动力学试验范文
动力学试验范文（精选12篇）
动力学试验 第1篇
内燃机噪声按产生机理分类主要包括机械噪声、燃烧噪声和空气动力学噪声,机械噪声中活塞敲击噪声是最重要的成分之一[1]。活塞在惯性力和缸内最高燃烧压力的作用下对气缸壁产生明显的敲击现象,缸内最高燃烧压力的周期性及往复惯性力方向不断变化使得活塞对缸套的冲击呈现主推力侧 TS (thrust side)和副推力侧ATS(anti thrust side)交替作用的特点;周期性的敲击振动传递到气缸体结构表面,从而产生明显的结构辐射噪声。近年来国内外学者对活塞敲击进行了相关的研究工作[2,3,4,5],取得了一定的成果:采用计算机仿真与试验相结合的方法是进行活塞与缸套间动力学二阶运动分析的有效方法。
针对某6缸四冲程柴油机的活塞与缸套系统,利用多体动力学软件Glide软件计算了活塞二阶运动及活塞动态敲击力,利用有限元Nastran软件计算了气缸体结构的振动响应;在试验样机上布置测量系统对气缸体结构两侧在活塞敲击力作用下的时、频振动响应进行测量,并对仿真与试验结果进行了分析和对比验证。
1 活塞二阶运动理论
1.1 活塞体控制方程
活塞体在缸套中运动需要满足的动态载荷相平衡的原则,建立活塞与缸套系统分析坐标系,X方向为活塞往复运动方向;Y方向垂直于气缸中心线,为活塞副推力侧指向主推力侧。活塞体的受力平衡关系如式(1)～(3)及图1所示。
X方向平动:
Y方向平动:
绕活塞销轴线转动:
式中,mc为活塞质量;Θ为活塞体绕活塞销轴线的转动惯量;Fgc为活塞质量力;Fgas为气缸内气体力;Fr为活塞环组与活塞的接触力;Fci为活塞在主推力和副推力侧接触力;Fpin为活塞销上的载荷;Flink为连杆小头处附加载荷;Mc为侧向力引起的活塞体绕销轴扭矩;Mgc为质量引起的活塞体绕销轴扭矩;Mr为活塞环的轴向和径向力引起的活塞体扭矩;Mpc为活塞销处的摩擦力矩。
1.2 活塞缸套间油膜流体动力学方程
活塞与缸套连接副润滑油膜的弹性流体动力学特性对活塞二阶运动及敲击力有重要影响[6]。活塞裙部与气缸之间的流体润滑特性与发动机滑动轴承的流体润滑特性相似:活塞裙部桶形型面在沿气缸壁面滑动时产生剪切效应;活塞体在上下止点发生换向运动时对润滑油膜产生挤压效应。因此,活塞裙润滑油膜压力分布可借用滑动轴承的雷诺方程描述,与滑动轴承油膜压力方程之间的主要区别在于,需要将滑动轴承油膜方程的轴颈旋转坐标系转化为活塞缸套间往复运动的坐标系。液力润滑偏微分方程为:
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式中,x为活塞沿缸套运动方向;ϕ为活塞与缸套挤压周向角度;h为油膜厚度;p为油膜压力;μ为润滑油动黏度;t为时间。
1.3 迭代计算步骤
活塞二阶运动的计算在时间域内采用龙格库塔积分方法进行,时间步长为均匀的曲轴转角步长,燃烧上止点前0～90 °CA的预计算确定出活塞缸套系统动力学的初始条件;预计算开始时刻活塞运动的初始条件是:速度和加速度均为零;活塞缸套之间的弹性力,活塞销与连杆小头的接触计算采用隐式牛顿-拉斐逊法进行。活塞缸套系统动力学特性迭代求解步骤为:(1)活塞连杆部件运动学位置的确定;(2)准静定法求解作用在活塞及连杆上的载荷;(3)牛顿-拉佛逊法迭代求解活塞缸套接触载荷;(4)力及力矩平衡判断与迭代残差收敛判断;(5)迭代求解连杆大小头轴承载荷;(6)力及力矩平衡判断与迭代残差收敛判断;(7)下一时间载荷步开始。
2 活塞体动力学及二阶运动边界条件
2.1 活塞体的径向刚度
由前述的活塞缸套计算理论模型可知:活塞体在运动方程中以集总参数模型描述;工作条件下活塞在上下止点换向时与缸套壁面在油膜压力的作用下发生弹性挤压与接触。因此,需要考虑活塞体在横向挤压载荷下的弹性变形,即径向刚度的影响。
活塞体主要的承载部位在裙部承压面上。采用有限元法建立活塞体有限元模型,采用圆柱坐标系,其原点位于活塞顶当量直径的圆心处,将对称截面绕活塞轴向的旋转自由度进行约束,同时约束住顶面节点的沿活塞轴线的移动自由度;在活塞裙部有限元模型的各节点处加载分布力,进行静态变形计算。
本文采用有限元方法计算活塞径向刚度,从主推面至副推面,从头部到裙部依次布置若干个加载点,在主要的承载面内进行布置。在活塞1/4裙面的子午线方向和周向45°范围内共选取18个加载点Ni,i=1,2,,18,外载取3 600 N;各加载点依次加载,加载面积为8 mm8 mm的小正方形,得到各测点对应的径向变形Si,j,i,j=1,2,,18,表示第j测点加载时,第i测点的径向变形量。由此得到所有测点的刚度,并组成活塞体径向刚度矩阵Kij,如图2所示。
图3为有限元计算得到活塞体刚度结果。活塞体局部刚度从头部至裙部逐渐减小,活塞头部主要承受缸内热负荷,结构刚度较大;裙部主要起到导向作用,且内部需要保证连杆小头的运动空间,因此裙部结构通常为刚度较弱的桶型。对裙部三个截面的刚度进行对比:主、副推力侧垂直于活塞销轴线,此侧刚度最弱;从主、副推力侧转过-30°的截面刚度较大;而转过60°的截面刚度在三者中最大。这是由于该截面靠近活塞销座区域,销座处金属的堆积显著增大了结构刚度。
2.2 活塞体裙部型面
现代柴油机活塞的裙部截面通常设计为变椭圆度的桶形型面;垂直于活塞体中心线截面的椭圆长轴指向为主、副推力侧,椭圆短轴指向活塞销轴线方向;椭圆度的定义通常分为单椭圆度、双椭圆度和四椭圆度;为了改善裙部与缸套的配合以及满足数控车床加工的工艺性,我国柴油机行业一般采用双椭圆公式来表示截面的椭圆度。
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式中,ΔR为活塞裙部半径缩减量;G为直径椭圆度;k为双椭圆度修正系数。
对活塞裙部冷态型面的描述只需主、副推力面的型线及其他各截面高度上的变椭圆度即可。本文分析的柴油机活塞主、副推力面的型线采用对称形式,其他角度下的型线由变椭圆度决定,活塞型面由接触区域内的各角度下的型线组成。计算活塞的主、副推力侧及分别转过-30°与60°侧的型线,如图4所示。
2.3 活塞体与气缸套温度场的热态型面
柴油机实际运行条件下活塞体和缸套均承受缸内的热负荷;在缸内热场的作用下活塞体与缸套的热膨胀导致型线的径向增量,从而构成热态型面,对活塞缸套的分析将产生重要的影响。利用硬度塞法测量了活塞体的温度场数据,采用试验热电偶法及热流体动力学计算得到缸套在主副推面侧的温度分布[7]。限于篇幅不再赘述。活塞体及缸套在主副推力侧的温度变形与冷态型面及缸套安装变形按式 (6) 叠加,构成了活塞体裙部和缸套的热态型面。
式中,ΔRt为热态型面的半径缩减量;ΔR为冷态半径缩减量;α为材料工作温度下导热系数;ΔT为工作温度与室温间温度差。
图5为活塞与缸套冷热态配缸间隙分布情况。由图5可见:活塞主、副推力侧型线在热态和冷态下与气缸套的配合间隙差异较大,后续计算中须采用热态型面;缸套温度场自上而下递减梯度明显,导致热态型线下活塞裙部在上止点处与缸套间隙较大,上止点处桶形裙部与缸套的热态配缸间隙为35～40 μm之间;下止点时配缸间隙减小,但未发生下止点卡死活塞的现象,下止点时热态配缸间隙保持在20～25 μm之间,可保证活塞裙部润滑油膜厚度的需要。
3 活塞二阶运动及敲击力计算结果
3.1 活塞径向位移与绕活塞销转动倾角
活塞在气缸中除了沿气缸中心线的往复运动之外,在上下止点以及中间行程处,在外部载荷的作用下发生接触面瞬间换向的二次运动现象;配缸间隙的存在,活塞二次运动包括两个不同形式的运动:沿缸孔径向的平动和绕活塞销轴线的转动;活塞径向平动以径向位移表示,活塞绕活塞销的转动以倾角表示。图6和图7分别显示了一个发动机循环内活塞体二阶运动的径向位移与倾角曲线。
3.2 活塞二阶运动姿态
活塞的二阶运动径向位移曲线(图6)显示,径向位移在燃烧上止点过后最大,压缩行程末期活塞裙部副推面压在缸套表面上行,在上止点附近最高燃烧压力加载在活塞顶部,活塞从副推面向主推面换向,且最高燃烧压力产生较大侧向力,因此活塞径向位移曲线在上止点附近除了配缸间隙较大外,活塞主推面发生的弹性变形也有重要贡献。
活塞的倾角曲线(图7)显示,在0、180、360、450、540 °CA附近区域发生活塞绕活塞销的转动,如图8所示在0、180、360和450 °CA时刻活塞倾角的姿态图。该活塞结构未使用活塞销偏置设计,因此,在0 °CA附近倾角较小;而其他换向点处均有明显的倾角发生,特别是360 °CA换气上止点附近的倾角主要由往复惯性载荷导致,同时上止点处的热态配缸间隙较大,引起倾角最大达0.12°;中间行程时发生的倾角由往复惯性力改变方向引起,但中间行程时活塞速度较大,这些时刻发生的二次运动通常对活塞缸套之间的流体动力润滑特性影响较小。
3.3 活塞二次运动的动态敲击力
在缸内最高燃烧压力和往复惯性载荷的激励,以及连杆摆角的影响下,活塞与缸套之间的侧向力通常可按照曲轴转角下的几何条件及参数计算出侧向力,如图9所示。没有考虑活塞缸套之间的流体润滑特性和配缸间隙等因素,计算出的侧向力只是准静态载荷(图9a)。实机工作条件下,除了准静态载荷外,活塞二阶运动导致的动态敲击力和准静态侧向力载荷共同构成活塞对缸套结构的侧向力,本文在多体动力学仿真环境考虑了活塞二阶运动的边界条件和间隙,从而得到活塞缸套间实际侧向力(图9b),时域曲线上明显叠加了冲击载荷信号,这些正是活塞对缸套的动态敲击载荷。将动态敲击力从总的侧向力中分离出来(图9c),其中燃烧上止点处的动态敲击力最大,这主要是此时活塞径向运动引起;其他换向时刻产生的动态敲击力较小,主要是由活塞换向时转动倾角和径向运动产生。
4 活塞敲击气缸体振动响应的试验与仿真
对活塞敲击引起的结构表面振动响应采用试验方法进行了测量。试验机型为6缸四冲程柴油机,分别在气缸体第6缸结构主敲击侧和副敲击侧布置振动加速度传感器,测量了发动机在最大扭矩工况(1 200 Nm、1 500 r/min)下的振动加速度时域信号;同时,在试验样机上利用缸压传感器测量了最高燃烧压力曲线以供仿真模型使用;布置上止点信号传感器可判断敲击时刻的出现。振动测量布置如图10所示。
利用多体动力学仿真得到缸套主、副推力面高度方向各9个截面的总侧向力(包含动态敲击力),将其作为外载施加在气缸体结构的有限元模型上,气缸体有限元模型截面加载如图11所示。缸套在主副推侧由上至下各取9个加载点,各截面上的敲击力按活塞与缸套间瞬态接触压力及接触面积积分得到。除了侧向力外,主轴承孔施加最大扭矩工况下的轴承载荷。气缸体的位移边界条件在上、下底面采用Z向对称约束,台架对气缸体的支撑处约束三向平动位移。有限元计算利用Nastran软件,采用直接响应法进行,计算得到气缸体有限元结构对应测量部位的振动响应,包括时间域和频率域的振动加速度结果。
图12为活塞缸套主推面测点的振动加速度时域结果。计算结果以第6缸上燃烧0 °CA时为起始点标记。通过对比试验与仿真曲线可知:活塞在燃烧上止点发生对缸套主推面的冲击强烈,较好地表现了发生强烈敲击的时刻和幅值;活塞经过燃烧上止点后还会在惯性力的作用下发生换向,以及其他各缸活塞在上止点处的敲击也会传递到测量点处,因此,在时域曲线上出现其他多处幅值较小的冲击;但对主推力面振动响应而言,测量点对应的气缸燃烧上止点处发生的冲击最为剧烈。
图13为气缸体副推面测点的加速度时域结果。副推面发生的振动响应在换气上止点处最大,此时活塞发生较大的倾角;同时裙部从主推面瞬间敲击副推面,产生较大冲击。副推面冲击幅值比主推面的明显要小,同时副推面测点布置位置更易受到其他各缸的影响。副推面时域振动加速度清楚地反映出发动机循环内各个缸内产生的敲击载荷。试验曲线和仿真曲线对应较好,可以反映出一个工作循环下缸体副推面处的振动响应。
对主推力面振动时域曲线进行FFT频谱转换后得到频率域振动响应结果曲线,如图14所示。频谱曲线试验结果与仿真结果在500～3 500 Hz吻合得较好,敲击力对结构振动响应在中高频率(1 000～3 000 Hz)产生了重要的贡献。由此可见:活塞敲击导致气缸体结构在中高频域产生辐射噪声,对整车通过噪声和车内噪声均有重要影响。
副推面频域振动响应试验与仿真曲线如图15所示。在500～3 500 Hz两者吻合较好。副推面较大的振动响应出现在1 500～2 500 Hz频段范围内,这与活塞侧向敲击力的主要频率成分及对应气缸体结构副推面处的局部模态特性密切相关。在主、副推面频域振动响应曲线中,低于500 Hz的频率范围不是活塞敲击的主要频率域;同时仿真模型有限元计算时忽略了其他结构的影响,如缸体、缸头、支架等连接条件,从而导致低于500 Hz时仿真结果与试验结果之间有一定误差。
5 结论
(1) 活塞动力学及二阶运动分析中,活塞体径向刚度、活塞缸套的热态型面及热态配缸间隙是仿真计算的重要输入条件。
(2) 活塞对缸套的总侧向力包含准静态分量和动态分量,动态敲击力包含重要的中高频冲击与噪声成分,因此,气缸体在敲击力的响应和结构辐射噪声主要受到动态敲击力的影响。
(3) 多体动力学仿真得到活塞在热态配缸间隙的影响下发生的二阶运动,可通过二阶运动曲线与动态判断活塞动态敲击力的产生因素及各曲轴转角下的活塞运动轨迹。
(4) 结合有限元时域瞬态响应和频率响应计算,可得到气缸体上部结构两侧振动响应;通过试验实测结构振动加速度响应,验证了仿真方法的有效性。
参考文献
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[6]Goenka P K,Meernik P R.Lubrication analysis of piston skirts[C]//SAE 920490,1992.
