载荷特性（通用7篇）
载荷特性 篇1
0 引言
多股螺旋弹簧 (简称多股簧) 是由多股钢丝拧成多层同轴、同螺旋方向的钢索后卷制而成的圆柱螺旋弹簧, !具有可靠性高、寿命长以及减振效果好等特点, 主要作为减振元件应用于航空发动机、自动武器发射系统、车辆减震器和高精度仪表的关键复位零件等领域[1,2,3,4]。
多股簧本身具有刚度和阻尼非线性特性。在压缩过程中, 除了钢丝内部呈弱非线性的结构阻尼外, 钢丝之间的相对滑移和摩擦也产生滑移阻尼[5,6,7]。滑移阻尼是典型的非线性阻尼, 具有吸收冲击动能的能力, 使多股簧更易于从振动状态恢复到稳定状态。多股簧在往复运动中用作复进簧时, 承受的高速冲击载荷使弹簧的变形很快, 弹簧的动态运动参数不断变化, 变形及应力分布很不均匀, 因此对这些弹簧要进行冲击试验, 以检验弹簧承受冲击载荷的性能[2,8]。
目前, 国内外学者研究多股簧的比较少, 一般都是基于静态载荷模型。王时龙等[2]对多股簧进行了理论研究, 建立了两端并圈多股簧的三维几何模型, 通过有限元方法对多股簧进行了冲击响应计算。于道文[9]和闵建军等[7]以簧圈阻尼振动理论为依据分析了振动位移, 提出了动态设计理论和方法, 但他们对多股簧的研究都是基于理论的, 没有试验验证的支持。陈安军[10]对斜支撑弹簧系统和悬挂式弹簧系统进行了矩形脉冲冲击响应研究, 为相应的弹簧减振系统的动态研究提供了理论依据, 可为多股簧的冲击响应研究提供参考。
本文以多股簧应用于复进簧时受冲击载荷为例, 研发了一套多股簧冲击载荷特性试验装置, 按照质量-弹簧-阻尼模型, 建立了多股簧以及各个簧圈的冲击响应动力学模型。根据试验结果分析了多股簧及内部簧圈的运动规律, 并采用自由衰减阻尼法识别出多股簧的阻尼比、等效刚度及振动频率等模态参数, 研究结果可为以多股簧作为复位元件的减振系统的设计提供支持。
1 多股簧冲击载荷特性试验装置
为研究多股簧受冲击载荷时的特性, 笔者研发了一套多股簧冲击载荷特性试验装置。该装置以高压气体为动力源, 通过高压气体驱动装置内的质量块, 再由质量块对多股簧进行高速冲击。由测试系统对多股簧各个簧圈的振动状态进行检测并采集振动数据, 最后对数据进行分析处理, 推导出多股簧在特定冲击载荷下的动态特性。
冲击载荷特性试验装置主要由冲击动力系统、冲击结构装置和测试系统组成。多股簧的结构如图1所示, 试验装置及传感器布置如图2所示。图2中, A为储气罐, 它与空气压缩机组成冲击动力系统, 为试验提供连续而稳定的冲击动力;B为冲击结构装置, 一端通过金属软管与储气罐连接, 另一端固定试验多股簧, 多股簧在受质量块冲击后作水平衰减振动;C为检测多股簧簧圈上沿振动位移的传感器 (沿多股簧轴向等间距排列) 。电磁换向阀在金属软管与储气罐的连接处, 控制气体的输入。各个簧圈振动的位移信号通过光电传感器、数据采集卡输入计算机, 并通过测试系统软件控制数据的采集、显示与存储。
2 多股簧冲击载荷模型
基于多股簧冲击载荷试验装置, 建立了多股簧的冲击载荷模型, 如图3所示。该模型为单自由度阻尼系统, 以多股簧平衡位置时的自由端为坐标原点, 多股簧拉伸方向为正建立坐标系, 其中, 多股簧质量为m1, 质量块质量为m2。多股簧进行冲击载荷试验时, 高压气体在极短的时间内冲击质量块, 冲击力F可等效于脉冲力为瞬时冲量, δ (t) 为单位脉冲。
2.1 多股簧冲击响应微分方程
多股簧冲击载荷模型是最常见的弹簧振子系统, 多股簧的质量对整个系统运动的影响不可忽略。许多文献已证明, 利用瑞利法处理弹簧时, 可把弹簧质量m1的1/3作为弹簧等效质量ms加在振子质量上, 从而把弹簧质量对系统固有频率的影响考虑进去。多股簧存在非黏性阻尼和非线性刚度, 振动系统为非线性系统, 微分方程求解比较困难。因此, 工程中通常采用能量等效的方法, 用等效黏性阻尼ceq和等效刚度keq来线性处理[6]。
图3所示的模型等效于单自由度阻尼系统对脉冲力的响应。当多股簧在水平方向上有位移x时, 系统冲击振动微分方程为
系统在脉冲力作用之前静止, 脉冲力使速度产生瞬时变化, 则可认为t=0时作用的脉冲力等效于初始位移x (0) =0和初始速度的初始干扰作用, 所以系统的振动等价于初始条件引起的有阻尼自由衰减振动, 则式 (1) 的解为
式中, ωn1为无阻尼振动固有频率;ζ1为系统阻尼比;ωd1为有阻尼自由振动圆频率。
当质量块冲击多股簧后回到坐标原点时, 质量块开始与多股簧分离, 多股簧不再受质量块的作用, 将作自由衰减振动直至静止。设多股簧与质量块分离时刻为t0, 则t>t0时水平方向的有阻尼运动微分方程为
t=t0时, 振动的初始位移x (t0) =0, 速度x· (t0) 可由式 (2) 求得。对式 (3) 求解时, 引入无阻尼振动固有频率系统阻尼比ξ2=ceq/ (2msωn2) , 有阻尼自由振动圆频率则多股簧做自由衰减振动的曲线为
所以, 多股簧的瞬态冲击响应模型为单自由度自由衰减振动:
初始条件为
2.2 多股簧簧圈振动模型
在不考虑簧圈纵向振动的情况下, 受冲击后的各个簧圈同样以各初始位置为原点做阻尼衰减振动。基于上述冲击振动模型, 设自由端第1个簧圈与多股簧自由端的距离为s, 多股簧螺距为P, 则在上述坐标系中第n个簧圈的初始坐标xn=-[P (n-1) +s], 即各个簧圈的初始振动位移不同。由上述推导可知多股簧各个簧圈的瞬态冲击响应模型:
其中, A1、A2为待定常数;φ1、φ2为初始相位角, 都取决于各个簧圈振动的初始条件。
3 冲击载荷特性试验
采用图2所示的多股簧冲击载荷试验装置对多股簧进行冲击试验, 传感器安装间距为30mm, 采样频率为10kHz, 质量块质量m2=1.32kg, 调整试验气压进行3组冲击试验, 实测冲击速度分别为18m/s、20m/s、24m/s。试验多股簧的参数如表1所示。
3.1 多股簧冲击振动响应
以冲击速度为18m/s的试验为例, 多股簧自由端通过各个传感器的时间为横坐标, 传感器安装位置为纵坐标, 得到多股簧受冲击后的振动数据, 如图4所示。采用上述的瞬态冲击响应模型对试验数据点进行拟合, 分别用Y1 (t) 、Y2 (t) 表示冲击振动阶段 (0
此拟合为有约束非线性拟合, 结合常用的非线性拟合软件1stopt和MATLAB, 采用基于最小二乘法求均方差最小的原理对试验数据进行拟合, 其拟合位移的决定系数 (R2) 高达99.81%。拟合的多股簧冲击振动时程曲线如图4所示, 振动响应方程为
在冲击阶段试验数据点中, 等间距的数据点与拟合结果对比如表2所示。
