轴向振动成形（共4篇）
轴向振动成形 篇1
0引言
轴向振动成形液压机的研发主要是为实现汽车复杂轴齿类零件的高效、精密成形生产。轴向振动成形液压机目前主要依靠进口,价格高昂,严重影响我国相关工业产品的上等级、上水平。一些企业即便进口买进来,因其高昂的配件和维护费用又存在“ 用不起”、“ 用不好”等问题,加之产品制造工艺及模具都需要进口,给企业造成严重负担。
该项目的研制, 将制造出在性能上和国外同类产品相媲美的先进设备, 加上优质配件的供应和快捷、方便的售后服务,使企业买得起、用得起、用得好,争取早日实现替代进口的目标。
1设备主要技术参数
研制轴向振动成形液压机一套,参数为:轴向成形力1000k N;伺服振动载荷400k N;振动频率10~ 30Hz; 成形速度5~30mm/s; 加工控制方式CNC控制。 成形工件花键要求:1工件直径60mm~100mm, 工件最大长度1000mm;2成形齿部直径>25mm,成形齿部长度>30mm;3加工花键模数0.5~1.2。
2总体设计方案
由于本机对花键加工精度要求高, 生产效率要求高,本机的控制采用CNC控制方式,可调节速度、 压力和位移等参数。在设计方案制定时,充分考虑了电气控制,自动化控制充分配合液压机的动作联锁, 使得生产节拍稳定、快速、协调。 轴向振动成形液压机外形如图1所示。
1000k N轴向振动成形部分技术方案如下:
( 1) 机身。 机身采用整体框架式结构 ,经热处理工艺消除焊接应力。 采用有限元分析,确保机身具有足够的刚强度。 机身由上横梁、活动横梁 、下横梁 、导柱等部分组成。 活动横梁设有双向导向机构,导向结构刚性好、精度高。
( 2) 伺服振动缸 。 本机采用伺服油缸,油缸主活塞杆采用优质碳素钢锻件, 其表面经中频淬火处理,硬度高;油缸采用优质碳素锻钢锻造,其内表面经过特殊处理。主油缸采用进口密封元件,确保密封性能可靠。油缸采用活塞式双伸出结构,伺服油缸上端设有工件顶紧装置, 伺服油缸下端设有通用模架,便于安装不同的模具,适应生产需要。
( 3) 振动滑台。 振动滑台通过螺钉连接在油缸活塞杆下端面上,沿机身上的导向机构做上下运动。
( 4) 工作台。 工作台为钢板焊接结构 ,通过螺钉及定位销固定在机身上, 工作台上连接有工件安装座及工件的气动夹紧装置。
( 5) 压杆机构。 在主油缸后侧安装有压杆机构的驱动油缸, 驱动油缸活塞杆通过贯穿主油缸活塞杆的连接杆与工件顶针连为整体。
( 6) 自动上下料机构。 该系统由上料系统、定位系统、操作系统等部分组成。上料系统主要由电动机构驱动传送辊道转动,带动整个板式链轮循环传递, 从而完成毛坯工件的送进。 定位系统对送进的工件进行识别,并对即将待加工的工件进行定位;同样, 加工好的工件传递到下料传送板式链轮上指定位置,由定位识别系统识别定位后等待检测或取走。当工件位于待加工位时, 由操作机械手抓取送入主伺服振动压机中心, 夹紧工件后由主伺服振动压机对其进行加工, 加工完成后再由机械手抓取送入下料传送板式链轮上。 下料系统主要由电动机构驱动传送辊道转动,带动整个板式链轮循环传递,从而完成成品工件的送进。
( 7) 液压控制系统。 液压控制系统采用先进的插装阀集成系统, 先导电磁阀采用德国力士乐进口元件。 整个系统能全面、准确地满足设备的工艺要求; 调节简单、操作容易、安全可靠。运行平稳、无卸压和换向冲击。 发热少、效率高。 便于安装、调试和维修。 本机油箱下置于机身的左侧, 通过软管连接实现管路的柔性连接。
( 8) 电气控制系统:电气控制系统采用触摸式可编程终端( 即彩色工业触摸屏) 对压制力进行设定和显示, 以及对压制力偏差值进行范围设定和显示, PLC选用新型高分辨率模拟量输入模块 , 对各种模拟量输入信号进行精确转换,经过PLC特定的控制算法得出控制值, 通过高分辨率模拟量输出模块将控制值输出到比例阀,确保控制精度。
