不同载荷（精选7篇）
不同载荷 篇1
通过对喇嘛甸油田抽油机井电动机水平的调查,依据国家高耗能落后机电设备淘汰要求,仍有348台常规电动机在用,以Y系列异步电动机为主,该类电动机的导磁材料为热轧硅钢片,能耗高,效率低,不符合2012年5月国家颁布的GB18613—2012《中小型三相异步电动机能效限定值标准》,需尽快进行淘汰更新。
目前在油田生产对节能减排要求日益严格的情况下,各种节能电动机作为提高电动机效率的主要措施,具备很好的节能效果。其中,混合磁阻电动机(混磁电动机)依据磁阻最小原理,可以不使用稀土磁钢或者极少使用稀磁钢[1],即磁通总是沿着磁阻最小的路径闭合,由磁场扭曲产生旋转转矩,从而实现转子连续运转。混磁电动机在有效提高电动机效率、降低损耗的同时,其可靠性、适应性弥补了以上电动机的不足。与异步电动机相比,无转差损耗,具有较宽的有效负载区,可在宽调速范围内保持电动机的较高能量效率[2]。
1 混磁电动机合理负载率的计算
应用混磁电动机进行装机功率合理匹配,既要满足变载荷油井的电动机功率裕量要求,又要保证其不出现轻载或过载的低效率高能耗问题。
首先引入周期载荷系数CLF,该系数是考虑因抽油机运动特性引起的轴扭矩波动及电动机电流波动的影响系数,定义为电动机电流均方根值与平均电流之比。周期载荷系数CLF可通过下式[3]来计算:
式中:CLF——周期载荷系数;
Ie——电动机电流的均方根值,A;
Im——电动机的平均电流,A;
Ii——电动机的瞬时电流,A。
因电动机效率随轴功率的波动而变化,1个周期内的平均效率不能用效率的平均值来计算,因此,采用平均轴功率和平均输入功率之比计算[4]:
式中:η——电动机效率,%;
P1m——电动机平均输入功率,k W;
P2m——电动机平均轴功率,k W;
P0——电动机空载损耗,k W;
PN——电动机额定功率,k W;
α——上、下冲程平均悬点载荷之比。令式中PP00==PP00//PPNN,即
式中:β——电动机负载率,%。
由此可绘制不同装机功率的混磁电动机效率在不同CLF时随β的变化曲线(图1~图3)。
由以上图可知,负载率越高,CLF对电动机效率的影响越大;电动机具有一定的合理负载范围,在此期间电动机的效率可在较高水平上保持稳定;当电动机负载达到一定范围后,随负载的增大,电动机内部损耗增加,电动机效率出现下降趋势。
按电动机效率大于90%确定混磁电动机匹配方案,即选择混磁电动机时合理的装机功率,确定负载率合理下限,杜绝电动机功率过大;确定合理负载率上限,杜绝电动机功率偏小烧电动机,合理负载率上限也可以按电动机效率开始下降的位置点来确定最小装机功率(表1、表2)。
2 现场试验
通过确定混磁电动机负载率合理上下限,现场应用混磁电动机开展了装机功率降级试验。
2.11#井装机功率降级现场试验
1#井现场用45 k W混磁电动机替换55 k W异步电动机。试验后,平均有功百米吨液耗电比试验前降低5.1%,无功百米吨液耗电降低95.3%(表3)。
2.22#井装机功率降级现场试验
2#井用22 k W替换45 k W电动机,应用22 k W混磁电动机后平均有功百米吨液耗电比试验前降低14.75%,无功百米吨液耗电降低63.1%(表4)。
3 结论及认识
混合磁阻电动机适用于油田抽油机井高耗能异步电动机的更新匹配,可以提高电动机功率因数,提高电动机效率;通过抽油机井周期载荷系数,可以准确计算混磁电动机负载率与电动机效率关系,从而有效指导混磁电动机的现场匹配工作。现场试验装机功率最大可下降50%,有功节电率达到14.75%,满足油井产能变化所需的负载裕量。
摘要：针对油田三相异步电动机存在能耗高、效率低的问题,在某采油厂现场应用混合磁阻电动机。通过油井周期载荷系数计算混合磁阻电动机的效率,给出不同装机功率下混合磁阻电动机负载率与效率变化关系,有效指导了现场的匹配。试验表明,与异步电动机相比,混合磁阻电动机的启动力矩大,降载效果好,装机功率可下降50%,可有效降低有功消耗,平均有功节电率达到14.75%。
关键词：抽油机,混合磁阻电动机,负载率
参考文献
[1]王洪武,陈业明,陈磊,等.同步磁阻电动机矢量控制研究[J].微特电动机,2015,43(4):74-76.
[2]朱孝勇,程明,赵文祥,等.混合励磁电动机技术综述与发展展望[J].电工技术学报,2008,23(1):30-37.
[3]魏子良.基于负载率的异步电动机经济运行的研究[J].控制工程,2003,10(5):22-24.
[4]胡博仲.大庆油田机械采油配套技术[M].北京:石油工业出版社,1998:137.
