时产生的扭转角为θ′, 线性位移为x′, x′=θ′R0, 则扭转刚度与线刚度之间满足Ksθ′=k′x′R0。因此, 线性刚度的表达式为
给定系统激振力矩为Te=80+10sin (λω0t) 或Te=120+10sin (λω0t) , Tc=0, 其中λ=4。根据表1所示弧形弹簧的各项参数, 对微分方程组 (18) 进行求解, 仿真不同转速下DMF-CS扭转角 (θp-θs) 与其传递扭矩 (Te-Tc) 之间的对应关系, 如图6所示。
由仿真结果可知, DMF-CS在转矩波动的情况下, 产生的总扭转角非常小;DMF-CS表现为较大扭转刚度及较小阻尼特性。随着转速的增加, 摩擦力消耗更多的能量, 同时弹簧扭转刚度也增大。扭转刚度变大将增大系统共振转速, 而摩擦耗能的增多使得系统阻尼增大, 这两种情况将削弱DMF-CS的减振效果, 尤其是高速下。然而大部分车辆在高速时发动机产生的扭矩波动较小, 因而DMF-CS特性可满足车辆怠速及正常行驶工况的要求。
4 DMF-CS扭转特性试验
DMF-CS动态特性试验台由变频电机及专用变频器、两组扭矩传感器和编码器、DMF-CS与电涡流测功机组成, 如图7所示。该试验台可用于研究双质量飞轮自身动态特性, 包括动态扭转特性试验、疲劳试验、动态响应试验等。试验台通过专用变频器控制变频电机产生扭矩波动, 实现激振。电涡流测功机用于模拟试验台负载。扭矩传感器与编码器通过连接轴与主、次飞轮连接, 用于测量主、次飞轮侧扭矩及扭振角位移。试验台轴系采用刚性联轴器联接, 以减小轴系对测试结果的影响。主、次飞轮连接轴具有弹性, 其当量化扭转刚度分别为71 778N·m/rad、95 000N·m/rad, 远大于DMF-CS的扭转刚度;两连接轴绕轴线方向转动惯量分别为0.001 214kg·m2、0.000 510kg·m2, 远小于DMF-CS主、次飞轮的扭转刚度。因此, 连接轴对DMF-CS系统固有扭振特性影响甚微, 在试验过程中可忽略其影响。
DMF-CS扭转特性试验由整体扭转特性和局部扭转特性两部分组成。整体扭转特性试验方案为:变频器控制电机, 使其转速稳定在试验转速 (分别为0、1000、2000、3000r/min) , 过程中不加激振;当试验台稳定在试验转速, 设定电涡流测功机输出扭矩线性增加或减小 (0~150N·m) , 记录扭矩值;通过编码器分别测量主、次飞轮的扭转角, 其中Z相信号在测量中作为鉴相信号。局部扭转特性试验方案为:变频器控制电机, 使其转速稳定在试验转速 (分别为1000、2000、3000r/min) , 过程中加入激振, 其幅值为10N·m, 频率为轴系转速频率的四倍;当试验台稳定在试验转速, 设定稳定负载扭矩;通过扭矩传感器分别测量主、次飞轮侧扭矩值, 编码器测量主、次飞轮侧扭振信号。试验中, 使用NI PXI6259信号采集卡对传感器信号进行采集, 通过LabVIEW软件对信号进行存储。对采集信号完成异常值识别与剔除、主谐次提取、消噪等处理, 获得不同转速下DMF-CS扭矩与扭转角之间的对应关系, 如图8所示。仿真计算结果与试验结果对比如图9和图10所示。
由对比结果可知, 仿真分析结果能较好地描述DMF-CS的扭转特性, 同时仿真结果与试验结果存在着一定偏差。这是因为: (1) DMF-CS在实际工作过程中摩擦阻尼情况相当复杂, 整体扭转特性分析过程中将其简化成库伦摩擦力, 局部扭转特性分析中将其简化成库伦摩擦力与黏性阻尼力, 而实际情况更加复杂。同时, 两种分析过程中均对摩擦系数、阻尼系数选取定值进行处理, 与实际情况存在偏差。由于润滑脂在工作过程中并不是牛顿流体, 其流变性呈现出较强的非线性特性, 因此阻尼系数与系统参数存在一定联系, 并非定值。 (2) 弧形弹簧在实际变形过程, 并不是简单的均匀变化。随着转速增高, 弧形弹簧中局部弹簧单元将呈现出较强的硬特性。因此, 对弧形弹簧进行等分处理, 与实际情况存在误差。 (3) 测试过程中扭矩传感器与编码器安装于主、次飞轮连接轴上, 由于连接轴具有弹性, 对测量数据具有一定的影响。