3设备工艺流程
设备工艺流程如图2所示。 虚线框表达的操作为人工操作,其余操作为设备程序控制。
4设备的工作过程
1000kN轴向振动成形液压机采用高频振动方式挤压花键,试件坯料直径尴25.4mm,花键部分成形区间长度为30mm,压机振动频率最大能达到30Hz, 花键单件成形时间在20s左右。
在上料位置, 通过自动上下料机构将待加工工件放置到工作台后,气动夹爪将工件夹紧,之后顶针顶紧工件, 振动滑台带动压头到达预先设置好的起振位置, 系统中高频响伺服阀不断切换伺服振动缸液压油正反向流动,使振动滑台产生振动,振动频率可以通过1s内伺服振动缸液压油正反向流动切换次数进行设定。
本机振动频率设定为10Hz, 振动幅度设定为1.5mm/s,一次振动过程中液压油正向流动时先下行0.2mm, 液压油反向流动时退回0.05mm, 净行程0.15mm,1秒内振动10次,累计成形速度1.5mm/s。
5结束语
本机经调试, 各项技术参数及工件压制后精度均符合设计要求。设备电气、机械各运动部件运行正常可靠、平稳、噪声小。各系统性能可靠,符合设备研制要求,极大地提高了花键加工效率,性能达到国内先进水平。
摘要：介绍1000kN轴向振动成形液压机的研制及技术特点,详细叙述了其结构及自动化送料方案。该产品的研制提高了花键生产效率,降低了加工成本,在相关工业领域将发挥重大作用,具有重要的社会、经济意义。
关键词：液压机,轴向振动成形,花键,冷挤压,研制
轴向运动薄板的振动微分控制方程 篇2
关键词：弯曲薄板,附加力,微分控制方程
一、建立力矩的平衡方程
矩形薄板, 材料密度为ρ, 薄板厚为h, 初始弹性模量为E, 两端受有不变拉力N1和N2, 且以速度v沿x轴方向运动。下面分析轴向运动板内力, 它的尺寸为dx和dy。
对过薄板中心与x、y轴平行的直线取力矩, 由力矩的平衡, 略去微量, 整理可得:
剪力在z轴上的投影之和分别为:
二、中面的内力分析
由于板变形的影响, 板的轴向力不再是板的初始应力N, 还会多出一项由于板横向位移导致板轴向伸长而引起的附加力, 考虑形变后x方向的附加力为:
所以作用在x方向的中面法向内力在z轴上的投影之和为:
同理, 考虑形变后作用在y方向的中面法向力在z轴上的投影之和为:
六面体上的切向力Nxy, Nyx在z轴上的投影之和分别为:
略去微量, 并且Nxy=Nyx, 可得
三、建立偏微分控制方程
因为薄板轴向恒速运动产生横向振动, 因此板的惯性力为:
因此:
将上面各项表达式带入 (1.21) 中, 消去等式两侧的dxdy, 可得
将 (1.11) 、 (1.12) 式代入 (1.22) 式, 并化简得:
将各内力表达式:
带入 (1.23) 式可得轴向运动薄板横向振动的微分控制方程:
四、小结
轴向振动成形 篇3
一、轴瓦与轴肩碰磨故障分析
1. 故障现象
机组运行过程中发生发电机后轴承振动大跳闸。检查发现轴瓦的后端面与转子轴肩发生严重碰磨, 轴瓦阻油环过热烧裂, 轴瓦后侧的乌金轴向30 mm范围内熔化, 轴肩轴向40 mm范围内呈亮黑色, 轴承端盖螺栓全部松动, 轴承端盖与箱体结合面顶部出现3 mm间隙。
2. 故障原因分析
机组运行时, 发电机后轴承轴向振动在11~13 mm/s水平, 水平、垂直振动小一些。检查发现发电机定子的轴向安装尺寸与图纸尺寸相比向后移动了10 mm, 即轴瓦后端面与转子轴肩的轴向间隙缩短了10 mm。