不同载荷 篇2
1、岗位安全职责
1.1负责日常例行保养，对数据采集系统进行充电、擦拭保养，堆载反力装置进行防锈防腐蚀维护，专用千斤顶的定期检定，并作好记录。
1.2严格按安全技术交底和操作规程实施作业。
2、岗位任职条件
2.1接受过良好专业安全技术及技能培训。
2.2持证上岗。
3、上岗作业准备
3.1接受安全技术交底，清楚其内容，包括：工程设计承载力、极限承载力、现场地基未处理时承载力、基坑深度、电线高度、排水情况以及对试验有影响的各种因素。
3.2检查数据采集系统、千斤顶、反力装置是否良好，是否超过检定有效期，以保证检测数据的真实可靠。
3.3将数据采集系统通电并连接各个传感器，检查示数是否一致准确，确认无误后，方可将设备带往工地进行试验。
4、安全操作规程
4.1现场安装传感器要轻拿轻放，传感器伸缩杆不能受力，试验过程及完成后注意传感器防潮。
4.2试验前要对反力装置进行受力验算，严禁反力装置超负荷试验，试验时要对反力装置下地基承载力进行验算，若不足需进行加固处理。
4.3反力装置安装时要对中，在堆载和加载时要保证反力中心及千斤顶中心通过试验点中心，加载过程中要时刻注意反力装置稳固情况，出现问题及时停止试验。
4.4卸载要均匀卸载，严禁突然卸载。
4.5试验过程中特别是试验后期，注意观察试验点周围地面变化情况，出现隆起或开裂情况及时记录并停止试验。
4.6由于本试验历时较长，需配备两个或两个以上人员进行试验，值夜人员不得随意打乱数据记录时间。
4.7试验完成后将仪器、传感器擦拭干净放入仪器箱。反力装置转移至安全、平坦的地方，或移至下一试验点进行试验。
4.8全部试验完成后，清点设备，运回仓库，并对仪器进行保养。
5、其他注意事项
不同载荷 篇3
舰船在海面航行过程中, 在海浪以及风力的综合作用下, 舰船处于不断的摇摆运动中。停放在舰船甲板及舱内车辆在舰船摇摆运动过程中将会受到车辆惯性力、车辆重力分力等, 这些作用力可使车辆侧翻而损坏装备或滑移而脱离甲板落入海中。因此须对舰船甲板车辆进行系留系统设计, 并按舰船可能受到的极端海况进行合理的系留布置与受力校核。
对系留的研究目前国内主要对滚装船中车辆的系留和舰载机的系留有一定的研究, 如沈华等对滚装船中重型车辆的系留方案进行了动力学建模与分析, 模型中四轮车辆被简化为双轴车辆模型, 同时并未考虑车轮的弹性问题[1];金海波等对舰载机系留分析考虑了轮胎的变形对系留索的影响, 但模型较为复杂[2]。由于车辆系统本身有悬架、轮胎等弹性-阻尼元件, 使得其在受外力后运动具有复杂性, 而对于停留于舰船甲板车辆在各海况下的系留问题国内研究较少。
本文采用多体动力学ADAMS软件, 建立含有悬架及弹性车轮的整车模型, 采用集中质量阻尼弹簧模型的系留索模型, 考虑舰船甲板车辆在不同海况下系留索的布置形式以及受力情况。
1 大型舰船甲板车辆系留的力学模型
1.1 系留索数学模型
由于系留索采用的是链式拉索, 具有不承受法向弯矩和剪切力仅能承受切向张力的特性。在此使用系留索的集中质量阻尼弹簧模型[3], 即假设系留索是由离散化后的若干有限段组成, 每个有限段的质量集中在该小段的两端, 两质量端之间由“弹簧”相连, 该弹簧只能承受张力作用不能承受压力作用, 同时考虑到系留索的阻尼效应在每段弹簧边上并联一个阻尼单元。在该模型中第n个等效单元处, 将每小段系留索的力学关系简化为线弹性与线性速度阻尼之和, 即第n小段处系留索的张力可以表示为:
式中:Fn (εn) 为系留索在沿索轴向方向上的线性张力函数, cn为系留索上的张力阻尼系数, εn为其应变量。
其中系留索的线性张力函数可展开表示为:
式中:F0为第n小段上的预紧力, kn为系留索的线弹性系数。
1.2 车辆虚拟样机模型
a) 悬架模型
由于该车辆前悬架为刚性悬架, 在此将前桥与车架的连接简化为衬套连接;后悬架采用单纵臂螺旋弹簧独立悬架, 主要由悬架导向机构、弹性元件、减振器和悬挂支座等四个部分组成, 在ADAMS软件中建立整车悬架模型[4], 如图1所示。
b) 轮胎模型
在ADAMS软件中, 甲板上车辆轮胎法向载荷若使用Fiala轮胎模型 (即轮胎弹性梁模型) 则可表示为:
式中:k为轮胎垂直刚度, q为轮胎变形量, c为垂直阻尼, .q为轮胎变形速率;Fzk为取决于轮胎垂直刚度和轮胎垂直变形分量的法向载荷, Fzc为取决于轮胎垂直阻尼和轮胎垂直变形速率分量的法向载荷。而无量纲的滑动率s可表示为:
式中:β为轮胎侧偏角, K为β=0时的轮胎侧偏刚度, μ为地面附着系数。
由于在系留过程中车辆不行驶, 车辆受到车辆自重、系留索预紧力作用以及惯性力作用, 使得轮胎产生弹性变形以及与甲板之间有摩擦力作用, 并可能产生一定的滑移, 在此选用Fiala轮胎模型可满足仿真分析的要求。
1.3 舰船模型
舰船在无高速大角度转向的情况下, 在舰船的6个自由度运动中, 横摇对系留车辆的系留索载荷影响最大, 其次是纵摇和垂荡, 首摇、横荡、纵荡影响有限故一般忽略不计。
舰船在横摇角α, 纵摇角β和垂荡幅值ζ三个方向, 若相互没有影响, 则各方向可以表示为:
式中:Tα、Tβ、Tζ分别为舰船的横摇、纵摇和垂荡周期。
由于车辆工作要求需系留于甲板上, 可只建立甲板模型即可, 舰船摆心位置设置在甲板平面中心垂直下方13 m处, 外界载荷作用于舰船的摆心即可仿真得到舰船受海浪等外载作用后的波动情况。
1.4 舰船-车辆系留的虚拟样机模型
将整车质量约为10 t的车辆放置于舰船甲板的中间位置, 以减小在极端海况情况下舰船摇荡对小车的影响。
车辆绑扎系留的系留点位置设于车辆的底盘上, 按CSS规则[5], 在不同的海况下对车辆底盘的前端、后端及侧面三处采用表1的三种系留方案, 整车系留布置方案如图2所示。
系留索采用上文1.1中以柔性单元导入的“集中质量阻尼弹簧模型”, 为仿真车辆在运动中出现侧倾以及车辆瞬间脱离甲板失去摩擦力而出现侧滑, 设定系留索的垂直捆扎夹角为50°, 水平捆扎夹角为25°, 并对系留索进行预紧, 系留索张力设定为5 k N。
