振动特性试验（精选12篇）
振动特性试验 篇1
1 前言
航空发动机高压涡轮工作叶片是发动机的重要零部件, 它的功能主要是将燃气的动能与热能转换成旋转的机械能, 涡轮转子叶片作为一个高速旋转的零部件, 承受着很大的离心载荷、气动载荷及热负荷, 但影响叶片使用寿命的最重要因素是振动与疲劳, 通过研究叶片的振动特性, 来分析叶片振动的主要因素, 从而采取措施使叶片避开危险工作状态或减弱振动对叶片的影响, 以保证叶片的强度。
某发动机高压涡轮工作叶片为新研制叶片, 根据试验任务书要求, 需对叶片进行振动特性测试, 为叶片振动监测、故障分析及排故提供依据。
2 测试系统
测试系统由电磁振动台、应力测量系统、振幅测量系统等组成。
3 试验件及试验状态
3.1 高涡叶片试验件由生产厂提供, 振动特性试验前进行叶片称重。
3.2 叶片频率测量范围:600Hz~10000Hz。
3.3 计算参考值:一阶频率:2307Hz;二阶频率:3740Hz;三阶频率:8284Hz。
3.4 边界条件:叶片榫头处夹紧。
3.5 试验温度:室温。
4 振动特性试验
4.1 高压涡轮工作叶片固有频率测试
由于叶片频率较高, 电磁振动台频率范围无法满足试验要求, 故采用敲击法进行叶片高频测试研究, 即通过振动信号分析系统对敲击叶片产生的振动信号进行自谱分析, 根据试验要求计算出叶片的前三阶固有频率。
4.2 高压涡轮工作叶片振型试测试
采用电磁振动台抛砂法进行叶片振型测试, 调整电磁振动台激振频率, 当激振频率等于叶片的固有频率时, 叶片产生共振, 同时叶身出现明显的振型, 由于振动台频率范围有限, 叶片第三阶频率较高 (f3=8361Hz) , 故振型无法做出。前两阶振型如图1、图2所示。
4.3 高压涡轮转子叶片应力分布测试
在一阶弯曲和一阶扭转振型下分别测量叶片叶身表面的应力分布情况。应变片粘贴位置如图3所示。
5 数据分析
5.1 本次试验共选用2片叶片进行, 通过数据分析和对比, 两片叶片的应力分布和振型完全一致。
5.2 叶片一阶弯曲应力最大点在叶片叶盆进气边根部。
5.3 叶片一阶扭转应力最大点在叶片叶盆进气边距根部10mm处。
参考文献
[1]谢庆华, 张宁蓉, 张凯.某型航空发动机一级高压涡轮叶片三维有限元振动特性分析[J].航空维修与工程, 2013 (01) :75-78.
振动特性试验 篇2
特型涡轮转子耦合系统振动特性分析
本文分析研究了特型涡轮转子多重耦合振动系统的固有特性.对分析计算中所用的单晶合金的弹性矩阵作了分析推导.全面研究了此涡轮转子耦合振动的`特性.在后处理中表述了多重耦合的模态特征.所引出的结论可供类似结构的耦合振动分析参考,有一定的工程实用价值.
作 者：程滔 张锦 CHENG Tao ZHANG Jin 作者单位：北京航空航天大学,405教研室,北京,100083刊 名：航空动力学报 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF AEROSPACE POWER年，卷(期)：15(4)分类号：V231.92关键词：镍基合金 单晶 粉末冶金 耦合振动
振动特性试验 篇3
关键词：减摩工具；力激励振动；位移激励振动；减摩效果
中图分类号：TE921 文献标识码：A 文章编号：1006-8937（2015）14-0004-02
使用振动类减摩工具是解决减小大位移井钻柱摩阻的有效途径，按照作用机制不同，目前现场应用的振动类减摩工具可以分为两类，一类是通过一定的方式给钻柱施加特定方向的振动力激励，即力激励振动减摩工具；另一类是通过一定的机构给钻柱施加特定方向的振动位移激励，即位移激励振动减摩工具，利用简单的平面摩擦副模型对这两类减摩工具的减摩机理和减摩效果进行了对比分析，以期为井下振动类减摩工具的研发提供理论支撑。
1 力激励振动对摩擦的影响
力激励振动减摩即通过一定方式给予滑块一激励力，达到减小摩擦力的效果，依据激励力方向与驱动力方向的不同，分为纵向力激励振动减摩、横向力激励振动减摩及法向力激励振动减摩。
1.1 纵向力激励振动对摩擦的影响
纵向力激励振动的激振力的方向与驱动力方向共线，如图1所示，基体上放置一个可以自由移动的滑块，其质量为m，与基体之间的静摩擦系数为？滋，驱动力为Fd，纵向激励力F（t）=FOsin（2？仔ft）。
设破坏滑块静止状态所需最小驱动力为Fdmin，可以得到：
Fdmin=？滋mg-FO（1）
参照经典摩擦学定律中静摩擦系数的定义，引入当量静摩擦系数的概念，即在振动条件下，物块开始滑动时的最大静摩擦力与支反力的比值，则纵向力激励振动条件下的当量静摩擦系数？滋Z为：
？滋Z=■？滋（1-■）（2）
由于FO/？滋mg>0，易知？滋Z<？滋，即纵向力激励条件下，静摩擦力减小。
1.2 横向力激励振动对摩擦的影响
横向力激励振动的激振力的方向与驱动力方向正交，且与摩擦面平行，如图2所示。
设横向力F（t）=FOsin（2？仔ft），打破滑块静止状态所需的最小驱动力为Fdmin：
Fdmin=■（3）
当量静摩擦系数？滋h：
？滋h=■=？滋■（4）
由于FO/？滋mg>0，易知？滋h<？滋，即横向力激励条件下，静摩擦力减小。
1.3 法向力激励振动对摩擦的影响
法向力激励振动的激振力方向与驱动力的方向正交，且垂直于摩擦面，如图3所示。
法向力F（t）=FOsin（2？仔ft）（，打破滑块静止状态所需的最小驱动力为Fdmin：
Fdmin=？滋（mg-FO）（5）
当量静摩擦系数？滋f：
？滋f=■=？滋（1-■）（6）
式中，FO/mg>0，易知？滋f<？滋，即法向力激励条件下，静摩擦力减小。
2 位移激励振动对摩擦的影响
位移激励振动减摩即通过一定方式给予滑块位移激励，达到减小摩擦力的效果，依据激励位移方向与滑块原有速度方向的不同，位移激励振动减摩可以分为纵向位移激励振动减摩、横向位移激励振动减摩及法向位移激励振动减摩。
2.1 纵向位移激励振动对摩擦的影响
纵向位移激励振动即施加给滑块的位移激励方向与滑块原有速度方向共线，如图4所示
设滑块原有速度为VO，驱动力为Fd，设位移激励为简谐振动：
x（t）=-vacos（2？仔ft），则激励振动速度为：
v（t）=2？仔fvasin（2？仔ft），式中va为纵向位移激励的幅值，f为纵向位移激励的频率，t为时间。分析在一个振动周期内滑块的速度及所受摩擦力随时间变化关系如图5所示，规定摩擦力及速度的方向向左为正，振动速度v（t）达到滑块原有速度vO所需时间为：
？驻t=■arcsin（■）（7）
在时间段0～t1，v（t）
由正弦函数对称性知，在一个振动周期T内，滑块所受的时均摩擦力Ff*为：
Ff*=■=■arcsin（■）（8）
式中，Ff为滑块没有受振动激励时的摩擦力，如图6所示，当纵向位移激励振动幅值2？仔fva小于滑块原运动速度时，振动对摩阻力没有影响，当2？仔fva大于滑块原时，滑块受到的摩擦力随着2？仔fva/Vo比值的增大迅速减小，即纵向位移激励振动减小了摩擦力。
2.2 横向位移激励振动对摩擦的影响
横向位移激励振动即施加给滑块的位移激励的方向与振动体原有速度方向正交，且与摩擦面平行，如图7所示。
设横向位移激励为y（t）=-Vacos（2？仔ft），则横向激励速度为v（t）=2？仔fvasin（2？仔ft），滑块运动速度为v（t）与Vo的合速度，如图8所示，v为滑块的合速度，Ff为滑块所受横向摩擦力和纵向摩擦力的合力，因此横向位移激励振动减摩可以看成部分滑块摩擦力分解到了横向位移激励振动方向。
在一个振动周期内，滑块在速度Vo方向受到的时均摩擦力Ff*为：
Ff*=■■Fodt=■■cos（arctan（■））dt（9）
如图9所示，随着的增大，逐渐减小，且只要存在横向位移激励振动，不管振幅多大，滑块在原有速度方向的摩擦力都会减小。
2.3 法向位移激励振动对摩擦的影响
法向位移激励振动的激振位移方向与驱动力的方向正交，且垂直于摩擦面。如图10所示，当滑块存在法向位移激励时，滑块与接触面周期性地脱离，由于脱离的时间与位移激励的频率相关，难以精确计算，因此只做定性分析。在滑块脱离接触面时，相当于滑块与基体间的摩擦系数为零，因此在一个振动周期内平均滑动摩擦系数减小，即法向位移激励振动减摩是通过减小平均滑动摩擦系数来实现。
3 振动减摩效果对比
3.1 不同方向力激励振动减摩效果对比
激励力方向不同时，减摩效果亦不同，设滑块所受激励力均为F（t）=FOsin（2？仔ft），且Fo<？滋mg：
①纵向力激励振动与横向力激励振动减摩效果对比。
？滋2z-？滋h2=2？滋2（（■）2-■）<0，
即纵向力激励振动减摩效果优于横向力激励振动。
②纵向力激励振动与法向力激励振动条件下减摩效果对比。
一般静摩擦系数μ<1，固当量静摩擦系数：
？滋z=？滋（1-■>？滋f=？滋（1-■）
即纵向力激励振动减摩效果优于法向力激励振动。
③横向力激励振动与法向力激励振动条件下减摩效果对比。
？滋h2-？滋f2=■（（■-1）-■），当（■-1）-■）<0时，？滋h<？滋f，即横向力激励振动减摩效果优于法向力激励振动。
由以上对比分析知，纵向力激励振动减摩效果优于横向力激励和法向力激励。
3.2 不同方向位移激励振动减摩效果对比
纵向位移激励与横向位移激励振动条件下时均摩擦力与无位移激励振动时的摩擦力比值Ff*/Ff随振动速度幅值与原有速度比值2？仔fva/vo的变化关系，如图11所示，相同位移激励幅值条件下，纵向位移激励振动减摩效果优于横向位移激励振动。
4 结 语
①振动减摩工具分为力激励振动减摩工具和位移激励振动减摩工具两类，力激励振动通过减小当量静摩擦系数的方式减小静摩擦力，位移激励振动通过改变摩擦力方向或者减小平均动摩擦系数来减小动摩擦力。
②相同条件下，纵向力激励振动减摩效果优于横向力激励振动和法向力激励振动，纵向位移激励振动减摩效果优于横向位移激励振动，因此，在设计振动类减摩工具工作机制时应优先选用纵向振动方式。
参考文献：
[1] 苏义脑，窦修容.大位移井钻井概况、工艺难点和对工具仪器的要求[J].石油钻采工艺，2006，（2）.
