弹簧优化范文

弹簧优化范文（精选7篇）

弹簧优化 第1篇

20世纪70年代美国航空宇航局开始对高速超越离合器进行研究,超越离合器的研究是ART计划的主要研究内容之一。Lynwander,Wrirth和Kish等人对直升机超越离合器进行的深入研究,并且提出了相应的设计理论[1,2]。Chesney对楔块式离合器的制造和安装误差进行了分析,并建立了相应的数学分析方程[3]。国内对超越离合器的研究相对较晚,林军等人研究了差动双制动块式超越离合器的工作原理,并建立了相应的数学模型[4];黄靖远等人从工作原理出发研究了链环式超越离合器的工作原理及高速超越特性[5]。总的来说,国内对超越离合器尤其是弹簧离合器的研究相对要少得多。

超越弹簧离合器的工作依靠矩形截面螺旋弹簧的径向扩张和收缩作用来实现传动和超越要求。从离合器的输入端看,螺旋弹簧按与离合器旋转相同的方向缠绕,当输入壳体的旋转方向和输出壳体的旋转方向一致,且输入壳体的转速试图比输出壳体的转速快时,由于弹簧和壳体间的摩擦力的作用,弹簧上的切向力引起弹簧径向向外扩张,紧贴输入壳体和输出壳体,从而实现输入壳体和输出壳体连锁,离合器就处于传动状态。当输入壳体和输出壳体的相对旋转方向相反是(即在同样的旋转方向上输出壳体比输入壳体的旋转速度快时),此时将会引起弹簧径向向内收缩,在这种情况下,弹簧作用在壳体上的法向载荷被减少到以致摩擦不能传递负载,于是弹簧打滑,离合器就处于超越状态[6],如图1所示。

弹簧本身的设计是弹簧离合器正常运行的最核心的要素。如果采用恒定截面的话,那么满足要求的弹簧的长度将变得非常长。实际上,把弹簧线圈宽度设计成按指数规律变化,即中间宽、两端窄,便可以同时满足强度和柔性要求。理论上,如果壳体施加于弹簧的扭矩呈指数规律变化,那么线圈宽度具有按指数规律变化的弹簧应呈现等应力分布。用纵向剖视图表示的典型弹簧离合器结构如图2所示。

弹簧的两端与输入输出壳体的孔为过盈配合。这样,每当输入壳体试图比输出壳体旋转得快时,就可以使离合器立即接合。弹簧中部线圈在外径上与输入、输出壳体是分离的,以便使超越时打滑的弹簧的长度减至最少值,从而降低超越时的阻力矩。通过弹簧圈中心的弹簧导向心轴为弹簧与输入和输出壳体在超越状态提供可靠定心。

所设计的弹簧在静止状态时与导向心轴之间应为过盈配合,当输入转速达到设计的输出转速,且刚好在离合器接合之前,考虑到离心力的作用,弹簧应仍然留在导向心轴上而不应该从导向心轴上卸下,这样,在超越阶段,与输出壳体配合的弹簧端部将会发生打滑。

超越弹簧离合器与传统的楔块式、滚柱式离合器相比,在传递同样载荷条件下,具有占用空间尺寸小、结构紧凑、质量轻和使用寿命长等优点。弹簧作为弹簧离合器的核心部件,对其进行优化,不仅能减小质量和降低成本,而且尺寸小还相应地减弱了离心力的影响和节点速度效应。

1 优化设计数学模型

1.1 设计变量

为了实现弹簧内部的等应力分布,所设计的弹簧采用相同的圈数,而且线圈宽度按相同的规律变化,即只需要知道弹簧中心圈的宽度就可以求出其余各圈的宽度。所以将引入一个弹簧全长L相对于中心圈宽度b的比例常数kb。弹簧的基本结构参数如下图3所示。

因此,将以下影响弹簧结构的主要参数确定为设计变量:弹簧的中径dm、弹簧中心圈的宽度b、弹簧中心圈的厚度h。即:

$X=\left\{\begin{array}{l}d{}_m\\ b\\ h\end{array}\right\}=\left\{\begin{array}{l}X{}_1\\ X{}_2\\ X{}_3\end{array}\right\}$

1.2 目标函数

在满足结构性能等方面要求的前提下,为了减少质量和降低成本,削弱离心力的影响和节线速度效应,故将离合器弹簧的最小体积作为优化的目标,目标函数如下所示:

$V=\frac{\text{π}}{4}\left[\left(d{}_m+h\right){}^2-\left(d{}_m-h\right){}^2\right]k{}_{b}b$

即:

$F\left(x\right)=\text{π}k{}_{b}X{}_{1}X{}_{2}X{}_3$

1.3 约束条件

根据对弹簧离合器弹簧的研究分析,得出以下几个约束条件:

a) 弹簧中径宽度比限制条件:

$2\le \frac{d{}_m}{h}\le 10$

b) 弹簧矩形截面形状约束条件:

$1\le \frac{b}{h}\le 2$

c) 弹簧静态屈服应力限制条件:

$S{}_y=\frac{\sigma {}_{0.2}}{1.15\left|\sigma {}_o\right|}\ge [S{}_y]$

式中:σo弹簧外边纤维的总应力,σo=σa+σbo;

σ0.2弹簧材料的拉伸屈服极限;

σa弹簧轴向应力,$\sigma {}_a=-\frac{2{\rm T}}{d{}_{m}bh}10{}^3$;

T传递的总扭矩,${\rm T}=9549\frac{{\rm P}}{n}$;

σbo弹簧弯曲应力,$\sigma {}_{bo}=-\frac{1}{3j{}_c}\left(\frac{1+j{}_c}{d{}_m/h+1}\right)\frac{Ea{}_{c}h}{d{}_m^2}$;

jc弹簧中心轴偏移系数,$j{}_c=\frac{d{}_m}{h}-\frac{2}{\ln \left(\frac{d{}_m/h+1}{d{}_m/h-1}\right)}$;

ac弹簧中部外径和壳体内径间的间隙量;

E弹簧材料的弹性模量。

d) 弹簧静态疲劳极限应力限制条件:

$S{}_u=\frac{1}{\sqrt{\left(\frac{\sigma {}_s}{\sigma {}_{0.2}}\right){}^2+\left(\frac{\sigma {}_v}{\sigma {}_f}\right){}^2}}\ge \left[S{}_u\right]$

式中:σs弹簧稳态应力,$\sigma {}_s=\left(\sigma {}_{bi}+\sigma {}_i\right)/2$;

σbi弹簧内部纤维上的弯曲应力,$\sigma {}_{bi}=-\frac{1}{3j{}_c}\left(\frac{1+j{}_c}{d{}_m/h-1}\right)\frac{Ea{}_{c}h}{d{}_m^2}$;

σi弹簧内边纤维的总应力,σi=σa+σbi;

σv弹簧动态应力,$\sigma {}_v=\left(\sigma {}_{bi}-\sigma {}_i\right)/2$;

σf材料的疲劳极限应力。

e) 弹簧自激能力限制条件:

${\rm T}{}_{\mathrm{int}}=\frac{Ebh{}^{3}a{}_i}{6d{}_m^3}\ge {\rm T}{}_e$

式中:Tint弹簧激发圈和壳体之间的过盈配合产生的扭矩;

ai弹簧激发圈和壳体之间的过盈量;

Te第一圈上激发弹簧所需要的扭矩,${\rm T}{}_e=\frac{{\rm T}}{e{}^{2\pi \mu {\rm N}}}$;

μ弹簧和壳体间的摩擦系数;

N弹簧从中间圈到端部的总圈数。

f) 弹簧离心力效应限制条件:

$\delta =\frac{\rho d{}_m^5\text{π}{}^{2}n{}^2}{1200Eh{}^2}\le \left[\delta \right]$

式中:δ离心力作用下弹簧的径向增量;

ρ弹簧材料的密度。

将各个约束条件中的参数转换成相应的设计变量,简化后的约束条件为:

$\begin{array}{l}1)G{}_1(X)=2-X{}_1/X{}_2\le 0\\ 2)G{}_2(X)=X{}_1/X{}_2-10\le 0\\ 3)G{}_3(X)=1-X{}_2/X{}_3\le 0\\ 4)G{}_4(X)=X{}_2/X{}_3-2\le 0\\ 5)j{}_c=\frac{X{}_1}{X{}_3}-\frac{2}{\ln \left(\frac{X{}_1/X{}_3+1}{X{}_1/X{}_3-1}\right)}\\ \sigma {}_o=\frac{-1}{3j{}_c}\left(\frac{1+j{}_c}{X{}_1/X{}_3+1}\right)\frac{Ea{}_{c}X{}_3}{X{}_2^2}-\frac{2{\rm T}10{}^3}{X{}_{1}X{}_{2}X{}_3}G{}_5(X)=[S{}_y]-\frac{\sigma {}_{0.2}}{1.15\left|\sigma {}_o\right|}\le 0\\ 6)\sigma {}_v=\frac{{\rm T}}{X{}_{1}X{}_{2}X{}_3}10{}^3\\ \sigma {}_s=\frac{-1}{3j{}_c}\left(\frac{1+j{}_c}{X{}_1/X{}_3-1}\right)\frac{Ea{}_{c}X{}_3}{X{}_2^2}-\frac{2{\rm T}10{}^3}{X{}_{1}X{}_{2}X{}_3}\\ G{}_6(X)=[S{}_u]-\frac{1}{\sqrt{\left(\frac{\sigma {}_s}{\sigma {}_{0.2}}\right){}^2+\left(\frac{\sigma {}_v}{\sigma {}_f}\right){}^2}}\le 0\\ 7)G{}_7(X)=\frac{{\rm T}}{e{}^{2\text{π}\mu {\rm N}}}-\frac{EX{}_{2}X{}_3^{3}a{}_i}{6X{}_1^3}\le 0\\ 8)G{}_8(X)=\left[\delta \right]-\frac{\rho X{}_1^5\text{π}{}^{2}n{}^2}{1200EX{}_3^2}\le 0\end{array}$