2 大型舰船甲板车辆系留仿真分析
2.1 海况载荷输入
海况是在风力作用下的海面的外貌特征综合描述, 其与风速、有效波高等因素相关。
已知该舰船在六级海况下的横摇运动最大幅值为12.57°, 周期为8.99 s;纵摇运动最大幅值为2°, 周期为7.19 s;垂荡运动最大幅值为2.631 5 mm, 周期为17.99 s。在八级海况下, 横摇角可达21.52°, 周期16.21秒。将以上参数带入式 (5) 中可分别得舰船受六级和八级海况作用下的舰船摇摆变化规律曲线, 如图3所示。
2.2 六级海况下的车辆系留仿真分析
当舰船受到六级海况激励后, 位于舰船甲板上的车辆采用方案一的四系留索固定的方案, 如图4中给出了车辆前部编号为1的系留索与后部编号为4的系留索随舰船摇摆的拉力变化情况。由于车辆系留放置于甲板中央位置, 从仿真结果中可以看出, 系统稳定以后受到的拉力幅值的变化周期与舰船在受到六级横摇情况下的横摇角周期变化一致, 可系留索受横摇的影响比较明显;对称布置于车辆两侧的系留索的拉力幅值大小一致;相位上相差半个横摇周期, 可取位于车辆同一侧系留索分析即可。
当仿真平衡后, 车辆前端系留索最大拉力29.3 k N, 车辆后端系留索最大拉力31.0 k N, 后部的系留拉力要稍大于前部的系留拉力。在六级海况下采用四索系留时, 为保证每条拉锁不出现松弛, 前系留索最小预紧力不得小于2.5 k N, 后系留索最小预紧力不得小于3.4 k N, 才能有效防止系留索松动。
2.3 八级海况下的车辆系留仿真分析
在八级恶况下, 舰船横摇剧烈, 而车辆悬架刚度较小使得悬架将出现较大变形, 甲板对车辆车轮的法向载荷有较大的影响, 在特定的情况下会使得某个或某几个车轮的法向载荷几乎没有, 而使得车辆相对甲板的附着极限降低, 使车辆不能有效系留。
采用系留方案二的六索系留的同时进一步对车辆进行约束, 即后悬架锁死, 从而减小悬架系统的变形。
车辆一侧编号为1, 5, 3的系留索的受力图, 如图5所示。由受力情况图可以看出, 在剧烈的横摆和极大的摆动频率下, 车辆前端系留索最大拉力达到25.3 k N, 车辆侧边最大拉力达到36.5 k N, 车辆后端系留索最大拉力24.1 k N。同时可知, 前系留索预紧力不得小于11.3 k N, 侧系留索预紧力不得小于8.8 k N, 后系留索预紧力不得小于7.6 k N。在该海况下, 车辆能有效系留在甲板平面上。
3 结语
1) 本文建立了在多体力学仿真软件下的舰船-车辆的系留模型, 给出了不同海况下的车辆系留方案, 分析了在不同海况下系留方案的可行性。
2) 甲板系留车辆在不大于六级海况下, 可采用方案一的2×2系留方式, 系留索最大预紧力需为4 k N;在不大于八级海况情况下, 可采用方案二的3×2系留方式, 同时最好能够将悬架系统进锁止;在大于八级以上的海况下, 建议采用方案三的4×2系留方案。
3) 对于该车辆的系留时, 垂直捆扎夹角为50°, 水平捆扎夹角为25°时, 每根系留索的最小抗拉强度建议不小于50 k N, 为获得较好的附着情况建议在车轮部安装防滑装置。
4) 采用多体动力学软件对复杂多自由度系统进行建模分析可以减少推导动力学方程的工作, 同时应用目前较为成熟车辆虚拟样机模型与舰船模型耦合分析的方法, 也为今后对更复杂的系留问题或船-车耦合问题, 提供了分析思路, 具有一定的参考意义。
参考文献
[1]沈华, 孔祥生.滚装船上大型车辆系固方案的力学分析[J].大连海事大学学报, 2005, 31 (3) :1-4, 8.
[2]金海波, 戴元伦, 王云.考虑轮胎变形的系留计算模型研究[J].航空学报, 2008, 29 (7) :948-953.
[3]杨方, 张青斌, 丰志伟.系留气球平台动力学仿真研究[J].计算机仿真, 2012, 29 (12) :66-70.
[4]朱梦臣.大型舰船甲板车行驶动力学研究[D].南京:南京理工大学, 2012.
飞机结构试验载荷演算方法研究 篇4
飞机结构试验载荷演算方法研究
针对飞机结构静力试验设计问题,将计算机辅助设计技术引入这一领域,结合飞机的`曲面外形,探讨了飞机结构静力试验设计中的分布式载荷和集中式载荷的演算问题.在UNIX工作站上 Motif图形用户界面环境下完成了交互式的载荷演算软件,使载荷演算能够以较高的精度和自动化程度进行,并且可以使载荷演算的结果直观地以图形方式进行显示.
作 者：王正平韩鸿源 Wang Zhengping Han Hongyuan 作者单位：西北工业大学刊 名：西北工业大学学报 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF NORTHWESTERN POLYTECHNICAL UNIVERSITY年，卷(期)：17(4)分类号：V216.1关键词：结构静力试验 计算机辅助设计 载荷演算
不同载荷 篇5
1 实验方法
实验材料为Cr12MoV钢, 实验设备为SG2-5-12坩埚电阻炉, 采用铂铑-铂热电偶加热温度为1200℃, 由KSJ型温度控制器控制TD处理温度, 精度为±5℃。盐浴原材料由85% (质量分数, 下同) 无水硼砂基盐、4%还原剂FeSi45、9%供钒剂FeV50和2%活化剂NaF组成, 先用无水硼砂基盐启动盐炉, 然后再将供钒剂FeV50、活化剂NaF和还原剂FeSi45混合均匀加入到盐浴, 待其充分熔化后, 将Cr12MoV冷作模具钢浸在1200℃盐浴中保温6h后取出。在100℃水中煮沸6h后, 去除试样表面的基盐。再经过180℃低温回火2h后, 即可获得实验所需VC改性层。改性层表面形貌和化学元素组成用JSM-6360LA型扫描电子显微镜及配制的电子能谱仪分析, 并用HXD-1000型显微硬度仪测量改性层表面显微硬度。磨损实验在HSR-2M往复式摩擦磨损试验仪上进行, 摩擦副GCr15为钢柱, 载荷分别为400, 600g和800g, 实验时间为120min, 每分钟往复500次, 往复长度为5mm。