5 结论
(1) DMF-CS的扭转特性表现为以下特点:系统扭转刚度随着转速的增大而增大;系统阻尼随着转速的增大而增大;随着扭转角的增大, 摩擦耗能增多。因此, DMF-CS刚度及阻尼均表现出转速相关性。
(2) 车辆起动、停止过程中, 车辆动力传动系统通过共振区时, 共振转速低于怠速转速, DMF-CS表现为低扭转刚度、大阻尼特性, 能有效降低共振时发动机产生的扭转振动幅值;怠速及正常行驶工况时, 转速增大, DMF-CS表现为大扭转刚度及小阻尼特性, 对于高速区的减振效果并不十分理想。
弹簧特性 篇6
随着汽车工业的发展,对车辆的噪声、振动和声振粗糙度(NVH)问题的研究已经成为当前的热点。其中,发动机转速与扭矩的波动是引起汽车动力传动系统扭振的主要因素。新型扭转阻尼器双质量飞轮通过调整其内部的扭转刚度及主次飞轮的转动惯量可以改变整个动力传动系统的扭振特性,使传动系的一阶固有频率对应转速低于发动机怠速转速,避免共振产生,具有良好的减振性能,在国内外得到了越来越广泛的应用。
经历了不断的发展与改进,双质量飞轮出现了多种类型。就其阻尼类型而言,有干摩擦阻尼式、黏性摩擦阻尼式和空气阻尼式。目前最常用的是具有黏性摩擦阻尼的周向长螺旋弧形弹簧双质量飞轮(DMF-CS)[1],本文将围绕该类型展开研究。
国内对于DMF-CS特性的研究多集中在其质量分布和刚度变换等方面,如研究了DMF-CS的弹性特性[2],推导出弧形螺旋弹簧弹性特性的解析表达式[3],提出了DMF-CS两级扭转刚度的取值方法及主次飞轮转动惯量分配方法[4]。研究[5]发现,发动机在起动和停止的过程中不可避免地会通过共振区域,在汽车正常行驶工况下动力传动系统的第4、5阶高谐次扭振也不可避免。针对这2种情况,只能通过在双质量飞轮中加入阻尼部件来控制系统的振幅,从而达到减振效果。因此研究双质量飞轮的阻尼特性,会使对研究对象的分析与实际情况更接近。本文通过引入带黏性摩擦的DMF-CS分析模型,结合黏性阻尼器的工作原理,推导出DMF-CS阻尼特性的解析表达式,并通过试验验证其数学模型的正确性。
1 DMF-CS理想扭转特性分析
汽车动力传动系统是一个多自由度的扭转振动系统,当激励频率与系统固有频率重合时,会出现严重的共振现象。DMF-CS主要通过主、次飞轮的转动惯量J1、J2,弧形弹簧的两级刚度K1、K2,以及黏性摩擦阻尼C这3个部分对汽车动力传动系统的扭振进行控制,如图1所示。其中,T为转矩;β1、β2分别为主、次飞轮的转角。
怠速和正常行驶工况下传动系统的扭振主要发生在激振频率较高(20～400 Hz)的状态下,此时由发动机输出转矩的不规则性而导致的扭振角度非常小,即使转矩输出极端不规则的柴油机其振动角也不会大于2 °CA。为了达到最佳减振效果,此时扭振阻尼器应具备较低的刚度和低阻尼特性。
在发动机起动和停止过程中,不可避免会通过传动系统的共振区。共振区的特点是振动频率较低而振动角度较大,且随着发动机转速的下降振动角度会进一步增大。在这种情况下,扭转减振器的设计要求具有低刚度和高阻尼特性,才能有效地控制振幅的大小。
发动机加载过程的特点是低频振动与大振动角度。在这种情况下,突发性激励会导致较大的扭角,因此对阻尼器的要求是较低的刚度和高阻尼,通过消耗振动能量的方法减少扭振振幅。
以上3种工况的特点主要体现在扭振频率和振幅的区别[5]。除了通过调整DMF-CS的扭转刚度K1、K2及主次飞轮的转动惯量J1、J2来改变传动系统的扭振特性外,还需要寻找合适的阻尼C控制传动系统的振幅。3种工况的特点分析见表1。
为了满足以上要求,图2显示了一种理想的扭转特性,其特点是低刚度,阻尼消耗的能量随着振动角度的增大而增多。
2 DMF-CS扭转阻尼器数学模型