[2] 苏义脑，窦修荣，王家进.减摩工具及其应用[J].石油钻采工艺，2005，（2）.
[3] 余志清.降摩阻短节在定向钻井及水平钻井中的应用[J].钻采工艺，1999，（1）.
[4] 易灿，李根生，范红康.井下振动减摩器的设计及试验研究[J].石油矿场机械，2003，（6）.
[5] Ken Newman，Timm Burnett，John Pursell，et al.Modeling the effect of a downhole vibrator[P].SPE 121752，2009.
振动特性试验 篇4
关键词：深松机,振动式,运动特性
0 引言
在农业生产中,土壤深松是获取农作物高产必不可少的机械作业项目。深松作业能够打碎坚实的犁底层,增加耕作层深度,促进土壤小生态环境的形成,是实施农业保护性耕作的重要技术措施。土壤对机具的粘附作用使犁耕阻力增加约30% ,造成燃料消耗增加,深耕部件磨损严重。用以降低土壤对耕作部件表面的粘附作用并克服相互之间的摩擦作用,所耗费的能量大约占整个深松作业过程消耗能量的三分之一或更多。据统计,耕作时土壤粘附和摩擦降低10% ,我国每年可节省油耗0. 7 亿L。减少深松机具工作阻力、降低燃料消耗、提高能源利用率一直是国内外十分关注的问题。伴随着我国经济的迅速发展和人口激增,能源供需关系的日益紧张,农业机械化生产全面铺开,所需能源巨大,探索某种新的技术手段和研究方法,减少耕作阻力、降低能源消耗及机械化生产作业成本,耕作部件的减阻降耗的理论和试验研究工作意义重大。
减少深松机具耕作阻力是降低能耗的主要措施,一般通过改变土壤耕作部件的结构形式和工作参数,或改变耕作土壤的物理机械性质来实现。通常采用的减阻方法有电渗减阻、磁化减阻、振动减阻和仿生减阻等。对上述各种减阻方法综合分析比较,振动减阻耕作的减阻效果尤为明显,平均减少拖拉机牵引阻力15% ~ 20% ,节省能耗10% 左右。
1 国内外研究现状
T. Niya mapa和V. M. Salokhe等[1,2]的振动深松试验结果表明: 深松机振动与无振动相比,牵引阻力之比为0. 63: 0. 93,碎土效果明显改善,但拖拉机能耗增加41% ~ 45% 。E. P. Bandalan等[3]试验研究了振动耕作时深松机振动频率、振幅和前进速度因素对牵引阻力的影响,结果表明: 当深松机振动幅值为36. 5mm、振动频率为9. 48Hz,机具前进速度为2. 2km /h时,可降低33% 的耕作阻力,但同时功耗增加24% 。Szabo B,Barnes F,Sture S等[4]对推土铲、铧式犁、凿式犁等耕作部件进行振动试验的研究结果表明: 当振动方向与机具前进方向一致时,可以减少犁耕阻力71% ~93% ; 另一方面,在甜菜收获机中采用振动技术也获得了较为明显的节能降阻的效果,可平均节省能量消耗14% ~ 18%[5]。Gholamhossein Shahgoli等[6,7]对振动耕作部件的振动角度和振动频率等试验研究表明: 深松机振动耕作与一般耕作相比,拖拉机牵引阻力从25. 8k N降至9. 3k N,增大深松机的振动频率,拖拉机后悬挂动力输出的功率也随之增加; 振动频率从1. 9Hz增至8. 8Hz时,功率从2. 5k W增加到26. 3k W。王俊发、魏天路、刘孝民等[8,9]应用二次正交旋转设计的试验方法对凿式振动深松铲进行了试验,试验结果表明: 在深松作业过程中引入振动,大幅降低了牵引阻力,最大可降至不振动牵引阻力的30% ; 振动深松不能减少总功率消耗,相反功率会略有增加。振动频率越高,功耗越大,低频大幅度对于振动深松较合适。
国内外研制的振动式深松机具主要产品有罗马尼亚的MAS - 60 型振动深松铲、意大利的MORO型振动深松铲、法国APRON振动深松铲、德国生产的TLG - 12 型振动超深松机及匈牙利生产的FVA - 3 振动深松土犁等[10,11,12,13]。国内主要产品有河北华勤机械股份有限公司研制的1SZ型振动深松机、黑龙江龙润灌排技术开发有限责任公司的1SZ - 210 型多功能振动式深松机、西安大洋农林科技有限公司的大洋风1S -7型深松机、北京银华春翔农机有限公司的春翔1SQ -250型深松机等。振动式深松机具的工作原理大都是由拖拉机动力输出轴驱动偏心振子使深松机工作部件产生周期振动。本文以1SZ型振动深松机为原型,并在机架、铲柄做了相应改动,以完成不同参数试验。
2 结构、工作参数分析
采用的振动式深松铲主要由支架、机架、激振器、开沟器、深松铲、杠杆式支架、三点悬挂和动力轴,以及限深轮等组成。其中,激振器是该试验机具的核心部件,该结构的优劣直接决定着机具工作性能和使用寿命,目前常见的结构形式包括曲轴滑槽、偏心振子及弹簧振动机构等[14,15,16,17]。所使用机具激振器选用了偏心轴摇杆结构,其能量从拖拉机的后悬挂动力输出轴通过万向传动轴接入,动力轴驱动偏心轴做圆周运动,与偏心轴挂接的杠杆式支架做相应的小角度摆动,固定在杠杆式支架上的深松铲产生振动,从而实现土壤的深松作业。振动式深松机结构如图1 所示。图1 中的坐标系是以振动深松销座为坐标原点而建立的直角坐标系。影响振动式深松铲深松作业效果和工作阻力的因素包含振动幅值、振动频率、振动角度和机具的前进速度。
2. 1 振动幅值
深松机具的工作架在曲柄连杆机构的带动下绕着振动中心O摆动,摆动角为 ε ,可以推出
式中ε —工作架的摆动角度( °) ;
b —工作架垂直摆动半径( m) ;
k—工作架前段的摆动半径(m);
z—曲轴的偏心尺寸(m);
r —工作架后段的摆动半径( m) ;
ε'—工作架的t时刻的摆动角度( °) ;
ω—为深松机偏心轴的转动角速度(rad/s)。
工作架绕中心点O摆动并带动与其固定在一起的深松铲一起振动,深松铲铲尖绕着振动中心振动并可以得出
式中a —深松铲水平方向的振幅( m) ;
a'—深松铲垂直方向的振幅(m);
R—振动深松铲的振动半径(m)。
1.偏心轴2.轴承座3.杠杆式支架4.销座5.深松铲柄6.铲尖
2. 2 振动频率
深松铲的振动频率定义为深松铲每秒钟振动次数,其值与拖拉机后悬挂动力输出转速成正比。本文中所用动力由土槽台车中变频电机提供,转速0 ~3 000r / min可调。
式中f —深松铲的振动频率( Hz) ;
n —后悬挂动力输出转速( r / min) 。
2. 3 振动角
深松铲的振动角定义为深松铲铲尖位于振动平衡位置时,深松铲铲尖与中心点连线与垂直方向的夹角。当深松铲铲尖位于振动中心前面时,振动角定义为正; 当铲尖位于振动中心后面时,振动角定义为负,并可以推出
式中β —深松铲的振动角度( °) ;