2 优化设计方法与实例分析

2.1 优化设计方法

从超越弹簧离合器优化设计的数学模型来看,此问题属于一般的约束非线性最优化问题。在Matlab优化工具箱中,约束非线性最优化问题是利用函数FMINCON来实现的,调用格式为:

X=FMINCON(FUN,X0,A,b,Aeq,Beq,)(LB,UB,NONLXON,OPTIONS)

其中,FUN为需要优化的目标函数,X0为变量的初值,“A,b,Aeq,Beq,LB,UB,NONLXON,OPTIONS”为优化的约束条件,其意义如下:

$\{\begin{array}{cc}Ax\le b& \text{线}\text{性}\text{不}\text{等}\text{式}\text{约}\text{束}\\ Aeqx=Beq& \text{线}\text{性}\text{等}\text{式}\text{约}\text{束}\\ LB\le x\le UB& \text{边}\text{界}\text{约}\text{束}\\ C(x)\le 0、Ceq(x)=0& \text{非}\text{线}\text{性}\text{约}\text{束}\end{array}$

其中:A,b,Aeq,Beq,LB,UB是相应维数的矩阵和向量,C,Ceq是非线性向量函数。

2.2 实例分析

已知所设计的弹簧离合器中,功率P=1120kW,转速n=20000r/min,弹簧和壳体间的摩擦系数μ=0.1,弹簧从中间到端部的总圈数N=17,弹簧全长相对于中心圈宽度的比例常数kb=6.563,弹簧中部外径和壳体内径间的间隙量ac=0.25mm,弹簧激发圈和壳体之间的过盈量ai=0.216mm,离心力作用下弹簧的许用扩张量$\left[\delta \right]=0.0635\text{m}\text{m}$,弹簧静态屈服应力许用安全系数$\left[S{}_y\right]=1.2$,弹簧静态疲劳极限应力许用安全系数$\left[S{}_u\right]=1.15$,弹簧用H-11工具钢(AMS6487)制造,热处理到HRC54～56,这种材料的性能为ρ=7.85g/cm3,E=206GPa,σb=1896MPa,σ0.2=1669MPa,σf=386MPa对应于107次循环和-3σ基值(应力比R=0.7)的疲劳极限。设计变量的上下限如表1所示。

给定初始值:$\left[d{}_{m}bh\right]{}^{{\rm T}}=\left[28.610.0846.35\right]{}^{{\rm T}}$

对弹簧以体积最小进行优化设计的原始数据及优化数据的对比如表2所示。

$\frac{F{}_0-F{}_1}{F{}_0}=\frac{37759-33063}{37759}=12.44\%$

由此可以得出,优化后的体积比原来减小了12.44%,优化后弹簧的中径减小,相应地缩小了离合器所占用的空间。

3 结语

利用Matlab 优化工具箱对超越弹簧离合器弹簧进行优化设计,有效地减小了弹簧的体积,从而使其质量减轻、成本降低,为超越弹簧离合器弹簧结构的改进提供了一种途径,具有一定的实际和指导意义。Matlab优化工具有丰富高效的优化算法库,运用它解决优化问题,可大大缩减程序量、提高优化效率与精度。此外,这种优化方法不仅可应用于弹簧的优化设计,而且可以广泛地应用于各种机械零件的优化设计。

参考文献

[1]P.Lynwander,A.G.Meyer,S.Chachakis.Spring overridingaircraft clutch[R],USAAMRDL Technical Report 73-17,U.S.Army R&D Laboratory,1973.

[2]Kish,Jules G.Advanced overrunning clutch technology,US-AAMRDL Technical Report 77-16[R],U.S.Army R&D La-boratory,1977.

[3]Chesney,David R.,Kremer,John M.Generalized equations forsprag one-way clutch analysis and design[J],Proceedings of1998 SAE International Congress&Exposition.1998:173-184.

[4]林军,黄茂林.基于自调的差动双制动块式超越离合器工作机理与数学模型[J],中国机械工程,2002,13(5):361-362.

[5]黄靖远,孙吉平,高志,等.链环式超越离合器高速超越特性研究[J],机械工程学报,2003,(7):116-117.

[6]章永锋.航空发动机设计手册第13册[M].北京:航空工业出版社,2001.300-354.

[7]韩敏,高媛.基于Matlab优化工具箱的星齿行星传动的优化设计[J].机械设计与制造,2009,31(2):31-32.

[8]王沫然.MATLAB与科学计算[M].2版.北京:电子工业出版社,2005.

基于MATLAB的弹簧优化设计 第2篇

弹簧是机械设备中常用的弹性元件, 其性能直接影响机械装置及机构, 弹簧设计问题尤为重要。传统的设计方法计算弹簧时, 通常根据弹簧的最大载荷、最大形变以及结构要求等因素, 凭经验初步确定弹簧的原始参数, 然后为满足各种要求变换参数, 再经过反复计算, 最终得到设计者认为比较满意的参数。实际上所得到的参数还不是最优值。弹簧的种类很多, 常见的有圆柱螺旋弹簧、板弹簧、平面涡卷弹簧等。本文针对圆柱螺旋压缩弹簧进行最优设计, 建立圆柱螺旋压缩弹簧的数学模型, 通过使用MATLAB软件的优化工具箱完成弹簧优化设计计算, 运用MATLAB软件的GUI (Graphical User Interface) 功能和电子表格, 将优化结果传递到UGNX软件中, 建立弹簧参数化模型, 为产品设计者减少设计工作量。

1 建立数学模型

1.1 确定设计变量

圆柱螺旋压缩弹簧的基本参数主要有弹簧中经D2, 弹簧丝直径d, 弹簧工作圈数n, 旋绕比C, 许用剪应力[τ]等。一般情况把D2、d、n作为设计变量。

undefined

1.2 建立目标函数

在满足结构性能的条件下, 通常以质量最轻作为最优化设计的目标, 则目标函数为[1]:

undefined

其中ρ为弹簧丝的密度, n2为弹簧支撑圈数。

1.3 建立约束条件

弹簧的刚度条件:undefined

剪切强度条件:undefined

疲劳强度条件:undefined

稳定性条件:undefined

不发生共振的条件:undefined弹簧不并圈约束条件:undefined旋绕比C:undefined即undefined

弹簧丝直径d:dmin≤d≤dmax 即dmin≤x1≤dmax

弹簧工作圈数n:nmin≤nmax 即nmin≤x2≤nmax

弹簧中经D:D2min≤D2≤D2max 即D2min≤x3≤D2max

2 基于MATLAB的弹簧优化设计与界面设计

2.1 弹簧结构优化设计

由于建立的圆柱螺旋压缩弹簧数学模型为多变量有约束非线性最优化问题, 故选择MATLAB优化工具箱中的fmincon () 函数求解[2]。首先要建立两个函数文件:目标函数文和约束函数文件, 然后建立一个脚本文件, 负责原始数据的输入、函数的调用和结果的输出。原始数据为全局变量, 实现函数与文件之间的数据传递。原始数据只在原本文件中输入, 使目标韩式文件和约束函数文件通用, 增加了程序的通用性。编制的优化程序主要代码如下:

1) 目标函数文件:fun.m

2) 约束函数文件:con.m

3) 脚本执行文件:exe.m

2.2 界面设计

MATLAB中的GUI功能为用户提供了一个方便高效的集成环境。图1为根据圆柱螺旋压缩弹簧数学模型和优化程序设计的用户界面[3]。

在用户界面中, “输出结果”控件采用回调函数“xlswrite () ”实现将优化结果写入电子表格中, 便于圆柱螺旋压缩弹簧参数化建模。

3 基于UGNX的弹簧参数化建模

参数化设计是指参数化模型的尺寸用对应的关系表示, 而不需要确定具体的数值。变化一个参数, 将自动改变所有与它相关的参数化模型尺寸, 并遵循一定的约束条件。参数化程序设计突出的优点是快速、准确, 传递数据可靠, 特别是对那些结构形式与结合方式确定的设计。

UGNX的电子表格提供了Excel或Xess与UGNX间的一个智能接口。UGNX软件本身提供4种功能略有差异的电子表格, 建模的电子表格是最实用也是功能最强的, 可以抽取部件数据、修改部件, 还能在不退出电子表格的环境下更新部件几何体[4]。本系统采用建模的电子表格, 将MATLAB存储于电子表格中的优化结果导入UGNX参数化模型中, 实现圆柱螺旋压缩弹簧模型的更新。

4 结语

本系统是以MATLAB优化工具箱作为优化设计工具, 以MATLAB的GUI功能实现人机交互和数据的输入与输出, 以UGNX作为参数化建模平台而开发出来的弹簧设计系统。虽然以圆柱螺旋压缩弹簧为例, 但同样适用于其他类型的弹簧。该系统为机械行业的设计人员提供了一个良好的人机交互界面, 实现了设计与建模一体化, 具有很好的实用价值。

摘要：文章提出一种以MATLAB优化工具箱作为优化设计工具, 以MATLAB的GUI功能实现人机交互和数据的输入与输出, 以UGNX作为参数化建模平台而开发的弹簧设计系统。该系统为设计人员提供了一个良好的人机交互界面, 实现了设计与建模一体化, 具有很好的实用价值。

关键词：弹簧,优化设计,参数化建模

参考文献

[1]成大先.机械设计手册, 弹簧 (第5版) [M].北京:化学工业出版社, 2010:58-61.