力学试验教案 第2篇
教学目标
1．通过对实验的复习，做到对力学中的学生实验明确实验目的，掌握实验原理，学会实验操作，正确处理实验数据．
2．进一步学习用实验处理问题的方法，体会实验在物理学中的重要地位． 3．掌握实验操作方法，培养动手操作的能力．
4．通过对力学中学生实验的比较，知道所涉及到实验的类型．
5．在掌握课本上所给学生实验的基础上，灵活应用所学知识解决其它问题． 教学重点、难点分析
1．理解实验的设计思想，不但要知道怎样做实验，更应该知道为什么这样做实验．
2．掌握正确的实验操作，是完成实验的最基本要求，对学生来说也是难度较大的内容，一定要让学生亲自动手完成实验．
3．处理数据时，要有误差分析的思想，要能够定性地分析在实验中影响实验误差的条件．
教学过程设计 教师活动
说明：在力学中一共有八个实验是高考中要求的实验，在做实验复习时，要明确实验目的，掌握实验原理，理解地记住实验步骤，处理好实验数据．在实验复习中，实验操作是必不可少的．按照考纲中的顺序，我们一起来复习力学中所涉及的实验．
[实验一] 互成角度的两个共点力的合成 此实验的目的是验证力合成的平行四边形法则． 请一个同学把实验器材和主要实验步骤简述一下．
回答：实验器材有木板、白纸、图钉、带细线的橡筋、弹簧秤等． 安装好器材，如图1-8-1所示，用两个弹簧秤把橡皮筋的一端拉到O点，记下两个力的大小和方向．再用一个弹簧秤把橡皮筋的一端拉到O点．设定力的长度单位，利用力的图示的方法分别作出分力与合力．用平行四边形法则作出两个分力的合力．比较直接测得的合力与用平行四边形法则得到的合力的大小和方向，可以确定在误差范围内，力的合成满足平行四边形法则．
例：在做共点的两个力的合成的实验时，如果只给一个弹簧秤能否完成这个实验？ 回答：可以．可先做出两个分力的方向，把两根细线向着两个分力的方向去拉，一只手直接拉线，另一只手通过弹簧秤拉线记下拉力的大小，然后把弹簧秤放到另一根线上重复实验．只要总把橡皮筋的一端拉到O点，合力的大小和方向就是不变的．两次拉两根线的方向都相同，两个分力的方向是不变的，两个分力的大小也是保持不变的，可用弹簧秤分别测出两个分力的大小．
实验操作：
用所给器材完成此实验．
[实验二] 练习使用打点计时器 [实验三] 测定匀变速直线运动的加速度
这两个实验都是练习使用打点计时器的实验，我们一起复习． 提问：打点计时器的作用和使用方法． 给出一条打好点的纸带如图1-8-2所示．
回答：打点计时器是测量时间的工具．把纸带跟运动物体连接在一起，利用打点计时器在纸带上记录下物体的运动情况．打点计时器使用交流6V电源，打点的频率为50Hz，周期为0.02s．
提问：（1）怎样利用纸带判断物体是在做匀变速运动？ 回答：把纸带上的点标上A、B、C、D、E，各点间的距离分别为s1、s2、s3、s4．如果满足△s=s2-s1=s3-s2=s4-s3，则物体做匀变速直线运动．
（2）怎样计算做匀变速直线运动的物体在某个位置时的速度？ 利用这条纸带可计算出物体过某一点的速度，如计算B点时的速度公式为VB=（s1+s2）/2t．
（3）怎样计算它的加速度？
计算物体的加速度有两种方法，可以利用公式△s=at2计算，也可以用a=（VC-VB）/t计算．
例：利用打点计时器测自由落体的加速度，重锤下落时打出一条纸带如图1-8-3所示，计算重力加速度的数值
解：可先算出B点和C点的速度 VB=（0.2736-0.1900）/（2×0.02）=2.09（m/s）
VC=（0.3211-0.2299）/（2×0.02）=2.28（m/s）
g=（2.28-2.09）/0.02=9.50（m/s2）[实验四] 验证牛顿第二运动定律
提问：验证牛顿第二定律的实验要证明哪两个关系？实验装置如图1-8-4所示．
问答：通过实验要验证物体的加速度跟物体所受的合外力成正比，跟物体的质量成反比这样两个关系．
提问：安装好实验装置后还需要做什么调整？
回答：安装实验装置后首先要平衡摩擦力．把小车上装好纸带，把木板后垫高一些，在木板上轻轻向下推一下小车，小车应该做匀速运动．
提问：如何进行实验操作？
回答：保持小车的质量不变，改变所挂砝码的质量，打出5条纸带，记下每条纸带对应的砝码质量值；保持所挂砝码的质量不变，在小车上加砝码，改变小车的质量，打出5条纸带，记下每条纸带对应的小车的质量值．
提问：怎样处理数据？
分别计算出每条纸带的加速度值．做出在质量不变的条件下，加速度与小车所受外力的关系图线；做出在小车受力不变的条件下，加速度与小车质量倒数的关系图线．从图线上可以看出小车的加速度跟所受外力与自身质量的关系．
例：在验证牛顿第二定律的实验中，一个同学打出了5条纸带后，测出了纸带中相邻的每五段间的距离和每条纸带对应的小车的受力情况（见表），处理数据后在图1-8-5所示的坐标中画出a-F图线．
解：先根据所给的数据利用公式△s-at2算出小车在不同受力情况下的加速度值，分别为0.25m/s2、0.50m/s2、0.75m/s2、1.00m/s2、1.25m/ s2．如图1-8-6所示，在坐标系中标点后，画出图线为一条直线．
说明：在实验中要平衡摩擦力，要知道摩擦力平衡不好对实验结果的影响，会对a-F图线中不过原点问题的解释．在实验中要求所挂砝码的质量要远小于车的质量，如果这一条件不满足将会出现的图线的变化．本实验中数据的处理量较大，要能够正确合理地处理数据．
[实验五] 验证碰撞中的动量守恒
提问：两个物体在所受合外力为零的条件下，相互作用前后的动量满足什么关系？
回答：当两个物体组成的系统在所受合外力为零的条件下发生碰撞，系统在碰撞前的总动量等于碰撞后的总动量．
提问：怎样通过实验验证动量守恒定律？
回答：实验装置如图1-8-7所示，实验中小球的质量可以用天平称出，小球在碰前和碰后的速度利用从同一高度做平抢运动的小球的飞行时间相等，平抛运动的小球在水平方向做匀速运动的特点，用小球在碰前和碰后的水平飞行距离表示它的速度，这样就可以利用小球的质量和飞行的水平距离来表示出碰撞中的动量守恒关系．
入射球的质量要大于被碰球的质量，两球的半径相等．实验时先不放被碰球B，入射球A从一个确定的高度释放落在地面上的P点，小球飞行的水平距离为OP．再把被碰球B放在支架上，A球从同一高度释放，两球相碰后分别落在地面上的M点和N点．两球飞行的水平距离分别为OM和O′N，如果在碰撞中满足动量守恒定律，那么应该有关系m1OP=m1OM+m2O′N．
提问：实验时还应注意哪些问题？
在实验中要注意仪器的正确安装与调整，斜槽的末端一定要水平，小球的出射点应是O点的正上方，两小球相碰时应在同一个高度上．实验时，每个点应让小球落10次，取落点的中心进行测量．
例：在研究碰撞中的动量守恒的实验中，下列操作正确的是
A．改变入射小球的释放高度，多次释放，测出每次的水平位移，求出平均值，代入公式计算
B．入射小球应始终保持在同一高度上释放
C．两球相碰时，两球的球心必须在同一水平高度上
D．重复从同一高度释放入射小球，用一个尽量小的圆将其各次落点圈在其中，取其圆心作为小球落点的平均值
分析：入射小球每一次释放都应保持在同一高度上，这样在多次实验中才能使小球的初速度保持不变．两球相碰时应在同一高度上，保证两球的飞行时间相等．另外，利用画圆的方法取落点的平均值，可以减小实验误差．此题的正确答案为B、C、D．
实验操作：用所给器材完成实验． [实验六] 研究平抛物体的运动
提问：说出画出平抛物体运动轨迹的方法．
回答：平抛物体的运动可以分解成水平方向的匀速直线运动和竖直方向的自由落体运动．将小球从斜槽的同一高度上释放，从槽末端的水平槽以一定的水平初速度平抛出去．在竖直面的纸上找出小球飞行轨迹中的几个点，用圆滑的曲线连接起各点，就得到了物体做平抛运动的轨迹，为一条抛物线．
提问：怎样求出平抛运动物体的初速度？ 回答：如图1-8-8所示，以抛出点为坐标原点，水平向右为x轴的正方向，竖直向下为y轴的正方向．在曲线上读取数个点的坐标值，利
例：在研究平抛物体的运动实验中，应选用下列各组器材中的哪一组
A．铁架台、方木板、斜槽和小球、秒表、米尺和三角板、重锤和细线、白纸和图钉
B．铁架台、方木板、斜槽和小球、天平和秒表、米尺和三角板、重锤和细线、白纸和图钉
C．铁架台、方木板、斜槽和小球、千分尺和秒表、米尺和三角板、重锤和细线、白纸和图钉
D．铁架台、方木板、斜槽和小球、米尺和三角板、重锤和细线、白纸和图钉
分析：在此实验中小球的直径较小，不需要用千分尺测量．实验中也不用测量时间，所以正确的答案应为D．
[实验七] 验证机械能守恒定律 提问：怎样验证机械能守恒定律？
回答：在不计空气阻力的情况下，重物下落时的机械能守恒．如图1-8-9所示，把重锤与纸带相连，利用打点计时器记录下重锤下落过程中的运动情况．通过纸带测出重锤的下落高度从而算出重锤重力势能的变化，再算出重锤相应的动能，比较重力势能的减小量和动能的增加量，从而验证机械能守恒定律．
提问：利用此装置还能做什么实验？
回答：利用这个实验还可以计算重锤在下落时的加速度，即重力加速度．在已知重锤质量的条件下，通过计算重锤的下落高度和重锤的即时速度，算出重锤在下落过程中损失的机械能．
例：将下列验证机械能守恒定律的实验步骤按正确顺序排列起来
A．选取第1、2点的距离接近2mm的一条纸带，在这条纸带上选定计数点． B．将铁架台放在实验桌上，用附夹把打点计时器固定在铁架台上． C．换新纸带重复实验．
D．量出从首点到各计数点间的距离，并算出各计数点的即时速度． E．比较△EK和△EP在误差允许范围内是否近似相等．
F．在重锤上夹持一纸带，并将它从打点计时器的复写纸下面穿过限位孔，手持纸带保持竖直方向，接通电源后，松手让重锤牵引纸带下落，得到打点的纸带．
G．计算各计数点的动能增加量△EK和势能减小量△EP． 答：此题正确的排序为B、F、C、A、D、G、E． [实验八] 用单摆测定重力加速度 提问：怎样用单摆测当地的重力加速度？
之后，可以计算出当地的重力加速度．在实验中利用米尺测出单摆的摆长，它是从悬点到球心的距离．让单摆以较小的角度摆动，当摆球过平衡位置时开始计时，记录单摆振动30至50个周期所用的时间，可以算出单摆的振动周期．代入公式g=4π2ln2/t2，计算出重力加速度值．改变摆长测出3个g值，取平均值．
例：在做单摆测重力加速度的实验中，有以下器材可以选用，其中正确的一组为
[
] A．小木球、细棉线、米尺、卡尺、秒表、铁架台等 B．小木球、尼龙线、米尺、卡尺、秒表、铁架台等 C．小钢球、尼龙线、米尺、卡尺、秒表、铁架台等 D．小钢球、尼龙线、米尺、秒表、铁架台等
分析：做单摆的实验时，摆球应该用密度较大的球，线应该用不易伸长的线．摆长的测量可以采取两种方法：用卡尺测出小球的直径，用米尺测出线长，也可以直接用米尺测出摆长．所以此题的正确答案为C、D．
同步练习
1．将橡皮筋的一端固定在A点，另一端拴上两根细绳，每根细绳分别连着一个量程为5N，最小刻度为0.1N的弹簧测力计．沿着两个不同的方向拉弹簧测力计，当橡皮筋的活动端拉到O点时，两根细绳相互垂直，如图1-8-10所示，这时弹簧测力计的读数可从图中读出．
（1）由图可读得两个相互垂直的拉力的大小分别为______N和______N（只需读到0.1N）
（2）在本题的虚线方格纸上按作图法的要求，画出这两个力及它们的合力． 2．图1-8-11画出了一个打点计时器，写出图中标出的各部分的名称．
3．如图1-8-12所示，打点计时器打出一条纸带，在图中所画的点的中间还有4个点没有画出，利用纸带计算物体运动的加速度．
4．在验证牛顿第二定律的实验中要研究（1）______；（2）______ 两个关系．使用的计时工具为____；测量纸带的工具为______；实验中的研究对象为____，设它的质量为M，小桶和砂的质量为m，要求M ____m，可以认为物体受力的大小为____．
5．在验证牛顿第二定律的实验中得到的两条曲线如图1-8-13所示．左图的直线不过原点是由于______；右图的直线发生弯曲是由于______造成的．
6．在验证碰撞中的动量守恒实验时，实验装置如图1-8-14所示，要求实验时所用的两个小球的半径r____，入射球的质量m1____被碰球的质量m2.在实验中需要使用的测量工具有______．若两球在碰撞中动量守恒，则满足关系式______（用题目和图中量表示）．
7．某同学设计了一个用打点计时器验证动量守恒定律的实验：在小车A的前端粘有橡皮泥，推动小车A使之做匀速运动，然后与原来静止在前方的小车B相碰并粘合成一体，继续做匀速运动，他设计的具体装置如图1-8-15所示．在小车A后连着纸带，电磁打点计时器电源频率为50Hz，长木板下垫着小木片用以平衡摩擦力．
（1）若已得到打点纸带如图1-8-16所示，并测得各计数点间距标在图上，A为运动起始的第一点，则应选____段起计算A的碰前速度；应选____段来计算A和B碰后的共同速度（填AB、BC、CD、DE）．
（2）已测得小车A的质量m1=0.40kg，小车B的质量m2=0.20kg，由以上测量结果可得：
碰前总动量=______kg·m/s 碰后总动量=______kg·m/s
8．如图1-8-17所示的为一个做平抛运动物体运动轨迹的一部分，在图中可以测得两段相等时间内物体的水平位移x1、x2和对应的竖直位移y1、y2，根据测得量可以表示出物体的初速度为____．