速度为20m/s、24m/s的试验数据的拟合精度分别为99.78%和99.88%, 可以看出该模型拟合的结果与试验结果相当吻合。从图4可以看出, 该冲击模型较准确地反应了多股簧的冲击振动过程。但在多股簧振动结束时, 振动周期稍微变大, 每个周期误差的累积降低了拟合精度。导致这种误差的原因主要有两点:一是与多股簧的非线性阻尼有关, 随着多股簧振幅逐渐趋于零, 钢索中钢丝之间的相对滑移和摩擦变小, 滑移阻尼变小, 导致振动周期有所增加。二是试验装置的检测精度与传感器安装间距有关, 间距越小, 试验数据点越密集, 拟合精度越高, t>0.55s时, 多股簧振动幅值小于传感器安装间距, 试验数据点已无振动趋势。但这种在振动结束时的累积误差对多股簧的冲击特性研究影响不大。
对时程曲线求导, 可求出速度和加速度响应曲线, 其变化趋势也是周期衰减振动, 如图5所示, 可为多股簧受载后弹簧运动规律和交变应力的分析提供试验依据。
3.2 多股簧内部运动规律分析
为分析多股簧受冲击后的内部运动规律, 结合多股簧簧圈振动模型和上述拟合方法, 可拟合出多股簧瞬时冲击后各个簧圈的运动曲线, 实现对多股簧整个振动过程的重现。以第1、5、10、15、20个簧圈为例, 冲击速度为18m/s时的振动规律如图6所示。不同冲击速度下, 冲击阶段不同时刻多股簧簧圈的速度分布图如图7所示。
由图6、图7可知, 各个簧圈的初始振动时间并不相同, 前面簧圈先于后面簧圈振动, 以冲击速度为18m/s为例, 4ms时, 第10个簧圈已达到最大速度17.4m/s, 而第15个簧圈后面的速度却为0。多股簧受冲击后的速度沿簧圈并不呈线性分布, 如图7所示, 簧圈速度的最大值随着时间的增加沿弹簧固定端移动, 3种不同的冲击速度下都有如下规律:2ms时, 第5个簧圈速度最大;4ms时, 第10个簧圈速度最大;8ms时, 第15个簧圈速度最大;16ms时, 第20个簧圈速度最大。这是由于弹簧在高速冲击载荷下, 弹簧自身质量和惯性对弹簧内部变形的影响不可忽略, 弹簧上各簧圈的移动速度沿轴向不再是线性分布, 而是以纵波的形式向固定端传递, 并会在固定端反射。
3.3 多股簧试验模态分析
动态系统是一种耗散性系统, 而阻尼又是动态系统的重要因素, 描述了结构振动过程中能量传递和衰减的性能, 有助于机械系统受到瞬时冲击后, 很快恢复到稳定状态。在以多股簧为复进簧的自动武器中, 为提高射击频率, 弹簧阻尼等模态参数的设计至关重要。因此, 应用本试验对多股簧进行试验模态分析, 采用自由衰减振动法测阻尼等模态参数[11]。同样以冲击速度为18m/s的试验为例, 由式 (8) 可得多股簧试验模态参数, 如表3所示。从表3可以看出, 虽然多股簧的阻尼和刚度都有非线性, 其值随着压缩位移的增加而增加, 但阻尼在高速冲击时的非线性特性尤为显著, 在此条件下, 冲击时的阻尼是自由衰减时阻尼的7倍, 因此, 多股簧应用于高速冲击载荷时更能体现其减振的优势。
在以多股簧作为复进簧的高速枪炮中, 枪机框和复进簧的自由端实际承受的后坐速度是不变的, 要实现高频率的连续射击, 需缩短复进簧在前一次射击后的振动时间。由于多股簧的动态参数设计理论并不完善, 实际设计多股簧时都采用静态参数设计。对于要求较高的自动武器减振系统的复进簧, 目前多采用实弹射击对静态设计的复进簧进行性能检验, 再根据试验结果有针对地修改弹簧参数, 从而达到相应的减振要求。因此, 根据本文的研究方法, 可先对复进簧进行冲击试验分析, 测得阻尼、刚度等参数, 再选择其他合适参数的阻尼元件与多股簧组成合适的枪炮减振系统, 以满足上述性能要求, 这样可以减少实弹射击试验造成的不必要经济损失。
4 结论
(1) 多股簧承受冲击载荷时的阻尼和刚度为非线性, 振幅越大, 钢丝之间的相对滑移和摩擦引起的滑移阻尼越大, 阻尼非线性特性越明显。
(2) 多股簧承受冲击载荷时, 冲击力以纵波的形式向固定端传递, 前面簧圈先于后面簧圈振动, 且各簧圈的移动速度沿轴向不再是线性分布, 而是以纵波的形式向固定端传递, 并在固定端反射。
(3) 本研究可为以多股簧为复位元件的减振系统设计提供支持, 先按本试验对多股簧进行冲击试验分析, 再选择其他合适的阻尼元件以满足系统减振要求, 可减少因实弹射击试验造成的经济损失。
(4) 本文建立了一套完整的多股簧受冲击载荷的动态特性试验和分析方法, 后续工作应在多股簧的动态特性理论方面做进一步研究, 并验证实验所测参数的准确性。
参考文献
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载荷特性 篇2
在中国南海作业的“海洋石油115”号于2008年5月正式投产。海洋环境条件引起的载荷包括波浪载荷、风载荷及流载荷等,对浮体运动时历的模拟和系泊系统的强度分析成为工程上重点关注的问题,因此需要发展完全耦合的水动力时域数值分析模型[2]。现阶段,重现期为100年的环境参数要远大于设计的条件极值,其单点系泊系统的强度能否保证FPSO抵御最新统计数据下百年一遇海况成为不容忽视的问题。
本文借助水动力软件AQWA中频域模块AQWA-LINE,采用三维势流理论,对“海洋石油115”号进行数值计算,得到各个频率下的附加质量和阻尼系数,各个频率和浪向下的一阶、二阶传递函数等水动力参数,建立频域下的水动力参数数据库,进而用于后续采用时域方法研究FPSO船体的水动力性能。采用模型静水中自由衰减数值实验的方法得到了横摇阻尼系数。利用水动力软件AQWA中时域模块AQWA-DRIFT,对FPSO及其系泊系统进行耦合时域数值分析,模拟计算了在风浪流联合作用下,内转塔单点系泊定位的FPSO船体运动性能和各系泊线的受力情况,并根据《CCS海上移动平台入级与建造规范》[3]对其系泊系统进行了强度校核。
1 理论模型与计算方法
1.1 坐标系系统
为了便于描述船舶运动,引入右手坐标系O-XYZ,原点位于艉垂线与基线的交点,X轴平行于船体基线指向船艏,Y轴与X轴相垂直并指向左舷,Z轴竖直向上。
风浪流方向是根据风浪流方向角来确定的,风浪流方向角是指坐标系X轴正向逆时针旋转到风浪流传播方向所形成的夹角。其中,随浪方向为0°,迎浪方向为180°。
1.2 风载荷和流载荷计算方法
《CCS海上移动平台入级与建造规范》中关于构件上的风载荷计算的公式为:
式(1)中,V为设计风速,m/s;S为平台在正浮或倾斜状态时,受风构件的正投影面积m2;Ch为受风构件的高度系数;Cs为受风构件的形状系数。
构件上的海流载荷计算公式如下:
式(2)中,CD为曳力系数;ρW为海水密度,k Ns2/m4;V为设计海流流速,m/s;S为构件在与流速垂直平面上的投影面积,m2。
1.3 二阶波浪力
二阶力[4]表达式为:
式(3)中,Pij为同相位的时域传递作用部分,Qij为不同相位的时域传递作用部分。当忽略了频域的结果后可以得到:
纽曼近似条件为:
基于以上近似条件的式子可以写为:
式(7)中,wi、wj为每一对波浪成分的频率;ai、aj为波浪成分的幅值;εi、εj为辐射相位角。
2 计算模型
2.1 FPSO主参数
本文计算的“海洋石油115”号具体参数和装载工况见表1。本文利用AQWA软件进行频域和时域计算所使用的“海洋石油115”号湿表面网格模型见图1。
2.2 系泊缆索主参数及系泊缆索分布位置
“海洋石油115”号所使用系泊缆索为锚链和钢芯钢丝绳交替相接,锚泊系统具体参数见表2。图2中给出“海洋石油115”号系泊系统各系泊缆分布位置及编号,系泊缆每3根为一组,每根锚链之间夹角为5°,系泊缆一共3组,各组之间夹角120°。
2.3 横摇阻尼修正系数
由于黏性和涡流等因素的影响,实际上船舶横摇阻尼力矩具有明显的非线性,而按势流理论计算的行波阻尼只是其中的一部分。为了合理地预报船舶横向运动,必须考虑横摇阻尼的非线性,并对其进行等价线性化处理。
在计算中增加附加横摇阻尼即可考虑横摇阻尼的非线性,并且利用三维线性势流理论解决时域问题。利用AN-SYS-AQWA软件对模型进行静水衰减数值试验[5],使附加横摇阻尼达到临界阻尼的5%~10%,即可完善对横摇阻尼非线性的考虑。图3为静水中横摇运动自由衰减曲线,本文计算所填入的附加横摇阻尼为临界阻尼的5.23%。
2.4 环境参数
近年来,中国南海极限海况环境参数要比设计初期极限海况环境参数恶劣,根据实际测得百年一遇海况参数设定计算工况。实际测得海况数据中有分别对应压载状态、中等装载状态、满载状态的百年一遇海况参数,由于FPSO作业时处于中等装载状态的工况比较多,因此选定中等装载状态作为主要计算目标,根据实际作业FPSO所经历的海况条件设定了20种中等装载状态下的计算工况,见表3。
3 计算结果
3.1 频域计算结果(RAO)
以中等装载状态为例,对FPSO进行频域分析得到FPSO船体运动幅值响应、附加质量、附加阻尼等数据作为时域内船体/系泊系统耦合分析的准备数据,其中FPSO船体运动幅值响应结果见图4~9。
3.2 风流载荷曲
根据本文提出的公式,计算FPSO风力系数和流力系数,由于FPSO形状比较规整,近似认为流作用力作用于重心位置,因此流力曲线中没有流载荷力矩的项。如图10、11所示为风力系数曲线和流力系数曲线。
3.3 系泊系统强度校核
利用AQWA-DRIFT模块对FPSO与系泊系统进行耦合时域分析,可以得到锚链张力随时间变化曲线,图12以工况17中第4根锚链为例给出锚链张力随时间变化曲线。
锚链张力最大值取锚链张力时历曲线中最大值,锚链张力许用值根据《CCS海上移动平台入级与建造规范》中对锚缆安全系数的规定,取为2.0。钢芯钢丝绳最小破断力为1 735t,因此许用张力值为867.5t,将锚链张力最大值与许用张力值相比较,实现从锚泊系统强度方面评估FPSO能否抵御百年一遇海况。
各工况下锚链张力最大值见表4。由表4计算结果可知:在中等装载状态下,计算工况中各锚链最大张力值均未超过许用值,因此在中等装载状态下,“海洋石油115”号能够抵御现阶段百年一遇海况。
结语
对于水动力特性及其系泊系统载荷特性的问题,提出了利用ANSYS-AQWA软件进行频域和时域分析的方法,该方法适用于各种海况下对FPSO与其系泊系统耦合时域数值分析。基于最新统计数据,计算得出“海洋石油115”号系泊系统能够抵御百年一遇海况。本文提出了对模型进行静水衰减数值试验的方法来处理横摇阻尼修正系数的问题,操作简便,计算准确。
载荷特性 篇3
镐型截齿是螺旋钻采煤机、滚筒采煤机、掘进机等采掘机械上常用的煤岩截割刀具,其载荷特性的好坏直接影响截割机构的截割效率、比能耗、可靠性等性能指标,为此,国内外学者对镐型截齿开展了大量研究。在国内,文献[1,2,3]利用非线性动力学仿真软件研究了滚筒采煤机和掘进机上镐型截齿的安装参数和切屑参数对截齿载荷特性的影响规律;文献[4,5,6]采用实验方法研究了直线截割状态下截齿的载荷变化特性,指出了截齿截割力的影响因素。在国外,对镐型截齿的研究主要集中于截齿截线间距、几何参数、切削参数、煤岩特性等参数与截齿载荷特性方面。从上述研究可以看出,国内外学者的研究多侧重于滚筒采煤机、连续采煤机和掘进机上镐型截齿的载荷特性方面,而对螺旋钻采煤机钻头上截齿载荷特性的研究却很少。螺旋钻采煤机钻头的主要工况也是唯一工况为纵向钻进,这与滚筒采煤机、掘进机的主要工况有着较大差异,故已有的研究成果不能较好地指导螺旋采煤机钻头的设计。鉴于此,本文利用非线性动力学仿真软件LS-DYNA对螺旋钻采煤机钻头筋板上的镐型截齿的载荷特性开展研究,研究截齿的受力特点及截齿截割角和倾斜角两个安装参数对截齿载荷特性的影响规律,为截齿安装参数的正确选取和钻头的设计提供指导。
1 螺旋钻采煤机钻头截齿的工况分析
不同采掘机械上镐型截齿截割性能的差异主要由截齿的截割工况差异所引起,截齿的工况直接影响其煤岩截割时的截割性能,因此,有必要对钻头上镐型截齿的工况进行分析。图1为螺旋钻采煤机钻头钻进截割示意图,钻头以角速度ω做匀速度转动,同时以进给速度v向前推进截割煤岩。
由钻头运动形式可知,钻头上的镐型截齿做空间螺旋线运动,其运动轨迹如图2所示(图中z向为钻头钻进方向)。钻头整体呈锥状结构,进行煤岩截割时,旋转半径较小的截齿先行截割,为旋转半径较大的截齿预先开出圆柱形自由内表面。螺旋钻采煤机钻头转速和进给速度都很小,因此,截齿运动轨迹的导程Sp一般要小于截齿最优截距,故钻头截齿一般采用一线一齿的布置方式。换言之,每个截齿单独截割出与自身旋转半径相同的内孔表面。
图3为某一截齿在通过钻头轴线平面内的切屑断面图,图3a为前一时刻1该截齿在平面内形成的截槽,图3b为后一时刻2该截齿在平面内形成的截槽断面。前一时刻形成的截槽Ⅰ为后一时刻的截槽Ⅱ在沿钻进方向开出了一自由面。因此,截齿截割时,靠煤孔外侧的煤岩能自由崩落,而靠煤孔内侧(钻进方向侧)的煤岩不能自由崩落,截齿处于半封闭截割状态,截齿切削方式为半封闭式切削。
2 钻头截齿钻进截割有限元模型的建立
建立钻头截齿钻进截割有限元模型,就是模拟具有不同安装参数的截齿截割煤岩的过程。截齿的安装参数是指截齿在钻头上的装设角度,主要包括截割角γ和倾斜角φ。截割角是指截齿轴线与齿尖运动轨迹切线之间所夹的锐角。倾斜角是指截齿轴线与齿尖运动轨迹切线所构成平面与垂直于钻头轴线平面之间所夹的锐角。在安装参数一定的情况下,截齿形状参数或几何参数不同,其表现出的截割性能也会有一定差异,但已有研究表明,截齿安装参数对不同类型的镐型截齿具有相似的影响规律,故本文只选择某特定截齿研究安装参数对其载荷特性的影响规律,使用的镐型截齿形状和几何参数如图4所示。
