阀系预紧力对减振器开阀点的影响分析_刘建勇

合集下载

汽车悬架减振器阀系开阀点的模糊识别

度之比。由筒式液压减振器的结构与工作原理可知，当其内部减
通常采用线性化方法，即将减振器视为具有线性阻尼特性，因此振液通流面积发生变化时，阻尼力与激振速度的变化梯度也变
引入等效线性阻尼系数的概念［２］。所谓等效线性阻尼系数指在化。因此，利用Ｃｖｅ可以识别开阀点。
相同的振幅和频率下，与一个非线性减振器相比，吸收同样能量
的线性减振器的线性阻尼系数。在一个给定的谐波周期，减振器
所吸收的能量为：
Ｅ＝!ＣＡ２!
（１）
式中：Ｅ — —— 每周期减振器所吸收的能量（Ｎ·ｍ）
Ａ — —— 振幅（ｍ）；
ω— —— 振动角频率（ｒａｄ／ｓ）；
Ｃ — —— 阻尼系数；
１２００１０００８００６００４００２００
示动曲线
由式４和图２可见，Ｃｖｅ反映了不同试验速度下减振器吸收能量的能力的差别，因此也反映了减振器内部阀系的工作状态。
２识别原理
把减振器在相邻两次示功试验中的每个周期内复原过程中
吸收的能量设为Ｅｆ１和Ｅｆ２，则：
Ａ
Ａ
Ａ
" " " △Ｅｆ＝Ｅｆ２－Ｅｆ１＝Ｐ（２Ｖ）ｄｓ－Ｐ（１Ｖ）ｄｓ＝［Ｐ（２Ｖ）ｄｓ－Ｐ（１Ｖ）］ｄｓ（５）
Ｖ（ｍ／ｓ）
－０．５－０．４－０．３－０．２－０．１０．００．１０．２０．３０．４０．５－２００
图１筒式液压减振器速度特性曲线Ｆｉｇｕｒｅ１．Ｖｅｌｏｃｉｔｙｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｃｕｒｖｅｏｆｔｕｂｅｈｙｄｒａｕｌｉｃｓｈｏｃｋａｂｓｏｒｂｅｒ

摩托车前减震器锁油阀分析与研究

摩托车前减震器锁油阀分析与研究贺阳【摘要】摩托车在行驶中,会遇到凹坑和障碍物,这种急剧的变化会使摩托车在行驶中发生不稳定状况,轻者手把跳动剧烈,前轮瞬间转动困难,重者撞底压死轮胎无法复位.锁油阀在跨骑摩托车上经常用到,其目的是防止摩托车前减震器撞底,在工作行程即将压缩到末段时,逐渐锁闭运动油快速泄流,利用剩余运动油的不可压缩性,确保前减震器前叉管与底筒“软”接触.本文着重于研究锁油阀在前叉管与底筒“软”接触的瞬间,如何产生有被“拖拽”感觉(如同橡胶软盖紧贴在玻璃上,被拽开瞬间的响声),有微弱异响产生,以及如何解决.【期刊名称】《摩托车技术》【年(卷),期】2016(000)012【总页数】6页(P43-48)【关键词】摩托车;前减震器;锁油阀【作者】贺阳【作者单位】常州豪爵铃木摩托车有限公司【正文语种】中文摩托车前减震器锁油阀Motorcycle Front shock absorber Lock oil valve摩托车在行驶中，会遇到凹坑和障碍物，这种急剧的变化会使摩托车在行驶中发生不稳定状况，轻者手把跳动剧烈，前轮瞬间转动困难，重者撞底压死轮胎无法复位。

为确保摩托车行驶中趋于稳定，路遇凹坑和障碍物时不至于对行驶状况影响过大，跨骑式摩托车前减震器在压缩行程末段设置了锁油阀系统，以防止路遇巨大凹坑时前减震器撞底；在复原行程末段设置了缓冲弹簧，缓解路遇巨大障碍时前减震器复位撞击。

了解缓冲阻力如何产生，研究锁油阀的目的在于掌握摩托车前减震器的舒适性调整方法，通过在锁油阀结构上的创新，可以得到不同的缓冲阻力，这也是前减震器设计时必须要注意的细节。