9．在验证机械能守恒定律的实验中，已知打点计时器所用电源的频率为50Hz，查得当地的重力加速度g=9.80m/s2，测得所用的重物的质量为1.00kg．实验中得到一条点迹清晰的纸带如图1-8-18所示，把第一个点记作O，另选连续的4个点A、B、C、D作为测量的点．经测量知道A、B、C、D各点到O点的距离分别为62.99cm、70.18cm、77.76cm、85.73cm．根据以上数据，可知重物由O点运动到C点，重力势能的减少量等于____J，动能的增加量等于____J（取3位有效数字）．
10．如果下表中给出的是做简谐振动的物体的位移x或速度v与时刻的对应关系，T是振动周期，则下列选项中正确的是
[
]
A．若甲表示位移x，则丙表示相应的速度v B．若丁表示位移x，则甲表示相应的速度v C．若雨表示位移x，则甲表示相应的速度v D．若乙表示位移x，则丙表示相应的速度v
11．一位同学用单摆做测量重力加速度的实验，他将摆挂好后，进行了如下步骤，指出下面步骤中遗漏或错误的地方，写出该步骤的字母，并加以改正．
A．测摆长l：用米尺量出摆线的长度
B．测周期T：将摆球拉起，然后放开，在摆球某次通过最低点时，按下秒表开始计时，同时将此次通过最低点作为第一次，接着一直数到摆球第60次通过最低点时，按秒表停止计时，读出这段时间t，算出单摆的周期t=t/60．
将它作为实验的最后结果写入报告中去．
参考答案
1．（1）3.0N 4.0N（2）如图1-8-19所示 合力F=5.0N 2．（1）振动片（2）复写纸（3）磁铁（4）线圈（5）纸带 3．2.25m/s2
4．（1）在物体质量不变的条件下，加速度跟所受外力的关系（2）在物体所受外力不变的条件下，加速度跟物体质量的关系
打点计时器
米尺
小车
》 F=mg 5．摩擦力平衡得不够跟所挂钩码相比，小车的质量过小 6．相等
大于
米尺
天平三角板 m1OP=m2OM+m2（ON-2r）7．（1）BC DE（2）0.42kg·m/s 0.417kg·m/s
果树力学性能的试验研究 第3篇
关键词：果树;阻尼系数;弹性模量;黏弹性;振动采收机
中图分类号： S232.3 文献标志码： A
文章编号：1002-1302（2015）04-0381-03
收稿日期：2014-05-19
项目基金：国家自然科学基金（编号：51465054）;国家科技支撑计划（编号：2011BAD27B02）。
作者简介：张敏敏（1988—），男，陕西汉中人，硕士研究生，主要从事机械系统动力学研究。E-mail：zmm87317@126.com。
通信作者：王春耀，教授，硕士生导师，主要从事力学研究。E-mail： wangchun_yao@126.com。
苹果、杏子、核桃等果树在新疆地区广泛种植且具有可观的经济效益。传统的水果收获都采用大量的人工进行采摘，这种收获方式采收效率低、成本很高，并且采收周期长，这就限制了果木大规模集中化种植管理。为了提高采收效率、降低采收成本，近年来各种振动采收机的面世，使水果的采收机械化不再遥远。但在采收机田间实际使用过程中出现了不少问题，如落果率不高、树枝摇断、机器夹持部位树皮损伤等。因此，需要对采收机进行优化设计，由此引出对树木进行建模分析，找出最合适的机器设计参数，比如激振频率、激振力和激振部位等。国内外已有不少学者对此类问题进行了分析研究，如Lang建立了樱桃树树干与树根、树根与土壤的动力学模型，依据模型对曲柄滑块型和偏心轮型振动采收机做了优化设计[1-3];Castro-García等从形态学角度建立了橄榄树受迫振动的动力学模型[4];He等从能量传递的角度对单一树枝在各个频率段受迫振动对落果率的影响进行了解释[5]。在国内，王业成等对黑加仑的枝条和果柄采用试验模态分析的方法获得了模态参数，为黑加仑采收系统的研制提供有关参数和设计依据[6-7]。
Vobolis等提出木材是一种聚合黏弹性材料[8]。因此，木材可以定义为弹性固体和黏性流体的关系。利用Sharkawy等提出的树木简单动力学振动方程[9]： mz¨+kz+cz=Fsinωt， 可对多自由度阻尼振动的苹果树进行理论分析。本研究针对方程中的黏性阻尼系数、刚度系数和树木的弹性模量进行试验探究。黏性阻尼系数（damping coefficient）是阻尼力与质点运动速度之比，表示材料损耗振动能量的能力。弹性模量（modulus of elasticity，MOE）是衡量材料产生弹性变形难易程度的指标，其值越大，材料刚度越大，亦即在一定应力作用下，发生弹性变形越小。木材抗弯弹性模量代表木材的劲度或刚性，是木材产生一个一致的正应变所需要的正应力，亦即在比例极限之内，抵抗弯曲变形的能力[10]。
1 材料与方法
1.1 试验材料
1.1.1 样木选择 样木选取自新疆大学果园内的1株6年生嘎啦苹果树的侧枝，采伐季节为3月末。
1.1.2 样品制备 去除枝干上的多余树枝，仅留取2个主要枝杈，枝杈尽量保持在同一水平面内，用作阻尼振动试验。从树上取8段15 cm长不同直径木段，按150 mm×10 mm×10 mm的尺寸制作试样。
1.2 试验方法
1.2.1 阻尼振动试验 将此干枝置于室内用台钳横向夹持固定，整体成为悬臂梁。将整个树枝分成5块区域（图1），每个区域沿轴向贴2～3个应变片，相邻应变片间距为 10 cm。采用东华测试DH3820高速静态应变测试采集系统监测树干的弯曲变形，采样频率设定为100 Hz，连续采样。在Ⅰ区用10 kg砝码加载，加载点距固定端62 cm，瞬时卸载，监测振动衰减曲线。
1.2.2 弹性模量测定试验 MOE测定采用GB1928—1991《木材物理力学试验方法》，采用深圳新三思微机控制电子万能试验机CMT5305进行。但测定MOE时，采用单点加载法，即在试件中央加载。MOE计算公式：
E=l3×ΔF4×b×h3×Δδ。
式中：E为试件弹性模量（GPa）;ΔF/Δδ为力与位移线性变化值（N/mm）;l为两支座间的距离10 mm;b为试件宽度（mm）;h为试件厚度（mm）[10]。
刚度系数计算公式为：
K=4×E×b×h3l3。
式中：K為果树刚度系数（N/mm）;试验完成后取其中一段称质量烘干计算含水率。
2 结果与分析
2.1 阻尼系数
2.1.1 试验结果 图2表示的是通过应变测试采集系统得到的微应变-时间的关系图，均为从同一时刻开始测量。
从图2中的各区域曲线可以得到振幅在过原点水平轴两边均匀排布，表明试验中重力作用对振动的影响十分微小，可以忽略不计。在区域Ⅰ中第1个波峰与第2个波峰相差约为100 με，1号点比2号点更接近固定端，而两者振动衰减周期一致。区域Ⅱ的曲线分布规律与区域Ⅰ相同，第1个波峰与第2个波峰相差在50 με左右，比区域Ⅰ的差值小，说明阻尼变小，其所有监测点的衰减周期也一致，与距离固定端远近无关。区域Ⅲ振动图形出现了变化，局部出现了微小扰动，衰减趋势依然明显，第1个波峰和第2个波峰差值小于50 με，说明阻尼比区域Ⅱ更小，曲线在过原点水平轴两边均匀排布，各点振动周期一致。依据监测得到的曲线图，用对数衰减法计算阻尼系数。从各个监测点图形中选取5个波峰计算对数衰减系数，对数衰减系数计算公式为：
nlc202309051145
n=2NTln|Ai||AN+1|。
式中：N为选取的波峰数目;T为衰减振动周期（s）;Ai为波峰值（με）。
再由公式c=2mn 计算各段阻尼值的大小，m为等效质量（g）。
等效质量m的计算，针对特定树枝，分段进行等效。Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ区域视为悬臂梁，其等效质量就是整体质量。Ⅰ、Ⅱ区域视为弹性简支梁，其弹性梁的等效质量为msi=1735ρlAi，其中ρ是树枝的密度，取平均值为0.54 g/cm3;Ai为树枝横断面积（取平均值）;l为梁的长度。Ⅱ区整个系统等效质量（MⅡ）应该由4部分组成，分别是弹性梁的等效质量（ms2）、梁本身质量（m2）、Ⅲ区质量（MⅢ）、Ⅳ区质量（MⅣ），计算公式为MⅡ=ms2+m2+MⅢ+MⅣ。Ⅰ区整个系统等效质量（MⅠ）也由4部分组成，分别是弹性梁的等效质量（ms1）、梁本身质量（m1）、Ⅱ区质量（MⅡ）、Ⅴ区质量（MⅤ），计算公式为
MⅠ=ms1+m1+MⅡ+MⅤ。
2.1.2 数据分析 通过图2各条曲线峰值的对比可以看出，随着主干直径的减小，监测点的微应变量在变大，说明阻尼是随着直径减小而减小的。从同一区域的2个监测点来看，规律依然成立。所以，尽管树木是非线性黏弹性材料，但阻尼和果木的直径是相关的，且随之减小而减小。所有数据计算结果如表1所示。
表1 阻尼系数计算结果
区域 平均直径
（mm） 等效质量
（g） 对数衰减
系数 阻尼系数
（m/N） 衰减振动
周期（s）
Ⅰ 37 1 608 0.74 2 379 0.31
0.77 2 476 0.31
Ⅱ 28 780 0.60 936 0.31
0.55 858 0.31
0.57 889 0.31
Ⅲ 19 250 0.42 210 0.31
0.39 195 0.32
Ⅳ 17.5 200 0.47 188 0.31
0.41 164 0.32
Ⅴ 20 290 0.62 360 0.31
从表1能够反映出阻尼系数与直径的相关性，树干平均直径从37 mm逐渐减小到17.5 mm，各区域的等效质量从 1 608 g 到200 g递减，对数衰减系数从最大值0.77递减到最小值0.39，阻尼系数从2 379 m/N减小到164 m/N，这些参量都随着直径减小而降低，然而，从图2中Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ区树枝的微应变图中得出振幅逐渐增大，因此说明直径沿树高方向减小，阻尼也减小，对振动的响应越明显。此外，从数据中可以得到衰减振动周期为0.31 s，表明系统自由振动的一阶固有频率应为3 Hz。
2.2 抗弯弹性模量
2.2.1 试验结果 试验中测试了不同直径的8段木段，测定树枝含水率为31.25%。从数据采集仪中得出各段树枝的载荷-位移的关系图形（图3）。通过图3中各个直径曲线图整体比较，当树枝的直径从16 mm向37 mm递增时，各个直径段的曲线线性部分的斜率在逐渐增大，这说明树枝的刚度随直径增大而增大。而从单条曲线来看，直径为16 mm的树枝，曲线中线性部分在曲线中比例很小，说明木质为非线弹性，偏柔性材料;当树枝直径为37 mm时，曲线基本呈线性分布，表明木质已转变为线弹性，偏刚体材料;直径逐渐增大时，曲线中线性部分比例也在增大。
2.2.2 数据分析 依据图3中所得数据计算得到的弹性模量与刚度结果如表2所示。
表2 抗弯弹性模量计算结果
直径
（mm） 弹性模量
（GPa） 刚度
（N/mm）
37 18.4 734
35 16.8 671
29 15.4 617
27 14.7 587
26 13.7 547
20 9.9 395
19 9.4 377
16 5.7 230
表2的计算结果显示，随着果木直径的增大，刚度从 230 N/mm 增大到734 N/mm，MOE也从5.7 GPa增大到 18.4 GPa，这说明果木的刚度、MOE与果木的直径具有一定相关性。试验材料均取自同一棵果树上，从数据能反映出沿树高方向，果木的刚度逐渐减小，MOE逐渐减小，同一棵果木的不同部位力学性质存在差异。
3 结论
（1）通过阻尼振动试验得出阻尼系数与直径相关，随直径增加阻尼增大。 （2）对于果木，近地端阻尼遠大于远地端阻尼，受迫振动的幅度也远小于远地端，但树干的共振频率较为一致，数值为3 Hz，属于低频率范畴。 （3）在设计振动采收机时，对树干激振需要采用较大的激振力，频率取较低频率段，才能使枝端产生较大振幅，提高采收率。 （4）通过抗弯弹性模量测定试验得出了果木MOE与刚度的数值，得出随直径增加，MOE与刚度也相应增大的规律。这说明，果木整体虽然是各向异性非均匀介质材料，且树上不同部位的力学性质存在差异，但依然存在规律，随直径的变化呈现正相关。 （5）果木的直径越大，越趋于线弹性材料，其刚度也愈大。因此，在振动采收机的设计时可以依据果木直径大致判断其力学性质，针对果木不同部位的力学特性来设定激振力、激振频率的大小，如此可以保护果木在采收过程中避免损伤，降低不必要的损失。
本研究仅对果树的MOE、刚度、阻尼系数与直径的相关性进行了研究，对于含水率、果树生长地、树木的形态等因素对果树力学特性的影响没有考虑，有待进一步研究，以为果树振动模型的建立提供更加完善的参数资料。
动力学试验 第4篇
本文主要基于粘弹性理论, 对冻土动力学参数的计算方法进行了探讨, 再通过动三轴试验, 研究对青藏粉质粘土在不同温度、围压和含水量下的动剪切模量随动剪应变幅的变化规律, 并主要针对试样制备过程中较难控制的含水率问题, 作对比试验分析规律。
1 试验方案
1.1 试验仪器
本试验仪器为MTS-810型振动三轴材料试验机, 详见图1。
1.2 试样制备
试验采用青藏铁路沿线粉质粘土, 本试验参照土工试验方法标准和地基动力特性测试规范制备重塑土样。试样呈圆柱状, 直径61.8 mm, 长度125 mm, 平均密度1.8 g/cm3。成批试样用铜模封闭固定放入快速冻结恒温箱内24 h以上, 然后用橡皮膜封闭试样放入恒温箱内至少12 h, 所制备试样见图2。
1.3 试验控制条件
试验时快速取样安装至低温三轴试验机进行试验。轴向动荷载为压—压型正弦波, 由最大应力、最小应力及频率决定。为更好的模拟交通荷载对应变速率的影响, 将最大应力变为变量, 采用分级循环加载, 每级循环加载振动12圈[1], 见图3。各试件的动荷载相同以对比研究, 详见表1。试验终止标准为轴向变形的20%, 试验控制条件详见表2。