x—深松铲铲尖到O的水平距离(m);
y—深松铲铲尖到O的垂直距离(m)。
2. 4 机具的前进速度
V0定义为振动深松机的前向运行速度,单位为m / s。本试验过程中,机具前进速度由土槽台车上的前进变频电机控制,精度为0. 01m /s。
3 运动特性分析
振动幅值、振动频率、振动角度和机具前进速度是影响振动深松机的作业性能、工作阻力和功率消耗的重要参数,通过运动轨迹分析,可确定参数范围。
3. 1 振动角 β = 0 时运动特性分析
此时,深松铲铲尖位于振动原点O正下方,即振动角 β = 0 时,深松铲的振动速度和位移可用余弦和正弦函数来描述,则
深松铲的x轴方向位移、y方向位移及合成位移曲线如图2 所示。水平方向上的位移曲线以a为振幅,振动频率为f = ω /( 2π) 。初始相位为0 的正弦波形与斜率为V0的直线波形合成,如图2( a) 所示。垂直方向上的位移曲线是以a'为振幅,振动频率为f= ω / ( 2π) 的正弦波形在y轴方向向下平移R后的波形,如图2( b) 所示。振动深松铲的运动轨迹为一段锁扣波形,锁扣频率为基础频率的1 /2,幅值为a',如图2( c) 所示。对位移方程求导即可得出速度方程为
3. 2 振动角 β > 0 时运动特性分析
深松铲铲尖位于销座( 坐标原点) 左下方,即振动角 β > 0 时,深松铲的振动速度和位移可用余弦和正弦函数来描述。其中,水平方向的振幅[Rsin( β + ε)- Rsin( β - ε) ]/2 ,垂直方向的振幅为[Rcos( β + ε)- Rcos( β - ε) ]/2 ,sinε = b / r = z / k ,ε' = εsinωt 。
对位移方程求导,即可得出速度方程为
深松铲的x轴方向位移、y方向位移及合成位移曲线如图3 所示。水平方向上的位移曲线以[Rsin( β+ ε) - Rsin( β - ε) ]/2 为振幅、振动频率为f = ω /( 2π) ,ω 为后悬挂动力轴旋转角频率。初始相位为零的正弦波形与斜率为V0的直线波形合成,如图3( a) 所示。垂直方向上的位移曲线以[Rcos( β + ε) -Rcos( β - ε) ]/2 为振幅,振动频率为f = ω / ( 2 π) 的正弦波形在y轴方向向下平移R后的波形,如图3( b)所示。振动深松铲的运动轨迹为向运动方向倾斜的正弦波形在y轴方向向下平移后得到波形,幅值为[Rcos( β + ε) - Rcos( β - ε) ]/2 ,如图3( c) 所示。
3. 3 振动角 β < 0 时运动特性分析
深松铲铲尖位于销座( 坐标原点) 右下方,深松铲的振动速度和位移可用余弦和正弦函数来描述。其中,水平方向振幅[Rsin( β + ε) - Rsin( β - ε) ]/2 ,垂直方向的振幅为[Rcos( β + ε) - Rcos( β - ε) ]/2 ,
深松铲的x轴方向位移、y方向位移及合成位移曲线如图4 所示。由图4 可见,振动角 β < 0 。水平方向上的位移曲线以[Rsin( β + ε) - Rsin( β - ε) ]/2 为振幅,振动频率为f = ω /( 2π) ,ω 为后悬挂动力轴旋转角频率。正弦波形与斜率为V0的直线波形合成,如图4( a) 所示。垂直方向上的位移曲线以[Rcos( β+ ε) - Rcos( β - ε) ]/2 为振幅,振动频率为f = ω / ( 2π) 的正弦波形在y轴方向向下平移R后的波形,如图4( b) 所示。振动深松铲的运动轨迹为一段向与运动方向相反方向倾斜的正弦波形在y轴方向向下平移后得到,频率为f = ω /( 2 π) ,幅值为[Rcos( β + ε) -Rcos( β - ε) ]/2 ,如图4 ( c ) 所示。对位移方程求导即可得出速度方程为
由上述3 种运动形态可以得出如下结论:
1) 当V0≠ 0 、β = 0 时,振动式深松铲的运动轨迹为锁扣波形。与非振动式深松机运动轨迹- 近似直线相对比,前者在已经深松过的土壤上额外做了圆周运动,从而消耗了更多的功率,土壤深松效果略有改善;但增加了功率消耗,基本没有减阻效果。
2) 当V0≠ 0 、β > 0 时,振动式深松铲的运动轨迹为沿运动方向倾斜的正弦波形,深松过程可分为切削、后撤两部分。深松铲向前上方切削未深松土壤所消耗功率略小于非振动深松过程,但在后撤过程中深松铲依然要在未深松土壤中作业,消耗更多的功率,土壤深松效果有了很大改善; 此时所消耗的功率由拖拉机的牵引力和后悬挂动力轴输出,从而使用较小拖拉机完成深松作业变为可能,土壤疏松效果好,但减阻效果较差。
3) 当V0≠ 0 、β < 0 时,振动式深松铲的运动轨迹为沿运动方向反方向倾斜的正弦波形,深松过程可分为切削、提升两部分。深松铲向前下方切削未深松土壤所消耗功率略小于非振动深松过程,在提升阶段深松铲在已经深松的土壤中作业,消耗功率较小,土壤深松效果明显; 此时所消耗的功率由拖拉机的牵引力和后悬挂动力轴共同输出,而后悬挂动力输出效率高,合理配置两者比例,可以实现减阻降耗的目的。
4 试验研究
试验是在青岛农业大学机电工程学院土槽实验平台上进行的,如图5 所示。搭建的土槽试验台由土槽、轨道、试验台车、振动式深松机、无级调速牵引系统、无级调速动力驱动系统、自动控制系统、手动控制系统及测控系统等组成,能够模拟振动式深松机的田间工况和对各个参数进行采集和分析。试验机具通过T型螺栓固定在试验台车后三点悬架上,土槽试验台车上的两台变频电机分别为试验机具提供前进动力和旋转驱动力,台车上的控制系统可以精确地控制试验过程中前进速度、转速、耕作深度等工作参数。试验台车后侧动力输出轴经万向节传递至试验机具凸轮装置,凸轮的偏心距和铲的位置确定了深松机的振动幅度,改变与动力输出轴连接的无级变频电机的转速就可以改变振动频率。
1.土槽台车主控装置2.自动控制系统3.测控系统调理装置4.手动控制系统5.台车后三点悬挂系统6.振动式深松机7.无级调速动力输出系统8.土槽轨道
试验台测试系统包括双电动机控制系统,由应变桥路、NI公司的PXI - 6133 同步数据采集卡组成的测试系统及上位机分析处理系统组成。电动机控制系统通过变频器实现振动式深松机频率调节,测量控制系统目的是检测并控制试验台车的前进速度、后悬挂输出转速及机具的耕深等工作参数,并可测定不同作业方式下的试验部件的牵引阻力、牵引功耗及旋转扭矩和旋转功耗。应变桥路产生的测试信号经信号调理系统放大、滤波、转换等处理后,再由上位机编制的基于LABVIEW的测试系统进行相关数据的分析和处理[18,19,20,21]。