锁油阀（见图1）在骑式车前减震器中应用广泛，在踏板车上也有应用，但弯梁车前减震器中很少应用，主要是内部结构的限制，不具有足够安装的空间所致。

1.1 工作原理a）压缩侧前减震器运动压缩至接近工作行程最小极限时，需要有大于2倍以上的缓冲阻力，防止触底撞击。

设置在前叉管下端的锁油套和装在外筒下端的锁油杆闭合在一起，产生与前减震器压缩速度相对应的缓冲阻力，由此来缓和压缩最小时的触底撞击异响。

大通径滑阀阀体强度与配合间隙的优化设计

对大通径滑阀的研究尚属空白。
本文针对６ｍ通径的二位四通液动换向滑阀，５ｍ
去沉割槽圆角、制ｄ、控ｑＬ阀芯均压槽等细微特征。１２有限元模型．
假定：阀通过螺钉固定于阀块上工作。为减小滑运算规模又确保计算精度，进出油口、对沉割槽等结构不规则的区域采用１６号单元自由划分四面体网格，８
前言
易导致阀芯卡死，因此合理设计阀体尺寸及配合间隙
极其重要。
滑阀具有结构简单、口可控，开易于实现流量、压力控制等优点，泛应用于各类液压控制阀特别是换广向阀中。但滑阀各流道问靠阀芯与阀体之间的配合间隙密封，别是大通径滑阀的尺寸大，压力、度等特受温
２７０
０２４．５
导热系数／ｗ・（Ｋ）ｍ・
Ｃ阀体左视图）
３２
２９
５．Ｏ７
线性膨胀系数／Ｋ
图２大通径滑阀三维模型
１．ｅ１．ｅ６１．ｅ一０１一６１８一１３６
９２
２强度分析
液压与气动
变化的影响，整个配合面配合间隙可能发生很大的在变化，的位置间隙增大而有的位置间隙变小，隙大有间的位置泄漏超标影响系统正常工作，隙小的地方则间
＊＊｛｝｛｝＊・＊～｛卜＊