轴承端盖因轴向振动过大导致其与箱体的连接螺栓承受较大的动应力, 长时间运行后, 螺栓发生松动, 轴承座倾斜、后移, 轴瓦后端面与转子轴肩的轴向间隙进一步减小。螺栓松动后, 轴承座的支撑刚度降低, 轴向振动进一步增大, 轴承座倾斜、后移幅度进一步增加, 最终导致轴瓦后端面与转子轴肩的轴向间隙消失而碰磨。
二、负荷齿轮箱传动失效原因分析
1. 负荷齿轮箱结构及传扭过程
负荷齿轮箱为人字齿轮构成的一级减速机构, 结构如图1所示。小齿轮加工成内部中空结构, 高速轴从小齿轮中间通过。高速轴的发电机端加工有外花键, 与花键齿套接在一起互相啮合。花键齿套与小齿轮的法兰通过螺栓连接在一起, 高速轴与燃气轮机转子刚性连接。大齿轮结构与小齿轮相似, 低速轴与发电机转子刚性连接。花键轴和花键齿套通过花键齿两端的台阶过盈配合连接来保证二者定心。花键齿套与大齿轮花键齿套尾端各有一个尾盘 (图2) , 通过6条螺栓和花键轴连接, 加上过盈配合力一起防止花键轴和花键轴套轴向活动。当燃气轮机扭矩传递给高速轴后, 高速轴通过花键轴传递给花键齿套, 再传递给小齿轮。小齿轮将扭矩传递给大齿轮, 再通过大齿轮花键齿套传递给低速轴, 最后把燃气轮机的扭矩传递给发电机。
2. 故障现象
机组带27 MW负荷运行, 突然发生有功降到0 MW, 无功14 Mvar, 燃机转速升高到5440 r/min, 发电机3000 r/min运行, 手、自动均无法升负荷。断开发电机出口开关52G准备重新并网, 燃机转速恢复到5100 r/min, 但发电机转速下降, 随后负荷齿轮箱发出异常响声, 紧急停机。停机后盘车, 燃气轮机轴转动, 发电机轴不转动。
解体检查负荷齿轮箱, 发现低速轴花键齿与花键套传动失效, 导致燃机扭矩不能传递到发电机。尾盘螺栓有2条断裂, 其余4条松动 (图2) , 过盈配合及花键齿传动失效。
3. 传动失效原因分析
发电机转子轴向振图2低速轴尾盘螺栓断裂和松动动, 导致低速轴与花键套的过盈配合产生微动磨损和松动而失效, 尾盘连接螺栓也承受较大应力。当轴瓦与转子轴肩碰磨时, 转子会产生很大的向后的轴向力, 该轴向力将低速轴花键套的尾盘螺栓拉长、拉断, 低速轴与花键套失去轴向限位功能而轴向相对活动。机组搬迁前大修时, 没有对负荷齿轮箱进行检查, 对螺栓断裂、花键齿轴向相对活动现象也没有发现。
机组试运时, 发电机后轴承振动值垂直6 mm/s、水平9 mm/s、轴向12 mm/s水平。机组原设计只安装了水平方向振动探头, 没有垂直和轴向监测, 监测系统显示的振动值为9 mm/s水平。现场人员认为振动值偏大, 将振动探头由原来的水平方向改为垂直方向安装, 监测系统显示振动值为6 mm/s水平。在轴承振动未改观的情况下, 认为机组的振动值处于合理水平, 遂交工投运。
机组运行期间, 出现负荷齿轮箱箱体及轴承有温度升高及振动增大现象, 应为花键齿磨损所致, 但运行人员认为没有超过限值, 继续运行。
轴向振动一直较大, 花键齿及过盈配合面始终存在轴向摩擦及磨损, 同时还伴有径向摩擦及磨损。花键齿存在较大的轴向相对运动, 产生的磨损很剧烈。随磨损量的增加, 磨损速度不断加快, 最终导致花键齿传动失效。
三、轴向振动大原因
1. 轴瓦安装存在偏差
轴瓦安装时存在倾斜, 没有与轴颈保持扬度一致, 轴颈的中心线和轴瓦的中心线产生了一个夹角, 转子旋转状态下, 油膜会产生一个轴向力, 这个轴向力诱发端盖的轴向振动, 同时对端盖产生一个偏转力矩。轴瓦存在倾斜, 转子落位后, 轴颈的承力中心线落在了轴承端盖几何中心线的外侧, 转子的重力及振动力对端盖施加一个偏转力矩。偏转力矩诱发螺栓松动及轴向振动增大。
2. 后轴承座支撑刚度降低
后轴承座与箱体的连接螺栓因承受较大的轴向动应力而松动, 轴承座刚度降低, 两个轴承座的支撑刚度不对称, 支撑刚度降低的后轴承座轴向振动增加。