2 结果分析与讨论
2.1 表面形貌与EDS分析
TD处理形成的VC改性层的物相组成较复杂, 在770℃时, 供钒剂FeV50中V原子开始与从基体中置换出来的C原子发生V的碳化反应[10], 即
图1为VC改性层表面形貌与EDS分析结果。由图1 (a) 可见, TD处理后VC改性层表面平整, 覆盖性和致密度较好, 无缝隙和夹渣现象, 形成了完整的表面覆盖层。表面VC颗粒均匀分布于改性层中, 提高了改性层耐磨耐蚀性能。VC改性层表面EDS分析结果如图1 (b) 所示, 其化学元素为C 10.55%, V89.45%;原子分数为C 33.34%, V 66.66%, 改性层中C与V原子比例大约为1∶2。用HXD-1000型显微硬度仪测定其表面显微硬度为3050-3200HV, 而基体表面显微硬度仅为500HV-550HV, 形成了功能硬度梯度, 有效地提高冷作模具表面抗拉伤能力, 可以提高成形件的表面质量[11]。
图2为VC改性层-基体XRD衍射图谱。由图2可见, 基体中物相为M (马氏体) 和α-Fe, VC改性层的XRD衍射峰为VC, 不含脆性的σ (FeV) 相或α-Fe相。这表明改性层中σ相已完全分解, 盐浴中V原子以固溶体形式存在于α-Fe中, 具有很高的活性。在TD处理温度下碳化反应完全, 生成单一VC相, 改性层中无其他杂质元素。
2.2 界面形貌与EDS分析
VC改性层与基体结合界面形貌与EDS分析如图3所示。由图3 (a) , 可见, 涂层厚度大约5.3μm, 厚度比较均匀, 改性层晶粒较基体更致密, 其组织为由基体向外延生长的平面晶, 表明改性层-基体界面为冶金结合形式。对改性层界面进行EDS扫描分析, 观察V和C元素在改性层中分布规律, 001点化学元素为C11.51%, V 88.49%;原子分数为C 35.56%, V64.44%, 如图3 (b) 所示, 与图2 (b) 中能谱分析结果是一致的, 化学元素为V和C。002点化学元素原子数分数为C 31.68%, Si 0.53%, V 10.85%, Cr 5.12%, Fe 51.82%, 如图3 (c) 所示, 在界面处发生了部分化学原子的相互扩散, 是形成冶金结合的一个重要机制。003点化学元素原子分数为C 31.83%, V 14.89%, Cr31.56%, Fe 31.27%, Mo 0.44%, 如图3 (d) 所示, 主要为基体的化学元素。V和C元素主要存在于改性层中, 而在过渡区由于金属元素的相互扩散, 导致此处存在少量的Fe、Cr和Si等元素。
2.3 界面结合强度
划痕实验测量方式为声发射, 测试参数:加载载荷60N, 加载速率60N/min, 划痕长度6mm。划痕实验开始时, 表面无明显的痕迹。当载荷增大到一定程度时, 由于改性层与基体屈服强度不一致, 导致改性层与基体向不同的方向屈服, 此时摩擦力与摩擦因数有一突变, 同时改性层在划穿时局部崩裂或整体剥落, 划痕后表面形貌如图4 (a) 所示。划痕法测得改性层A划痕结合强度为52.1N, B划痕结合强度为50.3N, 如图4 (b) 所示。其平均结合强度为51.2N, 其临界载荷Lc超过了50N, 说明改性层界面结合状态良好。同时改性层在划痕过程中未发生脱落和开裂现象, 划痕边界出现了隆起现象, 这说明改性层具有良好的韧性[13], 有利于提高其抗划伤和冲击性能。
2.4 摩擦因数
图5为在不同载荷下改性层摩擦因数与磨损时间的变化关系。VC改性层经历了磨合到稳定的过程, 摩擦因数在磨损初期有大幅跳动, 然后达到一个稳定值, 摩擦因数曲线趋于一致。摩擦因数在摩擦开始阶段约为0.18, 在经过10min磨损期后, 摩擦因数迅速上升, 然后达到稳态的状态。其原因是在磨损初期VC改性层材料出现了明显的剥落, 随着剥落的改性层材料转移, 该阶段摩擦因数变化比较大。在400g载荷状态下, 稳态阶段的摩擦因数呈现下降的趋势, 由0.46下降至0.29。这表明此载荷下VC改性层表现出较好的减摩性能, 适用冷作拉伸模具的表面改性处理, 有利于提高产品的表面质量。当载荷为600g时, 稳态的摩擦因数有所提高, 且在稳态阶段变化趋势比较稳定, 摩擦因数维持0.48左右。这说明改性层表面粗糙度有所增大, 其结果是VC改性层表面发生了磨损, 在该阶段摩擦副之间接触性质发生变化, 为磨粒磨损。当载荷继续增大到800g时, 摩擦因数变化趋势与载荷为600g时一致, 但是摩擦因数比载荷为600g时有所增加, 在稳态阶段摩擦因数在0.54左右。摩擦因数增加的主要原因是VC改性层表面粗糙度进一步增大, 其中表面磨损与疲劳剥落是粗糙度增加的主要原因。
2.5 磨损后表面粗糙度
图6为VC改性层磨损前后粗糙度分析结果。用轮廓仪测量磨损前后VC改性层表面粗糙度, 放大倍率为51.40, 测量方式为垂直扫描干涉 (VSI) , 取样:163.42nm, 排列大小:736×480。原始状态表面粗糙度Ra为1.20μm, 表面比较平坦, 没有出现突峰或凹谷, 如图6 (a) 所示。磨损后表面粗糙度随着载荷的增大而有所增加, 这与图4中摩擦因数的变化趋势是一致。在载荷为400g时, 表面粗糙度Ra为1.45μm, 如图6 (b) 所示, 在图4中摩擦因数也表现为最小。当载荷为600g时, 表面粗糙度值Ra为2.41μm, 如图6 (c) 所示, 改性层表面磨损加剧。当载荷继续增加到800g时, 表面粗糙度值Ra为2.49μm, 如图6 (d) 所示, 表面发生了剧烈的磨损。这表明磨损后表面粗糙度的增加是导致摩擦因数增大的主要原因, 采用合理的载荷有利于减小粗糙度, 达到减小摩擦因数的目的。
2.6 磨损后表面形貌与能谱分析