阀系参数对汽车减振器阻尼特性的影响

Automobile Parts 2021.01013Influence of Valve Parameters on Damping Characteristics ofAutomobile Shock Absorbers阀系参数对汽车减振器阻尼特性的影响收稿日期:2020-10-12作者简介:孙超(1980 ),男,本科,研究方向为汽车底盘试验㊂E-mail:24025403@㊂DOI :10.19466/ki.1674-1986.2021.01.002阀系参数对汽车减振器阻尼特性的影响孙超(同济大学汽车学院,上海201804)摘要:为了高效研究汽车减振器阀系参数变化对其阻尼特性的影响㊂以汽车广泛使用的非线性液压减振器为研究对象,结合减振器阻尼元件受力分析,运用MATLAB 软件建立减振器特性仿真模型,通过仿真数据与台架试验数据拟合度分析验证了所建模型的可靠性;进而利用仿真模型对减振器阀系展开敏感性因素分析,得到了对阻尼特性影响显著的阀系参数;研究了3个速度段的减振器阀系影响因素㊂结果表明:复原及压缩节流阀片对减振器低速工作影响显著;复原及压缩弹簧及阀片组对减振器中速工作影响显著;复原及压缩孔开孔面积对减振器高速工作影响显著㊂关键词:液压减振器;阀系参数;阻尼特性中图分类号:U463.33Influence of Valve Parameters on Damping Characteristics of Automobile Shock AbsorbersSUN Chao(School of Automotive Studies,Tongji University,Shanghai 201804,China)Abstract :In an effort to effectively examine the influence of variations in valve parameters of automobile shock absorbers on the dampingcharacteristics,takes the widely-used nonlinear hydraulic shock absorbers as the research object,the force of damping elements of the shockabsorbers was analyzed,the MATLAB software was applied to set up a simulation model for shock absorber characteristics,and the reliability of the model was verified via curve fitting analysis on simulation data and bench test data.On top of that,the simulation model was furtherused to carry out sensitive factor analysis on the valve system,thereby obtaining valve parameters that have significant influence on dampingcharacteristics.The influence factors of shock absorber valve system in three velocity segments were studied.The results show that the re-bound and compression throttle valve disc can significantly influence shock absorber low-speed work,the rebound and compression spring andvalve disc group can significantly influence shock absorber medium-speed work,the rebound and compression hole area can significantly influ-ence shock absorber high-speed work.Keywords :Hydraulic shock absorbers;Valve parameters;Damping characteristics0㊀引言随着国内汽车工业高速发展以及人们对汽车认识的不断成熟,使得用户对汽车性能和品质的要求越来越高㊂底盘性能是衡量一辆汽车性能好坏的主要内容,减振器作为底盘系统的重要部件其性能直接影响汽车操稳性和平顺性㊂国内厂商对减振器内部结构及阻尼特性研究一般还停留在实物分析结合台架试验的传统方法,这种方法成本高㊁试验周期长且不具备预测性,已无法满足国内厂商快节奏研发的需要[1]㊂由于国内减振器阀系研究起步较晚缺乏经验积累加之国外技术保密,造成相关技术发展缓慢,以往国内减振器阀系调校项目一般是由国外技术人员所主导㊂通过减振器阀系结构参数对性能影响的研究可为减振器阀系自主调校提供参考和指引,在降低研发费用的同时也可为整车自主研发打下基础㊂1㊀双筒液压减振器工作原理及阀系结构1.1㊀液压减振器工作原理减振器在工作循环中的压力降决定了其阻尼力大小㊂从双筒液压减振器工作原理可看出减振器阻尼特性受到其内部阀系影响较大,双筒式液压减振器工作原理按图1所示分为复原行程和压缩行程㊂图1㊀双筒液压减振器工作原理复原行程:当活塞总成和活塞杆向上运动,油液通过活塞2021.01 Automobile Parts014Influence of Valve Parameters on Damping Characteristics of Automobile Shock Absorbers阀系参数对汽车减振器阻尼特性的影响常通缝隙或孔(图中未画出)和复原阀从减振器缸筒上油腔流向下油腔,因为活塞杆会占一部分体积,所以从上油腔流向下油腔的油液无法完全填充下油腔体积增加部分,此时储油腔中部分油液便会经过底阀上的补偿阀及常通缝隙或孔(图中未画出)流向下油腔㊂压缩行程:当活塞总成及活塞杆向下运动,油液通过活塞的常通缝隙或孔(图中未画出)及流通阀从减振器缸筒下油腔流向上油腔,因为活塞杆会占一部分体积,从下油腔流到上油腔的油液量大于上油腔体积增加量,此时下油腔部分油液会经过底阀的常通缝隙或孔(图中未画出)和压缩阀流向储油腔㊂通过上述工作原理,可知在减振器复原和压缩往复运动过程中,缸筒内的油液反复经过常通缝隙或孔及阀体产生压力降从而消耗部分能量;此外,孔壁和油液之间摩擦以及油液分子内部摩擦会形成阻尼力并产生热量散发到大气中从而消耗能量㊂与此同时,作用在活塞杆上的阻尼力会跟随活塞杆运动速度变化以及其内部阀系开启(开阀)而改变㊂所以液压减振器就是通过其内部阀系元件节流的方式将来自于车轮及车身的振动转化为能量消耗,从而达到衰减振动的目的[2],阀系元件特性对于减振器特性有决定性的影响[3]㊂1.2㊀减振器阀系结构从图2减振器阀系结构可以看出,复原阀系主要是由活塞阀座㊁各类阀片㊁活塞孔㊁复原弹簧㊁紧固螺母和调节螺母等组成;压缩阀系主要组成部分是压缩阀体㊁各类阀片及阀片组㊁压缩阀孔㊁弹簧等㊂这些阀系元件参数的不同组合使减振器拥有不同的阻尼特性㊂图2㊀减振器阀系结构图2　双筒液压减振器的建模仿真与台架验证2.1㊀减振器阻尼力分析将减振器活塞及活塞杆作为整体进行受力分析,以复原行程为例可得图3活塞阻尼力简化模型㊂从模型中可知减振器复原行程阻尼力是由活塞杆及活塞阀体运动摩擦力㊁活塞上腔压力㊁大气压力及活塞下腔复原力综合作用形成㊂图3㊀活塞阻尼力简化模型2.2㊀减振器特性仿真的数学模型文中通过对乘用车后减的非线性速度特性分析,结合减振器阻尼元件受力分析,建立减振器特性仿真计算模型为:F =F f =pS h (v ȡ0)F y =pS g (v ɤ0)式中:p 为节流压差,S h 为活塞面积,S g 为活塞杆面积㊂图4㊀液压减振器仿真数学模型Automobile Parts 2021.01015从减振器工作原理可知,减振器复原及压缩行程中会出现各类节流阀体因内部阀片被油液压力顶开而开启(开阀),节流阀在开阀前和开阀后有着不同的节流阻尼特性,所以在同一行程中需根据活塞运动的速度不同,使用分段计算模型分别计算开阀前后的阻尼力㊂一般非线性减振器在压缩和复原行程中会有二次开阀,设二次开阀速度为v k1和v k 2,得到图4液压减振器仿真数学模型图㊂根据仿真数学模型可以在MATLAB 中分别建立复原阻尼㊁压缩阻尼及其他阻尼的Simulink 模块㊂将建立好的各个模块连接起来便可建立完整的减振系统Simulink 模型,得到图5液压减振器阻尼模型图㊂图5㊀液压减振器阻尼模型图 