振动式深松机测试试验土槽长35m,宽2. 5m,深1. 2m。为提高试验数据的可信度,试验过程中要求各次试验土壤的坚实度及含水率基本保持一致,且土壤表面平整。土壤整理工艺分碎土及初平、洒水、土壤分层压实4 部分,由台车的自动控制系统分时自动完成。整个试验过程所用土壤类型单一、犁底层固定,因此试验中耕深固定,设为30cm。分别对前进速度为0. 2 ~ 1. 78m /s、振幅为10mm、振动角为10. 80°~ - 32. 40°条件下,在0 ~ 50Hz振动频率下的一组工作部件进行土槽单因素试验研究,如图6 ~ 图8 所示。由图6 可见: 深松作业过程中,功率消耗随着机具的前进速度提升而增加; 但并非线性关系,其旋转功耗指后悬挂扭矩功耗。由图7 可知: 切削功耗和总功耗随着振动频率的增加而降低,在12Hz附近降至最低而后增加,旋转功耗随之振动频率增加而增加。由图8 可以看出: 振动角对整个深松作业过程中能耗影响很大,总功耗在- 10°左后达最低,切削功耗随着振动角度增加而增加,旋转功耗随振动角度增加先减小后增加。
5 结论
1) 通过对国外相关振动作业机具的研究,确定了振幅、振动频率、振动角和前进速度为影响振动深松机具作业的主要参数。
2) 从机具运动特性入手,对3 种不同振动角度的运动轨迹分别进行了研究分析,得出当振动角度为负值时功耗大大减小,能有效实现减阻降耗的目的。
爆炸地震地面竖向振动的幅值特性 篇5
爆炸地震地面竖向振动的幅值特性
对地面附近爆炸地震引起的`地面竖向振动幅值特性进行了实验研究。用药量为2kg的TNT药包分别放置于地面、地上和地下引爆，得到了离开爆炸源不同距离处地面的竖向振动速度。分析表明，地面竖向最大加速度和最大速度随距离的衰减均服从负幂函数关系，地面竖向振动速度比加速度具有更长的持续时间。
作 者：林大超 白春华 张奇 LIN Da-chao BAI Chun-hau ZHANG Qi 作者单位：National Key Laboratory for the Prevention and Control of Explosion and Disasters, Beijing Institute of Technology,刊 名：北京理工大学学报 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF BEIJING INSTITUTE OF TECHNOLOGY年，卷(期)：200121(2)分类号：P315.8关键词：爆炸 爆炸地震效应 地面运动 幅值特征
振动特性试验 篇6
【关键词】振动筛;有限元分析;强度;优化设计
0.引言
振动香蕉筛是目前广泛应用于各大选煤厂的重要筛分设备，以其处理能力大、筛分效率高和可靠性高等优点，越来越受到市场的欢迎。香蕉筛在相同条件下，与其他类型的筛机相比，单位面积可增加处理能力40%～60% ，筛分效率可达到90%以上。笔者以ZX13061振动香蕉筛为例，利用有限元分析软件，对香蕉振动筛运动情况作了计算和分析，求出固有频率，找出其动态特性的规律，使其固有频率远离工作频率上下10%以上，有效地提高了振动筛性能。
1.ZX13061振动香蕉筛结构特点及运动原理
图1为振动香蕉筛的结构图，其结构主要由筛箱、激振器和弹簧等部件组成。筛箱是由驱动梁、侧板、支撑梁和加强梁等零部件组成的板梁结合的铆固结构。整个筛箱由12根弹簧支撑在底座上。一台振动筛上有安装有两个激振器，安装与水平成45度，四个偏心块成双的布置在激振器的外部，箱体内有一啮合的齿轮，其作用是使在各瞬时位置上，两组偏心块相对转动，产生的离心力在振动方向的分力总是互相叠加，而在其法向离心力的分力总是互相抵消，从而产生单方向的激振力，使振动筛作往复直线振动。在激振力的作用下，物料在筛面上作连续斜上抛运动，物料在抛起时被松散，在与筛面相遇撞击时，小于筛孔粒级通过筛孔，从而实现物料的分级、脱水、脱泥、脱介。
ZX13061型香蕉筛技术特征如下：
入料粒度/mm 0～300
筛面面积/m2 18.3
工作振幅/mm 9
工作频率/Hz 15
生产能力/t·h 550
电机型号Y225S-437Kw
整机质量/kg 13000
图1振动香蕉筛结构图
2.ZX13061振动香蕉筛的有限元模型
2.1单元划分
ANSYS软件可以根据结构的形状进行智能划分，构件的连接处或者结构有突变的位置处会自动将网格细化，而在构件上不易产生应力集中的位置，其网格可以比较稀疏，这样可以得到更加准确的结果，减少不必要的单元网格，提高验算效率。根据以上原则，建模时，将驱动梁、支撑梁、加强梁、弹簧支架与侧板的联接看做为刚性连接，即把振动筛筛箱处理为一个整体。同时将每一根弹簧均简化成一个弹性单元。由于激振器的刚度比筛箱的刚度大得多，所以将激振器简化为一个质量单元。
由于筛箱部分主要以板材为主，因此在单元划分时，主要采用了ANSYS中的板壳单元SHELL99、横粱单元BEAMl89、弹簧单元COMBINEl4和质量单元MASS21。在该模型中，共有2368个节点，其中有1822个SHELL99单元、796个BEAMl89单元、12个COMBINE单元和2个MASS21单元。建立有限元模型如图2所示。
图2ZX13061型振动香蕉筛有限元模型
2.2约束处理
弹簧与地基的交点将6个自由度全部约束，其余单元的节点自由度不作约束。
2.3载荷处理
激振器产生的激振力通过驱动梁传递给侧板，由于侧板与驱动梁之间通过高强度螺栓连接，可视为一个整体，所以只要将激振力均匀分布在驱动梁上，可以认为激振力均匀分布在整个筛箱上。故在分析时应考虑的载荷为：激振器产生的激振力、激振器的重力、弹簧刚度和筛箱自重。
利用有限元软件对ZX13061香蕉筛进行模态分析，可以通过扩展振型获得各阶固有频率下的振型图，图3～图4。
图3～4各阶振型图
根据以上的振型图，ZX13061型香蕉筛的第8阶（下转第289页）（上接第286页）固有频率为13.1607Hz，第9阶固有频率为17.9848Hz，而工作频率为15Hz，分别相差了远离12.26%和19.86%，满足了设计要求。这说明香蕉筛在其工作状态下的动态性能稳定，可靠性强。
3.结论
本文利用有限元的方法对香蕉振动筛进行了动力学的仿真分析，首先根据一定的简化原则对振动筛进行了简化，确定了单元的选择，约束条件和激振器的模拟等相关问题，最后在ANSYS中建立该振动筛筛框的有限元模型。这证明利用相似物理模型代替原型进行实验研究，是一种简便的、成本低廉的、快捷的研究手段，研究的结果比较准确。[科]
【参考文献】
［1］唐敬麟主编.破碎与筛分机械设计选用手册.北京：化学工业出版社，2001.5.
［2］温邦椿，刘凤翘，刘杰编.振动筛 振动给料机振动输送机的设计与调试.北京：化学工业出版社，1989.