[2]于润伟, 朱晓慧.MATLAB基础及应用[M].机械工业出版社, 2008:85-91.

[3]曹坤, 苏桂生.基于MATLAB的圆柱螺旋弹簧优化设计[J].机械工程与自动化, 2007, 144 (5) :39-41.

离合器操纵机构扭转弹簧参数优化 第3篇

离合器系统[1]包括离合器和操纵机构。离合器在汽车传动系统的动力切断与传递中起着重要作用。操纵机构始于离合器踏板,终止于分离轴承,把驾驶员对离合器踏板的输入转化成分离轴承上的输出,来控制离合器的分离和接合。

常小刚等[2]针对离合器系统测试中存在的问题,对离合器、主缸、副缸、液压管路和踏板箱部件的性能进行了分析,并优化了相关部件,但是从实用性上来说,改变主缸、副缸、踏板箱等成本较高。金鹏等[3]对离合器踏板进行测试试验,通过数据拟合的方法获得助力弹簧理想特性曲线,从而优化助力弹簧,但是未对操纵机构进行建模分析。扈静等[4]以汽车操纵装置的操纵力舒适性客观定量评价为研究目标,建立汽车整车操纵力舒适性评价模型,但未对操纵机构进行优化研究。马成等[5]计算踏板助力,并且对压缩弹簧进行建模,在Excel中不断调整压缩弹簧设计参数,获得理想助力曲线,但优化方法实现起来较繁琐。陈湘宾等[6]针对踏板力过大的问题,通过对离合器系统进行建模与分析,推导出最大踏板力理论计算公式。Hong等[7]对离合器膜片弹簧与操纵机构进行了力学建模,并对动态仿真结果与建模分析结果进行对比,验证了力学模型的正确性,但是操纵机构力学建模中未考虑助力弹簧的影响。Zhang等[8]用粒子群算法对离合器进行力学建模,得到分离轴承特性曲线,将仿真模型结果与测试结果进行比较,验证了力学模型的正确性,但是未对操纵机构进行建模分析。Lu等[9]基于USB高速采集技术开发了踏板力与位移测试系统,获得离合器踏板特性曲线与关键数据,但是测试系统不能采集分离轴承特性曲线与关键数据。Sfarni等[10]研究了膜片弹簧结构参数的改变对分离轴承特性曲线与踏板特性曲线的影响,但是通过改变膜片弹簧的结构参数来改变踏板特性曲线成本较高,实现起来较繁琐。

某品牌汽车离合器系统在样品台架测试中会出现最大踏板力过大、预紧力过小、踏板下降力过小等现象,针对这一问题,本文对离合器操纵机构进行了力学建模与分析,获得了影响踏板力的主要因素,从工程实用的角度出发,指出优化扭转弹簧力学特性可以方便解决问题,进而对扭转弹簧进行运动分析与力学建模。通过改变扭转弹簧的结构参数来优化扭转弹簧特性,从而优化踏板特性,使离合器满足性能要求。

1 离合器系统台架测试

1.1 台架测试方案

为了使某品牌汽车离合器系统样品能够正常工作,满足相关设计要求,搭建了离合器系统台架测试平台。将离合器系统样品安装在测试平台上,模拟其在整车上的安装状态,对离合器系统进行测试后,获得踏板力特性曲线、分离轴承特性曲线等相关参数。离合器台架测试平台如图1所示,踏板处和分离轴承处安装有传感器。

离合器系统台架测试工作原理如图2所示。由工控机发出信号,运动控制卡控制电缸运动,电缸模拟人脚作为执行机构作用于踏板,在踏板运动的同时,压力传感器采集踏板力,位移传感器采集踏板位移;踏板力和位移通过操纵机构转换成离合器处的分离力和分离轴承位移。液压传感器采集分离力,位移传感器采集分离位移;采集的数据返回给工控机,通过测试系统显示试验数据。

1.2 试验结果分析

利用上述台架反复测试,获得踏板运动过程的踏板特性曲线(Ft-St)及关键数据如图3所示。特性曲线第一个波峰处的踏板力即为最大踏板力Ftmax,此时踏板位移即为Stmax。特征曲线与纵轴的交点(踏板位移瞬间为零即踏板刚开始运动时,传感器测得的瞬间踏板力近似等于预紧力)即为预紧力Fyj,踏板总行程记为Smax,最大踏板力与波谷处踏板力的差值即为踏板下降力Fj。

台架测试不仅获得踏板特性曲线,而且获得分离轴承特性曲线(Ffl-Sfl),如图4所示。

将试验结果与离合器系统性能参数设计约束值进行对比,结果见表1,可以看出,最大踏板力过大、预紧力过小、踏板下降力过小,不满足设计约束值。为了解决上述问题,需对操纵机构进行力学建模,分析并改进影响踏板特性曲线的相关因素,使得该离合器系统所有性能参数在设计约束值范围内,从而保证离合器系统的正常工作。

2 操纵机构力学建模与影响因素分析

2.1 操纵机构力学建模

操纵机构如图5所示,包括踏板总成、主缸、油路、副缸、分离拨叉。踏板总成将踏板力与位移传递给主缸,主缸压缩油路将力与位移传递给副缸,副缸传递给分离拨叉,分离拨叉传递给分离轴承,分离轴承传递给离合器。

踏板总成是操纵机构的关键部件,包括踏板、踏板臂、旋转臂、扭转弹簧和安装架,如图6所示。踏板、踏板臂和旋转臂是刚性连接,通过O点安装在安装架上,在踏板运动过程中,O点为旋转中心,固定不动。G点为踏板力作用中心。A点为扭转弹簧在安装架上的初始安装点,可调节,但安装完成后则固定不动。B点是扭转弹簧与旋转臂的连接点,在踏板运动过程中B点绕O点做往复摆动。T为主缸与踏板臂连接点。

离合器踏板力Ft大小为

式中,Ffl为分离轴承处的分离力;iz为离合器操纵机构总传动比,iz=itiyib;it为踏板传动比,it=OG/OT;iy为液压传动比,iy=(d2/d1)2;d1为主缸直径;d2为副缸直径;ib为拨叉杠杆比;Fn为扭转弹簧间接作用在踏板上的力。

2.2 影响离合器系统因素分析

由式(1)可知影响踏板力的因素是Ffl、iz和Fn,即离合器本身、液压机构、分离拨叉和扭转弹簧等。从改动量最小和控制成本的工程应用角度来解决离合器踏板力过大、预紧力过小、踏板下降力过小的问题。若改变离合器本身结构(液压机构或分离拨叉),成本高,不宜实施,即式(1)中的Ffl和iz的值不宜改变。本研究通过改变扭转弹簧结构参数来改变扭转弹簧的力学特性,即改变式(1)中的Fn值,从而改变Ft值,使最大踏板力减小,预紧力增大,踏板下降力增大,优化踏板特性曲线,从而满足离合器系统设计条件。

3 扭转弹簧的运动分析与力学建模

3.1 扭转弹簧运动分析

首先对扭转弹簧进行运动分析。图7中粗实线为扭转弹簧安装后的初始状态。其中O点、A点和B点即为图6中的相应点,BO为旋转臂长,∠ABO为扭转弹簧初始安装角度,E点为扭转弹簧的中心点,AC为扭转弹簧臂长。

当踩下离合器踏板时,旋转臂绕O点顺时针转动,B点随之顺时针转动,当B点移动到B1时,E点移动到E1点,C点移动到C1点,如图7所示。当扭转弹簧从B点向B1点运动时,扭转弹簧此时为压缩状态。取B点分析,此时扭转力为F,方向垂直于EB,扭转力F的切向分力F′垂直于BO,产生一个阻碍踏板的逆时针力矩,扭转弹簧在BB1段起到阻碍踏板转动的作用。当旋转至B1点时,此时E1B1垂直于B1O,扭转弹簧力F1的方向与旋转臂B1O在同一直线上,扭转力F1只有法向分力,没有切向分力,此时扭转弹簧对踏板既不增力也不助力。

B点继续旋转,当从B1点旋转至B2点时,E1点移动到E2点,C1点移动到C2点,如图8所示,扭转弹簧同样为压缩状态,产生一个有助于踏板转动的顺时针力矩,扭转弹簧在B1B2段起到助力的作用。当旋转至B2点时,扭转弹簧处于自由状态,不受压缩也不受拉伸,此时扭转力为零。

B点继续旋转,当旋转至极限位置B3时,E2点移动到E3点,C2点移动到C3,如图9所示。扭转弹簧从B2移动到B3的过程中,扭转弹簧为拉伸状态。取B3点分析,此时扭转力为F3,方向垂直于E3B3,扭转力F3的切向分力F3′垂直于B3O,产生一个阻碍踏板转动的逆时针力矩,扭转弹簧在B2B3段起到阻力作用。

3.2 扭转弹簧力学建模

如图10所示,将扭转弹簧旋转臂BO旋转至B4点的旋转角度∠BOB4记为α,进行力学建模。

在图10中,已知的几何参数是:扭转弹簧中径D,即线段C4E4的长度为D/2;扭转弹簧臂长C4A记为l1;旋转臂的长度BO=B4O记为l2;安装点A(如2.1节所述,A点为扭转弹簧安装点,可调节,但安装完成后则固定不动)到旋转臂初始点B的距离AB记为l3;扭转弹簧初始安装角度∠ABO记为β。其他几何参数:扭转弹簧中心E4到安装点A的长度E4A记为a,旋转弦长BB4记为l4,AB4记为l5,∠C4AE4记为ν,∠B4BO=∠BB4O记为γ,∠ABB4记为φ,∠E4AB4=∠E4B4A记为ω,∠AB4B记为τ,扭转弹簧角度记为δ,均可通过已知参数由下面的公式求得:

根据扭转弹簧公式[11],扭转弹簧的力F4为

其中,扭转弹簧弹性刚度为

式中,E为弹性模量;d为扭转弹簧线径;n为扭转弹簧有效圈数。

垂直于旋转轴的分力F′4为

其中,扭转弹簧力F4与旋转臂OB4的夹角为

扭转弹簧转换为作用在踏板上的力Fn为

其中,旋转臂的长度l2是已知参数;lb为踏板臂长度即图6中的OG,也是已知参数。

踏板位移St即图6中G点的位移,可由下式计算得到:

若旋转到极限位置,即到达B3点,将极限角∠BOB3记为αmax,则踏板最大位移为Smax=αmaxlb。

需要说明的是,由于本文所述某品牌汽车离合器所用扭转弹簧臂长较短且线径较粗,故本文对扭转弹簧的力学建模忽略了扭转臂、弹簧圈的弯曲变形以及弹簧各圈间的摩擦力等因素。虽然模型存在一定的简化和理想化,但是经后续的理论计算及实验测试,验证了该力学模型正确有效。

3.3 实例计算

将某品牌汽车操纵机构参数代入扭转弹簧力学模型中,相关的参数如下:扭转弹簧弹性模量E=197GPa,中径D=19mm,线径d=3mm,有效圈数n=4;扭转弹簧臂长l1=25mm,旋转臂长度l2=51.2mm,安装点到旋转臂初始点的距离l3=16.3mm,初始安装角β=139.72°;踏板臂长lb=240.8mm,极限角αmax=31.96°。将这些参数代入式(2)和式(16)中,用MATLAB软件进行计算,得到式(15)所示Fn与式(16)所示St扭转特性曲线,见图11。

扭转力为正,表示此时的扭转力为踏板阻力,反之为踏板助力。图11中,点B为该曲线与纵坐标交点,即为3.1节中的旋转臂的初始状态B点,此时踏板位移为零,扭转力即为预紧力Fyj。点B1为曲线与零线的第一个交点,对应的状态即为图7中的B1点,此时扭转力分力为零,对踏板既不阻力也不助力,从B到B1的过程中,扭转弹簧受到阻力作用。点B2为曲线与零线的第二个交点,对应的状态即为图8中的B2点,此时扭转力为零,弹簧处于自由状态,不受压缩也不受拉伸。从B1到B2的过程中,扭转弹簧受到助力作用。点B3为曲线的极限点,对应的状态即为图9中的B3点,从B2到B3的过程中,扭转弹簧受到阻力作用。P为最大助力处的点,该点即为最大踏板力处,对应的扭转力记为FP,踏板位移为SP。

3.4 扭转弹簧结构参数对结果的影响

根据3.2节的扭转弹簧力学建模,以及3.3节的实例计算,可以看出,决定扭转弹簧转换为作用在踏板上的力Fn的参数为:扭转弹簧弹性模量E、中径D、线径d、有效圈数n、扭转弹簧臂长l1、旋转臂的长度l2、安装点到旋转臂初始点的距离l3、初始安装角β、踏板臂长lb。从改动最小、成本最低的角度出发,仅仅改变β以及扭转弹簧的结构参数d、D、l1或n就能改变Fn,从而使离合器系统满足性能要求。

(1)改变安装角度β,线径d、中径D、臂长l1、有效圈数n保持不变。不同β的扭转弹簧特性曲线见图12。从图12中可以看出,β越大,助力效果越好,预紧力Fyj变大,最大助力FP变大,且SP变大。

(2)改变线径d,安装角度β、中径D、臂长l1、有效圈数n保持不变。不同线径d的扭转弹簧特性曲线见图13。从图13中可以看出,d越大,助力效果越好,预紧力Fyj变大,最大助力FP变大,SP不变。

(3)改变中径D,安装角度β、线径d、臂长l1、有效圈数n保持不变。不同中径D的扭转弹簧特性曲线见图14。从图14中可以看出,D越大,助力效果越好,预紧力Fyj变大,最大助力FP变大,SP大小基本不变。

(4)改变臂长l1,安装角度β、线径d、中径D、有效圈数n保持不变。不同臂长l1的扭转弹簧特性曲线见图15。从图15中可以看出,臂长l1越小,助力效果越好,预紧力Fyj变大,最大助力FP变大,SP不变。

(5)改变圈数n,安装角度β、线径d、中径D、臂长l1保持不变。不同圈数n的扭转弹簧特性曲线见图16。从图16中可以看出,圈数越小,助力效果越好,预紧力Fyj变大,最大助力FP变大,SP不变。

从图12~图16中可以得出,安装角度β决定SP的大小,而扭转弹簧的结构参数对其基本无影响。根据图3,操纵机构踏板力峰值处的踏板位移Stmax为90mm,而图11中扭转弹簧最大助力处踏板位移SP为65mm。未安装扭转弹簧时踏板峰值处的踏板位移记为S′,S′=85mm。为了最大限度地减小最大踏板力,若SP=S′,扭转弹簧的助力峰值与踏板力的峰值叠加,则扭转弹簧能够达到最大助力效果。

图17示出了未安装扭转弹簧踏板特性曲线(曲线1)、已安装扭转弹簧的踏板特性曲线(曲线2,同图3曲线)和扭转弹簧特性曲线(曲线3,同图11曲线),其中未安装扭转弹簧踏板特性曲线(F′fl-St)是根据下式与图5分离轴承特性曲线(Ffl-Sfl)的关系获得:

1.未安装扭转弹簧踏板特性2.已安装扭转弹簧踏板特性3.扭转弹簧特性

在图17中,未安装扭转弹簧踏板特性曲线波谷处对应的踏板位移记为S″,S″=100mm,在后续调整踏板下降力时需用此量。将S′=85mm代入式(16)可求得此时旋转角度α=20.21°,将α=20.21°代入式(15),可求得扭转弹簧达到最大助力效果时的初始安装角度为118°。

4 扭转弹簧的优化

4.1 扭转弹簧设计变量

影响转扭力Fn的参数有β、d、D、l1、n,根据3.4节的论述,确定安装角度β=118°是优化结果,本节将对其余4个参数(线径d、弹簧中径D、臂长l1、圈数n)进行优化,选取这4个参数作为设计变量:

4.2 扭转弹簧目标函数

此扭转弹簧用于离合器系统,操作频繁,属于易导致疲劳损坏的弹簧,根据扭转弹簧的优化设计[11]原则,以疲劳安全系数S最大作为最优化设计的目标。

疲劳安全系数S[12]为

式中,τ-1为对称疲劳极限;τa为应力幅,;τmax、τmin分别为最大、最小应力;ψτ为敏感系数;τm为平均应力,

取ψτ=0.2,τ-1=0.6τ0(τ0为脉动疲劳极限,τ0=0.3σb,σb为抗拉强度),代入式(19)得到

要使式(20)最大,分子为定量,只需分母最小,即扭转弹簧目标函数为

扭转弹簧应力τ计算如下:

式中,K1为曲度系数,;C为旋绕比,C=D/d。

4.3 约束条件的确定

(1)离合器系统性能参数设计约束。根据表1某品牌离合器系统性能参数设计约束值,可知最大踏板力100N≤Ftmax≤130N,踏板预紧力10N≤Fyj≤15N,踏板下降力15N≤Fj≤25N。从图17中未安装扭转弹簧踏板特性曲线可知,最大踏板力为145N,踏板预紧力为0,踏板下降力为15N。根据表1的设计约束值与图17中未安装扭转弹簧踏板特性曲线,扭转弹簧特性曲线需满足如下约束:

当踏板位移SP=S′=85mm时,要求

当踏板位移St=0时,要求

当踏板位移S″=110mm时,要求

(2)扭转弹簧的强度条件约束如下:

其中,[σBP]为弯曲许用应力,本文所述扭转弹簧属于一类弹簧,查机械手册可得,[σBP]=0.6σb,σb=1400MPa。

(3)弹簧线径约束为

(4)根据弹簧安装空间,弹簧中径约束为

(5)旋绕比C约束为

4.4 扭转弹簧优化结果

根据设计变量(式(18))、目标函数(式(21))、约束条件式(式(23)~式(29)),应用MATLAB优化工具箱对扭转弹簧进行优化求解,计算的最优化结果为X=(3.2mm,20.3mm,32.7mm,4.8mm)T,参照弹簧设计标准[12],将结果调整为X=(3.2mm,20mm,30mm,5mm)T,优化结果如表2所示。

将扭转弹簧优化后的结构参数代入式(2)~式(15),计算得到最大踏板力、预紧力和踏板下降力。将优化前的实验测试值与优化后的计算值进行对比,如表3所示。

N

将改进后的扭转弹簧装入踏板总成进行实验测试,实验曲线见图18。改进后预紧力为12N,最大踏板力为126N,踏板下降力为20N。经验证,优化后的设计变量满足所有约束条件。

5 结论

(1)本文构建了某离合器系统测试平台,包括机械系统与测控系统。将离合器系统样品安装在测试平台上,模拟其在整车上的安装状态,对离合器系统进行测试,获得了踏板力特性曲线等相关数据,有效评判了离合器系统样品是否满足设计要求。

(2)对操纵机构进行力学建模,获得了影响踏板力的主要因素有离合器本身、操纵机构传动比和扭转弹簧。从改动量最小和控制成本的工程实用角度,得出优化扭转弹簧结构参数可以方便解决最大踏板力过大、预紧力过小、踏板下降力过小等问题。

(3)分析了扭转弹簧运动状态,建立其力学模型,得到扭转弹簧特性曲线。以扭转弹簧能够达到最大助力效果为原则,优化扭转弹簧安装角度;根据离合器设计约束条件,以扭转弹簧疲劳安全系数最大为目标函数,优化扭转弹簧线径、中径、臂长、圈数等参数,并将改进后的扭转弹簧重新装机并测试,优化后的扭转弹簧满足所有设计条件,离合器满足性能要求。

参考文献

[1] 徐石安,江发潮.汽车离合器[M].北京:清华大学出版社,2005.