2.3㊀运动外特性仿真减振器外特性是指阻尼力与位移特性和阻尼力与速度特性㊂如图5要进行减振器外特性仿真,应先将减振器各类设计参数输入物理模型,包括阻尼元件结构参数及油液特性参数等㊂然后将谐波运动信号加载到已建立的减振器数学模型中,包括谐波幅度和频率㊂这样便可利用减振器物理和数学模型通过加载谐波运动信号,实现对减振器特性的仿真㊂2.4㊀仿真结果台架实验验证根据一般道路条件,采用减振器阻尼系统模型,假定活塞运动是一个行程为50mm 的正弦波,以激励速度为0.052㊁0.13㊁0.26㊁0.39㊁0.52,1.04m /s 这6个速度工况对某品牌乘用车非线性后减振器进行仿真,得到图6MATLAB 外特性仿真曲线㊂由图6(a )可以看出,减振器位移曲线比较饱满且左右对称,并未出现空程与畸变,说明该减振器性能比较优良;由图6(b )可以看出,减振器复原力和压缩力随着运行速度上升而逐渐增大,减振器复原力在各速度点下均大于压缩力,这与减振器实际运行情况相符㊂依据QC /T 545汽车筒式减振器台架试验标准,将对标后减振器以行程约1/2的状态为中间位置安装在减振器示功机上,以50mm 为最大振幅,以速度为0.052㊁0.13㊁0.26㊁0.39㊁0.52,1.04m /s 的振动激励进行台架测试,得到图7台架实验减振器外特性曲线㊂图6㊀MATLAB 外特性仿真曲线Influence of Valve Parameters on Damping Characteristics of Automobile Shock Absorbers阀系参数对汽车减振器阻尼特性的影响2021.01 Automobile Parts016图7㊀台架试验减振器外特性曲线表1㊀数据对比运行速度v /(m ㊃s -1)仿真数据/N 实际数据/N 相对误差/%0.052复原力112109 2.75压缩力1081177.690.13复原力282272 3.68压缩力1981828.790.26复原力5646148.14压缩力238242 1.650.39复原力5926539.34压缩力298306 2.610.52复原力6306939.09压缩力408387 5.431.04复原力846907 6.73压缩力5986477.57通过台架试验得到的外特性曲线与仿真曲线进行比较㊂最大的区别是仿真结果的对称性和完整性更好㊂表1将仿真结果与台架试验结果进行对标,虽然有一定误差,但极限误差均在工程允许范围内,验证了在MATLAB 中建立的模型的可参考性㊂3　减振器阀系敏感性因素分析通常一款减振器试制完成后还需要进行装车调校过程,减振器内各阀系有几十种元件上百种组合,为使减振器工作更加柔和流畅,采用不同数量不同类型节流阀片叠加的方法正成为主流[5]㊂如何在短时间内找到最优的阀系组合,这就需要对减振器阀系内部进行研究,找到影响减振器阻尼特性的敏感因素㊂文中基于MATLAB 仿真模型发现调整减振器部分阀系参数会对减振器阻尼特性产生影响,现将影响显著参数按复原(活塞)阀系及压缩阀系分别总结如下㊂3.1㊀复原节流阀片开口面积影响复原节流阀片开口面积由开口数㊁开口宽度及开口厚度(即阀片厚度)决定㊂图8为节流阀缺口面积对减振器阻尼力影响㊂图8㊀节流阀缺口面积对减振器阻尼力影响Influence of Valve Parameters on Damping Characteristics of Automobile Shock Absorbers阀系参数对汽车减振器阻尼特性的影响Automobile Parts 2021.01017㊀㊀由图可看出,开口面积发生改变后(0.61mm 2变为0.54mm 2),激励速度在0~0.15m /s 之间的复原及压缩阻尼力均明显变大,激励速度在0.15~0.5m /s 之间的复原及压缩阻尼力变动幅度逐渐减小,当激励速度超过0.5m /s 时,其减振器阻尼力改变较少,由此说明复原节流阀片缺口面积主要控制减振器低速段(激励速度在0~0.15m /s 之间)阻尼力㊂3.2㊀复原弹簧预紧力影响图9为复原弹簧预紧力对减振器阻尼力影响,由图可看出改变复原阀系弹簧预紧力后(20N 变为23N ),激励速度在0~0.15m /s 之间时复原阻尼力几乎没有改变,当激励速度超过0.15m /s 时其复原阻尼力开始变大,说明复原弹簧预紧力主要控制减振器复原中㊁高速段(激励速度0.15m /s 以上)阻尼力㊂图9㊀复原弹簧预紧力对减振器阻尼力影响3.3㊀活塞孔开孔面积影响在活塞孔数量和孔径一定的情况,活塞孔开孔面积一般由覆盖在孔上的活塞阀片直径决定,阀片直径越大(覆盖面越大)开孔面积越小,直径越小(覆盖面越小)开孔面积越大㊂图10为活塞孔阀片对减振器阻尼力影响,由图10可看出,活塞阀片直径变化后(14mm 变为13mm ),激励速度在0~0.5m /s 之间时复原及压缩阻尼力几乎没有改变,激励速度超过0.5m /s 时复原段阻尼力开始逐渐变小,说明活塞阀片直径主要控制减振器复原高速段(激励速度0.5m /s 以上)阻尼力㊂图10㊀活塞孔阀片对减振器阻尼力影响Influence of Valve Parameters on Damping Characteristics of Automobile Shock Absorbers阀系参数对汽车减振器阻尼特性的影响2021.01 Automobile Parts0183.4㊀压缩阀弹簧片组影响从图11可看出,改变弹簧片数量后(5变4),激励速度在0~0.15m /s 之间压缩段阻尼力几乎没有改变,激励速度在0.15~0.5m /s 之间压缩段阻尼力开始逐渐变小,激励速度0.5m /s 之后的高速段阻尼力变小更为明显,说明压缩弹簧片组主要控制压缩段中㊁高速阻尼力㊂图11㊀压缩阀弹簧片组对减振器阻尼力影响㊀㊀压缩阀其他主要影响因素㊂基于上述研究同样可以得到压缩阀其他主要影响因素,例如压缩阀节流阀片影响,压缩阀预紧弹簧的预紧力及弹簧刚度影响,压缩阀流通孔面积影响㊂通过对市场上主流减振器类型进行研究,将减振器阀系影响因素分3个速度段总结出如下规律:第一级:低速段(激励速度0~0.15m /s ),影响因素为复原阀及压缩阀节流阀片或节流槽(有部分阀系通过阀体刻流通槽来实现低速段阻尼力控制);主要影响小起伏路况车身运动的控制;第二级:中速段(0.15~0.5m /s ),影响因素为复原及压缩阀弹簧,复原及压缩阀弹簧片组;中速段属于低速和高速的过渡区域,对舒适性影响较大,如果中速段的阻尼过渡的柔和顺滑,则舒适性相对较好;第三级:高速段(0.5m /s 以上),影响因素为复原阀孔及压缩阀孔开孔面积;主要影响车轮跳动的约束,以及在车辆快速经过大的路面起伏(飞跳㊁大坑等)时车身姿态㊂4㊀结束语文中阐述了减振器工作原理,通过减振器阻尼元件受力分析运用MATLAB 软件对减振器内部阀系进行了仿真,得到了以下成果:(1)基于减振器数学模型使用MATLAB 软件对减振器内部阀系和减振器外特性进行了仿真,得到了减振器外特性仿真曲线,通过仿真数据与样件台架试验结果拟合度分析,验证了在MATLAB 中所建模型的正确性;(2)利用MATLAB 模型进行了减振器阀系敏感性因素分析,得到了对阻尼特性影响显著的减振器阀系参数;(3)将减振器阀系影响因素分3个速度段进行总结,为减振器试制㊁调校提供参考㊂参考文献:[1]黄胜.汽车双筒式减振器阻尼特性仿真[D].武汉:华中科技大学,2007.[2]刘延庆,张建武.液压减振器非线性动态仿真和试验[J].汽车工程,2002,24(2):152-156.LIU Y Q,ZHANG J W.Nonlinear dynamic simulation for hydraulicshock absorber [J].Automotive Engineering,2002,24(2):152-156.[3]吕振华,伍卓安,李世民.减振器节流阀非线性特性的有限元模拟分析[J].机械强度,2003,25(6):614-620.LU Z H,WU Z A,LI S M.Finite element simulation of nonlinear dy-namic characteristics of hydraulic damper s valve[J].Journal of Me-chanical Strength,2003,25(6):614-620.[4]周长城.汽车减振器设计与特性仿真[M].北京:机械工业出版社,2012.[5]周长城,顾亮.筒式减振器叠加节流阀片开度与特性试验[J].机械工程学报,2007,43(6):210-215.ZHOU C C,GU L.Superposition throttle-slices opening size andcharacteristic test of telescope-damper[J].Chinese Journal of Me-chanical Engineering,2007,43(6):210-215.Influence of Valve Parameters on Damping Characteristics of Automobile Shock Absorbers阀系参数对汽车减振器阻尼特性的影响。