2.1 弧形弹簧工作原理
DMF-CS主要通过周向长弧形弹簧来实现刚度与阻尼大小的变化,其结构如图3所示。
主飞轮的弧形滑道中安装有2对并联的弧形弹簧,刚度随主次飞轮相对扭转角θ不同而变化[1]。由于布置半径较大,允许其有较大的扭转角,弧形弹簧的扭转角范围可达30°～70°。滑道中充满了黏性油脂,当弧形弹簧受到载荷作用压缩变形时,弧形弹簧受到滑道的支持力作用,同时形成黏性摩擦,从而产生阻尼特性。而当振动角度较小时,只有部分弧形弹簧与滑道发生摩擦,形成的阻尼较小。但发生较剧烈振动或者产生大的扭转角时,弧形弹簧与滑道摩擦的接触面积增大,产生较大的阻尼。
2.2 弧形弹簧离散模型分析
本文采用离散化方法对长弧形弹簧的弹性特性进行分析[3],即在对一个弹簧单元的弹性特性分析基础上,通过递推得到整个弧形弹簧的弹性特性。一个弹簧单元可以看成一根直弹簧。采用离散化方法需有以下假设为前提:(1)在施加外力矩时,各个弹簧单元的变形方向一致,且都沿圆周方向;(2)长弧形弹簧单元为等节距,其受力情况如图4所示;(3)不计弹簧自身重力的影响。
图4中,R为长圆弧弹簧的分布外径,2R=2R0+D+d,D为弹簧中径,d为弹簧丝直径,R0为长圆弧弹簧轴线分布半径;FRi为弹簧单元所受摩擦力;Fzi为弹簧单元所受离心力;Fi为第(i-1)个弹簧单元对第i个弹簧单元的作用力;Fi+1为第(i+1)个弹簧单元对第i个弹簧单元的作用力;αi为第i个弹簧单元受载后对应的圆心角,i=1,2,3,…,n,n为长圆弧弹簧的有效圈数。弹簧单元所受离心力为:Fzi=miR0ω2,mi为弹簧单元的质量,ω为双质量飞轮角速度。
根据摩擦学原理,由离心力和压力导致弧形弹簧变形时会与滑道之间产生相互摩擦,由于采用润滑脂润滑,属于黏性摩擦。根据润滑脂的流变特性,润滑脂具有屈服剪应力τs,只有当施加的剪应力τ>τs时,润滑脂才产生流动而表现出流体性质。采用Herschel-Bulkley模型[6]描述润滑脂流变特性的一维Reynolds方程为:
式中,δ为流变指数;undefined为平均流速;η为塑性黏度;h为油膜厚度;hm为最大压力点油膜厚度。
严格而言,流变参数τs、η和δ都是温度和压力的函数。DMF-CS所用的润滑脂为复合铝皂基润滑脂Rhenus Norplex HSG 2 FC 4。此类润滑脂在温度较低时为典型的胀流体;当温度大于40 ℃时其流变曲线趋于平缓,此时温度对该类润滑脂的流变特性影响大幅度减小;当工作温度较高或大于40 ℃时接近于Newton型流体[7]。而发动机的工作温度大于80 ℃,因此将流变参数与压力的关系按简化处理,即认为τs=0和δ=1,方程(1)变换为牛顿流体一维Reynolds方程[6]:
undefined
长弧形弹簧工作时与滑道相切(图3),其润滑可等效为线接触润滑,即刚性圆柱体与平面之间相互作用,同时复合铝皂基润滑脂的基础油在高温条件下黏压系数很小,压力对黏度的变化影响很小,因此为等黏度刚性柱体接触润滑。根据Martin的推导[6],一个刚性圆柱体贴近一个平面时,其最小膜厚h可以表示为平抛物线函数,即:
h=h0+x2/2R (3)
利用压力边界条件(x=±∞,p=0),联立式(2)、式(3)解Reynolds方程,可得油膜厚度为:
h0≈4.9ηRL/Wi
hm=4h0/3 (4)
式中,L为弧形弹簧单元与滑道接触的圆周长度;Wi为滑道对弧形弹簧单元的支持力,大小为
Wi=Fzi+Fisin αi (5)
作用在弧形弹簧单元单位长度的表面剪应力为:
undefined
则单位长度上弹簧单元所受摩擦力为:
undefined
将式(2)～式(4)代入式(7),求积分可得:
undefined
式中,r为弹簧丝半径。
令ω′为DMF-CS主次飞轮相对角速度,即发动机的转速波动,由摩擦力产生的摩擦转矩为:
undefined