钻头截齿钻进截割煤岩的有限元模型包括镐型截齿有限元模型和煤岩材料有限元模型两部分。由于此处仅研究镐型截齿截割煤岩时的载荷特性,可以忽略截齿变形的影响,故截齿选用计算效率高且无变形的刚性材料,材料的弹性模量为270GPa,密度为7800kg/m3,泊松比为0.3。截齿网格采用SOLID164单元,单元积分形式为单点高斯积分。煤岩材料采用脆性损伤模型(*MAT-BRITTLE-DAMAGE),其密度为1500kg/m3,弹性模量为1400MPa,泊松比为0.25,抗拉强度为3MPa,抗压强度为30MPa,也采用单点高斯积分算法的SOLID164单元。已有研究表明,在截齿截割过程中,煤岩材料的失效形式主要表现为拉伸失效和剪切失效,故本文也将煤岩材料模型的失效形式定义为拉伸和剪切,以捕捉截齿截割过程中煤岩材料的失效行为。定义截齿和煤岩之间的接触类型为面面侵蚀接触(ESTS)。由于截齿截割煤岩过程中,煤岩保持静止,因此约束煤岩上与截齿相对的圆环形截面上节点的全部自由度,在圆环形煤岩的圆柱外表面施加非反射边界条件,以防止边界处应力波的反射对求解域造成影响。给截齿施加绕圆柱形煤岩轴线的旋转速度和沿该轴线的进给速度,以模拟钻头截齿的钻进工况。通常情况下,钻头转速为60r/min,钻头进给速度为1.5m/min。但为了缩短模型的求解时间,此处给截齿施加较大的旋转和进给速度,施加的转速为125.6rad/s,施加的进给速度为0.5m/s。文献[7]指出,截齿截割速度的变化对截荷大小的影响较小,因此,增大截齿运动速度不会给截齿的载荷性能造成过大影响。图5所示为建立的截齿旋转截割有限元模型,模型中各参数分别为:环形煤岩外径480mm,内径320mm,宽度120mm,截齿旋转半径180mm。
3 计算结果与分析
截割力是截齿截割性能的衡量指标之一。螺旋钻采煤机钻头上的镐型截齿承受三向截割力,分别为截割阻力Fc、进给阻力Ft和径向力Fr。截割阻力是截齿切屑力的反作用力,沿截齿轨迹切线方向,该力是确定钻头扭矩和功率的重要依据;进给阻力是阻碍截齿钻进的作用力,沿钻头钻进方向,该力是确定钻头轴向推力的依据。径向力是截齿承受的与截割阻力和进给阻力相垂直的作用力,该力主要影响钻头的横向振动。鉴于截割阻力和进给阻力的重要性,此处主要对这两截割力进行研究。
利用LS-DYNA对截齿煤岩截割有限元模型求解后,可提取截齿的截割力曲线。此处仿真时间共0.1s,提取300个采样点。由于LS-DYNA只能识别笛卡尔直角坐标系,因此只能获得镐型截齿沿该坐标系三个坐标方向的截割力分量。由前述分析可知,截齿截割阻力沿截齿运动轨迹的切向,进给阻力沿钻头轴向,故应当通过下式对截割力进行转换:
式中,Fx、Fy、Fz为截齿截割力在全局笛卡尔坐标系中沿x、y、z三个坐标轴的分量;t为时间。
图6a、图6b所示分别为截割角和倾斜角均不相同的截齿截割煤岩时所获得的截割阻力和进给阻力仿真曲线。对比图6a、图6b两图可以看出,安装参数不同的截齿,仿真所得截割力曲线的波动规律具有相似性,截齿钻进截割煤岩时,截齿载荷曲线整体呈现波峰与波谷交替形式,反映出截齿截割时煤岩的不断崩落过程。由图6还可以看出,与滚筒采煤机、连续采煤机、掘进机等采掘机械上截齿的受力不同,螺旋钻采煤机钻头上的截齿承受较大的进给阻力(对应其他采掘机械上截齿的侧向力),进给阻力峰值与截割阻力峰值大小相当。这种现象主要是由钻头截齿的工况所决定,由前述钻头截齿的工况分析可知,截齿截割煤岩时为半封闭式切削,靠近煤孔外侧煤岩体能自由崩落,截齿在该侧承受的侧向力极小,靠近煤孔内侧的煤岩为非自由状态,截齿在该侧因承受煤岩体挤压而产生较大的侧向力,由于截齿沿钻进方向两侧侧向力具有较大的差异性,使得截齿承受较大的进给阻力。此外,钻头截齿沿钻进方向具有一进给速度,截齿钻进过程中会强烈挤压靠近煤孔内侧的煤体,这也是截齿具有较大进给阻力的原因之一。因此,钻头设计过程中,不能忽略截齿进给阻力对钻头截割性能及强度的影响。
3.1 截割角对截齿载荷特性的影响
为研究截割角γ对截齿截割载荷的影响规律,此处选取35°、40°、45°、50°、55°五组截割角进行仿真研究。截齿倾斜角和切屑厚度保持为常数,分别取值为20°和20mm。对所有采样点的载荷值进行算术平均,可得截齿在不同截割角条件下的截割阻力均值和进给阻力均值,结果如表1所示。由表1中的数据,可得截齿截割力与截割角的关系如图7所示。根据图7中截割载荷随截割角度的变化趋势,分别采用二次函数和指数函数对截齿截割阻力、进给阻力进行曲线拟合,拟合结果的相关度均在95%以上,拟合曲线同样绘于图7。
由图7可以看出,在研究的截割角范围内,截齿截割阻力与截割角成二次函数关系,截齿进给阻力与截割角成指数函数关系,截割阻力和进给阻力均随截割角度的增大而减小。文献[8]对采煤机滚筒上截齿的截割角度进行了实验研究,研究表明,滚筒扭矩随截齿截割角度的增大而减小,根据截齿截割阻力与滚筒扭矩间的关系可知,单个截齿的截割阻力也随截割角的增大而减小。由此看出,螺旋钻采煤机钻头上截齿截割角与截齿截割阻力间的关系与滚筒采煤机上的截齿具有相似性。文献[9]对螺旋钻采煤机钻头截齿的进给阻力进行了理论计算,计算式表明截齿进给阻力随截割角度的增大而减小,与该处仿真结果具有较好的一致性。
分析可知,进行螺旋钻采煤机钻头设计时,为了有效减小钻头的截割扭矩和进给阻力,在避免截齿齿体与煤岩发生干涉的条件下,宜选用较大的截割角参数。
3.2 倾斜角对截齿载荷特性的影响
为研究倾斜角φ对截齿截割载荷的影响规律,此处选取0°、10°、20°、30°、40°五组角度进行仿真研究。截齿截割角和切屑厚度保持为常量,分别取50°和20mm。对所有采样点的载荷值进行算术平均,可得截齿在不同倾斜角条件下截割所承受的截割阻力均值和进给阻力均值,统计结果如表2所示。由表2中数据,可得截齿截割力与倾斜角之间的关系如图8所示。根据图8中截割载荷随倾斜角的变化趋势,分别采用指数函数和线性函数对截齿截割阻力和进给阻力进行曲线拟合,拟合结果相关度均高于95%,拟合曲线同样绘制于图8。
4 结论
(1)螺旋钻采煤机钻头上的镐型截齿切削方式为半封闭式切削,钻进过程中,截齿会承受较大的进给阻力,进行钻头设计时,应重视该力对钻头载荷和截齿强度的影响。
(2)钻进工况下,截齿截割阻力与截割角成二次函数关系,随截割角的增大而减小,与倾斜角成指数函数关系,倾斜角小于30°时,该力基本不变,倾斜角大于30°时,该力急剧增大。
(3)钻进工况下,截齿进给阻力与截割角成指数函数关系,与倾斜角成线性关系,均随二者的增大而减小。
(4)进行螺旋钻采煤机钻头设计时,截齿安装参数的选取为避免截齿齿体与煤岩产生干涉,宜选用较大的截割角;截齿倾斜角不宜超过30°,以使截齿拥有良好的综合截割性能。
参考文献
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[8]刘送永.采煤机滚筒截割性能及截割系统动力学研究[D].徐州:中国矿业大学,2009.