汽车悬架减震器活塞阀系分析

汽车悬架减振器活塞阀系分析一、概述汽车悬架减振器是非常重要的悬架部件。

随着客户对汽车性能要求的提高，特别是乘坐舒适性的要求，而减振器对舒适性的影响是比较大的方面。

对舒适性要求的提高也是对减振器性能要求的提高。

所以，减振器除需要提供稳定准确的阻尼力值，还要有足够的寿命做保证，同时也要避免异常噪音的产生。

只有这几个主要方面达到要求，才能实现与悬架的合理匹配与满足舒适性的要求。

当前以充气式液压减振器作为市场的主流，本文所述也是充气式液压减振器的最常用的结构。

影响减振器性能的因素是多方面的，这里主要分析常用的三种活塞阀系结构的一些特点，并提出制造过程中的一些问题和解决办法。

活塞阀系是在悬架弹簧复原时的减振器产生阻尼力的最主要部件。

根据不同的簧载质量，弹簧复原时必须给予不同的、但必须合适的阻尼匹配，才能达到乘坐舒适性和操作稳定性。

减振器的拉伸（复原）阻力与弹簧的复原力是反向的。

而减振器压缩阻力与弹簧压力是同向的，有抵抗压缩变形的作用。

实际计算阻力值首先是确定活塞的拉伸（复原）阻力。

减振器是大批量生产的产品，装配一次性合格率是生产效率和阻力值稳定的重要指标，特别是大批量生产方式的制造工艺。

活塞阀系结构的设计是否合理也是保证高装配合格率的重要保证。

所以对结构的分析研究，并明确每种结构的特点和组成零部件的作用，对减振器与汽车悬架的良好匹配性能和制造装配工艺是非常有意义的。

只有保证减振器准确的内特性，才能实现减振器所需要的理想的外特性。

减振器活塞阀系的种类较多，每种结构都有其优缺点，随着使用和制造中发现的优缺点，有些结构经过改进，已成为市场选择的主流，得到大批量的使用，有些结构已逐步淘汰。

二、三种常用的活塞阀系结构分析（一）纯阀片式图一是常用的一种纯阀片结构活塞装配图。

a为活塞部件装配图，b图为拉伸阀局部放大图。

流通阀垫圈节流片流通阀片活塞活塞环垫圈螺母调节片a b图一减振器的活塞由两个阀系组成，一是下部的拉伸阀，是形成拉伸阻力的；二是上部的流通阀，是压缩方向减振器油经活塞过油的阀门，即压缩时阀门打开，打开的方式是流通阀片端面靠油压的作用，随着流通阀垫圈的锥形面的形状产生变形。