由于DMF-CS阻尼类型为黏性阻尼,摩擦阻尼力方向与弹簧单元运动速度方向相反,故弧形弹簧单元所受摩擦转矩为TRi=-Cfω′,Cf为黏性阻尼系数,它取决于弹簧的形状、尺寸和油脂的黏性,以及发动转速与工作温度,即Cf=f(R,r,η,ω,T),令
undefined
因此在发动机正常行驶工况下,部分弧形弹簧单元发生振动,部分弹簧单元在线性介质阻尼与线性恢复力的组合下为:
undefined
式中,λ、ξ为修正系数,与弧形弹簧压缩角度及振动弧形弹簧单元数量有关;ks为弧形弹簧的扭转刚度。
在假设发动机系统为谐振运动θ=Asin (ω t+φ)的条件下,其中A为扭振转角振幅,φ为扭振相位角,式(11)可变换为:
undefined
2.3 弧形弹簧整体模型分析
当发动机起动或者停止时,必将通过共振区,此时弧形弹簧单元产生较大扭振角度,其受力情况如图5所示。
当弧形弹簧单元沿分布轨迹传递扭矩时,受到离心力Fz的作用,以及滑道对它产生的支持力F′i,忽略弹簧单元自身沿腹部轨迹方向的惯性力影响,弧形弹簧受力方程为:
F1cos α1=F2+FR1
F2cos α2=F3+FR2
Fn-1cos αn-1=Fn+FRn-1
Fncos αn=Fn+1+FRn (13)
将上式整理可得,主飞轮由弧形弹簧传递给次级飞轮的合力的表达式为:
undefined
假设当弧形弹簧受到负载发生变形时(图6),弹簧单元的线性刚度为k,由于力矩作用产生的位移xi,且令k′=R0k/R,根据胡克定律可得:
F1=F0
F2=(x2-x1)R0k/R=(x2-x1)k′
Fn-1=(xn-1-xn-2)k′
Fn=(xn-xn-1)k′ (15)
将初始条件xn=0、x1=θR,代入式(15)可得:
undefined
弧形弹簧单元的分布角度αi<3°,令cos αi=cos α,则将式(16)代入式(14)可得:
undefined
在发动机转速较低时,弧形弹簧的扭转刚度ks与弹簧单元的线刚度k的关系可以简化[2]为: ks=kRundefined/n,且T=F0R0=ksθ,弧形弹簧原始分布角度为ϕ,则α≈(ϕ-θ)/n,式(17)变换为:
undefined
式中,T′为主飞轮与次级飞轮之间的传递扭矩。
3 实例计算、试验与分析
通过试验验证本文所建立数学模型的正确性,试验台结构如图7所示。其中,试验扭振激振装置选用江铃汽车发动机有限公司生产的R425DOHC型VM柴油发动机;双质量飞轮为VM发动机原配的德国鲁克(Luk)公司生产的DMF-CS;模拟负载采用CW650B型电涡流测功机。
所采用的试验方案为:发动机起动后转速为800 r/min,控制油门使转速均匀加速到1 000 r/min,此时在60 s时间内以较小的均匀角速度完成DMF-CS在(0°,40°)转角范围内的加载,同时加载过程中通过控制油门使发动机的转速基本保持不变;第2次加载过程中,使加载过程停止在特定的转角大小上,通过信号采集得到不同加载过程扭矩特性数据。重复以上过程保证测量数据的稳定性, 对采集信号经过数据标定、滤波、去均值等一系列处理和分析后,试验结果如图8和图9所示。
试验所用DMF-CS和复合皂基润滑脂具体参数分别见表2和表3。
将上述参数代入式(12)和式(18)计算后,结果如图10所示。对比分析试验结果和测量结果,如图11所示。车辆正常行驶时,发动机的输出转矩有波动,使得主次飞轮相对转角有小幅振动,由少量弧形弹簧单元形成局部减振特性,此时DMF-CS表现出较大的刚度和较低的阻尼特性;当发动机转速通过传动系统共振区时,主次飞轮间产生较大的转角,从而形成整体减振特性,DMF-CS表现出较低的刚度和高阻尼特性;发动机加载过程中,主次飞轮相对转角变化较大并伴随着低频振动,DMF-CS表现出低刚度和较高的阻尼特性,通过摩擦耗能的方式减小振幅,满足如表1所示的要求。