[2] 常小刚,鲁统利.汽车离合器分离系统测试与性能优化[J].传动技术,2013,27(4):18-19.Chang Xiaogang,Lu Tongli.Testing Analysis and Optimization of Clutch Releasing System[J].Drive System Technique,2013,27(4):18-19.

[3] 金鹏,张国耕,宋伟.离合器踏板助力弹簧特性曲线优化[J].内燃机与动力装置,2014,31(5):4-6.Jin Peng,Zhang Guogeng,Song Wei.The Optimization of Spring Characteristic Curve of Clutch Pedal[J].I.C.E &Powerplant,2014,31(5):4-6.

[4] 扈静,刘明周,龚任波,等.基于主成分分析的汽车操纵力舒适性分析与评价[J].中国机械工程,2011,22(20):2456-2459.Hu Jing,Liu Mingzhou,Gong Renbo,et al.Evaluation of Vehicle Operating Force Comfort Based on Principal Component Analysis[J].China Mechanical Engineering,2011,22(20):2456-2459.

[5] 马成,汪江,李光明,等.离合踏板踏板力优化设计[J].农业装备与车辆工程,2015,53(4):71-73.Ma Cheng,Wang Jiang,Li Guangming,et al.Optimization Design of Clutch Pedal Force[J].Agricultural Equipment &Vehicle Engineering,2015,53(4):71-73.

[6] 陈湘宾,张为民.汽车离合器踏板力的实验研究及优化[J].机电一体化,2015(7):25-28.Chen Xiangbin,Zhang Weimin.Vehicle Clutch Pedal Performance Optimization[J].Mechatronics,2015(7):25-28.

[7] Hong Y,Park H W.Simulation of Clutch Actuation System for Commercial Vehicle[J].International Journal of Precision Engineering and Manufacturing,2010,11(6):839-843.

[8] Zhang W B,Zhu G Y.Research and Application of PSO Algorithm for the Diaphragm Spring Optimization[C]//Fourth International Conference on Natural Computation.Jinan,2008:549-553.

[9] Lu Y,Guo B,Fan W,et al.Design and Realization of Testing and Analyzing Apparatus for Automobile Clutch[C]//International Conference on Digital Manufacturing &Automation.Zhangjiajie,2011:381-384.

[10] Sfarni S,Bellenger E,Fortin J,et al.Numerical and Experimental Study of Automotive Riveted Clutch Discs with Contact Pressure Analysis for the Prediction of Facing Wear[J].Finite Elements in Analysis and Design,2011,47:129-141.

[11] 王灵犀,于海江,侯勇.扭转缓冲器弹簧的多目标优化设计[J].沈阳理工大学学报,2013,32(5):83-85.Wang Lingxi,Yu Haijiang,Hou Yong.Multi-objective Optimization Design of Springs in the Torsion Buffer[J].Journal of Shenyang Ligong University,2013,32(5):83-85.

对轧制弹簧扁钢的冷床控制优化设计 第4篇

八钢轧钢厂棒线分厂小型机组, 于1997年投产, 产品规格为?10~40mm的圆钢和热轧带肋钢筋, 现由于产品结构的调整, 小型机组单一系列的品种已不能满足市场需求。由于轧制弹簧扁钢与传统轧制圆钢或带肋钢筋在工艺上存在着较大差异, 所以, 以往的轧制电气控制已不能满足轧制弹扁的要求。为此在对程序及硬件上研究分析, 通过对精整冷床区域电气设备的改造和优化设计, 从而能满足小型生产线轧制弹扁的工艺要求。

2 弹扁钢生产出现的问题及原因分析

2.1 冷床成品率低事故率高

冷床的工作过程是从裙板制动板卸下的轧件, 通过冷床步进齿条的步进循环动作由冷床入口处缓慢移至输出侧, 轧件在此过程中逐渐冷却。小型生产线之前的棒材轧制控制程序是裙板到高位后卸下轧件, 冷床循环一个周期。这样整个冷床的每个锯齿间都会装载一个轧件, 此时由于冷床上的锯齿尺寸只有50mm, 而我们需要轧制的弹扁钢宽度为100mm, 当冷床全部接上轧件后, 每个弹扁轧件之间会重叠, 我们不难发现这样会造成每个轧件散热不均匀, 最终将造成轧件弯曲度过大, 产生废品。原程序设定有手动清床功能, 就是操作工, 用眼睛看轧件从裙板卸下, 卸到冷床时, 手动操作清床功能, 空出冷床步距, 每支钢都要这样操作一次, 难免有纰漏发生, 当轧件还没有卸到冷床时, 操作工提前进行操作, 很容易将冷床齿条损坏, 造成长时间停车, 操作工劳动强度加大, 精神压力大, 造成操作事故频出, 所以说采用原有的棒材控制方式生产弹扁是不能满足工艺要求和操作要求的。

2.2 冷床电机超负荷

小型生产线冷床的传动采用电动机-蜗轮蜗杆减速机传动方式, 通过装在低速轴上的偏心轮托动动齿条梁做圆周运动移送钢材。驱动电动为一台直流电动机, 通过长轴的旋转使偏心轮旋转, 带动齿条运动, 使钢材一步一步移向卸钢侧。所以说冷床上轧件的重量超出额定值直接会造成冷床电机的超负荷运行。

下面我们将弹扁轧制时候的冷床负荷情况做一简单的对比计算。小型生产线冷床有100个锯齿, 这意味着冷床接满后能装载100根倍尺轧件。当我们轧制最大的40mm的螺纹钢时, 一个1.7吨的钢坯可以剪切成3根倍尺。所以轧制最大的圆钢 (冷床最大承载重量) 时的冷床所重量是:

根据上式的计算圆钢轧制是冷床的最大承重质量为56.7吨。下面我对轧制弹扁钢时冷床满载承载重量做一计算, 轧制弹扁钢时使用的是1吨的钢坯, 一个钢坯只能轧制一根倍尺, 计算如下:

M2=1100=100吨

通过对M1和M2的对比发现轧制两种不同钢时冷床承载重量成倍增长, 这样冷床电机的负荷一会增加一倍, 过载会达到额定电流的150%以上, 直流电机长时间超载运行存在很大的设备隐患。

3 冷床控制硬件改造及程序设计

3.1 设计思路的提出

冷床的动作直接和裙板动作是同步的, 活动裙板上升到高位 (卸钢位置) 时, 将制动后的一支倍尺钢翻到冷床床面上, 此时冷床运行一个冷床周期, 并等待下一个裙板高位信号。如果我们让冷床锯齿间隔着接钢, 这样既可以使两根弹扁轧件之拉开间距保证了轧件的散热, 同时又会使整个冷床的承载重量减少一半, 正好符合冷床电机的额定负荷。

轧制圆钢时裙板到达高位后冷床只动作一周期, 这样裙板卸下的轧件会逐一的装满冷床的锯齿, 根据我们弹扁轧制时的控制思路, 我们只要在裙板高位后让冷床动作两个周期 (可根据弹簧扁钢规格调整) , 这样就可以保证弹扁钢在冷床上是间隔转载的, 之前提到的工艺、设备等问题将会迎刃而解, 下面我们将达到这种控制方式所需的硬件改动和PLC程序编写做一详细介绍。

小型生产线工艺控制电气设备采用LOGIDYN-D系统模块装配成的标准控制机箱。冷床设备的LOGIDYN-D控制程序比较系统, 如要改动其程序, 可以说牵一发而动全身, 所以说改动LOGI-DYN-D的程序难度非常大、且可行性较低。我们只能通过冷床的辅助控制PLC控制器入手改动设计了。PLC主要负责冷床自动、手动清床的控制。只需要在裙板高位后通过PLC执行两周期的清床后即可满足我们的控制要求。

3.2 硬件的改造

控制冷床的PLC系统和LOGIDNY-D系统是相互独立的, 数据传输是通过网络进行传输。所以要使他们同步必须从LOGIDYN-D系统上取裙板高位和冷床到位检测的信号输入至PLC。

其中S1, S2分别为用于裙板高位和冷床到位的检测接近开关, 信号直接输入至LOGIDNY-D输入板卡, 通过在其输入回路中并联中间继电器K1, K2取得用于PLC的信号。在具体实施中我们在LOGIDNY-D系统的端子上找到E00a30、E00g28、E01e14、E00g30这四个对应的段子号, 用线引至PLC柜, 并加装中继。PLC柜中需要把上述中间继电器K1, K2的常开点输入到PLC的输入模块中, K1, K2分别输入到100412和100413输入点。

3.3 PLC程序设计

PLC程序控制思路是在弹扁钢轧制时CP3操作室可以通过操作台选择弹扁轧制模式。当选择后后续程序等待裙板高位信号检测, 当裙板高位信号到达后启动冷床, 并用计数器通过冷床到位信号累加冷床周期, 到达设定值 (可根据工艺要求和弹扁钢规格设定) 后停止冷床, 并等待裙板高位, 进入下一周期, 如此循环。