阀门刚度对管道抗震分析的影响研究

阀门刚度对管道抗震分析的影响研究摘要：在核电站设计前期，阀门还未采购验收，为了保证工程进度，管道抗震分析中对阀门部件的处理一般都是按其所接管道外径建模并赋三倍管道壁厚来处理。

而实际上这样的处理方式在某些情况下并不能保证阀门计算模型跟阀门实际结构等效，这种结构上的差异在力学特性上主要体现在刚度上，而刚度是抗震的重要影响因素。

研究阀门刚度对管道抗震分析的影响，选取管道实例进行核算，保证管道设计的安全。

关键词：阀门刚度；管道；频率；抗震分析1 引言在核电站设计前期，阀门还未采购验收，为了保证工程进度，管道抗震分析中对阀门部件的处理一般都是按其所接管道外径建模并赋三倍管道壁厚来处理。

为了满足阀门的抗震需求，在核级阀门采购规格书中，一般要求供货商设计制造的阀门的一阶固有频率大于33Hz，满足这个要求的阀门可认为是刚性的阀门，采用三倍管厚建模多数情况下能保证阀门的有限元模型（FEM）一阶固有频率大于33Hz，这种情况下此种建模处理方式是合理的。

而实际上，由于控制等功能要求以及设计上的限制，部分阀门能动端重量较大，这种阀门一般一阶固有频率会小于33Hz，这些情况下，由于阀门刚度不够，以上的建模处理方式并不能保证阀门计算模型跟阀门实际结构等效，需要抗震设计人员对阀门FEM进行修正进行重新核算。

通常情况下，阀门的重量重心等数据很容易保证阀门FEM跟真实情况一致，因此以上FEM跟真实结构的差异在力学特性上主要体现在刚度上，而刚度是抗震的重要影响因素。

阀门通常是管道系统中的一个部件，跟管道是耦合结构，阀门刚度的失真会影响到与之连接的管道的抗震分析结果。

文中通过分析研究阀门刚度对管道抗震分析的影响，选取管道实例进行核算比较，以保证管道设计的安全。

2阀门模型的处理2.1 研究对象文中研究的管系对象模型如图1所示，管系中包含2处贯穿件接口，12个支架，2个阀门部件，阀门阀杆上设置有支架。

管道使用的材料为20号钢，在管道分析程序SYSPIPE中选用性能参数相当的TU42C来进行分析计算。

带预紧力受剪螺栓连接刚度分析

C A M E O 楷模C A E 案例库w w w .c a m e o .o r g .c n 2007年8月强度与环境Aug.2007第34卷第4期 STRUCTURE & ENVIRONMENT ENGINEERING V ol.34, No.4带预紧力受剪螺栓连接刚度分析张永杰孙秦（西北工业大学航空学院，西安 710072）摘要:为了很好的模拟带预紧力受剪螺栓的复杂应力状况，本文应用ANSYS 非线性接触算法对螺栓连接进行了仿真，利用降温法模拟了螺栓的预紧力，给出了螺栓连接刚度计算公式，通过一系列不同厚度构件的螺栓连接刚度计算，得到了构件厚度与螺栓连接刚度间的关系曲线；为复杂结构中螺栓连接的简化计算提供了可靠参考依据。

关键词：ANSYS; 接触; 降温法; 螺栓连接刚度中图分类号:TH122 文献标识码: A 文章编号:1006-3919(2007)04-0022-04Sheared bolt joint stiffness analysis with pre-tightened forceZHANG Yong-jie SUN Qin(School of Aeronautics, NPU, Xi’an, 710072, China)Abstract ：Nonlinear contact arithmetic of ANSYS is applied for simulating complex stress of sheared bolt with pre-tightened force and emulating bolt joint well. By cool method, pre-tightened force of bolt is caused. In this paper, we present a computational formula of bolt joint stiffness, and obtain relative curve between bolt joint stiffness and thickness of components by varying thickness of components. Reliable references are provided for simplified computation of bolt connection from complex structure. Key words: ANSYS; contact; cool method; bolt joint stiffness1 引言对于复杂结构进行有限元分析时，常常遇到很多螺栓连接的情况，根据受力情况不同可分为受拉螺栓与受剪螺栓，本文主要讨论的是受剪螺栓的联接问题。