载荷特性 篇4
电动助力转向系统(Electric Power Steering,EPS)是一种直接利用电机提供助力转矩的助力转向系统,它可以根据不同的车速、路面环境等提供实时、可靠、控制性好的助力转矩,从而提高汽车低速转向时的灵活性及高速转向时的稳定性。
国内对EPS系统的研究较晚,很多学者对EPS系统的控制策略及其匹配设计进行了研究,高勇和赵万忠[1,2]等研究人员深入研究了助力特性的控制策略;孟涛和陈慧[3,4]等研究人员针对EPS系统的补偿控制策略进行了深入研究,并取得很好的试验效果;施国际[5]等研究人员对EPS系统的匹配设计进行了研究,并介绍了EPS系统的匹配设计过程;申荣卫[6]等研究人员针对纯电动车的特点,提出了一套纯电动客车电动助力转向系统匹配设计的理论。但是,以上研究都没有考虑载荷变化对EPS系统助力特性的影响。汽车在使用过程中,不同工况下的载荷变化范围较大,使得转向系统的工作阻力不同,从而影响转向时驾驶员的操作手力,导致操纵舒适性变差。本文设计基于载荷变化的EPS系统助力特性曲线,可以改善不同载荷下驾驶员转向时的操作手感,具有一定的工程意义和实用价值。
本文针对载荷变化下的EPS系统助力特性曲线的匹配设计展开研究,在常规EPS系统助力特性匹配设计的基础上,考虑载荷变化的影响,研究设计一种基于载荷变化的EPS助力特性,并以某微型客车为例,建立其ADAMS动力学模型及MATLAB控制系统模型,然后进行整车模型的动力学仿真,并根据仿真得出的数据进行计算,得出不同载荷工况下的车速感应系数,拟合出该微型客车EPS助力特性曲线的车速感应系数曲面,最后通过联合仿真对所设计的EPS助力特性进行性能评价。
2 典型助力特性曲线介绍
助力特性是指电动机的助力大小随汽车运动状况(转向盘和车速等)的变化而变化的规律[6]。直流电机的助力矩与电机电流成正比,因此助力特性一般采用电动机的电流与方向盘扭矩、车速之间的变化关系曲线来表示[7]。在助力特性设计中,其核心部分是助力曲线的设计。图1所示为3种典型的助力曲线。
图1 (a)为直线形助力曲线,是3种助力曲线中最简单的一种,具有形式简单、容易调节等优点[8],但是其助力变化是线性关系,可能存在2个缺点:一是在转向阻力快速上升时,转向操纵力较大;二是转向力矩较小时,电机提供的助力较大而导致路感变差。图1 (b)为折线形助力曲线,此曲线在直线形的基础上进行了改进,使得在转向力矩较小时路感有所改善,同时兼顾转向力矩较大时的转向轻便性,但是转折点处过渡的平滑性不是很好。图1 (c)是曲线形助力曲线,此助力形式不仅具有折线形的优点,而且实现了助力增益的平滑过渡,只是增加了控制系统的设计难度。
EPS系统助力特性曲线的主要参数:电机开始提供助力时的方向盘扭矩Td0,电机提供最大助力时的方向盘扭矩Tdmax,助力曲线梯度K及车速感应系数Kv。由图1可知,不同车速下对应不同的助力曲线,3种助力曲线的助力特性函数可以用公式(1)[9]表示:
其中,Ta为电机提供的助力,F(Td)为助力矩随方向盘输入扭矩变化的函数,Kv (v)是随着车速变化而变化的助力系数一车速感应系数,车速感应系数是助力特性曲线设计中的一个重点。
3 EPS系统助力特性分析
汽车在不同的工况下使用时,载荷变化较大,因此转向系统的工作阻力不同。本文以某微型客车为例,对其在满载和空载工况下地面对轮胎的最大阻力矩进行了计算,其整车参数见表1,根据公式(1)[10]别计算出满载和空载时地面对轮胎的最大阻力矩为294.1 N·m和191.0 N·m。显然,2种载荷工况下的阻力有明显差别,这会导致转向时驾驶员的操作手力不同,影响转向时驾驶员的操作舒适性。因此,不同载荷对EPS系统的助力要求不同,以使驾驶员在不同载荷下转向时具有较好的操作舒适性。本文针对载荷变化下的EPS系统助力特性曲线的设计提出以下几点要求。
(1)助力大小随车速变化:原地转向和极低车速时,轮胎与地面之间的阻力矩较大,应提供较大的助力,而随着车速的增大,提供的助力应越来越小,使汽车在高速转向时具有良好的操纵稳定性。
(2)在方向盘输入扭矩很小时,基本不提供助力,以保证具有良好的路感;在方向盘输入扭矩较大时,提供的助力应保持一个定值,以免损坏电机。
(3)助力大小随载荷而变化:大载荷时,EPS系统要能够提供较大的助力;载荷较小时,EPS提供的助力也较小。
公式(2)中,MR为在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩,N·m;G1为转向轴负荷,N;p为轮胎气压,Pa;f为轮胎与地面间的滑动摩擦系数。
本文基于大载荷变化进行EPS系统助力特性的匹配设计,采用了基于仿真试验数据的曲线/曲面拟合方法,通过ADAMS和MATLAB的联合仿真对所设计的助力特性进行性能评价。
4 EPS系统仿真模型的建立
本文介绍的EPS系统的仿真模型通过ADAMS/CAR和MATLAB/Simulink联合建立,分为2个部分:利用ADAMS建立的整车机械系统模型;通过MATLAB/Simulink建立的控制系统模型。
根据表1中微型客车的整车参数,建立该微型客车的ADAMS整车模型,包含前悬架模型、后悬架模型、转向系统模型、动力传动系统模型、路面及车身等子系统模型,在ADAMS/CAR实验台上装配各个子模型进而得到该微型客车的整车动力学模型(如图2所示)。仿真时通过设置不同的载荷工况进行动力学或运动学仿真分析,为后续的EPS系统的匹配设计和性能验证打下基础。
EPS系统的机械部分在上述的整车模型中建立,电机、减速机构及控制系统部分模型则在MATLAB/Simulink中完成(如图3所示)。其中,控制系统模型是根据所设计的助力曲线方程建立的。
通过两者的联合仿真,对所设计的助力特性曲线进行整车的仿真试验。进行仿真试验时,ADAMS建立的整车控制系统模型将方向盘手力、转角及转速度传送给控制系统,控制系统接收信号后,通过所设计的助力函数方程计算出助力值,驱动电动机对转向系统进行助力。
5 助力特性的匹配设计
助力特性曲线的匹配设计主要是4个参数的设计,下面介绍几个参数的设计过程。
5.1 电机开始提供助力时的方向盘扭矩Td0
该值决定了电机开始提供助力时的方向盘手力的门限值,当手力小于该值时,EPS系统不提供助力。一般来说,该值通常设为1 N·m,因此本文取Td0=1 N·m。
5.2 电机提供最大助力时的方向盘扭矩Tdmax
当电机电流过大时,可能导致电机损坏,因此规定当方向盘手力大于某个值后,电机提供恒定助力。通常轿车取5～8N·m,根据试验和经验选取Tdmax=5 N·m。
5.3 助力曲线梯度K
通过对图1可中3种助力曲线形式的比较发现,曲线型助力曲线的助力效果较好,同时液压动力转向系统助力特性曲线形状很接近抛物线方程[11]。因此,本文采用抛物线形助力曲线。
5.4 车速感应系数Kv
由图1可知,不同车速下的助力曲线是不同的,这样可以提高低速转向时的灵活性,以及高速转向时保证驾驶员有较好的路感。
由公式(1)可知,常规助力特性曲线的数学表达式有2个变量参数[9]:驾驶员通过方向盘输入的扭矩Td及汽车行驶车速V。本文考虑载荷变化对助力的影响,在设计助力特性曲线时增加了一个参数——载荷值m,而在助力特性曲线的4个参数中,载荷变化的影响可以归纳到车速感应系数的数学方程中。因此,公式(1)描述的助力特性曲线方程可表示如下:
其中,Kv(m,v)是随车速和载荷变化的车速感应系数。本文助力特性曲线采用了抛物线,因此本文助力特性曲线的数学表达式如下:
因此,本文基于载荷变化的助力特性匹配设计的重点为确定载荷和车速共同影响下的车速感应系数曲线方程,根据公式(4)可得出:
本文选取几种载荷工况,通过前面建立的ADAMS整车模型仿真不同车速下转向系统的方向盘输入扭矩值和电机最大助力值,然后根据公式(5)计算得出不同载荷及不同车速下的车速感应系数值(见表2)。