图7为VC改性层磨损后表面形貌。由图7 (a) 可见, 在载荷为400g下磨损后表面未见到磨损的痕迹, 表面状态与图1 (a) 是一致的。改性层表面磨损非常轻微, 磨痕端部未见明显磨屑堆积, 此时磨损量未能测出, 这说明表面几乎没有发生磨损。当载荷增加到600g, 磨损加剧, 磨痕中心最大应力处开始出现明显的剥层损伤, 如图7 (b) 所示, 在改性层表面沿着滑动磨损方向形成了凹槽, 磨损量为0.0063g, 表面已经发生了明显的磨损。磨损后改性表面出现擦伤与表面材料脱落的现象, 在滑动方向形成划痕, 主要发生在磨粒与合金碳化物间[13,14]。当改性层中碳化物遇到比其硬度还要高的磨粒时, 碳化物由于硬度高而且脆性大, 裂纹就会发生在碳化物上或碳化物与基体之间, 导致材料的断裂或剥落。由于接触面很小, 微凸体顶部受到的载荷大, 经相互摩擦与咬合后发生脱落现象, 改性层出现局部剥落或VC相颗粒脱落。当载荷进一步增大为800g时, 改性层磨损明显加重, 磨损量为0.0132g, 是载荷600g磨损量的2.1倍, 这说明VC改性层发生了严重的磨损。同时, 在剪切应力和高接触应力作用下, 表层VC发生破碎现象, 在该处形成应力集中, 产生裂纹源[15]。磨痕中心形成疲劳剥落, 存在大量剥落坑, 如图7 (c) 所示, 改性层失效形式为是疲劳剥落。磨损后表面无明显的黏着痕迹, 表明高硬度的VC改性层具有优良的抗滑动摩擦磨损能力。
图8为VC改性层磨损后EDS分析。在400g载荷作用下, 磨损后VC改性层表面化学元素为C和V, 如图8 (a) 所示, 其化学元素原子分数为C 38.83%, V61.17%。这与图1 (b) 中能谱分析是一致的, 这说明图7 (a) 中VC改性层表面基本上未发现磨损现象。在600g载荷作用下, 磨损后表面化学元素也是C和V, 如图8 (b) 所示, 其化学元素原子分数为C35.13%, V 64.87%。与图7 (b) 中分析基本一致, 磨损后改性层表面没有磨穿, 仍为VC改性层, 这说明在此载荷下VC改性层表现出优良抗磨损性能。在800g载荷作用下, 磨损后改性层表面能谱分析如图8 (c) 所示, 其化学元素原子分数为C 32.82%, V65.53%, Fe 1.65%。C和V含量低于改性层中C和V含量, 出现了Fe元素, 这表明图7 (c) 中剥落层产生在结合界面以上的改性层中。随着加载的继续, 改性层逐渐减薄, 致使改性层磨损殆尽, 因此, 其磨损机制属于磨粒磨损和疲劳磨损。
3 结论
(1) 高硬度的VC改性层界面形成的冶金结合方式, 有利于提高其滑动磨损耐磨性。
(2) VC改性层稳态摩擦因数随着载荷增加明显上升, 这主要与表面的磨损状况和粗糙度有关, 合理地使用载荷可以改善摩擦副的接触, 可以有效地降低其摩擦因数。
(3) VC磨损后表面粗糙度随着载荷的增大而增加, 表面急剧磨损是粗糙度增加的主要原因。
(4) VC磨损主要形式为磨粒磨损和疲劳磨损, 其中磨粒磨损后表面出现划痕, 属于断裂-剥落机制;疲劳磨损后表面存在大量剥落坑, 应力集中是其失效的主要机制。
摘要：通过TD (热扩散) 处理方法在Cr12MoV冷作模具钢表面制备了一层VC改性层, 利用SEM, EDS, XRD和划痕法等手段对改性层组织形貌, 成分和结合强度进行了表征, 并与GCr15钢柱对磨进行了干摩擦滑动磨损实验, 研究其在不同载荷下摩擦性能和往复磨损特性。结果表明:改性层是由VC相组成, 其界面结合方式为冶金结合, 划痕法测得改性层平均结合强度为51.2N;稳态摩擦因数随着载荷的增加而增大, 合理的载荷减小摩擦因数和磨损量, 往复磨损机制主要为磨粒磨损;VC改性层能够显著提高Cr12MoV钢的表面硬度和承载能力, 可以显著改善其耐磨性能, VC改性层高硬度和结合强度是提高耐磨性的主要机制。
不同载荷 篇6
连杆是内燃机的重要构件和运动件, 其结构形状和受力情况都很复杂, 如果连杆设计不合理, 运行中会出现应力集中现象、局部强度或刚度不足, 导致连杆失效。随着现代先进CAE技术在内燃机零部件设计中的广泛应用, 可靠性和高效性均得到保证, 同时, 可降低设计成本。
本文利用ANSYS大型通用CAE软件和有限元方法对某柴油机连杆进行受力分析。在有限元分析方法中, 如何处理和施加载荷是非常重要的, 计算误差可能往往来自不准确的载荷边界处理。为更准确模拟连杆实际载荷状况, 需进一步考虑连杆惯性力的计算和加载, 通过ANSYS运算获取了连杆应力分布数据, 在此基础上, 进一步对比分析了几种不同载荷边界处理方法对有限元计算结果的影响, 这些方法包括:1) 等效移置惯性力到单元的十个节点;2) 将惯性力平均加到单元的四个角点;3) 不施加惯性力;4) 大小头轴承载荷处理采用接触算法。通过对比分析, 得到一些有益结论, 对内燃机连杆优化设计有一定指导作用。
1 连杆有限元模型建立
首先利用Pro/E建立某柴油机连杆三维实体模型, 再导入ANSYS进行有限元网格划分等处理[1]。
1) 实体模型
连杆模型取自12缸四冲程V型柴油机, 属斜切口连杆, 长度为0.32m, 曲柄半径0.08m, 大头孔直径0.105m, 小头孔直径0.053m, 小头厚度0.05m, 大头厚度0.04m, 杆身厚度0.03m。由于只考虑连杆整体受力, 将连杆、大头和大头盖作为整体处理。如图1所示的是在ANSYS建立的连杆实体模型。
2) 有限元网格划分
考虑到连杆形状不规则和体的自由网格划分, 选取四面体三维实体单元, 单元类型SOLID187, 是三维二次四面体单元, 具塑性、蠕变、应力强化、大变形和大应变功能。该单元有10个节点, 每个节点有X、Y、Z等3个方向平动自由度。另外, 由于连杆大小头内表面压力不是均匀分布, 需要在实体表面覆盖一层表面效应单元SURF154, 通过其施加非均匀分布压力。定义连杆为各向同性线弹性材料, 弹性模量为2×1011N/m2, 泊松比为0.3, 两者不随温度变化而变化。