基于超张拉伸的高强度螺栓预紧力控制方法

Value Engineering1概述大型风力发电机组各大部件之间主要采用高强度螺栓连接，常用的螺栓紧固方法主要有扭矩法和拉伸法两种。

扭矩法在紧固螺栓的过程中需要克服螺纹副之间、螺母与垫圈之间的摩擦力，以及工具拧紧螺栓时弯曲、扭转变形造成的力矩损耗。

根据工程经验，一般只有10%~20%的扭矩转换为螺栓最终的预紧力，而且预紧力的分散范围比较大。

拉伸法避免了螺栓紧固时摩擦力对预紧力的影响，是行业内普遍认为较优的螺栓紧固方式。

拉伸法首先将螺栓拉伸后，再将螺母旋至与安装面贴合夹紧被连接件。

在液压拉伸器的拉伸力卸载后，螺栓、螺母、垫圈、安装面首次承受载荷而发生弹性变形，被连接件厚度趋于减薄，螺栓残余预紧力小于施工的拉伸力。

在拉伸施工后一定时间内，由于螺栓组和被连接件应力释放、安装面塑性变形，进一步加剧预紧力的衰减。

为了最大程度避免拉伸法对螺栓预紧力衰减的影响，本文提出了超张拉伸补偿预紧力衰减的方法，通过理论假设和实际工况验证，对超张拉伸的参数选择、施工过程、适用范围做了初步探讨，为制定螺栓紧固施工工艺提供依据。

2理论模型螺栓预紧力的作用是压紧安装面，使被连接件在工作载荷作用下仍有足够的摩擦力抵抗工作载荷的切向分量，避免被连接件之间的滑移，乃至螺栓杆部直接受工作载荷剪切力的破坏，这是决定螺栓紧固时最小预紧力的主要因素。

超声波测量螺栓预紧力是一种成熟的测量技术，由脉冲发生器、超声波拾取器、温度传感器、测量分析软件等组成[1]，测量具有无损、快捷、经济环保的特点。

根据声弹性原理，在弹性变形范围内超声波的传播速度与螺栓所受的应力大小成反比，通过试验标定获得应力与超声波传递速度的变化关系，按照螺栓紧固前和紧固后超声波轴向传播时间差[1]，实现螺栓预紧力的高精度测量。

实际操作时，用超声波测量仪测量螺栓在紧固过程中预紧力随时间的变化数据，根据测量数据绘制螺栓预紧力衰减曲线，基于衰减曲线计算得到预紧力的衰减比例R 。

由目标预紧力F 0和预紧力衰减比例R 获得超张拉伸力Fc ，以超张拉伸力Fc 为最终施工拉伸力对螺栓进行分级紧固，使螺栓预紧力衰减后的残余预紧力Fw′能够更加接近目标预紧力F 0，降低由于螺栓残余预紧力与目标预紧力之间的偏差导致螺栓连接强度不足而引发的风险[2]。