圆盘夹具的振动特性研究 篇7
近些年来，为了保证产品在使用中的安全和可靠性，各行业对强度、振动环境试验越来越重视，对于要求高可靠性的航天产品而言，环境试验尤为重要。振动台是振动试验室的通用设备，可以模拟正弦、随机、冲击、正弦加随机以及随机加随机等振动环境。夹具是振动台和试验件之间的一个过渡件，用来传递振动台输出的振动信号，只有充分了解夹具的特性，才能更好地进行振动试验。
2 圆盘夹具
圆盘夹具是一种通用型的夹具(如图1所示)，具有结构简单，加工方便，有较高的一阶共振频率，适用于多种不同类型的试件，广泛应用于各振动试验室。图2是振动台结构示意图，振动台的动圈和夹具通过螺钉连接，在工作过程中，动圈和夹具一起在电磁力的激励下上下运动产生振动信号。
在设计圆盘夹具的时候,其一阶固有频率是要重点考虑的指标之一。对于计算夹具的一阶固有频率,已有很多研究成果,有限元法较为实用。以往的文献在计算夹具的一阶固有频率时,往往只对夹具单个模型进行模态计算,而事实上,由于夹具通过螺钉和动圈紧密连接(如图2所示),在振动试验过程中表现出的一阶共振频率是动圈和夹具耦合振动产生的结果。
根据工程经验，当夹具的台面尺寸比动圈台面尺寸大很多时(2倍以上)，只对夹具模型进行模态计算，其结果与扫频试验所测结果较为接近。但对于通用圆盘夹具而言，其外形尺寸与动圈台面尺寸差不多，甚至比动圈台面还小，此时若只对夹具模型进行模态计算，其结果经常与扫频试验所测结果相差很大，甚至100%以上。为了提高计算分析的精度，有必要将动圈的影响考虑在内。
3 振动特性计算与试验分析
3.1 圆盘夹具的振动特性分析
现有三个尺寸的圆盘夹具，结构与图1所示类似为一个圆盘，夹具的材料均为LY12(材料力学参数见表1)。采用有限元分析的方法来计算这三个圆盘夹具的一阶固有频率，边界条件为自由约束，图3、图4和图5是圆盘夹具模态示意图。同时，将这三个夹具放置在2106BF电动振动台上进行扫频试验检测，图6是试验现场的照片。夹具的外形尺寸以及计算和试验结果分别见表2。
3.2振动台动圈振动特性分析
这里将要计算振动台动圈的一阶固有频率,本文研究所用的振动台是北京航天一院702所生产的设备,型号为2106BF,其技术参数如下:额定正弦峰值力20kN;动圈有效质量20kg;台面外径φ260mm;动圈一阶共振频率2298Hz。
振动台动圈由动圈骨架和驱动线圈两部分组成,动圈骨架的材料为铸铝合金,驱动线圈由多种材料组成,包括铜、高温胶和不锈钢,在计算时要进行特殊处理。在计算过程中,本文将驱动线圈的材料模型定义为复合材料,等效密度由实际动圈驱动线圈的体积和质量来确定,等效弹性模量参数则根据试验结果来调整,使计算分析的结果和实际试验的结果吻合。图7是动圈的模态示意图,图8是动圈的试验曲线,其一阶轴向固有频率为2298Hz。
这里将动圈模型和圆盘夹具模型刚性连接，然后再进行整体的模态分析，计算其一阶轴向共振频率，边界条件为自由约束，计算结果见表3。图9、图11和图13分别是三个圆盘夹具的模态示意图，图10、图12和图14分别是三个圆盘夹具在上述2106BF振动台上进行正弦扫频试验时所得的扫频曲线。
4 结论
通过前面的研究可以得到以下结论：对于圆盘夹具而言，如果只对其进行单独的模态计算，其结果往往是试验结果相差较大;如果能将振动台动圈的影响考虑在内，建立振动台动圈与夹具的耦合振动模型进行模态分析，这样分析的结果与扫频试验所测的结果误差相对较小。
参考文献
[1]胡波,何林.振动试验夹具的设计[J].电子产品可靠性与环境试验,2005(3):45-48.
[2]黄怀德.振动工程[M].北京:宇航出版社,1993.
[3]于海昌.航天器振动试验的最新进展[J].导弹与航天运载技术,1999(4):35-41.
机床整机系统振动特性分析 篇8
机床作为生产的重要工具和设备,也被称为工作母机,其加工性能与其动态性能紧密相关,并将直接影响所加工零件的精度。随着现代设计方法的广泛运用,对机床进行动态特性分析,用动态设计取代静态设计已成为机床设计发展的必然趋势。目前在设计中,仅对机床各个部件进行动态分析都无法全面反映机床的整体性能。因此,要对机床性能进行准确的预测,必须对机床整机进行动力学分析[1]。当前有限元数值分析方法成为分析计算复杂结构的一种极为有效的分析方式,是机床整机振动模态理论分析的一个有力工具。本文将通过有限元软件ANSYS/Workbench与模态实验相结合的方式,对机床进行模态实验法分析,为新产品研发设计提供了参考。
2 模态分析基本理论
由于振动会造成结构的共振或疲劳,从而破坏结构,因此振动问题是机械结构经常需要面对的问题之一,必须通过模态分析了解模型的各阶固有频率及其振型,避免在实际工况中由于共振因素而造成的结构损坏[2]。通过模态分析可以确定模型或结构的振动特性,对复杂结构进行精确的模态分析可以为评价现有结构的动态特性、新产品的动态性能的预估及优化设计提供科学的依据。
对于一般的带有粘型阻尼的多自由度系统,在外力作用下运动方程的形式为:
式中,[M]为质量矩阵;[C]为阻尼矩阵;[K]为刚度矩阵;{x(t)}为位移矢量;{P}为外力列阵,其各分量可以是随时间变化的任意函数。
当不存在外力,并且忽略其结构阻尼对固有频率和振型的影响时,式(1)为系统的自由振动方程式,即
通过解该自由振动方程,可得到系统的固有频率与主振型。
式中{X}为位移幅值向量。
将式(3)代入式(2)得
引入模态坐标进行解耦,令{X}=[Φ]{q},其中[Φ]为振型矩阵,{q}为模态坐标,代入式(4)有:
根据振型矩阵将质量和刚度矩阵对角化,有:
则对式(5)前乘[Φ]T得:
这样,相互耦合的N自由度系统的方程组通过正交变换,成为在模态坐标下相互独立的N自由度系统的方程组,解耦后的第i个方程为:
可知:ωi为模态固有频率,N自由度系统有N个固有频率。将ωi依次带入式(4)得:
由此求出N个主振型向量{X1},{X2},…,{XN}。
3 分析计算有限元模态
通过模态分析确定机械结构或机床部件的振动特性,如固有频率和振型,是承受动载荷结构设计中的重要参数。在动态特性分析中,整机振动能量主要集中在低阶模态,这里主要针对模态的前几阶来进行分析[3],只要得到这些主要振动模态的信息,就可以足够准确地表达机床的动态特性。
3.1 有限元模型建立
本文利用了大型通用建模软件CAD建立了整机的实体模型,利用CAD与ANSYS/Workbench软件的模型兼容功能,把CAD模型转换成*.x_t格式导入CAE中,其有限元模型如图1所示。然后对整机进行了网格划分,在Workbench软件中只能用实体单元对其进行单元划分,划分网格后有限元模型如图2所示。
3.2 有限元模型中结合面的处理
结合面对机床动态特性的影响非常明显。根据统计,机床上出现振动问题有60%以上是源自结合面。对于机床类由刚性零件组成的结构,其总阻尼值的90%以上来源于结合部的阻尼[4]。结合部在有限元建模过程中,把垫片加入到导轨滑块法向和切向之间,用以模拟其结合面刚度,这种模拟方法相对于弹簧刚度及阻尼方法提高了建模精度,也体现出结合部单元各个自由度之间的耦合作用,如图3所示。
查询导轨滑块综合样本手册刚度值数据,确定每组导轨与滑块之间的法向和切向的刚度值范围。由于刚度和弹性模量是成正比关系[5],继而可以在有限元分析过程中,可以通过调整导轨与滑块之间垫片的材料属性,即法向和切向垫片的弹性模量,来修改其结合面的刚度值大小。把样本中给出的刚度值范围上下限分别带入到有限元模型中去,发现在该范围内模态计算结果差距不大,即固有频率相差2%~5%,振型基本一致,所以导轨滑块的刚度值在此区间内取值,不会对结果造成很大影响。
3.3 有限元模态计算
利用ANSYS中的模态计算功能,对整机的模态频率进行提取,分析中采用了Block Lanczos法,分析频带为0-100Hz。共提取了4阶模态参数,模态频率的提取结果为一阶24.3Hz、二阶29.5Hz、三阶57.8Hz、四阶65.1Hz,其相应的整机模态振型如图4所示。
4 机床模态实验
本次试验是与比利时LMS公司中国区技术支持工程师共同合作完成,针对0540d立式加工中心进行模态实验,确定该机床的结构动力学参数,如图5所示。同时,此次试验采用了LMS提供的测试设备及相应的分析软件,如LMSSC310前端、LMS Test Lab 9B模态测试分析软件、PCB333B30单向加速度计、激振器及功率放大器(3台)、PCB086D20模态力锤。
实验步骤和过程:整机固有频率测试采用锤击法,使用力锤和三方向加速度传感器,通过多次锤击,测得机床整机的固有频率为一阶21Hz、二阶28Hz、三阶54Hz、四阶70Hz。
整机模态振型测试采用三组激振器和功率放大器,分别沿着x、y、z方向对机床不同位置进行激励,组成多点激励多点响应的激励系统来获取整机振型,如图6所示。测得整机的传递函数测试结果,下面用虚频图及幅频图举例,如图7、图8所示。在辨识模态极点过程中,采用LMS Poly MAX方法获得清晰准确的稳态图,能够精准的进行模态参数的辨识,其整机各阶模态振型如图9所示。
5 模态实验结果与有限元分析对比
对结构进行振动模态分析目前采用最多的是实验和有限元计算相结合的方式[6,7],这里把研发设计过程中有限元模型的模态计算数据与生产装配完成后的模态实验数据作对比验证,如表1所示。该模型频率误差小于16%,实验采集和有限元计算的前四阶模态振型一致,具有一定的理论和工程价值,可以对新研发的产品进行动态特性预估,利于排振和振动监测,同时具有工程推广意义。
造成有限元计算结果与实验结果差异的原因:
(1)约束条件的误差。在有限元计算中,把地脚垫铁与床身连成一体,垫铁底面与地面完全约束。在测试工况下,机床与地脚垫铁完全是靠其自重来约束的,并且地脚垫铁与地面之间没有打地基来固定约束。这样看来,垫铁与床身和地面之间都存在着结合面的关系,而且接触不完全,则地脚垫铁作为边界条件,其实际接触刚度可能大大低于模型刚度的情况,而计算时考虑的是理想的全约束状态,这两种状态的差异可能会造成实验值与计算值的偏差。
(2)在一定频率范围内,理论分析的固有频率数要多于测试结果。这主要是由于实验时,为了识别整机的主要固有频率,只能将传感器置于刚度较大的部位,而无法布置太多测点,这样可能略去了一些次要模态。
(3)机床本身可能存在非线性因素,在计算时,假定机床为线性系统进行线性求解,必然造成一些误差。
(4)由于为了有限元计算对机床实体模型进行了结构简化,必然要产生一些误差。
6 结语
本文针对新研发的数控机床进行整机模态分析,展开细致的理论计算和分析,并进行了机床整机有限元模态计算,在该机床生产装配完成后用实验测试数据来对比验证,表明用有限元分析法得到的计算结果与实验值比较相差较小,即可以用有限元模态分析方法对机床整机动态特性做初步的预估。对机床的设计、校核和分析提供了一种新的方法。
参考文献
[1]王世军,黄玉美.机床整机特性的有限元分析方法[J].机床与液压,2005(3):20-22.