试验结果与理论结果吻合,证明了数学分析的可靠性。对比分析可知,测量结果略低于计算结果,分析产生误差的原因为:(1)润滑脂黏度η与压力存在着一定的关系,随着负载的增大,弧形弹簧与滑道的接触面压力增大,黏度也增大,而黏度与摩擦转矩成正比关系;(2)数学分析中采用Herschel-Bulkley模型描述润滑脂流变特性的一维Reynolds方程经过简化处理,与实际工况有一定误差;(3)在试验过程中,由于负载的变化使发动机转速有一定的波动,导致测量误差产生。
4 结论
(1) 针对汽车行驶不同工况的扭振特点,分析双质量飞轮扭振阻尼器工作原理,提出DMF-CS理想的扭转特性曲线。
(2) 周向长弧形弹簧与滑道相互作用产生黏性摩擦,使DMF-CS在不同的工况下产生不同的阻尼特性,结合机械动力学及摩擦学原理,推导出DMF-CS扭转特性数学解析式。
(3) 试验结果表明了DMF-CS阻尼特性能够很好地满足车辆行驶的要求,同时试验结果与计算结果吻合较好,验证了理论研究与分析的可靠性。
参考文献
[1]Stopp R,Siefert C.DMFW-Nothing New[C].Germany:7thLuK Symposium 11/12,2002.
[2]吕振华,陈涛.双体飞轮-周向弹簧型扭振减振器弹性特性设计研究[J].汽车工程,2006,28(1):73-77.LüZ H,Chen T.Design of the elastic characteristics of tor-sional damper with double mass flywheel and circumferentialspring[J].Automotive Engineering,2006,28(1):73-77.
[3]陈涛,吕振华,苏成谦.弧形螺旋弹簧弹性特性分析方法研究[J].中国机械工程,2006,17(5):493-495.Chen T,LüZ H,Su C Q.Analysis method for elastic charac-teristics of arc spring[J].China Mechanical Engineering,2006,17(5):493-495.
[4]江征风,陈雷.周向弧形弹簧双质量飞轮设计方法研究[J].内燃机工程,2009,30(6):99-105.Jiang Z F,Chen L.Study on the design method of circumferen-tial arc spring dual mass flywheel[J].Chinese Internal Com-bustion Engine Engineering,2009,30(6):99-105.
[5]Albert A.Advanced development of dual mass flywheel(DM-FW)design-noise control for today’s automobiles[C].Germany:5th LuK Symposium,1994.
[6]温诗铸,黄平.摩擦学原理[M].北京:清华大学出版社,2008.
弹簧特性 篇7
汽车工业的发展对汽车设计水平及行驶性能提出了更高的要求,传统离合器从动盘式扭振减振器已难以满足当前汽车减振降噪要求。新型扭振减振器———双质量飞 轮 (dual mass flywheel, DMF)式扭振减振器在消减汽车动力传动系的扭振以及降低变速器、主减速器的齿轮噪声等方面均优于传统离合器式扭振减振器,在国内外得到了广泛的应用。