2 冻土动剪切模量计算方法
交通荷载作用下路基土的动应力应变关系可采用等效线性化模型描述[2]。冻土的动剪切模量与阻尼比是衡量冻土动力学性能的两个重要参数。冻土在动荷载作用下的滞回曲线如图4所示。
按下式计算每一荷载等级下动剪应力幅值τd和动剪应变幅值γd。动荷载每循环一次近似形成一个如图5所示的滞回圈。绘制τd—γd滞回曲线, Hardin等[3]建议采用双曲线拟合土剪应力幅值和剪应变幅值之间的关系曲线 (骨干曲线) 。将动剪切模量Gd定义为滞回圈的平均斜率。
其中, εd为轴向动应变幅值;σd为轴向动应力幅值;μ为动泊松比。
3 动剪切模量的影响因素分析
3.1 温度
五种不同负温条件下冻土的骨干曲线如图6所示。温度对冻土的骨干曲线影响很显著, 在相同的动剪应变幅值下, 动剪应力幅值随温度的降低而增加。当温度由-3℃降到-11℃时, 冻土的最终动剪应力幅值由0.87 MPa增加到了2.03 MPa。
冻土的动剪切模量随动剪应变幅值的变化曲线如图7所示。冻土的动剪切模量随动剪应变幅值的增加整体上是先增加, 然后趋于不变甚至缓慢平稳减小。随温度的降低动剪切模量的增幅很大, 温度由-3℃降低至-11℃时, 最终动剪切模量由423.5 MPa增加至782.2 MPa。试验初始阶段, 在-7℃和-9℃时, 动剪切模量出现了先减小再增加, 其值小于较高温度时的情况。
3.2 围压
在四种不同围压条件下冻土的骨干曲线如图8所示。在同一动剪应变幅值下, 冻土的动剪应力幅值不断增大, 但围压在0.6 MPa~1.2 MPa之间时, 动剪应力幅值变化很小, 三种围压情况下, 动剪应力幅值非常接近。
冻土的动剪切模量随动剪应变幅值的变化曲线如图9所示。围压对动剪切模量的影响较大, 在围压0.3 MPa~1.2 MPa范围内, 动剪切模量随围压的增大而增大, 但是在围压较大时, 这种影响趋势减弱。随着围压的增加, 冻土的土颗粒在力作用下发生剪移错位, 土的孔隙率减小, 使得土体强度增加, 但是并不是围压增加土体的强度持续增加, 土体压密后强度便增加不明显了。
3.3 含水率
在试验的试样制备过程中, 含水率控制是难点。试验中采用两种方法制备试样, 第一种根据含水率确定土、水含量, 将两者混合配备, 其中饱和试样是由含水率为14.5%试样采用真空抽气补水饱和方法获得, 对应试验结果如图10a) 和图11a) 所示;另一种方法是制备含水率14.5%的试样, 然后采用烘干或加湿方法制备其他含水率的试样, 饱和试样是采用含水率11%试样采用真空抽气补水饱和方法获得, 对应试验结果如图10b) 和图11b) 所示。
当温度为-5℃, 频率为2 Hz, 围压为0.3 MPa时, 通过两种不同制备试样方法获得四种含水率条件下冻土的骨干曲线如图10a) , 图10b) 所示。动剪应力幅值随着含水率的增大而增大, 当含水率为14.5%, 15.5%时, 因为相差较小两者曲线非常接近。图10a) , 图10b) 中, 当含水率为饱和时, 在同一动剪应变幅值下, 前者的动剪应力幅值大于后者, 且最终动剪应力幅值大于后者。
两种不同制备方法获得的冻土的动剪切模量随动剪应变幅值的变化曲线如图11a) , 图11b) 所示。当含水率在12.5%至饱和之间时, 在同一动剪应变幅值情况下, 动剪切模量随含水率增加而增大, 原因是随着含水量的增加, 同一土体内较多的自由水在负温下结晶形成冰晶重填充在土骨架周围, 增加了土颗粒之间的作用力, 因而强度增大, 动剪切模量增加。但是含水率为15.5%时的动剪切模量小于14.5%时的动剪切模量, 一般含水率越大, 土体中冰晶越多, 冻土的刚度越大动剪切模量越大, 但是含水率非常接近时, 含水率大小对动剪切模量的影响不再是决定性因素。两种不同制备方法获得的试验曲线相似, 在含水率为饱和时, 图11a) 中动剪切模量大于图11b) 中的值, 原因是第一种制备方法土颗粒相对较大, 土孔隙较大, 土颗粒间冰晶相对集中且较多, 导致土试样刚度较大, 动剪切模量也较大。
4 结语
本文主要针对动力荷载作用下的冻土路基粉质粘土, 采用动三轴试验方法, 探讨冻结粉质粘土的动力学性能。主要得出以下结论:
1) 在不同温度、围压和含水率等影响因素下, 得到冻土的动剪应变幅值与动剪应力幅值、冻土动剪切模量关系曲线。动剪应变幅值在0.000 1~0.007之间, 动剪应力幅值在0.1 MPa~2.1 MPa之间, 动剪切模量在152 MPa~804 MPa之间。
2) 温度对冻土的骨干曲线影响很显著, 随着温度的降低动剪切模量的增加幅度很大, 在温度由-3℃降低至-11℃, 最终动剪切模量由423.5 MPa增加至782.2 MPa。围压对冻土的骨干曲线的影响并不显著, 围压由0.3 MPa增加到1.2 MPa时, 在同一动剪应变幅值下, 冻土的动剪应力幅值不断增大。
3) 考虑到含水率控制是试样制备时的难点, 试验中采用两种方法制备试样作对比, 当含水率在12.5%至饱和之间时, 动剪切模量随含水率增加而增大, 两种不同制备方法获得的试验曲线相似;当含水率为饱和时, 在同一动剪应变幅值下, 第一种方法中动剪切模量大于第二种方法得到的值, 原因是前者土颗粒相对较大, 土孔隙较大, 土颗粒间冰晶相对集中且较多, 导致土试样刚度较大, 动剪切模量也较大。
参考文献
[1]尚守平, 刘方成, 杜运兴, 等.应变累积对黏土动剪切模量和阻尼比影响的试验研究[J].岩土力学, 2006, 27 (5) :683-688.
[2]朱占元.青藏铁路列车行驶多年冻土场地路基振动反应与振陷预测[D].哈尔滨:哈尔滨工业大学博士学位论文, 2009:21-58.
岩土试验力学课程论文 第5篇
题目：岩土试验力学发展现状和前景 专业：岩土工程
一、岩土力学试验
1.岩土力学试验概况
要很好的解决岩土工程问题、防灾、治灾，必须首先进行勘察与测试、试验与分析，并利用土力学、岩石力学、基础工程、工程地质学等的理论与方法，对各类工程进行系统研究。因此，岩土力学试验是岩土工程规划设计、防灾的前期工程，也是地基与基础设计，治理地质灾害的不可缺少的重要环节。
2.岩土力学试验目的（1）了解岩石本身的物理和力学性质；
（2）岩体质量分级、工程地质条件与问题评价；
（3）边坡、地基和隧道围岩变形及稳定性分析，地质灾害防治工程方案论证等；
（4）为岩土工程设计与施工提供参数和依据；
（5）揭示岩土的变形规律和强度特征及破裂机理，建立其数学力学模型，进行岩土工程结构的力学分析。
3.岩土力学试验内容
（1）岩石物理性质试验
含水率、颗粒密度、块体密度；
（2）岩石水理性质试验
吸水性、渗透性、膨胀性、耐崩解性和冻融性。
（3）岩石力学性质试验
单轴压缩强度和变形试验、三轴压缩强度和变形试验、抗拉强度
试验、直剪强度试验和点荷载强度。
二、岩土试验力学概况
岩土试验力学是土木工程岩土专业的一个分支，它是一门十分重要的技术基础课。它主要包括学习岩土实验力学的基本理论，知道岩土的物理力学性质、强度变形计算、稳定性分析、挡土墙及基坑围护的设计与计算、地基承载力等岩土力学基本理论与方法。结合有关交通土建、建筑工程、土木工程的理论和施工知识，分析和解决岩体工程及地基基础问题。
三、岩土试验力学的发展现状
1.计算方面
由于岩土材料比较特殊，那么在研究岩土试验力学方面就会比较复杂。岩土体本身就是一个复杂的系统，具有不确定性，不规则性和不明确性。目前，我国的岩土试验力学工作者倾向于采用理想数学模型和力学模型建立和描述岩土的各类特性，结果往往不是很理想，甚至出现很大的偏差。那么，为解决这一现状，为突破创新，新的方法和技术是必不可少的。在此，我国也已经找到解决方案，注入了新的研究岩土试验力学理论的思想。
分析几何就是研究岩土试验力学需要用的一种新技术，新方法。它的工作原理是研究一个复杂系统的形态、功能等。紧密联系它们之间的关系，用维数表展现系统的复杂性。系统与维数值成正比例关系，值越大，系统越复杂。
分形几何在计算岩土试验力学中的应用主要包括“定量的对岩土
材料结构进行描述，研究调查水如何在岩土中流动，测量岩土材料的强度和分析岩土力学特征”四方面的内容。分形几何又被概括为两个方面，分形图形和维数计算。常用的分形模型有KOCH曲线，CANTOR集合，Sierpinski地毯和menger海绵等，如下图。它们都属于数学分形，它们之间有一定的相似性。同时，分形维数分为6种，相似维数，容量维数，信息维数，关联维数和广义分形维数。对于不同的分形维数的测量各有不同的方法，如其中的关联维数是利用关联函数来取得的。
2.模型应用方面
从岩土试验力学的发展史来看，岩土试验力学的力学模型主要有：弹性模型（胡克体）、粘弹性模型（麦克斯韦体）、内含时间弹塑性模型和损伤模型。其中弹性模型又分为线性弹性和非线性弹性两方面。由于岩土试验力学特性是不一样的，根据介质力学理论，建立的模型应有非线性弹性、弹塑性、粘弹塑性和塑性內时模型等。
当前最常用的力学模型有两种，非线性弹性模型和南水模型-南京水利科学院非线性模型。非线性弹性模型是DUNCAN和CHANG采用KONDNER的建议和三轴压缩实验结果，采用变切线弹性模量和变切线体积模量对粘土和砂土进行了模拟，建立了DUANCAN-CHANG模型，其预测结果温和于试验结果。而南水模型将DOMASCHUK模型加以推广，把剪切曲线变成推广曲线，不仅适用于硬化的岩土，还可以适用于超固结土和岩石等软化岩土。它不但考虑了软硬方面还考虑了膨胀与压缩方面，适用范围非常广泛。
四、目前岩土试验力学发展存在的问题和解决措施
1.在计算方面的不足和解决措施
我国岩土试验力学水平，还不能达到使计算误差小于10%的愿望，这还有待努力，但我国正在努力向这个目标靠近。在排除施工因素后，误差控制在50%以内是完全有可能的。计算岩土试验力学工程还不完善，因为当前的研究只是刚开始，只涉及到很小的一部分，只取的很小的研究成果，我们还当深入到岩土试验力学的各个领域里。我们要将分形几何理论完全引入岩土力学宏图中，还要加大分维数的探讨和研究，理解岩土试验力学系统的基本原理和分清明了各空间的关系。只有对岩土材料有深入认识和了解我们才能选取合适的计算方法和计算模型，减小计算误差，避免错误发生，并能促进岩土工程各方面力学的综合发展。
2.模型应用方面的不足和解决方案
线弹性模型不能考虑剪胀变形，它只考虑受荷载作用的变形状况，忽略了不能恢复的塑形变形。塑形变形往往在荷载作用下，荷载不断变化中产生的，通常容易被忽略。它不适用于应力路径复杂时，会受弹性恢复的影响，产生误差。DUNCAN-CHANG模型就没考虑到这方面的内容，它只适用于粘性土、砂土，其他土就不会产生作用，它不能考虑岩土的性质和特征。我们可以只在分析岩土稳定性时使用它。
南水模型建立在DOMASCHUK模型中并推广，考虑了剪切膨胀和压缩方面，并考虑了应力方面的影响，但是不能考虑静水压力作用的影响。当模型采用非关联流动理论，也不能避免剪切膨胀现象的发生，对岩土体缩减也考虑不到。所以在建立南水模型时，我们要综合考虑多方面因素，建立一个完善的模型。
剑桥模型也有一定的缺陷，只建立了3个参数。在构建上没有充分考虑剪切变形，只利用塑形体积做参量，不考虑应力作用，当应力产生时，它是不能反应和突出的。
五、我国岩石试验力学发展动向规划
岩土试验力学理论和本构模型已经过三十年的发展，但它们还不成熟，那么今后研究“岩土材料稳定性和变形分析”是我们关注的对象，可以通过建立神经网络模型，损伤模型和粘弹模型来研究和探讨它们。它还是一个比较新的研究课题，在研究过程中，我们要建立多种模型和充分利用试验数据。
六、结论
浅谈毕节试验区持续发展的内生动力 第6篇
唯物辩证法认为，内因是事物变化发展的内在依据，外因是事物变化发展的外部条件，外因虽然是不可缺少的必要条件，有时甚至起非常重大的作用，但是它总是通过内因而起作用，内因才是事物变化发展的决定性因素。回顾毕节试验区从建立到发展所走过的历程，是一个立足本地域自然资源、人力资源、社会资源为基础，积极争取外部支持条件而建立起内生经济发展方式的过程，这其中，来自各界支持的推力和试验区内生存的压力二者（外因）共同促进试验区产生变化发展的内生动力（内因），由内生动力发挥出巨大的能动作用，推动试验区经济社会实现跨越式发展。
一、国家重视、政策扶持、多党合作促进产生激发性内生动力
上世纪80年代末，毕节还处在经济贫困、生态恶化、人口膨胀的恶性生存怪圈中。1987年，全区森林覆盖率仅8.53%，石漠化面积达981.1万亩；人口密度高达每平方公里218人，分别比贵州和全国平均水平多34人和94人；农民年人均纯收入仅184元，人均粮食不足200公斤，贫困人口高达345万，每年需调进1.5亿公斤救济粮。面对严峻的现实，从1985年初到1988年上半年，时任贵州省委书记胡锦涛同志多次深入毕节贫困乡村调研，并邀请各民主党派知名专家学者对毕节地区开展智力支边工作。1988年，经国务院批准，贵州省建立了以“开发扶贫、生态建设、人口控制”为主题的毕节试验区。毕节试验区的建立，开启了探索贫困地区科学发展的伟大实践，也成为国家给予贵州“作示范、探路子”的一块“金字招牌”。经过26年的探索试验，试验区在“三大主题”上取得丰硕成果，得到了习近平总书记的肯定。2013年2月国务院批准《深入推进毕节试验区改革发展规划》，这是党中央、国务院在新的历史条件下做出的顶层设计，对试验区的可持续发展进行了科学、长远的制度安排。