3. 联轴器对中值超标
相当于转子存在永久弯曲, 运转中产生偏心力, 从而造成转子不平衡振动。由于偏心力的半径较小, 反应在轴承振动上是轴向振动较大, 垂直、横向振动较小。
4. 轴瓦间隙超标
轴瓦的垂直间隙超标0.15 mm, 容易诱发振动。
四、小结
机组存在较大的轴向振动是导致轴瓦与转子轴肩碰磨、花键齿传动失效的根本原因, 运行及检修人员未对轴向振动给予高度重视是故障的主要原因。运行人员应提高责任心, 对轴向振动及其它参数变化及异常情况给予高度重视, 发现问题及时处理。检修人员应严格按照检修规程对设备进行检查、检修。
该机组监测最小振动值的做法是严重错误的, 应该监测振动值最大者, 最好能同时监测3个方向的振动值。目前很多机组 (尤其是小机组) 未安装轴向振动监测探头, 但轴向振动的危害不可小觑, 可以加装轴向振动探头或定期进行现场实测来加强轴向振动的监测。
摘要：燃气轮机发电机组轴向振动大, 导致轴瓦与轴肩碰磨、负荷齿轮箱传动失效的故障。指出机组振动监测存在的不足, 提出改进意见。
轴向振动成形 篇4
钻柱力学特性研究是现代钻井工程理论和技术的重要组成部分, 其主要研究对象是底部钻柱的受力和变形, 核心内容是底部钻柱的静力学和动力学特性的研究和应用[1,2]。因此, 获取钻柱底部靠近钻头处的动态力学参数有助于分析底部钻柱的动力学特性, 国内外许多学者对底部钻具组合BHA (bottom hole assembly) 的振动问题进行了大量理论研究, 并通过建立理想模型和理论计算, 取得了很多成果[3,4,5]。目前, 关于钻柱横向振动的研究多是利用现有的线性分析理论, 而忽略了非线性因素的影响[3,4,5,6,7], 且考虑钻柱非线性特征的研究多集中在底部钻具组合段[8], 针对水平钻柱横向振动的非线性动力学研究鲜见报道。随着齿轮齿条钻机等新概念石油钻机的出现[9], 水平钻柱的横向振动不仅影响钻具组合和钻柱本身, 而且对钻机等地面装备也会产生很大的影响, 因此研究整体的水平钻柱动力学问题具有理论和实际应用价值。
本文以整根水平井钻柱为研究对象, 在基本假设的基础上, 将水平井钻柱简化为一端简支的细长柔性梁。针对该柔性梁的特征, 采用解析法建立非线性动力学方程, 运用非线性动力学的数学方法分析共振情况下的复杂动力学响应, 尝试找到控制水平钻柱横向振动的方法。
1 动力学方程的建立
由于井筒中柔性钻柱很长, 根据实际情况假定钻柱处于线弹性变形状态;不考虑钻柱纵向振动和扭转振动;忽略轴向移动、温度变化、钻井液浮力、钻柱重力的影响;略去钻柱和井壁碰撞产生的多支点, 钻柱未发生螺旋屈曲;钻井液为牛顿流体且动压力为零;钻柱轴线与井筒轴线重合。将钻柱简化为一端简支的细长柔性梁, 以变形前梁的轴线作为x轴, 如图1所示。
钻柱呈现细长柔性梁状态, 符合EulerBernoulli梁理论假设, 即在梁未变形状态垂直于梁轴线的横截面, 在梁变形后仍保持为平面且垂直于变形后的梁轴线。基于该理论建立的梁位移场方程为
式中, v0、w0为梁轴线上的横向位移;u、v、w分别为x、y、z方向的位移。
若只考虑横向大变形, 则变形与位移场的关系可表示为
油田钻井作业中使用的钻柱一般由单一材料制造, 因此简化后的钻柱有轴向刚度E11和剪切刚度E12两个独立的刚度, 将钻柱在钻头处的作用力简化为柔性梁的轴向力Fx, S为Fx产生的相应位移, 旋转柔性梁以角速度ω旋转时承受离心力, 离心力Fr所做功的变分为
利用哈密顿原理得到的旋转柔性梁横向振动动力学方程为
式中, ρ为钻柱密度。
为了便于分析, 引入量纲一变换, 去掉量纲一方程的上划线, 并取横向振动位移的前两阶模态w0=w1 (t) sinπx, v0=v1 (t) sinπx, 利用伽辽金法进行离散, 得到的柔性旋转梁横向位移运动方程为