因为载荷变化是连续的,所以基于载荷和车速变化的车速感应系数应该是一个关于车速和载荷的连续变化的曲面。为了直观、准确地表现出车速感应系数随载荷和车速变化的关系,本文根据表2中得出的试验数据拟合出车速感应系数关于载荷和车速的三维曲面,图4所示为拟合出的最优曲面。由图4可以看出,同一车速下,车速感应系数随着载荷的增加而增大;同一载荷下,车速感应系数随车速的增大而减小。
在进行EPS助力特性曲线设计时,根据载荷和车速值,可由图4得出对应的车速感应系数值,然后结合公式(4)计算出相应的电机助力值。
为了更加直观地反映不同载荷下EPS系统提供的助力不同,本文针对3种典型载荷工况:空载、半载和满载,根据图3中的车速感应系数曲面并结合公式(4),分别绘制了3种工况下的助力矩与车速和方向盘输入扭矩关系的三维图进行对比(如图5所示)。
可以看出,3种工况下,车速较低时EPS系统提供的助力较大,车速较高时EPS系统提供的助力较小,满足汽车低速行驶时提高转向灵活性及高速行驶时提高转向时的稳定性和路感的要求。同时我们可以看出,车速为0时,满载工况下的助力矩为22 N·m,半载工况下的助力矩为17 N·m,而空载工况下的助力矩为14 N·m,满足对于不同载荷下EPS系统提供不同助力的设计要求。
6 仿真试验分析
汽车的转向性能主要从转向轻便性、回正性能及操纵稳定性等方面进行评价,而汽车转向的轻便性是EPS系统的主要目标,因此本文通过前述建立的某微型客车的ADAMS动力学模型及MATLAB的控制系统模型进行联合仿真试验,针对3种典型工况,对所设计的EPS系统助力特性进行转向轻便性方面的性能比较分析及评价。图6所示为汽车在空载、半载及满载工况下进行的轻便性仿真试验结果。图6中虚线为无EPS系统时方向盘所需的手力,点画线为本文设计的考虑载荷变化的EPS系统所需的方向盘手力,实线为常规不考虑载荷变化的EPS系统所需的方向盘手力。装有EPS系统与无EPS系统所需方向盘手力的差值即为电机提供的助力。图6 (a)满载工况下,由于不考虑载荷变化的EPS设计时为满载工况,即采用满载工况的助力曲线,因此图6中不考虑载荷变化的曲线与考虑载荷变化的曲线为一条曲线(即点画线也可表示实线)。通过对图6中曲线的对比我们可以得出以下结论:①通过3条虚线的对比我们看出,3种载荷工况下,无EPS系统时所需的方向盘手力不同,载荷越小,所需的方向盘手力也越小;②通过对3条实线的对比我们可以看出,由于在设计时只考虑车速和手力,而不考虑载荷变化的影响,在半载和空载工况下,未考虑载荷变化的EPS系统方向盘所需手力明显变小,这样会导致转向系统在小载荷时转向过轻;③通过对3条点画线的对比我们可以看出,考虑载荷变化的EPS系统在3种载荷下所需方向盘手力的变化趋势基本不变,最大值在2.5 N·m左右,不会出现小载荷时转向过轻的情况,可以根据载荷的变化调整助力大小,适应不同载荷下转向系统对助力的要求,从而提高汽车转向时驾驶员的操作舒适性。
7 总结
本文分析了载荷的变化对EPS助力特性的影响,并以某微型客车为例,建立了其EPS系统的仿真模型:ADAMS动力学模型及MATLAB控制系统模型,介绍了基于载荷变化的EPS助力特性曲线的匹配设计过程,拟合了载荷和车速共同影响下的车速感应系数的连续变化曲面,绘制了不同载荷下电机助力与车速、方向盘输入扭矩之间的关系曲面。通过联合仿真试验进行转向轻便性的仿真试验,对基于载荷变化设计的EPS系统助力曲线的性能进行验证,结果表明,本文设计的EPS系统可以根据载荷的变化而调整助力大小,满足基于载荷变化的EPS系统助力特性的设计要求,提升了大载荷变化下EPS系统的助力性能,提高了驾驶员的操作舒适性。
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载荷特性 篇5
为测试铁道车辆车体材料的强度特性所进行的拉伸及压缩试验, 在高速条件下进行试验比较困难, 特别在取得数据的再现性等方面存在问题。因此, 日本国内使用的铁道车辆用铝合金及其焊接区, 不能很好地说明应变速度依存性那样的动载荷强度特性[1]。
本研究中使用铁道车辆用3种铝合金:5083-O、6N01-T5、7N01-T5材料, 调查了母材部及焊接区的应变速度依存性等动载荷材料特性。
使用的试验装置为:试验速度4 m/s以下, 为气油压式装置;速度4 m/s以上, 用测力棒法为原理的试验装置, 进行拉伸及压缩试验。
2动态拉伸试验
2.1试样
以铁道车辆用3种铝合金5083-O、6N01-T5、7N01-T5的板材 (以下称为5083合金、6N01合金及7N01合金) 作为母材, 对母材本身及平接焊接区制作了试样 (下文称为母材试样及焊接区试样) 。为降低焊接时的变形, 获得完好的焊接区, 要求能实现穿透焊接。另外, 不但在焊接区, 而且也包括热影响区、原质部 (未受热影响区) 需要采集拉伸试样, 设定母材的板厚为8 mm。图1表示试样的形状, 表1列出了试样的机械特性。关于母材的拉伸试样, 5083合金按照与轧制方向平行的方向切取试样;6N01合金及7N01合金则按照与挤压方向呈直角切取试样。关于焊接区试样, 由于组装车体时, 主要应用金属极惰性气体保护弧焊 (MIG) 焊接法, 故设定为MIG焊平接结构。如图2所示, 焊接方向为:5083合金与轧制方向成直角;6N01合金及7N01合金与挤压方向平行, 适用40°的Y型及坡口进行焊接, 使用的焊丝为5356。
6N01合金及7N01合金焊接后在室温下保存1个月后供试验用。焊接区的金属组织及焊接方向成直角的横剖面的硬度分布见图3。用放射线检查法确认了焊接区无气孔等焊接缺陷后, 包括热影响区在内的焊接区, 要求在相当于试样的平行部的中央切取试样 (见图2) 。
2.2试验装置
试验速度达到4 m/s的拉伸试验中, 采用了动态型破坏试验装置, 至于高于4 m/s的拉伸试验, 则使用了冲击试验装置 (空气炮) 。
2.3试验结果
图6表示高速进行动态拉伸试验后的焊接区试样的外观。在所有合金中, 母材试样均在中央部断裂。而焊接区试样, 5083合金及7N01合金在焊接金属部断裂, 6N01合金则在热影响区 (HAZ) 断裂。
图4所示的动态破坏试验装置的工作原理是气油压式, 可实现恒定速度的拉伸。图5所示的冲击试验装置的测试原理是测力棒法 (单杆法) , 要达到规定的载荷速度, 需预先调整氮气压力, 射出弹丸, 在载荷检测杆的前端, 安装试样与法兰盘, 由射出的弹丸与法兰盘碰撞而拉伸试样。
在试样的夹持部, 粘贴测量载荷用应变片来测量应力。另外在载荷检测杆上粘贴的应变片进行同样的测量, 比较了两种测量结果。使用光学位移计测量试样的位移。用粘贴在试样上的应变片, 根据所测量的应变进行计算, 使用数据记录器及个人计算机收集各种测试数据。
作为拉伸试验结果的一个实例, 5083合金试样的应力与应变测试结果见图7。在弹性范围内, 粘贴在试样上的应变片, 由于比位移计的分辨力高, 根据粘贴在试样上的应变片求出的应力-应变曲线的0.2%偏置值, 设定作为屈服强度。用冲击试验装置得到的高速拉伸试验的拉伸强度, 设定作为应力-应变曲线中的最大值, 该曲线是由于冲击载荷引起的干扰 (杂音) 变动平滑化的应力-应变曲线。在此, 应变速度是用试样长度除以试验速度求出的公称值。
2.3.1 应力与应变的关系
图8表示各合金的屈服强度及拉伸强度与应变速度的关系。
以下介绍利用各试样获得的试验结果。
5083合金的母材拉伸强度与应变速度无关, 是屈服强度的1.8倍左右, 与母材相比, 焊接区与应变速度无关, 达到拉伸强度的应变量增大。
6N01合金的母材的拉伸强度, 与应变速度无关, 为屈服强度的1.1倍左右。与应变速度无关, 弹性变形后, 几乎不产生加工硬化, 达到了拉伸强度。另一方面, 从焊接区来看, 由屈服强度达到拉伸强度的应变量比母材增大。
7N01合金母材的拉伸强度, 应变速度达到40 s-1时, 为屈服强度的1.2倍左右, 应变速度为1 000 s-1以上, 其拉伸强度为屈服强度的1.3倍左右, 稍微增大。
2.3.2 应变速度依存性