根据程序流程就可以轻易编写出来PLC的梯形图程序。在编程序之前我们对PLC系统内部的I/O资源进行查询, 找出一些空闲的中间继电器等程序要用到的I/O量。

最后我们在PLC系统的编程上位机中进行冷床程序的编写、上传。

4 结束语

根据优化设计方案, 对小型生产线冷床控制程序及相关硬件电路进行了改造, 弹扁生产到目前为止, 设备动作准确可靠, 工艺效果好, 长期困扰弹扁轧制的一些问题未再发生, 成功的生产出了合格的弹簧扁钢。减轻生产操作人员劳动强度, 精神压力得到缓解, 弹扁轧制作业率、成材率均得到非常大的提高。为我公司创造了可观的经济效益。可见, 这一技术改造项目的实施, 完全能够满足小型生产线对弹扁钢轧制的工艺的要求。对今后同类设备的设计和再改造具有一定的借鉴作用。

摘要：小型生产线原设计用于生产圆钢和螺纹钢, 因市场需求在变, 现要求小型材生产线能够生产弹扁, 在弹簧扁钢生产的过程中对冷床的控制不能满足轧制弹簧扁钢工艺的要求, 大规格的弹扁较重造成冷床电机超负荷跳电, 大规格的弹扁在冷床上重叠使弹扁散热不均匀, 造成弹扁钢出现侧弯, 严重影响到弹扁的成材率等问题逐一凸显出来, 通过对冷床设备电气控制系统原理剖析后, 针对性地提出了优化设计方案, 解决了弹簧扁钢生产中的一大难题。

关键词：冷床,裙板,弹簧扁钢,PLC控制

参考文献

[1]小型型钢连轧生产工艺与设备.小型型钢连轧生产工艺与设备, 2009.

[2]陈在民, 赵相宾.可编程控制器技术与应用系统设计[M].北京:机械工业出版社, 2002.

弹簧优化 第5篇

旋转式割草机是一种高效的割草机,但由于刀片磨损(经常更换刀片)造成使用成本高的问题一直不能很好地满足用户要求。为此,本文在参考相关割草工具的基础上,研究设计了一种离心式自动放线割草机构,它将传统旋转式割草机中的刀片用高速旋转的绳索(尼龙线)来替代,即在高速旋转尼龙绳索与植株接触的瞬间将其粉碎割断,以达到割草的目的。该机构的特点是:当尼龙绳索因割草磨损后,会利用自身机构的特点进行自动放线,其使用成本较旋转式割草刀片降低很多,从而达到经济高效割草的目的。

1 机构原理

离心式自动放线割草机构主要由线盒、绕线盘、棘轮、止动块、弹簧和导向条组成,如图1所示。由图1可以看出,电机输出轴与线盒固定连接,线盒内装有绕线盘,绕线盘与棘轮固定连接,棘轮上有若干棘齿。柱销的头部沿半径方向固定在线盒内,止动块通过自身的耳块套在柱销尾部,柱销中的弹簧将止动块压向棘齿,止动块的两侧设有导向条。

割草机在工作过程中,当尼龙绳索因磨损而缩短时,割草阻力减小,电机的转速就会加快,离心力增大,止动块在离心力的作用下克服弹簧的弹力离开棘齿,而绕线盘在尼龙绳索离心力的拉动下就会自动转过一齿,从而使尼龙绳索放长。放线结束后,由于阻力增加,电机转速减小,离心力减小,止动块的运动半径也减小,从而再次与棘齿啮合。

1.输出轴 2.线盒 3.棘轮 4.绕线盘 5.棘齿6.导向条 7.柱销 8.弹簧 9.耳块 10.止动块

2 动力学模型

2.1 止动块动力学分析

离心式自动放线割草机构动力学模型如图2所示。为了研究方便,将止动块抽象为一个质点。在图2中,由于线盒水平放置,止动块的重力与线盒对其的支持力反向等值,故未画出。

止动块的运动可以看成是两个简单运动的合成,其中相对运动是沿着导向块的直线运动,牵连运动是线盒的圆周运动。以电机旋转轴的中心为原点,动参考系Oxy固定在线盒上,x轴位于止动块运动槽的中心线上。

由图2可以看出,因动参考系做回转运动,故止动块的绝对加速度为牵连、相对和科氏加速度3项的合成。

1)牵连加速度ae:等于止动块随动参考系转动的加速度。因为线盒是做匀加速(减速)转动,故可分解成向心加速度a${}_e^n$以及切向加速度a${}_e^{\tau }$,且

$\begin{array}{l}a{}_e^n=x(\dot{\theta }){}^2\\ a{}_e^{\tau }=x(\stackrel{\cdot \cdot }{{\displaystyle \theta }})\end{array}$

2)相对加速度ar:等于止动块相对于动参考系的加速度,因为相对运动是直线运动,故

$a{}_r=\stackrel{\cdot \cdot }{{\displaystyle x}}$

3)科氏加速度ac:$a{}_c=2\omega \upsilon =2\dot{\theta }\dot{x}$。

这3种加速度的方向如图2所示。根据加速度合成定理,$\overrightarrow{a{}_a}=\overrightarrow{a{}_e}+\overrightarrow{a{}_r}+\overrightarrow{a{}_c}$。

图2中,止动块在x轴、y轴的受力分别为FS和FN。其中,FS为弹簧力,FN为导向条对其的压力。

将止动块的加速度分别向动参考系的x轴、y轴投影,根据牛顿定理可得动力学方程

$\{\begin{array}{l}F{}_{\text{S}}=k(x-x{}_0+s)=m(x(\dot{\theta }){}^2-\stackrel{\cdot \cdot }{{\displaystyle x}})\\ F{}_{\text{Ν}}=2m\dot{\theta }\dot{x}+mx\alpha \end{array}$

式中 k弹簧的刚度系数;

x0初始位置时止动块的位移;

s弹簧的预压缩量;

m弹簧的质量;

α线盒的角加速度。

2.2 多股弹簧的动态分析

由于止动块在运动放线过程中会频繁地压缩和释放弹簧,而且工作时整个放线机构旋转速度高,振动大,因此要求弹簧必须具备足够的强度和刚度。为了提高弹簧的使用寿命,本文采用多股弹簧代替普通弹簧。

在计算时,为考虑弹簧自身质量对运动的影响,把在弹簧作用下运动物体质量加上1/3的弹簧质量作为驱动构件质量,这样在弹簧的动态分析计算时即可不再单独计算弹簧质量的影响。弹簧在驱动构件的作用下,任意瞬时的机械能为弹簧的动能和弹性能之和。

dE(t)=[T(t)+U(t)]′dt

弹簧在运动时的动能和弹性能为

${\rm T}(t)=\frac{mv(t){}^2}{2}$

$\begin{array}{l}U(t)=\frac{1}{2}{\rm K}[x{}_0+x(t)]{}^2=\frac{1}{2}mf{}^2[x{}_0+x(t)]{}^2\\ \text{d}E(t)=\{f{}^2[x{}_0+x(t)]{}^2+[x{}^{˝}(t)]{}^2\}v(t)\text{d}t\end{array}$

式中 k弹簧的刚度系数;

F弹簧任意瞬时的作用力;

f 无阻尼弹簧的振动频率,$f=\sqrt{k/m}$;

x0弹簧安装时的预多股量。

根据参考文献[1]的分析,弹簧工作时单位时间内的能量损耗与其动能成正比,即

dE(t)=λT(t)dt

式中 λ弹簧的能量损失系数。

根据功能平衡原理得

$x{}^{˝}(t)+\frac{1}{2}kv(t)+f{}^2[x{}_0+x(t)]=0$

令λ=4μ,y(t)=x0+x(t),上式可以表示为

y″(t)+2μy′(t)+f2y(t)=0

由此解得

y(t)=aexp(-μt)sin(ωt+b)

式中 ω有阻尼弹簧振动的频率,$\omega =\sqrt{f{}^2-\mu {}^2}$;

μ与螺旋弹簧的刚度系数、多股螺旋弹簧的股数及在弹簧作用下运动构件质量有关的综合系数,其值通过试验获得;

a,b由边界条件决定的常数。

由此解得多股螺旋弹簧的工作运动方程为

$\begin{array}{l}v(t)=\sqrt{x{}_0+(v{}_0+\mu x{}_0){}^2}\omega \exp (-\mu t)\\ \cos (\omega t+\arctan \frac{x{}_0\omega }{v{}_0+\mu x{}_0})-\mu [x(t)+x{}_0]\end{array}$

3 多股弹簧的优化设计

正如上述研究,自动放线机构要求弹簧体积小、寿命长且运动平稳。特别对于多股螺旋弹簧来说,由于函数计算较为复杂,一般的计算方法难以求解,因此采用Matlab优化软件对弹簧进行优化设计。

3.1 设计变量和目标函数的选取

选择设计变量是优化设计的重要环节。将机构的尺寸参数分为独立参数和非独立参数,非独立参数是由独立参数和约束条件所决定的。为了得到良好的机构综合特性,把簧丝直径d、弹簧中径D和弹簧有效圈数n作为设计变量,即