2 摄动分析
摄动法又称为小参数展开法, 对于含有小参数的问题, 往往可以通过简化, 使原有问题变得容易求解, 而摄动法就是求解这类问题的有效方法。本文引入一小参数ε进行摄动分析, 使用多重尺度法[10]得到式 (5) 、式 (6) 的平均方程, 考虑主参数共振和1∶1内共振, 通过整合公式, 得到笛卡尔坐标形式的平均方程:
式 (7) ~式 (10) 为利用摄动法求出的简化系统下钻柱柔性旋转梁的平均方程, 由平均方程可以看出, 钻柱转速和轴向力是影响钻柱振动的两个主要参数。钻柱轴向力跟地层硬度、钻井速度和钻井深度等多种参数相关, 只有在采用恒压钻进的自动化钻井工艺中容易实现实时的测控。钻柱转速是通过地面的顶部驱动设备直接控制的, 容易实现实时转速的控制和检测。由于在同一个方程中存在两个变量, 故可以通过一个参数的调整来削弱另一个参数对振动的有害影响。
3 横向振动响应分析
下面根据建立的平均方程式 (7) ~式 (10) , 通过改变量纲一转速, 采用非线性动力学分析方法, 进行柔性旋转钻柱的横向振动规律研究。
算例1选取参数x10=-7.9, x20=-13, x30=-20, x40=15.5, c3=0.033, ρ=1.36, A11=0.365进行系统横向振动响应实验, 实验发现系统随着转速的变化而出现分叉, 如图2所示。
从图2可以看出, 由于在两个模态中发生了能量转换, 振动幅值出现了跳变现象, 系统的响应经历了从周期到混沌, 再到二倍周期的过程。在系统初始条件和其他参数都不变的前提下, 当转速ω4=2.8时, 系统由二倍周期运动分叉为概周期运动, 其对应的动态响应如图3所示。随着转速的增大, 当ω4=2.896时, 系统由概周期运动变为混沌运动, 其对应的动态响应如图4所示。当ω4继续增大为3.944时, 系统变为二倍周期运动, 如图5所示。
算例2选取的系统初始条件和参数值分别为x10=8.0, x20=8.8, x30=-14.3, x40=0.3, c3=0.089, ρ=1.43, A11=0.015。在上述参数下的系统横向振动响应实验表明, 系统会随着转速的变化出现分叉, 如图6所示。从图6中可以看出, 系统的响应大部分为混沌, 但在混沌响应之间又有周期响应。令系统的初始条件和其他参数不变, 只改变图6中的转速ω4, 当ω4=2.872时, 系统会出现混沌运动, 如图7所示。当转速增大为ω4=2.912, 系统由混沌运动变为六倍周期运动, 其对应的动态响应如图8所示。
以上通过相图、分叉图分析了柔性旋转梁的非线性振动响应和动态分叉参数值, 分析结果表明, 在共振条件下柔性旋转梁振动幅值是有限值, 并非无穷大。当旋转角速度从小到大变化时, 系统出现了由倍周期分叉进入混沌运动的现象, 同时发现在混沌响应区域中出现了周期响应, 系统的振动幅值还会出现跳变现象, 系统的运动状态经历了从周期运动到混沌运动, 再到二倍周期运动的变化过程。
4 结论
(1) 将井眼中工作的钻柱简化为柔性旋转梁, 探讨了柔性旋转梁振动控制的方法, 并对柔性旋转梁非线性动力学响应进行分析, 分析结果揭示了柔性旋转梁的周期运动、混沌运动、二倍周期运动和跳变等复杂的非线性动力学现象。
(2) 柔性旋转梁在共振条件下, 振幅并不是无穷大, 而是有限值。在实际工程中可以通过改变钻柱的转速来调节钻柱的横向振动。
参考文献