在毕节试验区的变化发展中，政策扶持、项目带动发挥了重大的作用。试验区人用“特区”的理念，讲政策、抓机遇、抢项目、搞建设，大力实施招商引资，加快开发煤炭、水利等优势资源，在新型工业化道路上推动发展转型。试验区以重大项目为牵引，跳出能源矿产抓工业，大力发展新能源汽车、能源化工、电子信息、生物制药、新材料、风力发电等新兴产业，至2013年，试验区生产总值、财政总收入、全社会固定资产投资分别较1988年增加44倍、111倍、707倍。同时，试验区利用国家实施退耕还林的政策机遇，实施“林进粮退”的生态建设措施，通过建设生态林、经济林，发展中药材、搞林下养殖等，将大量的坡耕地变成了促进百姓增收致富的“金银山”。按照毕节试验区新一轮改革发展规划，到2016年，试验区将力争生产总值突破2000亿元，年均增长20%以上；财政总收入达到400亿元以上，年均增长18%以上；全社会固定资产投资累计完成10000亿元以上，年均增长35%左右；工业总产值突破2200亿元，年均增长28%以上；城镇居民可支配收入、农民人均纯收入年均分别增长15%、17%。
“支援贵州毕节试验区规划实施专家顾问组”，是一个由中央统战部、各民主党派中央、全国工商联组织知名专家学者组成的帮扶毕节发展的智囊团，是试验区丰厚的智力资本的存在形式。多年来专家顾问组不辞辛劳，指导制定了毕节1989—2000年、2008—2020年的改革发展规划和若干子规划，认真为试验区经济社会发展把脉，提出了一系列具有科学性、合理性和先导性的发展战略和建议。2011年5月，试验区进入新一轮改革发展，专家顾问组在新起点上继续帮扶毕节试验区，争取国家部委出台了20个支持毕节试验区改革发展的差别化政策；中石化织金煤制聚烯烃项目、华润电力项目、渝富集团煤制油项目、大方电厂项目、金沙电厂项目、织金电厂项目等一批事关长远发展的重大产业项目得到国家的倾斜支持，成贵快铁、夹岩水利枢纽工程等一些事关发展全局的重大项目得以提前实施。创造了中国共产党领导下的多党合作助推贫困地区加快发展的“毕节经验”。
二、扶贫开发、生态建设、人口控制促进产生源发性内生动力
贵州贫困面大、贫困程度深，是中国扶贫开发的主战场之一。26年前的毕节地区还是全国最贫困的片区之一，因而试验区所经历的探索和实践过程，具有标志性、引领性的意义，为我国贫困地区开发扶贫走出了一条新路。试验区坚持把开发扶贫作为第一民生工程，强化扶贫措施，26年来累计减少贫困人口468.8万人，有6个贫困县先后实现“减贫摘帽”，城镇居民人均可支配收入从795元增加到19851元，农民人均纯收入从226元增加到5645元，高于全省平均水平。目前试验区已经陆续脱贫的贫困人口主要集中在发展条件相对较好、人口素质相对较高的地方，而剩下的都是一些难啃的“硬骨头”，今后的扶贫开发成为一场精准的攻坚战。试验区抓住这一主要问题，实现扶贫方式新转变，一是对贫困人口的识别精准，根据国家制定统一的扶贫对象识别办法，实事求是确定扶贫对象；二是查找致贫的原因精准，人治病要找准病根，扶贫也应找准“贫根”，以深入分析贫困的现象入手，至找准致贫的根源所在；三是扶贫的政策措施精准，政策措施切实可行、扎实有效，从根本上解决难题。
26年来，试验区紧紧围绕“生态建设”这个试验主题之一，把生态建设摆在全市经济社会发展重要的战略位置，正确处理好生态环境保护和发展的关系，追求经济效益、社会效益和生态效益的同步提升，实现了人民生活从普遍贫困到基本小康、生态环境从不断恶化到明显改善的跨越。从1988年至2013年，试验区森林面积从601.8万亩增加到1774.65万亩，森林覆盖率从14.94%增长到44.06%，林木蓄积量从872万立方米增加到2487.72万立方米，实现了森林资源持续同步增长。抓住国家新的政策机遇，试验区从2010年到2013年就治理石漠化416.65平方公里、水土流失189平方公里。昔日“秃岭荒山”已成“绿水青山”、“金山银山”。生态建设带来的生态资源发挥出促进经济社会发展及人与自然和谐相处的明显作用，把生态资源与劳动力资源、市场资源结合起来，显示出生态优势，形成了强劲的内生发展动力。2013年试验区生产总值达到1041.9亿元、人均生产总值达到12228元、财政总收入达到336.9亿元。 毕节试验区的实践证明，人与环境和谐共生时，生态环境也是生产力。
所谓“人口控制”就是既强调控制人口数量，更注重提高人口素质，以控制人口增长促提高人口素质，变“人口包袱”为“人力资本”。马克思曾指出，“各种社会经济形态的区别，不在于生产什么，而在于怎样生产，用什么劳动资料生产。”世间一切事物中，人力资本是最宝贵的，它是实现区域战略目标和任务过程中所需知识、教育和人力资源竞争力的体现。从人的发展角度出发，强调知识就是力量，通过对人的综合素质的提升，促进知识与外部环境有机协调的生产方式，是有效推动经济发展的根本动力。试验区在坚持教育优先、提高人口素质上闯新路、作示范，把教育作为解决发展问题的根本之策，让贫困家庭的孩子都能接受义务教育，其中一部分能够上大学，一部分转入职业教育，各有一技在身，让每个贫困家庭有了希望。试验区在严格控制人口自然增长，发展教育，加强培训，提高人口素质的同时，主动变人口压力为人力资源优势，通过工业化、城镇化转移农民，通过劳务输出引导富余劳动力出山，目前，毕节外出务工人员达150万人以上。输出一人，带富一家，带动一村，土地压力大幅缓解，人与自然和谐共生。
磅礴乌蒙，共鉴雄心。习近平总书记对毕节试验区发展的重要批示，明确了试验区肩负着为全国其他贫困地区发展起到重要示范的重任，应抓住中央大力支持的机遇，解放思想、更新观念，充分发挥试验区“先行先试”的优势，迅速行动起来，大力培育和发扬“深化改革，锐意创新，埋头苦干，同心攻坚”的精神，通过深化改革再增经济发展的内生动力，着力增强干部群众市场经济意识，激发市场活力和社会创造力，跳出单纯依靠资源、土地、资金发展的藩篱，走依靠科技创新、资本、市场、内生发展的路子，努力实现新发展、新跨越。
注：
①文中相关数据来源于贵州日报系列报导。
动力学试验 第7篇
航天产品中很多产品结构主体可分为多层, 即根据结构组成和连接接口又可以将产品分为从上到下多层, 最常见的是分为上/下两层结构。因而本文所研究的双层薄板连接结构属于一种工程常见结构。
对于上/下层工程结构而言, 上层结构振动的输入是下层结构振动的响应, 反过来, 上层结构的振动又会影响到下层结构, 特别是发生非线性响应的情况。以往多次出现由于对基础以及支撑结构力学特性认识不足而出现的振动故障。具体而言, 就是底板与上层连接点会产生非线性放大的加速度激励, 同时板的弯曲变形将以转动角加速度的形式作用于上层结构连接点, 从而导致上层板响应放大异常, 造成产品的过实验。
在工程结构设计中, 需要进行结构动力学分析优化和试验验证, 从而需要充分认识到基础结构厚度、刚度以及支撑连接结构对产品动力学响应的影响。根据以往的经验, 会发现, 仅从理论计算或动力学仿真角度研究双层连接结构振动响应是远远不够的, 计算分析的结果往往小于工程实际中结构的响应, 因而导致了产品的振动破坏。
因此, 对工程实践中双层结构产品进行简化建模, 并从实验和仿真的角度对双层连接结构进行系统的研究十分有必要。
对于双层结构, 国内外学者开展了一些研究。Hui提出了关于双层隔振系统隔振器安装的最佳方案[1], 张安付从理论上研究了双简谐激励下双层隔振系统的振动响应[2], 彭志科分析了具有反对称阻尼特性的隔振器在共振区能够有效的抑制力和位移的传递[3]。马小飞建立了两级结构的动力学模型并研究了传递函数与各个物理参量的关系[4]。魏燕定针对两级隔振系统对各个物理参数做了优化社与分析[5], 陶红丹利用周期性和傅里叶技术得到了双层耦合结构的振动能量及声辐射表达式[6]。
笔者采用双层圆板支撑结构作为两级结构的简化模型, 将动力学仿真结果和试验结果对比分析的方法, 针对双层板结构在底板受正弦激励的条件下的振动耦合以及非线性放大效应进行研究, 总结了试验与分析结果的差异的原因, 最后给了一种能有效避免结构非线性放大效应的方案。
1 模型研究
试验模型由振动工装、上、下层试验薄板、四根方梁、螺钉支撑 (4 根) 组成。两层试验薄板直径均为400 mm, 上层板厚度固定为8 mm, 底层板厚度分别为5 mm, 8 mm, 16 mm。工装的作用是模拟单机产品在航天器上的机械接口和力学状态, 为直径550 mm、厚60 mm的圆板, 且基频在3 000 Hz以上, 用20 个M10 的螺钉与振动台固接;4 根方梁边长为15 mm、高200 mm, 底板和工装采用4 个M5 螺钉固接, 均布在振动工装平面内。结构模型和测点位置示意如图1 所示。
2 响应计算和试验结果对比
仿真时采用MSC PATRAN/NASTRAN进行建模, 两层薄板采用四边形四节点单元, 方形梁采用Beam单元, 通过20~1 500 Hz正弦激励下的频率响应分析, 分别算出了Z向0.5g, 1g, 2g, 3g作用下的加速度响应。双层结构有限元模型如图2 所示。
试验测点选在两板的中心位置, 试验时四个安装点为自由度约束位置, 在振动工装上用两个点进行控制, 如图3 所示。
振动激励方程为:
式中:A为振动激励幅值;ω 为圆频率。
幅值大小分别为0.5g, 1g, 2g, 3g。扫频范围在20~1 500 Hz, 扫频速率为4 oct/min。
Z向正弦激励时, 加速度响应分析与试验对比结果见表1。
3 试验结果分析
从表1 中可以看出:
(1) 下板的响应, 试验值和分析值差别不大, 且均小于上板响应值, 在低量级激励下基本准确, 表明底板非线性响应较小, 且其峰值频率与上板一阶峰值频率相错开, 不会与上板发生共振, 这主要是由于上下两板约束条件不同。
(2) 在0.5g的低量级激励下, 上板响应的分析和试验值差别不大, 说明低量级激励时, 结构是线性的。
当激励增大时, 响应的试验值与分析值差别很大, 而通用有限元软件NASTRAN是按照线性理论计算响应的, 说明结构上板产生了很大非线性响应。薄底板由于薄膜效应产生的非线性响应作为上层的输入被上板吸收, 导致上层板非线性响应很明显, 当底板厚度不同时, 上板非线性响应的程度不同, 底板越薄, 上板非线性响应的越容易发生。如5 mm底板时, 上层板响应分析和试验值分别为41.72g和70.23g, 试验值超出近75%。
(3) 随着激励进一步增大, 结构阻尼也会增大, 底板越薄, 阻尼越大, 因而会对响应产生一定的削弱。为了进一步分析结果, 将不同厚度底板时上层板响应放大倍数试验与分析值做出曲线图, 如图4 (a) , (b) , (c) 所示。
很明显, 较厚的底板能够有效的降低结构由于薄膜效应所带来的非线性响应, 5 mm与8 mm底板时, 1g和2g的Z向激励引起了较大的非线性响应, 3g激励时因耦合了较大的阻尼, 响应反而减小了。
当底板为16 mm时, 上层板响应放大倍数试验与分析值已较为接近, 非线性效应明显减小, 但并非结构的基础底板越厚越好, 事实上, 当结构生非线性响应很小即从NASTRAN仿真结果来看, 底板厚度继续增加, 对上板响应影响并不大, 如图4 (d) 所示。
为了进一步考察双层结构的支撑形式对上层结构响应放大倍数的影响, 改变结构的支撑形式, 如图5 所示, 采用双层桁架式结构进行试验研究。这种桁架式支撑结构拥有更大的抗弯和抗剪切刚度, 研究其是否能够有效减小振动时支撑的转动加速度, 以达到减小上层板响应放大倍数的目的。
试验时上层以及底层板均采用8 mm薄板, 对结构进行正弦扫频试验, 并将修改后的结构与原结构试验结果进行对比, 对比结果见表2。由对比结果可知, 给双层板结构梁之间加上桁架后, 结构垂向共振点略有上调, 在10 Hz左右。在小量级振动如0.5g垂向激励时, 四支撑式结构和桁架式结构上层板响应差别不大, 分别是30.21g及31.8g;当增加试验量级时, 桁架式结构的垂向响应要明显比四支撑结构小得多。如当Z向激励2g时, 四支撑结构上层板响应达200g, 但桁架式结构上层响应才110.3g且与分析值113.2g相差不大。说明此时结构仍然是线性的, 继续增大激励, 由于结构阻尼的影响, 试验值有所降低。
4 结论
基于以上分析对比, 可得出结论, 当用通用有限元软件对双层结构进行分析研究时, 应当考虑由于底层板薄膜效应影响所带来的非线性响应而导致的分析与试验结果差别较大的情况。
双层结构的最大响应发生在上层板, 且受非线性因素影响明显;下层板的响应相对上层板较小, 能量通过支撑被上层板吸收。相对薄的底板振动时, 上层板非线性响应明显, 远大于分析值。当量级很大时, 由于阻尼的增大, 使响应有一定削弱。较薄底板的双层结构由于非线性放大明显, 经常容易造成品的过实验。通过加厚底板能使试验结果接近仿真结果, 减小上层板响应的非线性, 但过厚的底板并不能有效减小结构上层板响应, 反而加大了结构的重量。而采用高刚度的桁架式支撑结构则不但抑制了结构的非线性响应, 且使结构响应维持在较低的范围, 满足了工程实践的要求。
参考文献
[1]HUI C K, NG C F.New floating floordesign with optimum isolater location[J].Journal of Sound and Vibration, 2007, 303:221-238.