本文以周向 长弧形弹 簧式双质 量飞轮 (dircumferential arc spring dual mass flywheel, DMF-CS)作为研究对象。DMF-CS通过主次飞轮转动惯量、弧形弹簧扭转刚度以及内部阻尼三部分来控制汽车动力传动系统的扭振[1],通过主次飞轮转动惯量及弧形弹簧扭转刚度调整汽车传动系统固有扭振特性,使其一阶扭振频率低于怠速对应频率,避免共振,达到隔振效果。发动机启动、停止过程中,传动系统不可避免地通过共振区,此时将产生非常大的扭转角,DMF-CS通过其内部阻尼来降低扭振振幅,以达到阻 振效果[2]。 而弧形弹簧扭转刚度与系统内部阻尼的综合效果即反映DMF-CS的扭转特性。因此,研究DMFCS的扭转特性,分析弧形弹簧扭转刚度及系统内部阻尼的变化特征,获得DMF-CS的隔振、阻振特性,对DMF-CS扭振系统的设计具有指导意义。
近年来,国内对DMF-CS扭转特性的研究多集中于对弧形弹簧静刚度理论模型的推导[3,4],其研究大多忽略摩擦力的影响,与实际情况相比存在一定的误差。事实上,摩擦力的存在会导致实际测试刚度比理论计算刚度值大[5],同时,摩擦阻尼的存在使得DMF-CS在加载、卸载过程中存在能量损耗,产生迟滞非线性扭转特性[6]。因此,综合摩擦力的影响对研究对象进行分析,将与实际情况更接近。本文考虑摩擦力的作用,对DMFCS的扭转特性进行分析,建立DMF-CS迟滞非线性扭转特性模型,根据扭转特性试验数据对模型参数进行辨识,获得了与实际结果较为接近的DMF-CS扭转特性模型。
1DMF-CS扭转特性仿真
1.1DMF?CS工作原理
DMF-CS结构如图1所示。主飞轮与次级飞轮通过弹簧-阻尼系统连接构成二自由度扭振系统。主飞轮与曲轴紧密连接,由发动机驱动其运动。弧形弹簧周向安装,通过滑道约束其运动方向,使其沿周向运动。弹簧与滑道之间填充润滑脂以减小磨损。传力板通过弧形弹簧的压缩使扭矩由初级飞轮传递至次级飞轮,即由发动机传递至离合器。DMF-CS的弧形弹簧由两组嵌套式内外弧形弹簧对称安装构成,组成并列式弹簧系统, 其中一组弹簧组成形式如图2所示。内外弹簧存在安装角度差,使得DMF-CS的扭转刚度表现为分段式特征,以满足不同工况下的减振要求[3]。
1.2弧形弹簧力学模型
DMF-CS在工作过程中通过其刚度及惯量组成来改变传动系统的固有扭振特性以达到隔振效果,同时传递发动机输出的扭矩至动力传动系统。 扭矩的传递通过压缩弧形弹簧完成。弧形弹簧在被压缩的过程中,不可避免地受到滑道摩擦力的作用。弹簧与滑道之间填充润滑脂,由摩擦学原理可知,只有当弹簧与滑道相对速度足够大时,两者才能完全分离,此时润滑脂达到流体动压润滑状态[7]。弹簧与滑道的相对速度即为双质量飞轮的扭振速度,即使在共振点时,由于摩擦力的存在,系统产生阻尼,双质量飞轮的扭振幅值也会被削弱,因此,弹簧与滑道较难被完全分离,将同时存在两固体表面的直接接触以及润滑脂形成的流体动压油膜,即边界润滑状态。
而DMF-CS在发生整体扭转时,弧形弹簧相对运动速度更小,弹簧与滑道之间的动压油膜的面积相对于直接的材料接触面积可以忽略,因而可以忽略由润滑脂产生的黏性阻尼力,认为弹簧与滑道之间为干摩擦状态。DMF-CS工作过程 中,其扭矩存在加载、卸载状态,弧形弹簧在加载与卸载过程中由于变形方向的变化,将会受到不同方向的干摩擦力,使得加载与卸载过程存在着不同的受力情况。对弧形弹簧的分析,采用离散化方法[3,4],即将其离散成线性弹簧单元,分析弹簧单元受力,从而推导弧形弹簧整体的扭转特性。 使用离散化方法需满足以下前提条件:1每个弹簧单元是线性的,满足直弹簧设计理论;2每个弹簧单元的变形方向一致,均沿周向变形;3忽略弹簧惯性力的影响;4长弧形弹簧单元是等节距的。
弹簧单元在变形过程中会受到前后弹簧单元的弹性力作用,前后弹簧单元的弹性力存在角度差,产生径向分量,由此产生滑道对弹簧的正压力,使得弹簧单元受到与变形方向相反的摩擦力作用。弹簧单元受力如图3所示。Fi-1为第i-1个弹簧单元作用于第i个弹簧单元的作用力;Fi为第i+1个弹簧单元作用于第i个弹簧单元的作用力;Ni为弹簧单元所受的支撑力;Ff i为弹簧单元所受的摩擦力;φi为弹簧单元被压缩后对应的圆心角,i=1,2,…,n,n为弹簧有效圈数。此外,R为弧形弹簧 外圈分布 半径,其中,2R = 2R0+ D+d,R0为弧形弹簧轴线分布半径,D为弧形弹簧中径,d为簧丝直径。