[1]李成, 丁天怀, 王鹏, 等.底部钻柱动态力学特性测量方法与实验研究[J].中国机械工程, 2009, 20 (8) :933-936.Li Cheng, Ding Tianhuai, Wang Peng, et al.Measurement Method and Experimental Research on Dynamic Force Behaviorof Bottom Drill String[J].China Mechanical Engineering, 2009, 20 (8) :933-936.
[2]肖文生, 张杨, 钟毅芳.钻柱在钻井液和井壁摩阻共同作用下的涡动[J].中国机械工程, 2004, 15 (4) :334-338.Xiao Wensheng, Zhang Yang, Zhong Yifang.Annulus Whirling Motion Analysis of the Rotary Drill String under the Actions of Rubs between Well-walls and Drilling Fluids[J].China Mechanical Engineering, 2004, 15 (4) :334-338.
[3]Yigit A S, Christoferou P.Coupled Torsional and Bending Vibrations of Drillstring Subject to Impact with Friction[J].Journal of Sound and Vibration, 1998, 215 (1) :167-181.
[4]Yigit A S, Christoferou P.Coupled Torsional and Bending Vibrations of Actively Controlled Drillstrings[J].Journal of Sound and Vibration, 2000, 234 (1) :67-83.
[5]Yigit A S, Christoferou P.Fully Coupled Vibrations of Actively Controlled Drill-strings[J].Journal of Sound and Vibration, 2003, 267 (5) :1029-1045.
[6]屈展.钻柱在内外钻井液共同作用下的横向振动[J].石油机械, 1995, 23 (4) :40-43.Qu Zhan.Influence of in and Out Drilling Fluid on Transverse Vibration of the Drilling String[J].China Petroleum Machinery, 1995, 23 (4) :40-43.
[7]季文美, 方同, 陈松淇.机械振动[M].北京:科学出版社, 1985.
[8]陈乐平.钻柱横向非线性振动分析[J].中国工程机械学报, 2010, 8 (2) :138-142.Chen Leping.Analysis on Transverse Nonlinear Vibration for Drilling Shafts[J].Chinese Journal of Construction Machinery, 2010, 8 (2) :138-142.
[9]王宏伟, 刘继亮, 张润松.国外多功能齿条齿轮钻机技术现状[J].石油机械, 2011, 39 (9) :23-26.Wang Hongwei, Liu Jiliang, Zhang Runsong.Technology Situation of Multi-function Rack Gear Drilling[J].China Petroleum Machinery, 2011, 39 (9) :23-26.