各合金母材的屈服强度及拉伸强度, 当应变速度达到100 s-1时, 为恒定或微增的程度, 应变速度100 s-1以上, 拉伸强度呈现增加趋势。在高应变速度下, 屈服强度及拉伸强度有上升的趋势, 一般认为其原因是错位的热活性化[1]。另一方面, 各合金的焊接区的屈服强度, 即便在高应变速度下也几乎无变化。
5083合金相对于母材而言, 焊接区的屈服强度及拉伸强度的降低率与应变速度无关, 大致为恒定, 屈服强度约为母材的70%, 拉伸强度约为母材的80% (见图8 (a) ) 。
6N01合金相对于母材而言, 焊接区的屈服强度及拉伸强度的降低率与应变速度无关, 大致为恒定, 屈服强度约为母材的40%, 拉伸强度约为母材的80% (见图8 (b) ) 。
7N01合金相对于母材而言, 焊接区的屈服强度降低率与应变速度无关, 大致为恒定, 约为母材的50%。在应变速度达到2 100 s-1左右, 拉伸强度的降低率与应变速度无关, 约为母材的 80%, 应变速度超过2 100 s-1, 拉伸强度的降低率约为母材的70% (见图8 (c) ) 。
3动态压缩试验
以各铝合金厚度为20 mm的板材作为母材, 对于母材及平接焊接区, 进行静态及动态压缩试验, 调查了基于应变速度的差异引起的强度变化。
3.1试件及试样
制作试样时要保证试样压缩时无轴向偏移, 不产生弯曲变形。考虑到要在试样中央部表面、内面可以粘贴应变片 (图9) , 试样大小设定为直径15 mm, 长为30 mm形状。
母材试样及焊接区试样的制作程序是, 将焊接区试样制成多层堆焊, 除此之外, 与拉伸试样相同, 焊接区的形状与试样采集部位见图10。
3.2试验装置
试验装置与拉伸试验相同。试验速度达到4 m/s的压缩试验, 采用动态破坏试验装置;试验速度高于4 m/s的压缩试验, 采用冲击试验装置。
在动态破坏试验装置上安装压缩夹具, 以恒定速度压缩试样, 利用设置在压缩夹具上部的断裂销杆, 将试样的压缩量调整到10 mm以下。
利用冲击试验装置的压缩试验, 如图11所示, 改造图5的A部, 利用氮气压力射出的弹丸碰撞到设置在试样前的圆板上, 用圆板压缩试样, 试样的外侧安装了法兰盘, 将压缩量调整到了10 mm以下。
应变及位移的测试方法与拉伸试验相同, 测试数据的收集方法也相同。
3.3试验结果
关于母材试样, 各合金都与应变速度无关, 中央部变成了鼓起的木桶 (圆筒) 状, 且7N01合金沿斜方向断裂了。
图12为在最高速度下进行动态压缩试验后的焊接区试样的外观。
5083合金焊接区试样与应变速度无关, 形成了木桶状。6N01合金的焊接区试样与应变速度无关, 焊接区两端的热影响区成为鼓起形状。在高应变速度试验中, 在焊接区与热影响区的边界附近萌生了裂纹。7N01合金焊接区试样, 在高应变速度下的试验中, 从热影响区到焊接区斜向断裂了。
3.3.1 应力与应变的关系
关于5083合金焊接区试样, 应力与应变的测试结果见图13。用冲击试验装置得到的高速压缩试验的应力-应变曲线中, 看到了应力的变化, 可认为是由于高速下的冲击载荷引起的这种变化。
3.3.2 应变速度依存性
图14表示各合金的屈服强度与应变速度的关系。
所有的合金中, 其母材及焊接区的屈服强度, 在应变速度达到10 s-1附近, 大致为恒定, 但应变速度达到10 s-1以上, 就出现屈服强度急剧上升趋势。从近似曲线看, 如比较应变速度为1 800 s-1下的屈服强度与静态压缩试验的屈服强度, 则焊接区呈现出高于母材的上升趋势。
焊接区相对于母材的屈服强度的比率, 也是在应变速度达到约100 s-1, 所有合金大体上为恒定, 应变速度高于100 s-1的速度下, 上述比率上升。应变速度达到100 s-1时屈服强度恒定的比率:5083合金为88%;6N01合金为43%;7N01合金则为47%。应变速度为1 800 s-1的屈服强度比率:5083合金为98%;6N01合金为52%;7N01合金为64%。
如上所述, 在高应变速度下, 各合金都是焊接区的屈服强度相对于母材的降低率呈现减小的趋势。
4动态拉伸试验与动态压缩试验结果比较
图15比较了通过动态拉伸试验及动态压缩试验所得到的屈服强度。5083合金拉伸试验与压缩试验之间, 并没有看到屈服强度有大的差异。而6N01合金与7N01合金则存在明显的差异。
在所有合金中, 大约达到100 s-1的应变速度下, 拉伸试验结果与压缩试验结果几乎没有差异。但应变速度在100 s-1以上时, 可看到两者间有明显差异。通过压缩试验所得到的屈服强度, 清楚地显示出随着应变速度的增加, 屈服强度有上升的趋势。
5结束语
为评价铁道车辆的抗碰撞安全性, 作为建立数据库的一项工作, 对5083合金、6N01合金及7N01合金进行了母材及其平接焊接区的冲击拉伸试验及压缩试验, 得到了以下结论。
(1) 动态拉伸试验
(a) 3种铝合金的焊接区对于母材的屈服强度及拉伸强度的降低率, 即使应变速度增大, 也大致为恒定。从比较三者的情况看, 5083合金的降低率最小, 6N01合金及7N01合金降低率相同。
(b) 各合金的母材的屈服强度及拉伸强度, 在应变速度达到100 s-1时, 与静态拉伸试验相比, 处于同样程度或微量增大程度。但应变速度在100 s-1以上, 屈服强度及拉伸强度明显增加。
(c) 各合金的焊接区的屈服强度, 即使处在高应变速度下也几乎无变化。
(2) 动态压缩试验
(a) 6N01合金及7N01合金其焊接热影响区的变形显著。
(b) 各合金的母材及焊接区的屈服强度, 应变速度达到10 s-1以上时, 其屈服强度就出现急剧上升趋势。
(c) 各合金的焊接区对于母材的屈服强度的降低率达到高应变速度就减小, 特别是5083合金, 其母材与焊接区的屈服强度大致相同。
参考文献
载荷作用下聚酰亚胺膜的摩擦特性 篇6
1 实验部分
1.1 原料
PMDA (均苯四甲酸酐) ;PPA (对苯二胺) ;ODPA (单醚酐) ;ODA (4, 4二氨基二苯醚) 。
1.2 PAA (PA酸) 的合成
将合成反应的三颈瓶洗净后仔细吹干, 室温下加入一定量的DMF, 通高纯N2并抽真空, 按0.15mol/L的配比加入PPA (ODA) ;在磁力搅拌器上搅拌均匀后一次加入等摩尔的PMDA (ODPA) , 反应12h之后溶液黏度趋于稳定, 外观呈淡黄色 (白色) 、粘稠、油状。
1.3 PI薄膜的制备
将经过预处理的A3钢 (红外光谱用洗净的载玻片) 在合成的PAA中浸泡30min后, 为保证膜厚一定并且均匀, 以0.7mm/s的速度匀速拉出, 经高温真空干燥箱梯步升温至300℃, 保温1h后随炉冷却。
1.4 PI红外光谱的测定
采用岛津傅立叶红外光谱仪, 将反应制备的PAA均匀涂覆在洗净的载玻片上, 加热固化后水煮脱膜, 吹干备用。摩擦试验采用MM-200型摩擦磨损试验仪, V=200r/min, 大气气氛, 室温。采用JEOL型扫描电子显微镜对磨痕表面形貌的进行分析。
2 结果及分析
2.1 制备产物的表征
试验合成的均苯型和醚酐型PI的分子结构见图1。
制备的两种分子结构膜的红外光谱如图2所示, 经特征吸收峰值和文献值比较 (表1) 可以确定, 制备产物为目标产物PI。
2.2两种PI膜的机械性能
由图1中PI1的分子结构可以看出, PI1由于分子链中含有较多的芳香环而显刚性, 所以链的柔韧性较差, 并且均苯型PI的表面能低, 与金属的粘结力很小, 由于粘结力和柔韧性的相对较差使其抗冲击强度降低 (表2) 。
PI2分子中醚键相对较多, 一方面改善了链的柔韧性, 另一方面增长了两亚胺环之间的间距, 适当增大了链的旋转自由度, 当表面受到载荷作用时, 链段可以旋转而不是断裂, 所以具有较高的抗冲击强度和柔韧性。并且较大的柔性桥基使大分子链活动性增大, 聚合物表面能增加, 与被粘物接触角减小, 增大了接触面和相互作用, 从而提高了浸润性和粘附力 (表2) 。柔性链段的内增韧作用使PI2膜的内应力减小[5]。
2.3 两种膜在不同载荷下的摩擦性能
在不同的试验载荷下, 考察PI膜的摩擦特性 (图3) 。两种PI膜随载荷的增加, 摩擦系数都出现极大值后逐渐降低, 当载荷增加到130MPa时, PI1膜的摩擦系数增至0.3, 此时膜破裂失去润滑性。