图3描述了加载时弹簧单元的受力,此时摩擦力方向为逆时针方向,弹簧单元被顺时针压缩。 卸载时,摩擦力将会反向,弹簧单元逆时针方向恢复形变。摩擦力的方向由弹簧单元所受弹性力大小决定。建立弹簧单元静力学模型:
式中,f为弹簧与滑道间的摩擦因数。
根据假设条件1,弹簧单元呈线性特性,若其线刚度为k(N/m),弹簧单元初始圆心角为φ0, 则弹簧单元变形后圆心角为
由线性弹簧设计理论[8],有
式中,G为弹簧材料的剪切模量。
若弧形弹簧初始分布角为ф,则有
弧形弹簧总变形角为θ,则由式(2)可得
由式(1)可获得弹 簧单元弹 性力递推 关系式。加载时,若初始扭矩较小,使得弹簧单元不能发生形变,则此时弹簧单元将受到静摩擦力的作用,即
式中,Fs1为加载时静摩擦力。
随着扭矩的增大,静摩擦力增大,当静摩擦力等于动摩擦力时,弹簧单元开始发生形变,此时Fi-1cos(φi/2)≥Ff i,且Fi-1> Fi。由式(1),则有
综合式(6)、式(7),可获得弹簧加载时弹性力递推公式:
卸载时,其初始状态为加载的最终状 态,即Fi与Fi-1均由式(7)描述。当Fi-1开始减小,但Fi-1依旧大于Fi时,弹簧单元此时受到与Fi同向的静摩擦力的作用,即
式中,Fs2为卸载时静摩擦力。
当Fi-1继续减小直至小于Fi时,弹簧开始恢复形变,此时摩擦力则为与Fi-1同向的动摩擦力。
由式(1)则有
综合式(9)、式(10)可得弧形弹簧卸载时弹性力递推公式:
式中,Fi-1,max为加载最终状态时Fi-1的值。
由式(2)、式(3)、式(5)、式(8)、式(11),通过计算程序可以获得弧形弹簧传递扭矩FiR0与总转角θ之间的关系。
1.3DMF?CS扭转特性仿真分析
根据式(2)、式(3)、式(5)、式(8)、式(11),应用MATLAB软件设计 计算程序。给定弹簧 几何、材料参数,输入扭矩,通过计算程序可获得弧形弹簧传递扭矩FiR0与扭转角θ 之间的关 系。 由DMF-CS的结构特征可知,内外弧形弹簧存在着角度差,初始时外弹簧工作,其扭转刚度表现为外弹簧作用的结果;当内弹簧开始工作时,DMFCS扭转刚度增大,此时扭转刚度表现为内外弹簧共同作用的结果。分别对内外弧形弹簧进行分析。本文分析的DMF-CS与VM型发动机进行匹配,其型号为JMGE100506ORAA,表1所示为其内外弧形弹簧的几何参数与材料参数。
弹簧与滑道之间的摩擦因数由弹簧与滑道材料、两表面的接触形式、粗糙度等因素决定[9],较难计算出准确的摩擦因数值,因此本文通过选取不同的摩擦因数值,分析不同摩擦因数下DMFCS的扭转特性。这里分别 选取摩擦 因数为0、 0.04、0.08、0.12对DMF-CS扭转特性进行仿真计算。
给定内外弹簧输入扭矩分别为100N·m、 200N·m,输入表1中内外弹簧各项参数,由计算程序分别获得内外弹簧的扭转特性曲线,如图4、图5所示。
通过计算程序分别计算出考虑摩擦力影响的内外弹簧加载与卸载时的计算扭转刚度值,如表2所示。
N·m/rad
由表1可知,内外弹簧安装角度差为10°,同时,DMF-CS弧形弹簧与滑道之间存在着2°的空载区域[3]。由弧形弹簧布置特征可知,该DMFCS存在两级扭转刚度值,参考文献 [3],该类型DMF-CS两级扭转刚度工作角度分别为2°~12°、 12°~45°,文中给定最大变形角度为36°,综合内外弧形弹簧的扭转变形,可获得不同摩擦因数下DMF-CS的扭转特性曲线,如图6所示。
由仿真结果可知:1加载与卸载过程中,弧形弹簧的扭转刚度均呈现线性特性,且随摩擦因数的增大而增大,同时DMF-CS的扭转刚度呈现分段线性特性;2由于摩擦力的存在,DMF-CS扭转特性呈现非线性迟滞特性,其滞回环面积随着摩擦力的增大而增大;3由摩擦力产生的系统内部阻尼随着扭转角的增大而增大;4仿真产生的弧形弹簧扭转特性滞回曲线均以摩擦因数为0时的扭转特性曲线为基架。