$X=\left[d,D,n\right]{}^{{\rm T}}=\left[x{}_1,x{}_2,x{}_3\right]{}^{{\rm T}}$

以弹簧的体积最小作为目标函数,即$f(x)=\frac{\text{π}{}^2}{4}x{}_1^{2}x{}_2(x{}_3+2)$。

3.2 约束条件与优化结果

3.2.1 弹簧不并圈的约束

为了保证弹簧在最大载荷作用条件下不并圈,要求弹簧在最大载荷条件下的高度大于压并高度Hb,即H0-δmax≥Hb。其中,H0为弹簧的自由高度,δmax为弹簧最大变形量,$\delta {}_{\max }=\frac{8F{}_{\max }D{}^{3}n}{Gd{}^4}$。当支承圈数为2且弹簧两端磨平时,Hb≈(n+1.5)d,则可得到约束条件为

$g{}_1(x)=\frac{8F{}_{\max }x{}_2^{3}x{}_3}{Gx{}_1^4}+x{}_{1}x{}_3-0.4x{}_{2}x{}_3\le 0$

3.2.2 弹簧共振的约束

当弹簧在变载荷作用下与活动构件一起运动时,除弹簧端部与活动构件的运动外,弹簧内部也存在振动[1,2],因此弹簧在工作时易发生共振。为使弹簧不发生共振,则有f≥10f0。其中,f0为弹簧工作的频率,f为它的一阶固有频率。当弹簧两端固定时,$f=3.5610{}^5\frac{d}{nD{}^2}$,由此可得约束条件为

$g{}_2(x)=10f{}_0-3.5610{}^5\frac{x{}_1}{x{}_{3}x{}_2^2}\le 0$

3.2.3 弹簧强度约束

由于弹簧剪切应力$\tau =\frac{8FD}{\text{π}d{}^3}\left[\frac{4c-1}{4c-4}+\frac{0.615}{c}\right]\approx \frac{8FD}{\text{π}d{}^3}1.66\left(\frac{d}{D}\right){}^{0.16}$,$c=\frac{D}{d}$,因此可得约束条件为

$g{}_3(x)=4.23F\frac{x{}_2^{0.84}}{x{}_1^{2.84}}-\left[\tau \right]\le 0$

3.2.4 弹簧稳定性工作约束

为使弹簧在工作中不发生失稳的破坏形式,弹簧的长度与直径之比不应超过一定的值。弹簧两端固定,令多股弹簧的长细比为b,取b=5.3。稳定性约束条件为

$g{}_4(x)=0.5x{}_3+1.5\frac{x{}_1}{x{}_2}-5.3\le 0$

3.2.5 其他的约束条件

弹簧钢丝直径:dmin≤x1≤dmax;弹簧的中径Dmin≤x2≤Dmax;弹簧的有效圈数nmin≤x3≤nmax。

3.3 多股弹簧优化设计

根据多股弹簧的性能及其在自动放线机构中的结构要求,已知安装载荷F1=240N,最大工作载荷Fmax=580N,弹簧的平均工作频率f=5Hz,弹簧最大的变形量为12mm,钢丝的直径1mm≤d≤2mm,中径4mm≤D≤6mm,弹簧的总圈数n≥5,剪切弹性模量G=8000MPa,许用切应力$\left[\tau \right]=500{\rm M}{\rm P}a$, 把这些具体数值带入上面的目标函数和约束条件,结合MATLAB工具箱对弹簧进行优化设计。其优化程序如下:

&编写目标函数

function f =objfun(x)

f=1/4*pi*pi*x(1)^2*x(2)*(x(3)+2);

&编写约束函数

function [g,ceq]=nonlinconstr(x)

g(1)=8*580*x(2)^3*x(3)/(80 000*x(1)^4)+x(1)*x(3)-0.4*x(2)*x(3);

g(2)=10*5-3.56*10^5*x(1)/(x(3)*

x(2)^2);

g(3)=4.23*580*x(2)^0.84/x(1)^2.84-500;

g(4)=0.5*x(3)+1.5*x(1)/x(2)-5.3;

ceq=[];

在命令窗口调用优化程序如下:

x0=[1,3,4];

A=[1,0,0;-1,0,0;0,1,0;0,-1,0;0,0,-1];

b=[2;-1;6;-4;-5];

options=optimset('display','iter','largescale',

'off');

[x,fval]=fmincon(@objfun,x0, A, b, [], [], [], [],@ nonlinconstr, options)

最后得到优化数列:x1=1.7,x2=4,x3=5。即簧丝直径d=1.7,弹簧中径D=4,弹簧有效圈数n=5。

4 结论

1)本文对离心式自动放线机构动力学模型的构建和止动块的力学分析,为该创新机构的设计奠定了理论基础。

2)通过对其关键件多股弹簧的动态分析,利用MATLAB软件对其进行优化设计,提高了放线机构的可靠性。

3)设计的自动放线机构具有较好的反馈功能,即尼龙绳索磨损后能够实现自动放线,减少了人工放线的麻烦。

4)通过上述研究可以看出:本文所研究的割草机构无论使用方便性、安全可靠性和使用成本与传统割草机构相比优点明显。

摘要：针对传统割草装置中刀具更换频繁和使用成本高等问题,通过研究设计了一种离心式自动放线割草机构,构建了自动放线割草机构的动力学模型,利用MATLAB工具箱对其关键件多股弹簧进行了优化设计。

关键词：离心式自动放线割草机构,动力学模型,多股弹簧,优化设计

参考文献

[1]王时龙.多股螺旋弹簧绕制过程中的动态张力[J].机械工程学报,2008(6):36-42.

[2]哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学(下)[M].北京:高等教育出版社,2009.

[3]闵建军.多股螺旋螺旋弹簧动态特性动态计算分析[J].机械工程学报,2007(3):199-203.

[4]魏宗平.基于可靠性约束的变载荷圆柱螺旋多股弹簧的优化设计[J].机械设计与制造,2006(5):28-30.

弹簧优化 第6篇

电动助力转向器 (Electrical Power Assisted Steering, 简称EPAS) 是一种直接依靠电机提供辅助扭矩的动力转向系统, 它可以在不同车速时提供电动机不同的助力效果, 保证汽车在低速行驶时轻便灵活, 高速行驶时稳定可靠。EPAS主要由扭矩传感器、车速传感器、电动机、减速机构和电子控制单元等组成。扭矩测量系统比较复杂且成本较高, 所以精确、可靠、低成本的扭矩传感器是决定EPAS能否占领市场的关键因素之一。目前采用较多的是在转向轴位置加一扭杆弹簧, 通过测量扭杆弹簧的变形得到扭矩。因此, 在组成EPAS的所有零件中, 扭杆弹簧是保证EPAS具有优良性能的关键部件, 是EPAS计算机辅助分析的重要内容, 也是EPAS优化设计的主要对象。

1EPAS扭杆弹簧的结构分析

如图1所示, 扭杆弹簧右端与扭矩输入轴花键连接, 左端在销孔部位与涡轮轴销接。当司机旋转方向盘时, 给输入轴施加一个扭矩, 而输入轴同理也给扭杆弹簧施加扭矩。

2EPAS扭杆弹簧的计算机辅助有限元分析

Pro/E是当今世界上拥有用户最多的三维CAD软件, 而Pro/MECHANICA是强大的有限元软件, 它可以实现和Pro/E的无缝集成, 即完全实现几何建模和有限元分析的集成。其工作流程如图2所示。

2.1 扭杆弹簧有限元分析的前置处理

扭杆弹簧的前置处理主要包括三维建模、属性定义、网格划分、添加约束和施加载荷, 通过Pro/E part模块完成扭杆弹簧的特征建模, 得到有限元分析的数据模型, 扭杆弹簧结构材料为60Si2MnA, 切变模量G=7.99104 MPa, 泊松比v=0.290, 密度ρ=7.9103 kg/m3, 许用应力[τ]=471 MPa, 且为各向同性材料。选取四面体单元, 使用AutoGEM对扭杆弹簧进行自动网格划分, 其网格模型如图3所示。

约束和载荷是Pro/MECHANICA中模拟真实模型状态的非常重要的因素, 而这种真实状态正是Pro/MECHANICA进行分析 (包括基本应力分析和灵敏度分析) 的基础。扭杆弹簧的工作状态为:用于检测驾驶员施加在方向盘上的扭矩大小, 并将其转换为相应的转角值, 并通过左端与涡轮轴的销接, 将扭杆弹簧两端的相对转角位移转换为滑块沿蜗轮轴的轴向位移。因此, 对于单独的扭杆弹簧, 我们需要知道它的扭转角。所以, 对扭杆弹簧的模型处理为:约束死扭杆弹簧的销孔内表面的全部自由度, 使得扭杆弹簧的左端固定, 同时给扭杆弹簧右端加载一个大小为7.18 Nm的力矩。

2.2 扭杆弹簧有限元分析的后置处理

通过对扭杆弹簧正确的加载、约束后, Pro/MECHANICA模块会对扭杆弹簧自动地进行有限元分析。

图4、图5分别是扭杆弹簧的应力、应变云图。通过图4、图5可以非常直观地看出扭杆弹簧的应力集中处以及变形大小。

3灵敏度分析与优化设计

零件结构尺寸优化的目的是在不超过设计约束的情况下找到一些可以满足设计目标的值, 主要通过灵敏度分析和优化设计两个步骤来实现。

扭杆弹簧结构尺寸优化的目的是减轻结构的质量, 提高结构的力学性能。因此在选择设计参数时遵循以下原则:复合应力最大的部位尺寸;结构变形较大的部位尺寸;出现集中应力点的部位尺寸;零件较敏感的部位。从图4、图5我们可以清晰地看到:扭杆弹簧右端与扭矩输入轴的接触处变形最大, 左端与涡轮轴销接的销孔部位复合应力最大并出现应力集中点, 此外, 扭杆弹簧中间段部分也出现了应力集中点。由于结构设计, 扭杆弹簧的长度是不能变的, 因此, 选择以上部位的直径作为设计参数, 如图6所示。用参数d6、d4分别表示扭杆弹簧杆段的直径, 用d13表示销孔的直径。