机理分析:摩擦按照机械-化学作用机理, 摩擦的粘着和变形分量包括摩擦对偶的接触、变形、界面粘着点的产生及其剪断等, 可用化学作用为主机械作用为辅来概括其实质;摩擦的机械分量包括微凸体对较软偶件表面层的微犁耕和微切削, 及其与偶件表面微凸体的机械啮合等产生的阻碍相对运动的力, 以及微凸体犁耕脆性材料表面层时微裂纹的萌生和扩展, 这些都是以机械作用为主化学作用为辅。总摩擦系数f是“粘着”fa, “变形”fd和考虑到“微裂纹”后的犁耕fp这3个分量的迭加: f=fa+fp+fd[6] 。
在弹塑性接触情况下, PI膜同摩擦偶面之间的真实接触面积与载荷的关系见图4。载荷增加, 导致表面变形程度增加, PI膜同摩擦偶面之间的真实接触面积增加。变形分量fd的增加导致总体摩擦系数的增加。因此随着载荷的增加, 摩擦系数逐渐升高至极大值。载荷继续增加, 膜表面致密度和强度会增加, 致使摩擦力形变项fd的作用减小, 从而在整体上表现为摩擦系数有所降低。但是, 负荷增大到一定程度, 当PI表层形成的剪切层同PI薄膜 (图5中位置 (a) ) , 以及薄膜同基材 (位置 (b) ) 之间的结合力不足以承受较高载荷时, 薄膜即发生严重磨损。
在本试验中, 当载荷为130MPa时, PI1膜同基材之间的结合力不足以承受高载荷而发生了膜层的剥落失效 (图6 (a) ) , 摩擦系数迅速升高。PI2膜虽然磨损也很严重, 但和PI1不同的是, PI2膜是剪切层同PI2膜之间的结合力不足以承受高载荷, 而呈严重的粘着磨损形成的剥落坑 (图6 (b) ) , 此时膜和基材之间依然结合良好, 能维持润滑, 具有低摩擦系数。
[ (a) PI1膜表面形貌, 膜层剥落 (×30) ; (b) PI2膜表面形貌, 剥落坑 (×500) ]
造成这种现象的原因和PI的分子结构有关系, PI2膜在载荷的作用下摩擦时, 由于分子链段较好的柔性, 使其可以旋转而不是断裂, 因此承载能力较高, 并且较好的膜基附着力使其在高载荷下仍具有润滑性能, PI1膜分子链段显刚性, 承载能力较差, 膜基粘结不良, 在高载荷下膜层容易发生脆性剥落, 失去润滑性能。
3 结 论
试验制备的两种分子结构PI膜, 在不同的试验载荷下与A3钢对摩, 随载荷的增大, 两种膜的摩擦系数出现极大值后逐渐降低, 在高载荷下摩擦, PI1膜由于较差的膜基附着力发生了剥层失效, 而PI2膜仍保持较低的摩擦系数。
摘要：合成并在A3钢上制备两种分子结构聚酰亚胺膜, 考察两种膜的机械性能和在不同载荷下的摩擦性能。结果显示两种分子膜的机械性能具有较大的差异。随载荷的增大, 两种膜的摩擦系数出现极大值后逐渐降低, 在高载荷下摩擦, PI1膜由于较差的膜基附着力发生了剥层失效, 而PI2膜仍保持较低的摩擦系数, 这主要归因为PI分子结构的不同。
关键词：聚酰亚胺,载荷,摩擦
参考文献
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[3]于德洋, 翁立军, 欧阳锦林.空间机械润滑研究的发展现状.摩擦学学报[J].1996, 16 (1) :89-96.
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载荷特性 篇7
关键词：弹簧直接作用式安全阀,密封特性,前泄
0 引言
弹簧直接作用式安全阀是安全阀众多种类中的一种, 其是将弹簧的载荷直接加载到阀瓣上以提供阀门关闭或密封所需的力, 其密封是依靠密封副接触面变形来实现的, 因此, 这种安全阀的前泄 (非正常泄漏) 成为了影响该阀在压力系统的应用中最棘手的问题。
1 弹簧直接作用式安全阀密封特性分析
1.1 平衡状态下的密封力
由于密封副的两接合面不可能完全吻合, 所以必须对密封副施加外力, 使密封副产生弹塑性变形, 消除介质得以泄漏的间隙。该外力是压缩弹簧产生的, 因此, 从理论上讲整个安全阀受力部件都会产生弹塑性变形, 但由于关闭件很窄, 其受力后的变形量比其它部件大得多, 所以我们可以假设除关闭件为弹性体外, 阀体、阀瓣、阀座都为刚体。
图1表示了弹簧直接作用式安全阀关闭状态下作用力的示意图。
1.2 力平衡方程
当介质工作压力为P, 弹簧作用于阀瓣上的力为F时, 关闭状态下的密封力Qm与P有如下关系:
其中:A:关闭状态下, 阀瓣与工作介质接触的面积。
1.3 物理方程
在工作过程中, 弹簧的变形和关闭件的变形都处在材料的弹性变形范围内, 所以有:
其中:F0为P=0时弹簧加于阀瓣上的力;Qm0为P=0时关闭件的密封力;KF弹簧刚度;Km阀瓣部位关闭件刚度。
当P≠0时, 弹簧相对于P=0时的变形量为δF;关闭件相对于P=0时的变形量为δm (这里取阀瓣部分为研究对象) 。
1.4 变形协调条件
在关闭状态下, 由于P的变化引起弹簧产生的变形量δF应该等于关闭件总的变形量, 设关闭件阀瓣部分的变形量为δm, 阀座部分变形量为δm′, 则有:δF=δm+δm′ (4)
当阀的结构确定之后, 在弹性变形范围里, δm和δm′应该有确定的比例关系, 取比例常数为C′, 则有δm′=C′*δm, 将此关系代入上式得:
由式 (1) 、 (2) 、 (3) 、 (4) 、 (6) 可得方程组
解方程组 (7) 可得:
由式 (8) 可以看出关闭件密封力Qm与介质工作压力P如图2所示, 呈现线性关系:
是直线Qm=Q (P) 的斜率, A的大小是被安全阀的设计排量决定的, Km、KF和C被关闭件的材料和几何尺寸所决定, 当关闭件都由金属构成时, 一般都有Km>>KFC, 于是就有:
当我们把Qm=0作为安全阀开启的条件时, 弹簧的初始预紧力F0应该满足:
2 影响安全阀密封的因素
由式 (9) 和 (10) 我们可以知道, “金属—金属”密封副的安全阀在关闭状态时, 密封力满足:Qm= (P0-P) A (11)
当P达到P1时, 开启压力P0和工作压力P1的差值 (P0-P1) 按有关标准规定不得大于 (0.03~0.1) P1[1]。由此可见, 在安全阀中, 弹簧的作用力超过介质作用力并不多, 由于没有很大的作用力施加在密封面上, 所以金属密封副的安全阀要保持密封性是十分困难的, 因此在安全阀即将开启前, 往往会出现“前泄”现象。
3 改善弹簧直接作用式安全阀密封特性的方案
3.1“金属—非金属”密封机构的安全阀
由于金属密封面的硬度很高不易产生塑性变形, 因此在同样密封力的情况下, 如果密封面采用非金属的较软材料就可以获得较好的密封性。如图3, 是一种具有实际应用价值的“金属—非金属”密封机构的安全阀[2]。在这种结构中, 利用了金属可承担较大负载的优点, 也利用了软性材料在较小的密封力下, 可以有较大的变形量, 从而提高了密封性能。
3.2 具有外置平衡机构的安全阀
如前分析, 在安全阀即将开启前, 弹簧的作用力超过介质作用力并不多, 所以金属密封副的安全阀往往会出现“前泄”现象。因此如果能够在安全阀即将开启前给安全阀提供一个密封力的补偿力, 来提高此时的安全阀密封力, 就可以解决安全阀的前泄问题了。在这种思想的指导下, 文献[3]提出了具有外置平衡机构的安全阀。所设计的安全阀应能靠本身结构产生平衡力, 该力能在工作介质的压力P<开启压力P0时, 全部或部分平衡掉介质加在阀瓣上的力, 使关闭件的密封力大于保持密封所需的最小密封力;当工作介质的压力P叟开启压力P0时, 该平衡力能自动消失, 阀瓣突开, 实现安全阀准确排放介质的作用。此平衡机构大大地改善了弹簧安全阀的密封特性, 解决了弹簧安全阀的前泄问题。
参考文献
[1]中国国家标准化管理委员会.GB/T12243弹簧直接载荷式安全阀[S].2005:4.
[2]韩伟实, 张滨.对改善弹簧直接作用式安全阀密封特性的探讨[J].核动力工程, 1994 (2) :56.
[3]韩伟实, 沈明启.具有外置平衡机构的弹簧直接作用式安全阀[J].船舶工程, 1998 (1) :45-46.