发动机在启动和停止过程中,转速必将经过轴系共振转速区(低于怠速),动力传动系统将产生较大的扭转角。由DMF-CS的扭转特性仿真结果可知,DMF-CS具有较低一级扭转刚度,根据VM发动机的示功图,DMF-CS一级扭转刚度工作区对应发动机转速约低于1150r/min[3]。又由于DMF-CS摩擦阻尼随着扭转角的增大而增大, 因此在发动机启动、停止阶段,DMF-CS具有较小的扭转刚度以及较大的摩擦阻尼,能够有效地降低共振转速范围,并在共振发生时通过摩擦阻尼耗能削弱共振幅值,具有较好的减振效果。
2DMF-CS迟滞非线性扭转特性模型
由上述仿真结果可知,摩擦力随着弹簧力的增大而增大,而摩擦因数为常数,则摩擦力随扭转角的增大而增大,呈线性,且当加载结束到卸载开始过程中存在着黏滑效应,因而可用黏滑库仑摩擦力模型来描述其摩擦力。同时,DMF-CS扭转特性曲线近似以无摩擦力时的扭转特性线为基架,则可由无摩擦力时的扭矩加/减由摩擦力引起的扭矩获得加载/卸载时的扭矩。
可用弹性恢复力矩及迟滞非线性摩擦力矩两部分之和来表示传递扭矩,其中,弹性恢复力矩表示其扭转特性基架线,如下式:
式中为忽略摩擦时弹簧扭转刚度;μ为弹簧与滑道之间的等效摩擦因数;为弹簧受滑道的当量正压力为弧形弹簧运动速度。
由前述分析可知,DMF-CS存在两级扭转刚度,即第1节仿真结果表明,DMF-CS扭矩随扭转角呈线性变化,而随着弹簧变形量的增大而增大,且摩擦因数为定值,因而随扭转角θ(t)呈线性变化,可将其写成,n0为常数,单位为N/rad。则式(12)可写成
令系数,kf为量纲一常数,则由式(13)描述的模型可写成只需识别该系数的形式:
3DMF-CS扭转特性试验
DMF-CS扭转特性试验台由涡轮减速器、刚性联轴器、扭矩传感器、DMF-CS、角度传感器等组成,如图7所示。涡轮减速器作为动力源,传递扭矩至整个轴系;固定次级飞轮,由扭矩、角度传感器分别测量主飞轮扭矩与角度变化,由此转换成DMF-CS的传递扭矩与扭转角。传感器信号由NI PXI 6259数据采集卡采集,通过LabView软件进行信号读取、存储和分析与处理。试验过程中匀速缓慢加载与卸载,分别记录加载与卸载时的扭矩与角度数据,对数据进行重采样、剔除异常点处理,获得DMF-CS扭转特性曲线,如图8所示。
4DMF-CS扭转特性模型识别
将上述试验数据以及无摩擦时扭转刚度值代入式(14),可计算出一系列kf值,如图9所示,图中数据大致落于0.06~0.1区间内。对数据点求取平均值,可得。将代入式(14),可计算出一系列扭矩值,与试验数据进行对比,获得扭矩误差值:
式中,j为试验数据点。
扭矩误差分布如图10所示。由图10可知, 误差扭矩围绕横坐标(误差值等于0)呈上下波动趋势,且扭矩误差落于(-3,5)N·m区间。由上述结果可知值是可靠的。
将代入式(14),综合DMF-CS结构特征,可将其扭矩模型写成如下形式:
根据该模型,获得该DMF-CS的扭转特性曲线,如图11所示。
对比模型识别结果与试验结果可知,两者较为接近,该模型能够较好地描述该DMF-CS的扭转特性。上述结果表明,由分段线性弹性恢复力矩与库仑摩擦力矩的叠加形式来描述DMF-CS的扭转特性是可行的,进一步说明了DMF-CS扭转特性 是其扭转 刚度及系 统内部阻 尼的综合 表现。
5结论
(1)采用离散化方法推导出干摩擦作用下的DMF-CS弧形弹簧力学模型,并由此获得不同摩擦因数下的DMF-CS扭转特性曲线。该DMFCS扭转特性曲线呈现迟滞非线性特性,其滞回环面积随着摩擦因数的增大而增大,滞回线以无摩擦时的扭转特性曲线为基架。
(2)根据DMF-CS扭转特性仿真结果建立其扭转特性模型,由弹性恢复力及摩擦阻尼力两部分组成,通过试验数据对摩擦参数进行了辨识,获得了该类型DMF-CS迟滞非线性扭转特性模型。