[2]张建润,孙庆鸿,卢熹,等.高架桥高速五坐标龙门加工中心动态仿真与优化[J].机械强度,2006(28):1-4.
[3]王学林,徐岷,胡于进.机床模态特性的有限元分析[J].机床与液压,2005(2):48-50.
[4]吴智恒,赵宏林,贺艳苓,等.机床整机结构建模中若干技术问题的研究[J].机床与液压,2007,35(5):56-59.
[5]MOVAHHEDY M R,et al.Prediction of chatter in high speedmilling including gyroscopic effects[J].International Journal ofMachine Tools&Manufacture,2006(6):996-1001.
[6]AL-REGIB E,et al.Programming spindle speed variation formachine tool chatter suppression[J].International Journal ofMachine Tools&Manufacture,2003(12):1229-1240.
卷绕机振动特性测试与分析 篇9
卷绕机是化纤生产行业的主要生产设备之一,它的工作转速高(大都在10000r/min以上),而且尺寸较大,因此工作时常常会产生较大的振动和噪声。过大的振动不但影响到化纤的质量而且会对环境造成污染,影响其它设备的精度及操作人员的身心健康。对卷绕机的振动特性加以分析,有助于卷绕机结构的改进、提高化纤质量。
2 卷绕机的主要结构
卷绕机可以将以熔体纺丝法制成的化纤长丝卷绕成一定容量的卷装,它主要由高速横动装置、接触辊、锭轴(筒管夹头)、传动机构及其它功能装置(如断丝检测装置、刹车控制装置、落筒装置、生头装置、尾丝卷绕装置等)组成。
卷绕机是一个参数时变的、多界面耦合的、典型的复杂机电系统。筒管夹头轴是卷绕机的关键部件,也是影响卷绕机振动特性的主要因素。在正常工作时,其筒管夹头轴是一个变质量、变刚度、变转速、柔性支撑的悬臂细长薄壁高速转子系统。其结构如图1所示。
筒管夹头轴主要由夹紧、支承、刹车、松筒、动力输入等结构组成。工作中的锭轴,随着丝饼半径逐渐增大,其转速在变,卷装质量与刚度在变,外在的激励也在变,所以高速卷绕机系统属于一高速回转时变振动系统。
本试验所采用的某型号卷绕机筒管长1500mm,可装夹10丝饼,工作转速6000m/min,筒管直径为134mm。
3 卷绕机振动测试系统
丹麦B&K公司开发的PULSE系统能对多种振动和声学信号进行测试和分析,可在Microsoft誖Windows誖2000、Windows誖XP和Windows誖Vista操作系统下运行,设置简单,新手也易上手,用户可根据任务导向指导逐步完成分析过程,数据可以多种格式导出,用于外部应用程序分析。本系统还能和Word和Excel相链接,可快速、自动生成报告并进行后处理。
PULSE系统平台包括硬件系统和软件系统两部分,硬件系统为3560B型智能数据采集前端,软件系统为7700型平台软件(包括7700型FFT分析和7771型CPB分析),本次试验采用的PULSE平台其额定功率为30W,电源为电压值10~32V的电池或直流供电,频率范围0~25.6k Hz,转换精度为ADC/DAC24位,声音灵敏度达到50m V/P,频率响应3.15-2000(+/-2d B),动态范围为15-147d B。
振动测试系统如图2所示。
4 卷绕机振动测试与分析
为了研究不同转速下卷绕机的振动特性,首先对其在升速过程中的振动分别进行测试,结果如图3所示。
图3中的每条曲线代表了不同转速下卷绕机振动的频谱,从图3中可以看出,在转速较低时,随着转速的升高,不同阶次的振动幅值的增加比较平缓,当速度进一步升高、达到10000r/min左右时,振动突然增加,为了进一步了解不同阶次的振动情况,从中提取出1到3阶的振动-转速曲线分别如图4~图6。
第4到第8阶的振动-转速曲线的形状也大同小异。
图7表示了卷绕机在降速过程中的振动变化情况,图7和图3相比大致相同,只是第2阶振动显得相对平稳些,为了和升速过程进行比较,将其中的第1~第3阶振动-转速曲线提取出来,如图8~图10。
升速和降速过程中的第1阶振动-转速曲线相比,除了幅值有些差别(升速时最大值为2.65,降速时最大值为2.49)以外,它们的形状很相似,所反映的振动发展趋势一致。
升速和降速过程中的第2阶振动-转速曲线相比有一些明显的差别,在升速过程中,当转速达到10000r/min时振动幅值几乎达到最大值,即0.558,而在降速过程中,转速在12000r/min时振动幅值最大,为0.214,在转速高于12000r/min时振动幅值可能再大些,但在10000r/min时振动幅值达到了局部最小值。
升速和降速过程中的第2阶振动-转速曲线相比也有一定差别,表现在升速时振动-转速曲线有二个明显的峰值,分别对应于10000r/min和11200r/min,最大峰值对应的振动为1.58,在降速时振动-转速曲线只有一个峰值,对应于11500r/min,在转速降到10000r/min时的振动幅值非常小。
为了进一步分析卷绕机的振动特性,求出了不同转速下的振动频谱,如图11到图14所示。从图11到图14所示的频谱中可以看出,不同转速下的频谱大致相同,即最高的谱峰都对应于工作转速,二倍频和三倍频的谱峰相对于最高谱峰要小得多,说明卷绕机的振动主要由工作转速的一倍频引起,原因主要是不平衡。另外,从振动的阶次分析也可以看出,该系统在13500r/min附近有一个固有频率。
5 结论
对卷绕机的升速和降速过程的振动加以测试和分析可以掌握它的振动特性。对于本课题所研究的卷绕机来说,升速过程和降速过程中所表现出来的振动现象基本一致,即振动随着转速的升高而加剧,随着转速的降低而减缓,在13500r/min附近达到最大,说明在该转速附件存在一个系统的固有频率。不同转速下的振动信号的频谱分析和阶次分析都可以看出振动中占主要成份的都是工作转速引起的一倍频振动,因此造成振动增加的主要原因是卷绕头的不平衡。
参考文献
三辊卷板机振动特性的分析 篇10
1 力学模型的建立
图1所示为三辊卷板机的工作原理。对称式三辊卷板机的上下辊轴的中心距Y可按下式计算[2]:
R为滚弯零件内层纤维回弹前的曲率半径;
t为零件厚度;
a为下辊轴水平中心距;
R1为上辊轴的半径;
R2为下辊轴的半径。
卷板机工作时, 上辊给零件一向下的力和摩擦力, 取上辊为研究对象, 经简化和抽象, 其沿轴向受力如图2 (a) 所示。在坐标为x处取长为dx的微段, 其受力如图2 (b) 所示。设左侧剪力和弯矩分别为Q和M, 则右侧相应地增加一增量, 分别为Q+dQ和M+dM。作用在辊轴上的载荷可视为均布载荷q (x) 。由村料力学中平面载荷作用下的平衡微分方程可得下式[3]。
2 振动模型的建立
2.1 上辊轴的横向振动
为了获得上辊轴自由振动的偏微分方程, 只需令 (8) 中q (x, t) =0即得 (7) 式:
上式的解为:y (x, t) =Y (x) sin (ωt+ϕ) 则 (7) 式可简化为:
方程 (8) 的通解为:
式 (10) 中A、B、C、D为待定常数。可通过两个支承的边界条件确定。根据图2确定其边界条件为:
代入式 (10) 可得频率方程sinkl=0
由式 (9) 可得上辊轴的临界速度:
相应的主振型为:
2.2 上辊轴的扭转振动
式中Q cosωt为盘1所受外力矩。上两式的解为:
若考虑不计外力矩的自由振动, 可求得系统的固有频率为:
2.3 垂直于上辊轴轴线方向的振动
在垂直于上辊轴轴线的方向, 板料受两下辊轴支承, 同时受上辊轴向下压力和摩擦力作用, 其状态可简化抽象为图4, 设板料挠度为y, 圆盘偏心距为e, K为刚度系数, m为圆盘质量, ω为角速度, 则根据达朗伯原理[5]可得:
当K-mω2=0时, 得振动的固有圆频率:
3 分析与结论
通过比较式 (11) 、 (16) 和 (19) 可知, 上辊轴横向振动具有多阶临界速度, 受辊轴长度影响较大, 所以设计时多选择低于一阶临界速度。且常需对长轴挠度进行补偿。扭转振动的固有频率受扭转刚度影响较大扭转振动常使加工的零件接口不齐, 设计时可在上辊轴结构上改进。而式 (19) 中, K小m大, 固有频率较低, 说明即使上辊轴转速较低, 也易引起振动。这里只对上辊轴进行了分析研究, 两下辊轴的刚度和振动可进行类似分析。总而言之, 设计时必需综合考虑振动的影响。
摘要：基于理论力学和材料力学的原理, 通过对三辊卷板机工作原理的分析, 指出了常存在的质量问题。根据对三辊卷板机所受力的分析研究及简化, 提出了一个力学模型和几个振动模型。同时由这些模型推导出对应的固有频率。
关键词：卷板机,力学模型,振动模型,固有频率
参考文献
[1]板金冲压工艺手册》编委会.板金冲压工艺手册[M].北京:国防工业出版社, 1992.