在建造扭杆弹簧模型的过程中, 定义了很多的设计参数, 当这些设计参数变化时, 必然会对模型性能产生影响。如果将这些设计参数都用于优化设计, 必然导致计算量庞大。实际上各设计参数对扭杆弹簧承载能力的影响程度是不同的, 因此, 用局部灵敏度定量分析参数变化对扭杆弹簧模型的影响程度, 通过局部灵敏度分析明确哪些参数对系统的总体输出和动态响应影响较大, 排除那些影响程度很小的设计参数, 从而提高扭杆弹簧的优化设计效果。

另一方面, 进一步研究这些重要设计参数, 为这些设计参数确定用于优化设计的变化范围, 如果设计参数的变化范围确定得不合理, 也会造成优化设计的效率低。因此, 需要准确地描述扭杆弹簧对用于优化设计的重要设计参数的灵敏度, 从而确定合理的参数变化范围。在灵敏度分析中, 这种工作是通过运行全局灵敏度分析来完成的。

图7为参数d6的局部灵敏度分析和全局灵敏度分析结果, 在图7 (a) 中, 我们可以清晰地看到, 应力在62 MPa～65 MPa时, d6对模型的性能影响较大, 从而对d6作全局灵敏度分析。从图7 (b) 可以看出:d6为7.00 mm～7.20 mm时, 扭杆弹簧受到的最大应力为64 MPa～96 MPa;d6为7.20 mm～9.00 mm时, 扭杆弹簧受到的最大应力为96 MPa～40 MPa。其它参数可按照同一方法进行分析。

通过灵敏度分析, 确定出那些对模型性能影响最大的设计参数。优化设计就是调整这些设计参数的数值, 使其性能达到最佳。在进行优化设计之前, 应该先设置好目标函数、设计变量、约束条件等, 如式 (1) 所示:

undefined

。 (1)

其中:X={Xi}, 是n维设计变量, i=1, 2, 3, , n;gj (X) 是m个约束条件。

在本文中, 目标函数为:

minf (X) =min (total-mass) 。 (2)

设计变量是灵敏度分析确定的设计参数:

X={d4, d6, d13} 。 (3)

约束条件为:

σmax≤[σ]=1 677 MPa 。 (4)

由于Pro/E软件有参数化建模的特点, 系统可根据优化计算后的数据自动产生新的模型, 设计者可对优化前、后的模型应力、应变进行对比。优化后的应力、应变图分别见图8、图9。

比较图8、图9和图4、图5可以看出:经过优化后, 扭杆弹簧质量由0.185 kg下降为0.145 kg, 扭杆弹簧最大应力由71.65 MPa上升为79.29 MPa, 扭杆弹簧最大应变由0.138 33 mm上升为0.183 2 mm。虽然扭杆弹簧的最大应力和最大应变都有所提高, 但始终满足初始的约束条件, 满足材料的许用应力。

4结语

随着科技的不断进步, 制造业正向数字化方向发展, 产品的生命周期越来越短, 新产品的上市速度要求越来越快。Pro/MECHANICA帮助工程师们在一个模拟真实环境的虚拟环境下对设计模型进行结构性能和动态性能的评估, 在设计初期就将设计和分析结合起来, 从而缩短产品设计与制造周期, 降低试验成本, 提高产品质量, 为企业迅速占领市场创造条件。

摘要：在Pro/MECHANICA环境下, 对扭杆弹簧进行静态分析、灵敏度分析及优化设计, 得到了满足优化约束的最佳参数和几何模型。优化结果表明:利用Pro/MECHANICA软件可以实现实体建模、结构分析及优化设计的无缝集成, 提高了新产品开发的效率和可靠性, 同时为产品的标准化设计提供了参考依据。

关键词：Pro/MECHANICA,结构分析,优化设计

参考文献

[1]张继春, 徐斌, 林波.Pro/Engineer Wildfire结构分析[M].北京:机械工业出版社, 2004.

弹簧优化 第7篇

核电厂管到支吊架的调整及维修主要是依据DL/T982-2005《核电厂汽水管道与支吊架维修调整导则》。导则5.4.7中规定:蒸汽管道水压试验时, 应将弹性支架进行锁定来保护弹簧。

核电厂大修工期关系到电厂经济效益的好坏, 为了使得蒸汽发生器尽快的降低到工作温度45℃, 核电厂采用“溢流冷却”的方式对蒸汽发生器进行冷却, 即通过给水泵给蒸汽发生器持续注排水, 直到蒸汽发生器温度达到可工作温度。溢流冷却过程与蒸汽管道水压试验过程相似, 即在设计通过蒸汽的管道灌水。因此, 在进行“溢流冷却”前, 必须对相关蒸汽管道进行闭锁。

1 主蒸汽系统简介

涉及到需要闭锁的弹簧吊架主要是主蒸汽系统管道上的弹簧吊架, 共计40个。主蒸汽系统的主要功能是在电厂100%功率到厂用负荷范围内从蒸汽发生器向汽轮机供给新蒸汽, 4台蒸汽发生器产生的新蒸汽沿着4个环路的蒸汽母管穿过反应堆厂房, 经过蒸汽厂房后进入到汽轮机厂房。4个环路的蒸汽母管汇集到一个主蒸汽集管上, 由主蒸汽集管平衡蒸汽压力后, 再由四根管道分别通过4个高压阀座调节压力后进入到高压缸做功。

2 原设计闭锁方案

原设计闭锁方案由是俄罗斯原子能进出口公司提供。闭锁的目的主要是限制弹簧的位移, 防止弹簧被过量压缩, 导致弹簧丧失功能。主要采用在弹簧上下压板之间焊接拉杆或者在弹簧下压板与弹簧箱底座之间焊接拉杆的方式进行。

闭锁采用焊接方式, 属于动火作业, 需要布置设置严格的防护措施。大部分弹簧吊架位置较高, 周围环境复杂, 防护难度大, 工作时需要花费人力和时间进行防护。

弹簧吊架上可焊接部位有限, 只能在弹簧吊架观察窗部分进行焊接。大修结束后需要进行弹簧吊架进行解锁, 解锁时要将之前焊接在弹簧吊架上的拉杆切除。反复的焊接和切割会造成弹簧吊架上板、底板以及弹簧箱底板受焊接热影响变形并产生其它故障, 可焊接部位经过反复的焊接及切割, 几乎都是伤痕累累 (见图1所示) , 这些原因导致下次闭锁焊接时难度变大, 工作时间变长, 形成恶性循环。

蒸汽管道弹簧吊架闭锁工作处于电厂大修的关键路径上, 完成工作所需要的时间直接影响机组冷却时间。机组转热态时需要闭锁的支吊架数量较多, 准备和实施的工作量较大, 花费时间长达9h。

从原设计闭锁方案的实施情况可以看出, 虽然原设计闭锁方案可以有效地对弹簧进行保护, 但是却存在下列三个缺点, 第一, 动火作业, 防护困难;第二, 反复焊接、切开, 对焊接部位造成损伤;第三, 作业时间长。根据对作业过程的观察分析, 而且照成这些问题的原因既不是因为闭锁作业工作人员资质不满足要求, 也不是因为现场复杂的作业环境。造成这些问题的根本原因是闭锁方式不合理。因此, 为了保障设备安全运行, 提高电厂经济效益, 有必要对原设计闭锁方案进行优化。

3 闭锁方案优化

为了保护弹簧不被过量压缩, 必须有能承载支吊架承受的载荷的载体。初步确定了两个替代焊接的方案。第一, 使用手拉葫芦挂住弹簧吊架上下两端替代焊接拉筋承受蒸汽管道充水时额外产生的力;第二, 使用螺纹连接的方式替代焊接拉筋承受蒸汽管道充水时额外产生的力。经过现场调查, 发现使用手拉葫芦闭锁存在一些缺点, 首先手拉葫芦只能承受单向力, 其次很多支架上无手拉葫芦挂的位置, 还有就是这些需要闭锁的支架很多处于高空, 将手拉葫芦从地面运到闭锁位置也需要使用很多的人力。螺纹连接方式主要是需要在弹簧吊架适当的位置布置支撑点, 支撑点在首次实施闭锁时需要进行焊接, 焊接支撑点之后才能进行闭锁, 但是后续闭锁时直接安装螺栓、螺母即可。支撑点的焊接工作由于不会对支吊架行使功能产生影响, 可以提前安排进行, 这样不会占用大修关键路径。

首先针对这40个弹簧吊架按照承载力的大小, 弹簧箱的形式对弹簧吊架进行了分类。针对不同类别的弹簧吊架, 在弹簧箱底部或者上下托盘上选择不同的螺杆支撑方式。针对图2所示类型弹簧吊架, 分别在弹簧箱上板以及弹簧托盘上焊接两个中间开孔的支撑块。

针对无法在弹簧箱上板进行焊接, 选择在弹簧托盘以及弹簧箱下板焊接支撑块, 支撑块的大小根据弹簧箱观察窗尺寸大小进行确定, 支撑块开孔大小根据所需要螺杆的尺寸进行确定, 螺杆尺寸根据弹簧吊架承载情况进行确定。在弹簧吊架闭锁时, 安装螺纹拉杆和螺母, 支撑在两个支撑块之间, 防止弹簧被过量压缩;解锁时, 拆除一端支撑块上的螺母即可, 使其不影响弹簧托盘伸缩即可。

4 结语