[2]张安付.双简谐激励下双层隔振系统振动响应分析[J/OL].中国学术期刊电子出版社, 2013:137-141.
[3]彭志科.一类非线性隔振器振动传递特性分析[J].动力学与控制学报, 2011 (4) :314-320.
[4]马小飞.星载天线板梁弯曲结构特性试验研究[D].西安:中国空间技术研究院, 2011.
[5]魏燕定.两级振动隔振系统参数优化设计[J].浙江大学学报, 2006 (5) :893-896.
动力学试验 第8篇
海底输油气管道是海上油气田开发生产系统的主要组成部分, 是连续输送大量油气最快捷、最安全和最经济可靠的运输方式。300m以浅的管道大多是通过潜水员直接操纵或以水下密封舱作为作业空间实施连接[1,2]。深水石油管道连接需依靠自动化连接机具完成, 法兰式连接是深水石油管道连接常用的方式。目前国外已开展了深水管道法兰连接机具的研究, 主要研究单位有美国Sonsub公司、挪威Acergy公司和瑞士All Seas Group 公司[3,4]。国内在深水管道连接机具方面研究较少, 因此研发一套具有自主知识产权的深水管道自动化连接机具具有重大意义。
成组螺栓引入是法兰连接机具设计的难点所在, 本文着重研究螺栓引入装置。近年来, 人们开展了螺栓装配技术方面的研究。文献[5,6]研究了用于汽车生产线零部件装配的螺栓拧紧系统, 螺栓处于竖直状态, 不受自身重力倾覆力矩影响, 加载头 (套筒扳手) 与螺栓的同轴度易于保证。文献[7]研究了机器人双臂协调操作实现螺栓装配, 其操作过程复杂, 不适用水下作业环境。本文设计了一套满足水下管道法兰连接机具作业需求的螺栓引入装置, 并对其进行动力学仿真和试验研究。
1 水下管道法兰连接机具螺栓引入装置结构方案分析
1.1 水下管道法兰连接机具总体方案
水下管道法兰连接机具结构设计采用模块化设计方法。通过系统的功能分析和结构分析, 将机具划分为外框架、内基架、螺栓库、螺母库、拉伸模块五大结构模块, 机具虚拟样机模型如图1所示。
1.管道1 2.卡爪 3.螺栓库 4.内基架 5.螺母库 6.拉伸模块 7.外框架 8.管道2
机具各部分功能如下:外框架为型钢焊接件, 承载其他各模块, 外框架两端固定两个卡爪, 工作时, 卡爪抱紧管道, 将机具定位于管道上;内基架包括支撑体、直线导轨、中间动力箱、工具库接口及轴向驱动装置, 从功能上实现三个工具库以管道轴线为基准的周向同步运动和轴向独立运动;螺栓库、螺母库和拉伸模块统称为工具库, 通过工具库接口悬挂于内基架的直线导轨上。工具库为三瓣式结构, 可闭合环抱或释放管道, 分别携带螺栓、螺母及液压拉伸器。
水下管道法兰连接机具作业过程如下:
管道法兰连接机具定位于管道上。在水下视频辅助下, 水下遥控潜水器 (remotely operated vehicle, ROV) 携带连接机具缓慢定位于管道上, 机具两端卡爪抱紧管道, 实现机具与管道的定位。螺栓库、螺母库、拉伸模块库体闭合。机具调孔, 探针机构插入旋转环法兰螺栓孔, 带动旋转环法兰旋转, 使其螺栓孔与固定法兰螺栓孔对齐。螺栓库携带螺栓并将其插入法兰螺栓孔。螺母库将螺母拧入螺栓。拉伸器模块拉伸螺栓, 螺母库拧紧螺母, 螺栓库释放螺栓, 工具库复位, 完成两法兰连接作业。
1.2 螺栓引入装置结构组成
在管道法兰连接机具的作业过程中, 20个螺栓需同时穿过固定法兰螺栓孔并旋转环法兰螺栓孔, 然后旋入螺母, 最后拉伸器需与螺栓贴合, 拉伸器的并帽旋入螺栓, 并拉伸螺栓使之产生预紧力。
根据API标准及作业要求, 海底石油管道直径为355.6mm (14英寸) , 法兰螺栓孔直径为42mm, 螺栓为M39530, 螺母为M39, 拉伸器并帽为M39, 螺栓与螺母配合公差为M39 7H/6g, 其配合间隙为9～50μm。在深水可见度较差的作业环境下, 让螺栓能够快速可靠地引入法兰螺栓孔和螺母, 避免螺纹损伤, 显得尤为重要。为此, 采用一根齿轮轴驱动螺栓库、螺母库和拉伸模块做同步周向运动, 在机具装配时, 从机械结构上保证螺栓与螺母、拉伸器并帽的轴向对准精度, 降低水下对孔的作业难度, 提高作业可靠性。
根据水下法兰连接机具作业要求, 设计的螺栓引入装置结构如图2所示, 20套螺栓引入装置沿螺栓孔分布圆安装在螺母库上。其工作原理如下:马达通过一对齿轮传动, 驱动套筒扳手转动, 套筒扳手沿轴线加工内六方通孔, 螺母装入内六方通孔内, 并随套筒扳手转动。螺母套筒扳手内装有弹簧、弹簧导套、螺母、橡胶支撑环、尼龙导向套等构成柔性连接环节。橡胶支撑环支撑螺母, 使螺母与套筒扳手内壁有1mm的间隙, 使螺母具有柔顺适应性, 可以补偿螺栓与螺母的轴向偏差, 使螺栓成功引入螺母。
1.从动齿轮 2.基座 3.弹簧 4.弹簧导套 5.橡胶支撑环 6.螺母 7.尼龙导向套 8.套筒扳手 9.马达 10.主动齿轮
弹簧的作用为:螺栓引入瞬间, 减小螺栓与螺母的相互冲击;螺栓引入过程中, 补偿由于20个马达转动不同步所导致的螺母螺旋进给位移偏差。弹簧选用圆柱螺旋压缩弹簧, 材料为65Mn, 根据作业要求, 设计弹簧的基本参数如表1所示。
尼龙导向套为三瓣式结构, 在螺栓引入螺母后, 螺母前进带动尼龙套从套筒扳手上脱落。尼龙导向套的作用如下:尼龙套与套筒扳手过盈配合可防止螺母从套筒扳手中脱落;弹簧的预压力将螺母端面与尼龙套的端面紧贴, 以保证螺母的轴心与套筒扳手轴心对齐;尼龙具有良好的柔韧性, 螺栓引入螺母时尼龙导向套起导向作用并可避免螺纹损伤。
1.3 尼龙导向套过盈量的确定
尼龙导向套与套筒扳手是过盈配合, 过盈量的确定是一个复杂过程[8], 若过盈量过小, 尼龙导向套不能将螺母限位在套筒扳手中, 螺母端面会发生偏转, 不能保证螺母与螺栓的同轴度;若过盈量过大, 产生的摩擦力超过了螺母螺旋运动传递的最大轴向力, 尼龙导向套不能被挤出, 导致螺母不能拧至法兰端面。因此, 需合理确定尼龙导向套与套筒扳手的过盈配合。
尼龙导向套端面承受的轴向力为
Fz=G+FT=15.86N
式中, G为螺母的重力, 其值为5.86N;FT为弹簧的预压紧力, 其值为10N。
传递载荷所需的最小结合压力为
式中, df为尼龙导向套与套筒扳手的结合直径;lf为结合长度;μ为摩擦因数。
传递载荷所需的最小有效过盈量为
式中, 下标a表示套筒扳手参数, i表示尼龙导向套参数;eamin、eimin为传递载荷所需的最小直径变化量;Ca、Ci为量纲一系数, 由套筒扳手与尼龙导向套的直径比与泊松比决定;Ea为套筒扳手的弹性模量;Ei尼龙导向套的弹性模量。
尼龙导向套不产生塑性变形所允许的最大结合压力为
pf max=b σsi (3)
式中, b为量纲一系数, 由尼龙导向套的直径比决定;σsi为尼龙的抗压强度, σsi=56MPa。
尼龙导向套不产生塑性变形所允许的最大直径变化量为
由机具设计要求并查阅机械设计手册可确定上述公式的参数数值如下:df=68mm, lf=25mm, μ=0.05, Ca=6.507, Ci=2.016, b=0.3。将数值代入式 (1) ～式 (4) 可得, δemin=0.008mm, δemax=1.061mm。
基本过盈量δb应满足下式:
δemin<δb< (δemin+δemax) /2 (5)
由式 (5) , 并结合机具设计要求, 初选基本过盈量为0.02mm。扳手套筒与尼龙导向套采用基孔制配合, 选定配合为
2 螺栓引入动力学模型的建立
2.1 螺栓装配速度分析
螺母库携带螺母做直线进给运动, 马达带动螺母做旋转运动, 实现螺母的螺旋运动。假定螺栓为单线螺纹螺栓, 那么螺母库直线运动线速度v和螺母旋转运动角速度ω间有一定的对应关系。由机械设计理论可知, 单线螺纹螺母每旋转一圈的同时, 沿螺栓前进一个螺距P, 则有
P=vT (6)
ω=2π/T (7)
式中, T为螺母旋转一周的时间。
由式 (6) 和式 (7) 可得
ω=2πv/P (8)
马达的转速n与螺母库的前进速度v之间的关系为
n=60ω/ (2πi) =60v/ (iP) (9)
式中, i为主动齿轮与从动齿轮的传动比。
2.2 螺栓引入碰撞过程动力学模型
螺栓库携带螺栓引入螺母的过程中两者存在接触和碰撞。由于螺栓库质量为826kg, 具有很大的惯性, 在结构和控制系统设计时, 应考虑两者的碰撞。螺栓引入碰撞过程分析模型如图3所示。根据碰撞过程中的能量守恒, 碰撞后瞬间系统具有的机械能、弹性势能变化等于整个过程中主动力Ft、摩擦力f、流体阻尼力fc做功之和:
式中, m1为螺栓库的质量;m′1为螺栓库流体附加质量;m2为螺母质量;m′2为螺母流体附加质量;v0为碰撞前螺栓库的速度;K为等效弹簧刚度;Ft为液压缸推力;f为摩擦力;Wfc为整个过程中阻尼力做的功。
利用Morison公式计算流体阻尼力, 则机具系统的运动方程为
式中, M为系统质量;M′为系统流体附加质量;c为结构阻尼常数;ρw为流体黏度系数;Cd为流体阻尼常数, 取为0.6;Ad为结构有效受力面积;k为结构刚度;f (t) 为作用载荷。
式 (11) 存在非线性流体阻力项
式中, ω′为结构的自振频率;xst (ω′) 为静态位移。
将式 (12) 代入式 (11) 可得
将阻尼力沿位移路径数值积分可得到阻尼力做的功Wfc。
3 螺栓引入装置作业过程动力学仿真
3.1 螺栓引入装置ADAMS建模
螺栓引入装置结构复杂, 不便于在ADAMS里直接建立模型。利用三维建模软件INVENTOR建立系统模型, 通过计算机图形交换格式软件 (IGES) 导入到ADAMS中[10], 定义模型属性, 设置刚体质量、转动惯量等参数, 并创建运动副。在设置刚体的质量参数时, 考虑了流体的附加质量, 水的附加质量以附加密度的形式加到结构上。建立的ADAMS模型如图4所示。为了检测螺栓与螺母碰撞, 在螺栓与螺母间添加了传感器。
3.2 螺栓引入装置样机作业过程动力学仿真
在建立了螺栓引入装置的ADAMS模型后, 对模型添加驱动, 进行动力学仿真。
根据液压马达最低稳定转速要求设定其转速为n=1.57rad/s, 由式 (9) 得螺母沿螺栓轴向的移动速度为v=2.1mm/s。
通过动力学仿真, 可得螺母和套筒扳手的位移曲线, 如图5所示。在开始阶段, 螺母和套筒扳手在液压缸的驱动下以较快的速度移动。36s时位移曲线斜率减小, 表明液压缸开始减速运动。螺母在38.6s时和螺栓碰撞, 螺母位移曲线在38.6～40s时有一段波动。此时, 螺母压缩弹簧后移, 在螺母的旋转下, 39.9s时螺栓引入螺母, 在螺纹副的作用下, 螺母继续向前移动。套筒扳手位移在82～94s之间有一段水平线, 表明此时液压缸停止前进, 螺母在液压马达及螺纹副的作用下前进, 将尼龙导向套从套筒扳手里挤出。为了防止螺母从套筒扳手里脱离, 96s后液压缸以2.5mm/s的速度前进, 112s时套筒扳手到达法兰端面, 液压缸停止进给运动。螺母则在液压马达驱动下继续前进, 直至紧贴法兰端面。
套筒扳手的速度和加速度曲线如图6所示, 可见套筒扳手运动速度变化过程平稳。0～36s套筒扳手以5mm/s的速度前进。为了减小螺栓与螺母的碰撞力, 36s后套筒扳手做减速运动, 速度减至2.2mm/s。82～94s套筒移动速度为0, 停止前进。94s以后增速, 以2.5mm/s移动。112s时, 套筒到达法兰端面, 停止前进。在96s时加速度达最大值, 最大加速度为1.78mm/s2, 满足设计要求。
为了分析螺栓与螺母接触时产生的碰撞力, 在螺栓与螺母间设置接触约束。测得螺栓引入过程与螺母的碰撞力曲线如图7所示。由图7可以看出, 螺母在38.6s时和螺栓碰撞, 最大碰撞力为173.9N。经计算, 该碰撞力不能损伤螺纹, 满足设计要求。碰撞过程在39.9s即螺栓引入螺母时结束。
将螺栓引入试验装置的具体参数和动力学仿真初始条件代入式 (10) 、式 (13) , 可得螺栓与螺母的最大碰撞力为186.5N, 大于动力学仿真所得到的最大碰撞力, 二者误差为5.52%。经分析, 该误差是由于在ADAMS仿真时, 计算套筒扳手的附加质量时将其简化为圆柱体产生的误差所致。
弹簧在螺栓引入过程中可以缓冲螺栓与螺母相撞的冲击, 弹簧的受力与变形曲线如图8所示。在初始阶段, 弹簧受到10N预压紧力, 使螺母端面紧贴尼龙导向套端面, 防止螺母在套筒扳手里发生倾斜。螺栓与螺母接触碰撞过程中, 弹簧受到最大压力为103N, 小于最大碰撞力173.9N, 这是由于螺母与套筒扳手间存在摩擦力的缘故。螺栓引入螺母后, 由于套筒扳手的进给速度大于螺母的螺旋进给速度, 弹簧受压缩, 其最大压缩量为5.1mm, 在弹簧的压缩量范围之内。82s时, 套筒扳手停止运动, 螺母继续沿螺栓轴向移动, 弹簧逐渐恢复原长。在随后运动过程中, 弹簧做微幅振动。
4 螺栓引入试验