[2]姜奎华.冲压工艺与模具设计[M].北京:机械工业出版社, 2008.
[3]范钦珊.材料力学[M].北京:高等教育出版社, 2002.
[4]楼鸿棣, 邹慧君.高等机械原理[M].北京:高等教育出版社, 2000.
振动特性试验 篇11
摘要： 利用改进小参数平均法，推导出了平面运动双质体振动系统中两偏心转子的无量纲耦合方程，并依据其零解的存在及稳定性，得出了实现同步与同步稳定性运行的条件，给出了系统负载系数及同步能力系数定义。通过数值分析，讨论了系统动力学参数对耦合同步特性的影响，得到了双偏心转子自同步的稳定运行的参数区间。结果表明：随着系统动力学参数的变化，同步极值点既可能是负载系数的极小值点，也可能是负载系数的极大值点。其原因是由于双质体的耦合作用，来自于机体运动的同步力矩，在一定参数范围内驱动两个偏心转子相位差向负载系数最大值点趋近；而在此区域以外，驱动两偏心转子相位差向负载系数极最小值点趋近。通过数值仿真，验证了耦合分析结果的正确。
关键词： 双质体振动系统； 自同步； 稳定性； 耦合动力学
中图分类号： TH113.1； O347.6 文献标志码： A 文章编号： 1004-4523（2016）03-0521-11
DOI：10.16385/j.cnki.issn.10044523.2016.03.019
引 言
振动系统中偏心转子的自同步现象为振动技术提供了一个新的应用领域[12]，并导致了振动利用工程建立[35]。
最早研究同一刚体上偏心转子同步理论的是前苏联学者Blekhman，他利用小参数PoincareLyapunov方法与运动稳定性理论，从物理上解释了两偏心转子的自同步现象，由此发展成振动系统中偏心转子自同步分析的基于直接运动分离的小参数平均法[12]。在20世纪70年代始，中国学者闻邦椿院士将双偏心转子的运动微分方程合并为相位差扰动参数的微分方程，简化了系统的稳定性分析，发明了一系列的振动机械，创建了振动利用工程新学科[35]。作者通过设置两个偏心转子平均转速与相位差的扰动量，推导出偏心转子的无量纲耦合方程，改进了小参数平均法，将偏心转子的同步问题转换为无量纲耦合方程的零解存在及稳定性问题[67]。但以上内容主要是针对过共振系统中两个或多个偏心转子的同步问题进行研究的。在此类振动系统响应中，系统负载总是与阻尼相位角正弦量项有关，阻尼相位角余弦量项总是影响系统的同步力矩与稳定性。其原因是阻尼相位角接近于0，与阻尼相位角正弦量相关项对称稳定性影响可以忽略，进而在系统稳定性分析过程中，可以忽略阻尼相位角正弦量的耦合力矩对系统稳定性的影响[610]。
双层爆炸容器的振动响应特性分析 篇12
爆炸容器的工程设计和理论研究最早由Demchuk A F和Baker W E等人于20世纪60年代分别在苏联和美国各自独立地展开[2]。在我国,1989年赵士达[3]首先对爆炸容器的工作原理和设计原则进行了阐述和说明,段卓平等人[4]和朱文辉等人[5]也对爆炸容器进行了详细研究,1996年朱文辉等[6]对爆炸容器动力学的国内外研究进展进行了总结和评述,2009年胡八一等人[7]描述了爆炸容器的最新研究进展和应用情况。
爆炸容器的固有振动频率和主要振型构成了爆炸容器的固有振动特性,本文主要通过实验模态分析法和有限元模拟分析法法对爆炸容器动力响应特性即振动特性进行探索和研究[8]。爆炸容器的主要结构一般包括容器壳体、平板或椭圆封头、法兰和螺栓等,在受载过程中,容器结构和冲击波及爆轰产物相互作用,发生变形和振动。因此,在测量和仿真爆炸容器的振动特性之前,使用理论分析的方式对爆炸容器主体部位固有频率的求解,有助于确认实测结果的准确性,是研究容器振动特性的关键。
1 试验方法及原理
1.1 3D-DIC方法原理
DIC是一种新兴的光力学测量技术,主要用于测量加载作用下观测对象表面的变形场,是研究爆炸容器动态响应过程的潜在测试手段。在DIC的基础上,通过数学运算匹配比较变形前后相关窗口内的灰度值子集的变化就能计算得到相关区域的位移场和变形量,可以对被测物体表面的离面方向位移进行三维测量,即3D-DIC方法。近年来3D-DIC在各个领域广泛应用,Cooper等人[9]应用高速3D-DIC方法描述装有炸药的金属半球在爆炸过程中壳体的运动过程,观察到了其表面在扩散破坏过程中的成核现象;Niezrecki等人[10]使用3D-DIC方法测量了振动结构的形貌和变形场,以上文献都对振动问题进行了实验研究,但应用DIC方法研究爆炸容器及其壳体的动态响应过程还未见报道,本文采用有助于拓展该方法的应用领域并丰富爆炸罐振动问题的测量手段。
3D-DIC方法有两个重要的步骤:相机标定和立体匹配。前者是指在实验之前,使用调焦完毕的两台相机采集一系列已知散斑点间尺寸的标定板图像,利用三角测量原理和标定板上的特征点位置计算得到相机的内外参数;后者如图1所示,其中,三维位移场的坐标x、y、z的单位为毫米(mm),在完成标定步骤以后,对两台相机记录的被测样品表面图像中的对应图像子区进行精确的立体匹配,可以重构得到被测物体的三维表面轮廓并进一步计算变形前后的位移场和应变场。本文为了对动态瞬时问题进行观察,使用两台高速相机充当高速图像采集设备架构3D-DIC测量系统。
1.2 爆炸容器介绍
研究的双层椭圆封头爆炸容器的具体尺寸参数如表1所示。该双层压力容器由内层钛合金内胆和外层不锈钢外壳体组成,两者之间使用铆钉焊接连接,钛合金内胆的弹性模量E=113 GPa,泊松比μ=0.36,屈服强度为σ=320 MPa,拉伸强度为σb=420 MPa。图2中给出了爆炸容器的实物示意图,可以看到所研究容器的顶盖时典型的法兰结构,此外本容器本身是完全固定的。
根据DIC测量方法的需求,在实验前,对爆炸容器表面进行处理,首选使用脱漆剂去除罐体本身的保护防锈漆,然后对罐体表面进行除锈工作,再然后打磨表面保证粗糙度,去除过曝光点的影响。最后喷上均匀的亚光白漆,等待喷漆干燥以后,装上制备好的散斑镂空模板,再喷涂一层黑色哑光黑漆得到观察视场内5像素大小的自由分布,大小均匀的散斑点。
1.3 实验装置介绍
实验装置主要由爆炸罐和3D DIC采集系统组成。3D-DIC系统由两台Photron SA5高速摄影机组成,同步串联两台高速相机,并使两台相机的视场与待观测部位重合最后调节清晰度,如图3所示。共对爆炸容器进行6组不同实验条件和不同测量部位的实验测试,使用液态炸药硝基甲烷作为爆炸来源提供爆炸载荷,并用圆柱形RDX作为起爆药柱,表2中列出具体测试实验条件和测量位置。此外,使用ANSYS进行有限元模态分析对容器的主要频率成分进行研究。实验过程中的相机拍摄速率为20 000帧/s,根据我们对爆炸容器本身振动频率分布范围的推测,此拍摄速率可以满足实验测量需求。
2 实验结果与分析
2.1 DIC计算结果及频谱分析
结合VIC-3D软件处理成对的实验图像可以得到观测区域的位移场信息,提取选取点位移时间曲线分析容器的振动过程和频谱特性,对爆炸变形前时间区域内的离面位移曲线进行FFT分析,可以得到爆炸前时间段的频谱分布,其中,图4代表B1组和B6组实验测得的爆炸容器椭圆封头极点处的离面位移曲线。
比较两组曲线可以看到,在不同爆炸载荷作用下的爆炸实验中,当增加载荷强度的时候,可能会使封头振动的幅值增大,可以推断应变变形也会增加,但是两组实验的振动曲线的演变趋势极为相似。
2.1.1 B1和B6相对应的爆炸容器封头极点的位移模态频谱分布
选用观测区域的离面方向位移作为模态参量,图5中给出了与B1和B6相对应的爆炸容器封头极点的位移模态频谱分布图。
结果表明,其响应频率分布较为集中,主要分布在2 000 Hz以下的频率范围内,其中B1实验中较明显的峰值为431 Hz、1 071 Hz,而B6实验中较明显的峰值为473 Hz、949 Hz、1 069 Hz,对于两次实验来说1069~1 071 Hz频率段对封头的响应起到了主要作用。比较两组实验的主要频率成分可以发现,B6的几个主要频率幅值要远大于B1,另外会多出来一个949的频率成分。结果表明,增大药量可能会使容器振动频率的成分更加复杂化,有加剧某些特定频率值的作用。另外,100 Hz附近的低频成分,我们认为是由于高速相机散热风扇旋转过程中产生的振动引入的干扰因素,因此在本文中不作考虑。