使用Smart Size工具自由划分网格, 分网水平值为7。对整个连杆模型划分网格, 共得到14713个四面体单元和27863个单元节点;然后, 选择大小头的内表面, 对大小头的内表面划分网格, 得到256个表面效应单元。如图2所示为连杆的有限元模型。
2 连杆载荷计算与施加
连杆有限元计算中, 如何处理作用于连杆上的载荷是非常重要的, 特别是某些载荷边界分布规律难以用理论或测量方法来确定的, 正确模拟载荷分布显得非常关键。
1) 作用力情况
由于连杆与衬套、轴瓦为一整体模型, 所以不考虑连杆衬套、轴瓦过盈装配产生的预紧力。仅考虑连杆受到以下三种力的作用: (1) 作用于活塞的气体作用力; (2) 活塞组件的惯性力; (3) 连杆自身的惯性力。
可依据气缸压力随曲轴转角变化曲线数据计算出任一曲轴转角作用于活塞的气体作用力[2];同时, 根据曲柄连杆机构的结构简图可推导出活塞组的惯性力的计算公式[2,3]。对于连杆惯性力, 用“多质量代替系统”处理, 推导出连杆的任一个有限元单元的惯性力。
从而根据以上得到的连杆惯性力、活塞组件惯性力和缸内气体压力等载荷, 进行连杆大端与小端轴承负荷的计算[4]。
2) 考虑连杆惯性力的准动态分析
连杆是一个作高速复杂平面运动的结构, 它的静力分析模型还不能完全真实地反映连杆在工作时的受力情况, 而采用动力分析的有限元法进行连杆的结构计算分析是最理想的, 但由于连杆牵连运动的复杂性而使计算变得非常复杂。因此, 考虑连杆惯性力的准动态分析方法获得较好实际应用效果。此方法是通过考虑连杆惯性力而对荷载作重新计算和处理所得。根据达朗贝尔原理, 在作用于连杆的力系中引入相应的惯性力, 就可以将求解连杆的动力问题化为相应的静力问题[5]。
连杆惯性力的大小和方向是随曲轴转角的变化而变化的, 所以本文对连杆惯性力采用“多质量代替系统”的处理方法来求解任一四面体单元所受的惯性力, 具体方法可参照相关文献[6, 7]。
3) 轴承大小头轴承载荷等效计算
在保证计算精度的前提下, 可用近似的分布规律模拟轴承实际载荷分布, 一般认为作用在轴承或轴上的载荷沿圆周按余弦规律分布, 沿轴向按直线分布[8], 于是, 可推导连杆大小头内表面上的瞬时分布面力随曲轴转角变化的公式[4]。
4) 载荷施加
计算出了连杆的惯性力和作用在大小端内表面的荷载以后, 需要把它们施加到连杆的有限元模型上。
(1) 连杆惯性力载荷施加
本文对连杆载荷处理, 有考虑连杆惯性力和不考虑连杆惯性力两种情况, 如果考虑连杆惯性力, 则由于各点的惯性力大小和方向各不相同, 惯性力需分别加到每个节点上, 其加载方法如下:根据前面计算出的任一个单元的惯性力, 为使其移置为等效的节点载荷, 构造单元的插值函数, 即构造用局部自然坐标系表示的插值函数, 这样需要建立一个坐标变换, 把总体坐标中几何形状扭曲的单元转换成自然坐标中几何形状规则的四面体单元。由于采用了自然坐标, 积分限规格化了, 但是仍然很难用精确积分得到显式积分结果, 因此再采用数值积分, 计算出单元各节点上的惯性力。实际计算时, 用APDL语言编写计算单元体积力的程序[9]。
(2) 大小头内表面载荷施加
作用在大小头内表面的荷载是作为表面压力施加到覆盖在大小端内表面的表面效应单元上。将计算出了大小端作用力合力的大小和方向, 选取与合力作用点方向的夹角在75o以内的面为施加表面荷载的面。选取指定面上的所有节点, 然后选取这些节点所在的单元, 用单元形心点处的分布面力载荷乘以此单元的面积, 即可得到每个选中单元所受的面力, 将单元面力除以3分配到各单元节点上, 这样就完成了大小头内表面荷载的施加。实际计算时, 用APDL语言编写施加大小端内表面荷载的程序。
3 几种载荷边界处理计算方法对比分析
连杆失效多为在周期变化外力作用下的疲劳破坏, 故计算分析应重点考虑受最大压缩工况, 以获取在危险工况下连杆应力和变形的分布情况。有限元计算分析时, 载荷处理对结果可能有深度影响。对连杆载荷, 本文对比了考虑连杆惯性力和不考虑连杆惯性力两大类的4种处理方法对连杆应力分布的影响。
1) 等效移置惯性力到单元的十个节点
这种方式考虑连杆惯性力, 对各单元惯性力进行等效移置到各个节点, 然后累加各个节点所受惯性力, 完成惯性力的加载。对连杆施加约束和载荷以后, 开始求解, 求解完成后, 进入ANSYS后处理器查看计算结果, 连杆节点的等效应力图如图3所示。
最大应力出现在小端内表面的节点上, 最大应力值为389兆帕, 从图3 (a) 可以看出连杆大小端内表面的应力比较大;从图3 (b) 发现, 随着向连杆大头的靠近, 杆身应力逐渐减小, 但是变化幅度并不大。杆身所受应力最大的节点位于杆身靠近小头的外侧面上, 最大应力值为254.02兆帕。
从图3 (a) 、图3 (b) 可见, 小头的上端和大头的下端的应力较小, 这是因为:在压缩工况下, 影响连杆应力分布的主要是活塞销和曲柄销对连杆大小头的压缩载荷, 而这个压缩载荷分布在连杆小头的下端内侧150o范围表面和大头的上端内侧150o范围表面, 因而, 根据杆件受压理论可知:在压缩荷载分布的范围内, 连杆的应力较大, 剩余的连杆小头和大头的表面部位应力较小, 分析结果符合理论。
2) 将惯性力平均施加到单元的角节点
为简化施加惯性力的过程, 不考虑边中节点的加载, 将单元惯性力平均施加到单元的角节点, 即将计算出的每一个四面体单元的惯性力平均四等分加到单元的四个角节点上, 对最大压缩工况进行求解, 得到节点结果等效应力图如图4所示, 对比图3 (b) , 可见两个应力云图的分布基本一样, 最大应力同样出现在小头加载的应力集中处, 最小应力出现在大头下端外侧, 最小应力值有所增大。图5中杆身应力最大应力值为254.02兆帕, 与上述前面方法求解结果相同。
由此可知, 等效移置惯性力到单元的十个节点和将惯性力平均施加到单元的角节点两种方式对连杆的有限元计算结果没有大的区别。分析原因有二:首先, 连杆的惯性力本身相对于最大燃气压力来说就比较小, 所以它的加载方式对连杆的有限元计算结果影响不大。其次, 连杆有限元模型的网格质量较高, 即使使用线性单元得到的结果也比较精确。