为了验证螺栓引入方案的可行性, 设计了螺栓引入装置试验样机, 如图9所示。试验样机由基座1、把手2、滑块3、导轨4、直线伺服电动推杆5、套筒扳手6、马达7、螺栓8组成。液压马达由比例阀控制, 可精确调速。为了精确控制套筒扳手进给速度, 采用直线伺服电动推杆提供进给运动。
螺栓引入试验过程如图10所示。
(1) 电动推杆带动套筒扳手以5mm/s的速度靠近螺栓。
(2) 套筒扳手将要靠近螺栓时, 电动推杆减速并以2.2mm/s的速度前进, 使螺栓引入尼龙导向套。
(3) 马达启动, 带动螺母转动;同时, 电动推杆带动套筒扳手前进, 使螺母与螺栓接触, 二者发生碰撞, 压缩弹簧。在弹簧的推力下, 马达驱动螺母旋入螺栓, 如图10b所示。
(4) 直线电动推杆和马达以式 (9) 确定的配合速度运动, 使螺母和螺栓完成螺旋运动, 如图10c所示。
(5) 运动一段距离后, 液压缸停止运动;马达继续带动螺母转动, 螺母克服尼龙导向套和套筒扳手过盈配合产生的摩擦力, 驱动其移动, 如图10d所示。当尼龙导向套离开套筒扳手时, 三瓣式尼龙导向套自动从螺栓上脱离, 如图10e所示。
(6) 马达继续驱动螺母转动, 螺母沿螺栓轴向螺旋运动直至紧贴法兰端面 (虚拟) , 螺栓引入过程完成, 如图10f所示。
为了验证螺栓引入成功概率, 在螺栓引入装置上进行了30次引入试验, 螺栓均能成功引入螺母。
5 结论
(1) 设计了螺栓引入装置, 实现了螺栓引入功能, 可应用于水下管道法兰连接机具。
(2) 建立了螺栓引入螺母碰撞过程的数学模型, 为螺栓引入螺母的运动控制提供了理论基础。
(3) 螺栓引入装置系统的多体动力学仿真结果表明, 套筒扳手的进给速度略大于螺母沿螺纹副的直线运动速度, 可以保证螺母成功引入螺栓, 同时可防止螺母从套筒扳手里脱离。
(4) 螺栓引入试验表明, 设计的螺栓引入装置能够快速可靠地引入螺栓。
摘要：为解决水下石油管道法兰连接机具20个螺栓同时引入螺母的难题, 根据水下管道法兰连接机具作业需求, 设计了螺栓引入装置, 通过设置弹簧、尼龙导向套和橡胶支撑环, 保证螺栓可靠地引入螺母。针对水下作业环境, 建立了螺栓引入螺母碰撞过程的数学模型。运用ADAMS动力学仿真软件, 建立螺栓引入装置系统多体动力学模型, 并对其作业过程进行动力学仿真, 得到了螺栓引入螺母过程的速度、位移曲线, 为机具的实际作业运动控制提供依据。碰撞过程的仿真结果表明, 单组螺栓与螺母的碰撞力为173.9N, 弹簧最大压缩量为5.1mm, 满足系统设计要求。在螺栓引入装置试验样机上进行螺栓引入试验, 结果表明螺栓能成功引入螺母, 验证了螺栓引入装置结构设计的合理性。
关键词：螺栓组,螺栓引入装置,结构设计,ADAMS,动力学仿真
参考文献
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动力学试验 第9篇
由于拖拉机在作业时条件恶劣, 工作时难免会发生翻车的危险, 影响着人的生命安全。因此, 拖拉机产品的安全性能显得非常重要。目前, 许多国家采用《OECD农业和林业拖拉机官方试验标准规则》作为拖拉机产品是否满足安全性能的准则和进出口限制、招投标的重要依据。因此, 拖拉机产品必须要通过OECD试验标准认证才能进行出口销售。
本文采用有限元方法, 开展拖拉机翻车防护装置OECD试验仿真研究。在结构试验之前, 通过动力学建模仿真, 预测拖拉机安全装置设计方案的合理性, 给出其各个部件在试验过程中的应力、应变、支反力和结构危险部位情况, 保证一次性通过国家OECD试验标准认证, 避免多次反复试验造成的浪费, 缩短设计开发周期, 降低试验成本。
1 有限元建模理论
拖拉机翻车防护装置强度试验仿真是一个包含弹塑性的材料非线性、大变形的几何非线性以及接触问题的状态非线性的综合、复杂的非线性问题, 因此, 采用增量方法建立拉格朗日动力学方程求解该问题。
首先, 确定系统离散时间点0, Δt, 2Δt处于平衡状态的位移、速度、应变、应力等运动学和静力学参量, 通过这些参量, 求解t+Δt时间内的各力学量, 反复此步骤, 可以求解得到全部问题的近似解[1]。在此, 建立系统的拉格朗日动力学分析增量平衡方程:
式中:M为质量矩阵;KL为线性刚度矩阵;KML为非线性刚度矩阵;u为广义坐标矩阵;F为应力矩阵;Q为结点载荷向量。
采用显式中心差分方法对式 (1-1) 进行求解, 加速度用广义坐标表示为:
将式 (1-2) 代入式 (1-1) , 建立中心差分法的递推公式:
通过已经求得的tu和t-Δtu, 代入 (1-3) 式即可进一步求得t-Δtu。
2 拖拉机翻车防护装置强度试验仿真
2.1 材料参数确定
材料参数的确定是进行有限元分析的基础, 其准确性对仿真结果有很大影响。拖拉机翻车防护装置所选用的材料为16 Mn, 通过查找《材料手册》得到其弹性阶段的参数。由于OECD强度试验过程中防护装置材料要进入塑性阶段, 因此必须采用弹塑性材料, 而材料的塑性性质 (包括切线模量、失效塑性应变等参数) 从《材料手册》上无法直接查到, 因而本文在力学实验室通过材料力学性能试验, 测得材料塑性阶段数据, 如图1所示。
2.2 试验工况概述
OECD农业和林业拖拉机官方试验标准规则的规则7《标准拖拉机防护装置强度试验方法 (静载试验) 》 (以下简称《试验方法》) 规定要对拖拉机防护装置进行后推、侧推、前推的纵向加载试验和后压、前压的压垮试验, 要求在额定的吸收能量范围内 (对纵向加载) 和额定的压力载荷范围内 (对压垮试验) , 拖拉机防护装置不能侵入到保护驾驶员安全的容身区范围内, 以确保驾驶员的安全。
2.3 拖拉机防护装置有限元模型建立
拖拉机防护装置为吸收能量的主要部件, 应作为分析的重点部位。现以某型号拖拉机产品为例, 针对其结构特点[2], 划分网格并定义材料的弹塑性参数和部件之间的接触属性, 建立OECD试验的有限元模型, 如图2所示。
2.4 试验过程仿真和分析
将有限元模型按照实际试验要求进行加载, 考虑每个工况结束后残余应力和应变的影响, 得到拖拉机防护装置进行后推、侧推及前推的纵向加载试验和后压、前压的压垮试验的仿真结果, 如图3所示。
拖拉机防护装置仿真结果见表1。
通过仿真结果可以得到, 拖拉机翻车防护装置在后推、后压、前推、侧推和前压5项试验过程中, 没有进入到保护驾驶员安全的容身区范围内, 但是在前推和侧推过程中防护装置离容身区距离仅分别为10 mm和12 mm, 安全系数较小;应力值和应变值均在材料抗拉极限范围之内, 达到安全标准的要求。
2.5 试验验证
对同型号拖拉机翻车防护装置在农业部农机鉴定总站 (北京站) 进行试验, 如图4所示。
试验过程中, 拖拉机翻车防护装置没有进入到容身区范围内, 其中后推结束时, 防护装置离容身区距离为30 mm, 对比仿真结果 (23 mm) , 误差仅为7 mm。而其他4种工况结束时防护装置离容身区的距离都比仿真结果大, 表明仿真结果有很好的准确性, 并且仿真结果趋于保守;试验过程未发生部件断裂和破坏情况, 仿真结果与试验过程一致。
3 结论
(1) 本文采用有限元方法对拖拉机防护装置进行建模仿真, 并将仿真结果与试验进行对比分析。分析结果表明, 有限元仿真结果与试验基本一致, 验证了方法的正确性和有效性。
(2) 仿真过程中, 材料弹塑性参数对结果有很大影响, 应当通过试验获得材料力学性能和塑性阶段数据, 从而保证仿真的准确性。
(3) 通过该方法, 可以快速而有效地对拖拉机防护装置的多种结构进行仿真分析, 获得最优设计方案, 降低试验成本、减少产品设计周期。
参考文献
[1]王勖成.有限单元法[M].北京:清华大学出版社, 2003.
动力触探试验的工程应用 第10篇
所谓动力触探试验就是一种对土进行粗略的力学分层的原位测试方法, 其英文简写为DPT, 这种测试方法是借助锤击动能, 在土中打入一定规格的探头, 根据每打入土中一定深度的锤击数对土的性质进行判断。在国内外, 动力触探技术得到广泛的应用, 是一种对土进行原位测试的主要技术。对于这种测试技术来说, 其优点主要表现为:设备简单且坚固耐用;便于操作, 测试容易;在砂土、粉土等性质的土体中都可以应用, 适应性强;可以对土层进行快速、经济、连续地测试;标准贯入等动力触探测试, 可以同时进行取样观察描述。通常情况下, 动力触探试验方法可以分为圆锥动力触探试验和标准贯入试验两类。根据所用穿心锤的重量, 可以将圆锥动力触探试验分为轻型、重型及超重型动力触探试验, 所以圆锥动力触探试验又称动力触探或动探, 将标准贯入试验简称为标贯。从上世纪50年代后期, 我国开始使用动力触探, 锤重在10kg属于轻型动力触探, 在基坑检验中应用比较广泛。到了70年代初期, 为了对粗颗粒土地基的基本承载力进行确定, 开始引进重型动力触探, 同时开展卵石土地基承载力的对比试验, 并利用大型真模试验坑进一步观察分析动力触探贯入破坏机理和影响因素。
2 动力触探贯入机理
所谓动力触探贯入机理, 就是土体在冲击荷载的作用下, 按照孔穴扩张理论, 在不排水条件下, 假设触探头贯入, 土体作为弹塑性介质, 在临界深度内, 贯入触探头时, 土体的破坏以整体剪切为主;贯入触探头后, 由于周围应力的不断增大, 土中不再出现整体剪切破坏, 剪切破坏或孔穴扩张的破坏只在锥头附近出现, 如图1所示, 在黏性土中, 由于超孔隙水压消散比较慢, 随着深度的不断增加, 超孔隙水压也在逐渐增加。
在冲击荷载方面, 由于自由落锤产生的强度比较大, 而持续时间短, 通常情况下可以表示为:
式中:p0、ф (t/t0) 分别代表冲击荷载的峰值以及冲击荷载形态的无因次时间描述。
在工作过程中, 在导杆摩擦、锤击偏心等因素的影响和制约下, 与理论计算值相比, 自由落锤能量比较小。因探杆本身长度、质量、弹性变形及探杆周围土体摩阻力的影响, 传到探头的能量也被消耗一部分, 所以, 根据荷兰的动贯入阻力公式计算土对探头贯入的阻力:
式中:Rd、M、m、H、A、e、D、N63.5、g分别代表动贯入阻力 (k Pa) 、落锤质量 (kg) 、圆锥探头及杆件系统的质量 (kg) 、落距 (m) 、圆锥探头截面积 (cm2) 、贯入度 (mm) , e=D/N63.5、规定贯入深度、规定贯入深度的击数、重力加速度, g=9.8m/s2。
通过上式分析可知, 对于同一种设备来说, 在测试深度D内, M、m、H、A等为常数, 动贯入阻力与锤击数呈正比关系, 故地基土的工程性质可以通过锤击数来测定。
3 动力触探设备及应用范围
在使用动力触探种类方面国外比较多, 根据锤击能量, 国内将动力触探分为轻型 (N10) 、中型 (N28) 、重型 (N63.5) 、超重型 (N120) 等4种。触探头、触探杆、穿心锤3部分共同组成我国动力触探设备, 根据重锤质量、落距所组成的动力能量之间的差异, 可以将动力触探分为轻—特重型。在测试过程中, 为了充分发挥一机多能的作用, 80年代以后, 63.5kg类型的锤重得到广泛使用。根据研究成果, 铁道第二勘察设计院提出动力触探系列类型, 该分类方式被纳入到铁道部颁布的TB10041-2003《铁路公路地质原位测试规程》中, 其技术指标如表1所示。
表1中, 在一般粘性土、粘性素填土及粉细砂中, 轻型动力初探应用比较广泛, 通常情况下连续贯入深度为4.0m, 对提供浅基础地基承载力进行测试, 同时对填筑地基土的夯实程度、均匀性等进行检验;在中砂—碎石类土中, 重型动力初探比较适用, 在碎石类土及部分漂块石土中, 特重型动力初探比较适用。在贯入过程中, 根据贯入的难易程度, 可以将二者进行互换, 贯入深度一般为1-20m。成果资料可以对地基的承载力进行确定, 对地基土的变形模量进行评价, 在垂直及水平方向上, 查明地层的均匀程度, 同时对地基的加固效果进行检验, 并且与钻探资料配合, 进一步划分土层及定名。
4 动力触探试验的工程应用
某水利工程在初步设计阶段进行地质勘察工作, 勘察以结果满足水利工程初步设计阶段精度为目标。勘察工作主要采用资料收集、整理, 工程地址测绘、沿堤线及建筑物工程地质钻探, 现场原位试验和室内土工试验等综合勘察手段。原位试验选用的设备为重型 (N63.5) 动力触探设备。执行的国家有关规范、规程包括《堤防工程地质勘察规程》 (SL188-2005) 、《中小型水利水电工程地质勘察规范》 (SL55-2005) 、《水利水电工程地质测绘规程》 (SL299-2005) 、《土工试验规程》 (SL237-2000) 、《岩土工程地质勘察规范》 (GB50021-2001) 、《水利水电工程天然建筑材料勘察规程》 (SL251-2000) 、《工程地质手册》等。
4.1临界深度her
在贯入设备的初始阶段, 随着贯入深度h的增加, 动探击数N63.5逐渐增大, 导致地面出现隆起、开裂现象, 当贯入达到一定深度后, N63.5值趋于稳定, 地表不再继续变形, 在N63.5-h曲线上出现明显的变化点, 该深度值就是动力探触临界深度 (her) 。