2.1.2 B5组实验侧壁中环面的位移模态频谱分布
同理本文也对不同药量下的容器壳体中环的弹性小变形进行了研究,并对位移测量结果进行FFT卷积变换,提取出位移曲线振动的频谱分布情况,如图6中所示。结果表明,容器侧壁的响应频率分布比较分散,较大的峰值频率为209 Hz、422 Hz、922 Hz、1 294 Hz。此外,风扇振动噪声引入的频率峰值远大于其他峰值却并没有覆盖其他有效频率。
2.2 爆炸罐振动特性的有限元分析
为了进一步分析爆炸容器在内爆炸条件下的主要振动特性,使用ANSYS有限元程序建立相应尺寸的爆炸容器模型,对爆炸容器整体进行模态分析。在建立模型过程中,双层爆炸容器不同于单层爆炸容器,塑性波两种不同的壳体的界面间的相互作用比较复杂,使用简单的模型无法准确描述实际的响应情况,而复杂的模型考虑因素过多难于实现,因此需要简化模型,图7中为采用ANSYS建立的爆炸罐有限元模型,该模型共分为两层,一层为钛合金另外一层为不锈钢。此外,在爆炸容器主体周围添加一圈不锈钢层作为法兰部分,为了便于计算,忽略了固定在法兰上的螺栓的影响,仅仅把爆炸容器看成内外壳体和法兰组成的完整结构,使用共节点连接固定三部分模型。数值仿真计算得到了封头和容器壳体的各两种典型的振动形式,其中,575 Hz和1 022 Hz三个频率对应的振型分别是封顶的极点呼吸和轴向摆动,它们分别对应了爆炸容器的4、8阶模态的固有频率。而485 Hz和1 460 Hz分别表现了容器壳体的径向波动和扭振,对应了容器的3、7和16阶模态的固有频率。其余主要模态与对应的固有频率及振型在表3中列出。
2.3 双层爆炸容器封头和中环面的主要振动频率成分分析
实验由3D-DIC方法结合频谱分析得到的双层爆炸容器封头和中环面的主要振动频率成分如表4所列。六组实验分别研究了25 m L、50 m L和80 m L硝基甲烷爆炸加载下双层爆炸容器封头极点和侧壁中环面的振动响应特征。
分析表4可知,双层爆炸容器的封顶的主要振频分布比较集中,随着药量的增加,封头的振动频谱分布变化不大,其中1 022 Hz振动的8阶振动模态为主要振型,即容器封头以轴向摆动为主。而爆炸罐罐体的主要振动频率分布比较离散,2、3阶模态为主要振型,随着药量的增加,7、13、16等高阶模态开始出现渐渐成为主要振型,振动形式从径向波动向扭振转化。因此对于爆炸容器的主体来说,爆炸载荷的增强会对低频振动有掩盖作用,同时增强高频振动的表征。
3 结论
使用有限元与实测结果相互比对,确定了双层爆炸罐封顶和壳体的主要振型,通过改变装药量,分析和讨论了爆炸和对容器振动响应特征的影响。结果表明,双层爆炸容器的封顶的主要振频分布比较集中,以轴向摆动为主。而侧壁中环面的主要振动频率分布比较离散,随着装药量的增加,振动形式从径向波动往扭振转化。此外,增加爆炸载荷会对爆炸容器主体的低频振动有明显的覆盖作用,同时当载荷的后续周期脉冲频率与爆炸容器的呼吸频率接近时,可能导致某些振动频率影响增大即谐振加强,导致较大的振动变形,损耗容器的使用寿命。最后,实测实验结果和数值模拟结果较为一致,证明了DIC方法在测量振动方面较为可靠,是一种较为有效的测量新手段。
参考文献
[1]霍宏发.组合式爆炸容器振动特性与破坏模式分析.压力容器,2003;(05):12—16Huo Hongfa.Vibration characteristic and destroyed modes analysis of assembled explosion vessel.Pressure Vessel Technology,2003;(05):12—16
[2] 胡可,赵阳,王震.锥顶钢储罐内部可燃气体爆炸冲击荷载的CFD模拟.振动与冲击,2015;(12):150—156Hu Ke,Zhao Yang,Wang Zhen.CFD simulation of internal flammable gas explosion loading in cone-roof steel tanks.Journal of Vibration and Shock,2015;(12):150—156
[3] 钟冬望,李琳娜.模拟深水环境爆炸容器动力响应实验研究.中国工程科学,2014;(11):78—81Zhong Dongwang,Li Linna.Experimental investigation on dynamic response of chamber to simulate deep water explosive.Engineering Sciences,2014;(11):78—81
[4] 段卓平,恽寿榕.密闭爆炸容器实验研究及数值模拟.中国安全科学学报,1994;(03):1—7Duan Zhuoping,Yun Shourong.The experimental study and numerical simulating of explosion containment chamber.China Safety Science Journal,1994;(03):1—7
[5] 沙长源,蔡萍.多抽样率原理在舰船振动信号分析中的应用与研究.电子设计工程,2015;23(20):110—113Sha Changyuan,Cai Ping.Multi-rate spectrum octave analysis of ship vibration.Electronic Design Engineering,2015;23(20):110—113
[6] 朱文辉,薛鸿陆,韩钧万,等.爆炸容器动力学研究进展评述.力学进展,1996;(01):68—77Zhu Wenhui,Xue Honglu,Han Junwan,et al.The research advances in the dynamics of explosive chambers.Advances in Mechanics,1996;(01):68—77
[7] 秦学军,张德志,杨军,等.内部爆炸作用下钢筒变形过程的电探针测量技术.爆炸与冲击,2014;(01):115—119Qin Xuejun,Zhang Dezhi,Yang Jun,et al.Electric probe measurement technique on deformation process of cylindrical steel shell under inside-explosion loading.Explosion and Shock Waves,2014;(01):115—119
[8] 王文静,刘志明,缪龙秀.基于实验模态的结构应变模态分析.北方交通大学学报,2000;(04):20—23Wang Wenjing,Liu Zhiming,Miao Longxiu.The strain modal analysis of structure based on modal testing.Journal of Beijing Jiaotong University,2000;(04):20—23
[9] Cooper M A,Reu P L,Miller T J.Observations in explosive systems with high-speed digital image correlation.14th International Detonation Symposium,USA,2010.DOE Contract Number:AC04-94AL85000