3) 不考虑惯性力作用
在最大压缩工况时, 惯性力相对于最大燃气压力来说并不算大, 所以考虑不施加惯性力来对比有无惯性力对连杆有限元计算结果的影响。在最大压缩工况下, 仅不施加惯性力, 求解得到的连杆节点结果等效应力图如图5所示, 对比图3 (a) , 可以看出, 无惯性力比有惯性力时连杆杆身的应力分布更对称, 这是因为无惯性力时, 大小端的轴承载荷的合力是大小相等、方向相反并沿着连杆轴线方向的, 而有惯性力时, 因为考虑了惯性力, 大小端的轴承载荷的合力不是沿着连杆轴线方向的。同样, 在大小头的内表面加载处出现了应力集中。杆身的最大应力出现在靠近小头的中上部, 最大应力值为259.52兆帕, 比计算惯性力时的杆身最大应力254.02兆帕要大5.5兆帕, 相差并不算大。
为了判断不计入惯性力对连杆有限元计算结果的影响有多大, 改变几种工况来进行对比, 如表1所示为不同转速工况下计入惯性力和不计入惯性力杆身最大应力的计算结果。
得到结论:不计入惯性力得到的杆身最大应力比计入惯性力得到的杆身最大应力要大, 而且, 改变发动机的转速, 保持其他参数不变, 发现发动机转速越小, 两者的差值越小, 也就是说, 不计入惯性力在高转速的时候对计算结果的影响较大。
4) 大小头轴承载荷处理采用接触分析法
前面三种方法对连杆大小头的轴承载荷都是采用经验简化算法进行计算和加载的, 计算结果显示, 在大小头的内表面加载处均发生了应力集中现象。为了最大限度的模拟连杆与活塞销、曲柄销之间的关系, 下面将采用接触分析。为了简化计算, 仅考虑最大压缩工况, 同时也不考虑惯性力的作用。
对连杆、活塞销和曲柄销建立实体模型, 选择单元类型为SOLID95, 对这三者划分网格。选择小头内下表面180o范围的面和活塞销外侧面下180o范围的面, 把这两个面同时指定为目标面和接触面, 定义目标单元为TARGE170, 定义接触单元为CONTA174, 然后在接触面之间定义两组3D接触对, 这种在两个面之间建立对称接触的分析方法能减少穿透。再选择大头内上表面180o范围的面和曲柄销外侧面上180o范围的面, 同样定义两组3D接触对。划分网格后得到的有限元模型如图6所示。
对模型载荷边界进行正确设置并求解, 得到连杆的节点结果等效应力图如图7所示。
从图7可以看出, 连杆左右两侧的应力分布较对称, 杆身的应力沿着向连杆大头方向逐渐减小, 应力最大值为271兆帕, 处于杆身凹槽的最上端靠近小头处。因为此处受力较大, 横截面积又突然减小, 所以应力较大。
下面重点分析大小头内表面的应力分布情况, 连杆小头的节点结果等效应力图如图8所示。连杆小头的内表面的最大应力不超过杆身的最大应力, 而前面三种使用简化算法加载小头轴承载荷时, 小头内表面均出现了应力集中现象, 应力值也远大于杆身, 可见接触算法能更准确的描述小头内表面的应力情况。
从图8还可以看出, 小头与活塞销的接触角接近180o, 应力值由中间向两边逐渐减小。由此得到启示:如果以后使用经验简化算法施加大小头轴承载荷, 小头的接触角应该选大一些, 180o较为合适。
大头内表面的节点等效应力图如图9所示。可以看出, 连杆大头内表面接触处的应力更小, 由此可知, 连杆的最大应力是出现在杆身的, 用简化算法加载轴承载荷时, 在大小头内表面出现的很大的应力是应力集中的结果, 不符合连杆大小头真实的状态。从图9还可以看出, 连杆大头与曲柄销的接触角较小, 如果以后使用经验简化算法施加大小头轴承载荷, 大头的接触角应该选小一些, 120o较为合适。
4 结束语
利用ANSYS对内燃机连杆进行有限元建模与分析, 重点分析了载荷边界不同处理方式对连杆有限元计算结果的影响, 得到以下结论:1) 等效移置惯性力到单元的十个节点上和将惯性力平均施加到单元的角节点上对连杆的有限元计算结果没有大的影响。2) 比较了三种不同发动机转速下的杆身最大应力, 发现:不计入惯性力得到的杆身最大应力比计入惯性力得到的杆身最大应力要大, 而且, 发动机转速越小, 两者的差值越小。3) 用接触分析模拟了连杆大小头与曲柄销、活塞销之间的关系, 发现:大小头内表面的应力不超过杆身的最大应力, 连杆小头的接触角较大, 接近180o, 连杆大头的接触角较小, 接近120o。这些分析结果可为内燃机连杆有限元优化设计提供一定的分析依据。
参考文献
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不同载荷 篇7
我公司生产的16吨MAN铸造桥是引进德国MAN公司先进技术,可适应较大的输入扭矩和更强的牵引力的使用要求,在公路运输方面具有较强的竞争力,同时,也更适用于路况恶劣、环境复杂的矿山等工程用车。然而,在实际使用中,考虑到整车经常处于过载状态,内齿圈是桥总成轮边系统中比较重要的零件,反馈结果表明其在实际使用中会产生表面剥落和齿根断裂失效。
目前内齿圈国内通常采用中碳合金钢氮碳共渗和低碳合金钢渗碳淬火两种生产方式。材质和热处理工艺的不同,生产出的内齿圈也具有不同的特点。例如,胡明霞指出,采用中碳合金钢氮碳共渗法较之于低碳合金钢渗碳淬火对内齿圈进行热处理,能较好控制其在热处理过程中的畸变,缩短生产周期,同时,在“轻”和“中”载荷下可取代渗碳淬火内齿圈[1]。但具体到MAN铸造桥上,在多大的输入扭矩上为“重载荷”,本文即通过对两种材质制备的内齿圈的桥总成的疲劳试验进行对比,分析在MAN铸造桥的“重”载荷下不同内齿圈的使用性能,探讨设计依据。
1. 试验方法及失效情况
本次整桥台架试验分两组,在驱动桥总成疲劳试验台(型号:QDPL-3)上按照QC/T533-1999汽车驱动桥台架试验方法要求进行,均采用9291N·m的大输入扭矩,比设计扭矩增大了10%,输入转速200 rpm。不同的是第一组试验选用40Cr调质后氮碳共渗的内齿圈,而第二组选用20Cr Mn Ti渗碳处理的内齿圈。试验情况如下:
第一组:桥总成在疲劳寿命为18万次时发生失效,拆开桥观察,发现两侧轮边内齿圈一边碎裂成数块,一边少量磨损,其它件均未见断裂磨损等失效现象。磨损内齿圈工作面存在连片剥落坑,如图1所示。未断裂内齿圈多数位于工作面对面齿根已有裂纹产生。
第二组:桥总成在疲劳寿命为30万次时失效,刚满足桥总成最低寿命要求。其中太阳轮、内齿圈损坏。一边太阳轮磨损较严重,另一边太阳轮靠外端齿面产生严重剥落,如图2、图3所示。同时,内齿圈齿面磨损严重,啮合面对侧齿根存在开裂现象,如图4、图5所示。
2. 试验分析
实验结果表明,在高输入扭矩条件下,采用20Cr Mn Ti渗碳处理内齿圈的整桥疲劳寿命明显高于40Cr调质后氮碳共渗处理内齿圈。
2.1 氮碳共渗处理内齿圈检验分析
第一组内齿圈为40Cr预先调质处理,为解决拉齿困难,本实验选择调质硬度要求20—24 HRC,并进行表面奥氏体化氮碳共渗处理,其热处理工艺过程及技术要求为:氮化640℃保温4小时,氨气量400-500NL/h,甲醇滴量:80-90滴/min,20号机油冷却,240℃时效保温5小时,
断裂及出现裂纹的内齿圈的检验结果如下:
心部硬度:20.0,18.8,17.9HRC;齿顶硬度:290.6HV10(试验目标硬度:300HV10);内花键的显微硬度及金相检验结果如表1所示。
注:1.1#,2#在断裂内齿圈上取样;3#,4#在磨损较轻侧内齿圈上取样。
2.奥氏体时效层不明显。
取3#样进行金相显微观察,非工作面白亮层深有0.015mm,工作面化合物层存在磨损,如图6;齿面剥落处可见化合物层压裂,而疲劳裂纹沿一定角度在扩散区产生并发展,裂纹周围具有明显的塑性变形组织流线,如图7所示;其次,在非工作面齿根过渡尖锐,首先引起表面化合物层脆裂由此形成疲劳开裂,如图8所示。
2.2 选用渗碳淬火内齿圈检验分析
分别对磨损严重的太阳轮和渗碳淬火内齿圈进行分析,发现太阳轮表层马氏体分解,碳化物析出,残余奥氏体转化,硬度较低,仅610HV1,说明太阳轮在试验过程中产生过热回火。而20Cr Mn Ti渗碳淬火处理的内齿圈齿顶表面硬度也仅为47.7-48.2HRC,齿面金相组织如图9所示,可见,内齿圈在使用过程中同样发生回火,有效硬化层深已不可测量。
对桥内润滑油测量含水3%,这导致润滑油性能显著恶化使得轮边太阳轮、内齿圈等失效,分析认为水分有可能是实验过程中未加注意,冷却水保护不好而逐渐渗入桥内。
2.3 结果讨论
对于氮化件而言,由于表面强化和表层形成有利的残余压应力,而使得接触疲劳强度和弯曲疲劳强度有显著提高。奥氏体化软氮化,可以使表层化合物层及化合物层下奥氏体化区得到800HV10以上的高硬度,而且化合物层、奥氏体化区深度之和约为20~30μm,这对提高表层耐磨性非常有利,其耐磨性和抗胶合能力甚至优于渗碳件。但是氮碳共渗层深度和心部硬度是影响接触疲劳强度的重要因素[1]。胡明霞指出,当所加载荷为“轻”时,40Cr调质后氮碳共渗处理的内齿圈完全能够取代低碳合金钢渗碳淬火的内齿圈,同时,适当调整热处理规范,保证一定的氮化层深和心部硬度时,载荷提高到“中“时也可取代渗碳淬火内齿圈。
文献[2]认为实际最大剪切应力的深度一般不超过0.30mm。在加大载荷时,即齿面工作压力较大时,当很浅的20~30μm下扩散层某处的剪切应力(按照赫兹理论,最大剪切应力在离表面距离0.786b处[3],其中接触面宽度为2b。)大于材料强度时,即引起接触疲劳裂纹。软氮化强化层毕竟过薄,其疲劳强度及疲劳裂源的形成是与化合物下扩散层的强度密切相关的,当扩散层强度不足以抵抗表层下受到的剪切应力时,疲劳裂纹即在表层下形成、扩展,继而产生图7所看到的工作面接触疲劳剥落,甚至扩散层塑性变形,表面化合物层压塌。过低的调质硬度以及奥氏体化软氮化处理由于处理温度较高(640℃)也会降低扩散层硬度,这样,扩散层的强度太低,因而内齿圈工作表面过早产生扩散层剥落,导致桥总成发生失效。而齿根疲劳开裂,除了其处于受力较大外,同时因为软氮化表面化合物层脆性大,对应力集中敏感,故内齿圈尖锐根部在使用过程中是非常不利的。
为进一步比较分析,表2是在输入扭矩为8446N·m时进行的桥总成疲劳台架试验结果,采用40Cr软氮化内齿圈。
结果表明,降低受力内齿圈寿命将会大幅提高,也就是说,相对于9291N·m的大输入扭矩奥氏体化软氮化是过于“沉重”了。
对于20CrMnTi渗碳淬火处理的内齿圈,其表面渗碳淬火处理表面硬度高、有效硬化层较深,渗层的硬度梯度分布所赋予的材料强度能够抵抗次表层承受的最大剪切应力,具有良好的抗剥落性能;渗碳淬火表面存在较大的残余压应力,齿根弯曲疲劳强度较高,同时由于采用压淬工艺,热处理变形得到较好控制。总体上相对于软氮化内齿圈,其接触疲劳强度和弯曲强度有很大的提高。
3. 结论
基于以上分析结果,得出以下结论:
1.心部硬度20HRC、白亮层深为0.010-0.020mm的40Cr调质后氮碳共渗处理的内齿圈不能满足16吨MAN铸造桥9291N·m的大输入扭矩的要求,次表层剥落和根部疲劳开裂导致早期失效;
2.采用20CrMnTi渗碳淬火处理的内齿圈显著提高内齿圈的强度和寿命,是内齿圈材质选择方向;
摘要：5.92速比的16吨MAN铸造桥常用于矿用车上,为满足实际使用中的超载现象,在桥总成试验过程中常选用较大输入扭矩。本文通过试验,得出在9291N·m的较大输入扭矩下,20CrMnTi渗碳淬火处理的内齿圈,其桥总成疲劳寿命优于40Cr氮碳共渗内齿圈的,并对结果进行了试验分析。
关键词：大载荷,内齿圈,软氮化,渗碳淬火
参考文献
[1]胡明霞.氮碳共渗在变速器内齿圈上的应用[J].热处理技术与装备,2008,8,29(02):56-59.
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