在地面以下, 临界深度范围之内, 在贯入探头的过程中, 土体以剪切变形为主, 土的侧向约束力随着贯入深度的增加逐渐增大, 压缩变形逐渐取代剪切变形。当贯入深度超过临界深度后, 土体的压缩性或者密实度将影响和制约动力触探击数。在“动力初探试验技术的研究与应用”一文中, 赵昭熔, 曹化平指出:①在同一均匀土层中, 随着探头直径增大, 临界深度不断加深;②当探头直径相同, 随着N63.5增大, 临界深度逐渐加深;
在一般地层 (N63.5在2-50击/cm) 中, 对于重型动力触探来说, 临界深度通常为0.5-1.0m, 相当于探头直径的7-14倍。
4.2 判断土的密实度
密实程度作为最主要的指标, 可以对非粘性土地基强度进行评定。对于非粘性土的密实程度来说, 如何进行判定。目前, 通过相对密度对砂土进行评定, 通过目测观察的方式对碎石类土进行评定。对于同一级配的非粘性土来说, 如果密度越大, 那么对应的土层越密实。对于地基土密实程度通过采用密度可以进行间接的判定。通过对50组资料进行综合统计, 统计结果显示, 对于砂土来说, N63.5随着密实程度的增大逐渐增大, 相应的地基强度呈线性增长的关系。在低密实度时, 卵石土也呈线性关系, 击数N63.5随着密实程度的增加其增大值明显增大, 与地基强度的增长率相比, 其增长率明显偏大。在较密实状态下, 击数N63.5与地基强度呈非线性关系。
动力探触的试验成果包括标贯击数和修正标贯击数, 确定砂土的液化性时, 采用未修正的标贯击数, 而确定承载力时, 采用了修正后的击数。这样试验主要是因为主要因为用标准贯入击数查地基承载力的经验关系统计时所用的标准贯入击数是经过修正的;而液化判别公式中已经包含了深度的影响, 只采用未修正的标贯击数即可。
粒径大于2mm的颗粒含量超过全重50%的土称为碎石土, 粒径大于2mm的颗粒含量不超过全重50%, 粒径大于0.075mm的颗粒质量超过总质量50%的称为砂土。碎石土和砂土密实度分类标准见表2。
4.3 其他应用
4.3.1 液化判定:
砂土层的密度通过原位标准贯入试验的击数可很好地反映, 然后结合砂土层和地下水位的埋藏深度, 进行局部的调整和修正, 砂土液化的可能性通过查表即可判定。根据GB50011-2001《建筑抗震设计规范》的相关规定, 需要进行液化判别时, 通过采用标准贯入试验进行相应的判别。但是, 在对饱和砂土层作标贯试验时, 由于某些工程项目将快速提升孔内钻具换成标准贯入器作标试验, 进而在一定程度上造成孔内水位接近孔底, 与地下水位之差大则孔底发生涌砂, 特别是埋深较大且又是纯净的中细涌砂最严重, 进一步造成误判。
4.3.2 土层划分:
静力触探试验的主要作用之一就是精确分层、确定土体的类型, 为工程建设提供设计依据与参数。依据钻进和取土情况以及锤击数差异变化, 并按照沉积规律综合判定。我们认为并非是单一的厚层砂和砾卵石简单结构, 而是由多个沉积韵律组成的不均匀复杂土层结构, 并依此作为土层划分的依据。
5 结束语
动力触探试验野外现场作业简单、方便, 测试需时短, 可以缩短勘察工期, 进行土体岩性划分及确定土体力学参数效果良好。比较客观地测试土层的工程特性, 为工程地质地基评价和设计基础型式的选取提供合理、科学的依据。
参考文献
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动力学试验 第11篇
关键词：悬索桥;主梁施工;轨索移梁工艺;力学分析;模型试验
中图分类号：U448.25 文献标识码：A
ForceAnalysisandModelTestforNewRailCable
LaunchingMethodunderNonloadingCondition
YANDonghuang，PANQuan
（SchoolofCivilEngineeringandArchitecture，ChangshaUnivofScienceandTechnology，Changsha，Hunan410114，China）
Abstract：Theintegralmechanicmodelofthenonloadingrailcablelaunchingsystemwasestablishedtodealwiththestiffeninggirdersconstructioninsuspensionbridge.Therailcablesegmentwasdiscretizedintotwonodelineelement.Andthegoverningequationsfortherailcablelaunchingsystem，whichconsistsofthemaincable，thesling，thesaddleandtherailcable，weredetermined.Moreover，a1∶33reducedscaleexperimentalmodelfortherailcablelaunchingsystemofAizhaisuspensionbridgewasconstructed.Theconclusionsobtainedfromthetheoreticalanalysisandexperimentswerecompared.Itisshownthattheresultsofpresentedcalculationmethodmatchwellwiththatfromthemodeltest.Also，theaccuracyandeffectivenessoftheproposedmethodaremanifested，whichcanbeusedtosolvetheproblemaboutrailcablelaunchingsystemandsimplifythecalculatingprocess.Thecalculationaccuracyandresultsforthismethodcanbeemployedtotheinitialstateanalysis.Thisindicatesthattherecommendedanalyticalmethodissuitableforshapelookingcalculationandanalysisofthenonloadingrailcablelaunchingtechnology.
Keywords：suspensionbridges;stiffeninggirderconstruction;railcablelaunchingmethod;mechanicalanalysis;modeltest
为了便于运输，在山区修建大跨度地锚式悬索桥时常采用钢桁梁的主梁形式，例如，中国修建的四渡河大桥、坝陵河大桥和矮寨大桥等.主梁施工是山区大跨径悬索桥施工的难点，国内外可行并适应于山区大跨度悬索桥主梁施工的方法主要有缆索吊机施工法、桥面吊机施工法[1]和轨索移梁施工法[2]等，各种施工方法均有成功的案例，但从适用跨径、施工工期、永久用钢量和辅助施工设施等存在较大差异.轨索移梁施工方法通过整体模型试验[3]和足尺模型试验[4]验证了方案可行，并首次在矮寨大桥主梁架设中成功使用，1000.5m长的钢桁梁安装只用了2.5个月[2]，大大节省了工期，减少了钢桁梁永久用钢量，体现了新工艺旺盛的生命力，但该工艺尚处于首次实桥使用阶段，要大量推广还需要积累更多的经验，同时对该工艺的认识和研究仍有待进一步加深，例如移梁体系分析过程能否进一步简化，工艺流程能否进一步优化，设备和操作能否标准化等等，这些都制约着该方法能否全面推广和应用.
动力学试验 第12篇
关键词：少齿数,中凹,平衡剃齿,动力学仿真
1问题分析
对于汽车变速器产品,每个产品一般都会有1~2个少齿数圆柱齿轮。少齿数圆柱齿轮剃齿精加工中凹缺陷是齿轮加工普遍存在的问题,该缺陷通常导致齿轮传动误差增大,从而引起噪声、振动、 齿面接触应力集中,寿命试验中早期点蚀、裂纹产生、以及大面积剥落和失效等问题,如图1所示。
引起齿面中凹的主要原因之一是在剃削少齿数齿轮与大模数直齿齿轮时,剃齿刀具与齿轮啮合重合度比较小,通常小于2,因此在齿轮与剃齿刀啮合过程中,会交替出现单齿—单齿、单齿—双齿、双齿—单齿与双齿—双齿四种情况,其中单齿与双齿接触区域越大,该齿轮剃齿过程中不平衡性越强,齿面越容易出现中凹,如图2所示,这时齿轮处于不平衡剃齿状态,齿轮表面在3′点处易形成齿面中凹。
另外,由于剃齿过程中存在驱动齿面与被驱动齿面之分,这种剃齿的不平衡性还会体现在剃后两齿面去除量不均匀,通常驱动齿面去除余量较大,严重者会造成驱动齿面齿根出现剃齿干涉, 另一齿面未完全剃出的现象,如图3所示。
目前生产中只有当剃齿加工中发现齿轮出现中凹缺陷时才开始采取相应的优化措施。常用的解决剃齿中凹问题的手段以优化剃齿刀修形为主,此类修形手段主要有大鼓形修形与补偿齿形修形两种方式,但两种方法无法从根本上解决齿形中凹问题,大鼓形修形法剃齿中凹依然存在,只是在整体鼓形修形影响下有所减少。补偿齿形修形法刀具磨损较快,剃削少量零件后中凹会再次出现。
理论上重合度小于2的齿轮剃齿过程中存在左右齿面单点对单点、双点对双点的啮合情况,该种状态称为平衡剃齿。在平衡剃齿一定范围内, 剃齿刀不平衡剃齿区域较小,不会导致剃齿中凹产生,该种状态称为准平衡剃齿。
为从根本上解决少齿数圆柱齿轮剃齿中凹问题,需要在剃削少齿数齿轮之前优化剃齿刀、滚刀设计,保证剃齿刀工作范围在准平衡剃齿状态。 当齿轮参数确定后,齿轮与剃齿刀啮合线长度与重合度一定,通过改变剃齿刀变位系数,保证剃齿刀尽可能地在全寿命过程中位于准平衡剃齿状态。通过调整齿轮啮合线长度、剃齿余量以及剃齿刀变位系数来改变剃齿不平衡区域大小,可减小、消除剃齿中凹量。
齿轮径向剃齿与轴向剃齿中凹形成原理一致。但与轴向剃齿相比,径向剃齿在加工过程中径向连续进给,整个加工过程中剃齿不平衡区域在不断变化,且比较均匀,因此少齿数齿轮零件剃齿尽可能采用径向剃齿以减小中凹量。
2少齿数滚剃工艺剃齿动力学仿真计算
为实现在剃齿中凹发生前选择合理的剃齿刀具与滚齿刀具参数,确保剃齿刀在较大范围内满足准平衡剃齿条件,需要通过仿真计算进行提前优化。
选择某变速器Z12齿倒档齿轮进行剃齿动力学仿真计算。通过MASTA软件剃齿动力学仿真模块计算分析,确定改变剃齿刀变位系数对少齿数齿轮剃齿优化的手段是否可行。剃齿刀修磨参数包括每次修磨量,齿顶修磨后大小均严格按照厂家提供修磨表输入软件。计算主要针对剃齿刀修磨导致的剃齿不平衡区域变化进行。随着剃齿刀刃磨齿厚减小,剃齿刀单双啮合区域发生变化。 不考虑制造误差,按设计齿轮SAP点与EAP点计算结果如图4所示。
仿真结果显示随着剃齿刀具的修磨,计算获得的不平衡展角不断减小,剃齿不平衡情况有所改善。当剃齿刀临近报废时,剃齿中凹缺陷消除。
在仿真计算中带入加工误差后,随着SAP点与EAP点位置的变化剃齿不平衡性有所不同,其中SAP点对不平衡特性影响较为敏感,如图5~图9所示。刃磨初期当剃后SAP点位于上限值时,剃齿中凹较小;SAP点位于下限值时,剃齿中凹量较大(图5)。随着剃齿刀的修磨,当剃后SAP点位于上限值时,不平衡展角逐渐增大,易出现齿轮中凹(图9)。
3少齿数圆柱齿轮剃齿试验
试验过程中为排除剃齿刀修形对剃齿结果的影响,在修磨剃齿刀时保持齿形齿向修形参数与新刀参数一致。剃齿过程中严格按照修磨表对剃齿刀齿厚与齿顶圆进行修磨。
刀具检测报告如图10所示。测得左右齿面齿形倾斜量为-1.1 μm左右,中凹量为-3~-1μm。 在之后的刀具修磨中以上参量保持不变。
按每次单面修磨0.05 mm进行刀具修磨,与修磨表齿厚相差0.004 mm。第一次刀具修磨后检测报告如图11所示,各项误差约为2~3 μm,满足试验要求。使用新刀按齿轮共轭关系修磨后进行剃齿,分别按齿厚上限、齿厚中值与齿厚下限进行剃齿。剃后得到的SAP点位置不同,齿厚偏上限时SAP点也偏上限,以此来验证带误差值剃齿动力学仿真计算结果。
图5 新剃齿刀动力学计算结果
图6 剃齿刀修磨5次动力学计算结果
图8 剃齿刀修磨15次动力学计算结果
图9 剃齿刀到寿命时动力学仿真计算结果
其不同剃齿齿厚中凹变化规律与仿真结果相符,如图11刃磨初期当剃后SAP点位于上限值时,剃齿中凹较小。
刀具按修磨表进行修磨,不同齿厚状态中凹变化规律与仿真结果相同。随着剃齿刀修磨,剃后零件中凹量逐渐变小,在第5次修磨后零件剃后中凹量接近0。图12所示为剃齿刀修磨2次、4次与5次时剃后齿轮齿形在齿厚中值状态的检测报告。
4结束语
综上所述,试验变速箱Z12齿轮剃齿动力学仿真结果与剃齿刀修磨试验结果相符。试验结果表明:在少齿数齿轮设计阶段可通过剃齿动力学仿真计算确认刀具厂家提供的剃齿刀具是否能够实现准平衡剃齿,此外可进一步确认剃齿刀具满足准平衡剃齿条件的工作范围,指导剃齿刀修磨。
动力学试验范文
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