2D电液比例换向阀阀芯卡紧力分析

２D 电液比例换向阀阀芯卡紧力分析刘国文１,２㊀阮㊀健１㊀李㊀胜１㊀孟㊀彬１㊀左希庆１,２１．浙江工业大学特种装备制造与先进加工技术教育部重点实验室,杭州,３１００１４２．湖州职业技术学院,湖州,３１３０００摘要:针对２D 电液比例换向阀阀芯卡滞现象,应用缝隙流动原理,对２D 阀芯有无偏心情况下的径向卡紧力进行系统理论分析,得到２D 阀芯液压卡紧力计算方法;运用MA T L A B 软件进行数值计算,得出２D 阀芯径向卡紧力与偏心量和高低压孔夹角间的关系;根据２D 阀特性,提出２D 电液比例换向阀阀芯改进措施,应用F l u e n t 软件对阀芯表面的流场进行C F D 仿真分析,比较了改进前后的流速矢量和压力分布情况,验证了改进措施的正确性.改进后的２D 电液比例换向阀在中高压实验中无卡滞现象出现,实现了高压大流量的比例控制.关键词:２D ;电液比例换向阀;卡滞;径向力;缝隙流动中图分类号:T H １３７㊀㊀㊀㊀㊀㊀D O I :１０．３９６９/j．i s s n ．１００４１３２X．２０１５．１５．００２A n a l y s i s o f S p o o l C l i p i n g F o r c e f o r ２DE l e c t r o h y d r a u l i cP r o po r t i o n a l D i r e c t i o n a l V a l v e L i uG u o w e n １,２㊀R u a n J i a n １㊀L i S h e n g １㊀M e n g B i n １㊀Z u oX i q i n g１,２１．K e y L a b o r a t o r y o f S p e c i a l P u r p o s eE q u i p m e n t a n dA d v a n c e dP r o c e s s i n g T e c h n o l o g y,M i n i s t r y o fE d u c a t i o n ,Z h e j i a n g U n i v e r s i t y o fT e c h n o l o g y ,H a n gz h o u ,３１００１４２．H u z h o uV o c a t i o n a l&T e c h n i c a l C o l l e g e ,H u z h o u ,Z h e j i a n g,３１３０００A b s t r a c t :T o s o l v e c l a m p i n g m a l f u n c t i o no f t h e s p o o lw h i c hw a s c a u s e d i n t h e ２De l e c t r o h yd r a u Ｇl i c p r o p o r t i o n a lv a l v eu n de rh i g h p r e s s u r es i t u a t i o n ,a p p l i c a t i n g t h et h e o r y ofg a p fl o w ,t h er a d i a l f o r c e o f ２Dv a l v eu n d e r e c c e n t r i c a n dn o n e c c e n t r i c s i t u a t i o n sw a s s y s t e m a t i c a l l y a n a l y z e da n da c o m Ｇp u t a t i o n a l f o r m u l a o f ２Dv a l v e c l a m p i n g f o r c ew a s d e d u c e d ．U s i n g s o f t w a r eMA T L A B t h e a n a l y s i s r e Ｇs u l tw a s c a l c u l a t e d t o g e t t h e r e l a t i o n s h i p b e t w e e n２Dv a l v e c l a m p i n g f o r c e a n d t h e e c c e n t r i c i t y wi t h t h e a n g l eb e t w e e n t h eh i g h p r e s s u r ea n d l o w p r e s s u r eh o l e s ．B a s e do nt h e２Dv a l v e s p r o p e r t y ,t h e i m p r o v e m e n tm e a s u r e s o f s o l v i n g s p o o l c l a m p i n g ma l f u n c t i o nw e r e p u t f o r w a r d ,T h e f l o wf i e l d o f t h e s p o o l s u r f a c ew a sC F Ds i m u l a t e d a n d a n a l y s e db y u s i n g F l u e n t s o f t w a r e ．B a s e do n t h e v e l oc i t y ve c t o r a n d p r e s s u r e d i s t r i b u t i o nof t h e s p o o l ,t h e i m p r o v e m e n tm e a s u r eo f s o l v i ng s p o o l c l a m p i n g ma l f u n c Ｇt i o n i s p r o v e d c o r r e c t ．T h e d e s i g n p h i l o s o p h y o f ２De l e c t r o h y d r a u l i c p r o p o r t i o n a l v a l v e i s i m pr o v e d ,h i g h p r e s s u r e a n d l a r g e f l o w p r o p o r t i o n a l c o n t r o l i s a c h i e v e d i n i m p r o v e d ２De l e c t r o h y d r a u l i c p r o p o r Ｇt i o n a l v a l v e ．K e y wo r d s :２D ;e l e c t r o h y d r a u l i c p r o p o r t i o n a l v a l v e ;c l a m p i n g ;r a d i a l f o r c e ;g a p f l o w 收稿日期:２０１４１０１１基金项目:国家自然科学基金资助项目(５１３７５４４５);国际科技合作专项资助项目(２０１１D F A ７２６９０);浙江省自然科学基金资助项目(L Z １３E ０５０００２);湖州市科技局基金资助项目(２０１３Y Z １０)０㊀引言现有的电液比例换向阀一般采用直动式结构和导控式结构两种设计方案[１].直动式比例换向阀或流量阀一般采用滑阀结构,因此容易受到摩擦力及油液污染的影响出现卡滞现象[２].导控型电液比例阀一般采用直动式比例换向阀作为导阀,要获得较好的比例控制特性,导阀阀芯与阀芯孔之间必须具有较好的配合精度,否则容易出现卡滞现象,并在主阀上放大,对整个比例阀的特性产生较严重的不利影响.２D 电液比例换向阀集直动㊁导控于一体,它通过压扭联轴器将２D 换向阀与比例电磁铁相结合,使其兼具直动式和导控式电液比例换向阀的优点,实现高压大流量的比例控制.与传统滑阀一样,２D 电液比例换向阀也存在液压卡紧的现象,主要表现为:中高压(如１５M P a 以上时)情况下,阀芯卡紧力加大,导致流量无法上升.究其原因,其实质都是由于油液的压力引起阀芯所受的径向力不平衡导致的[３].不同于传统滑阀的是,２D 电液比例换向阀可灵活利用其旋转自由度在具体结构设计上消除径向不平衡力,且２D 电液比例换向阀特有的双自由度换向从根本上避免了由液压油污染造成的液压卡紧现象.经过合理设计,可以降低甚至杜绝卡紧故障的发生.因此本文对２D 电液比例换向阀阀芯卡紧现象及其径向力作系统分析,有助于２D 电液比例换向阀的优化设计及性能提高,及５９９１ Copyright ©博看网. All Rights Reserved.２D阀设计理论体系完善.１㊀传统阀芯卡滞分析滑阀副几何形状误差和同轴度变化所引起的径向不平衡液压力(即卡紧力)是传统阀芯产生液压卡紧现象的主要原因.当阀芯有一定锥度(锥部大端面向高压腔)时,此时轴心线平行但有偏心,从而产生径向不平衡力,该力使得阀芯与阀孔间的偏心距变大,当两者表面接触时,径向不平衡力最大.当阀芯表面有凸起且在阀芯高压端时,阀芯与阀孔的中心线不再平行,此时径向不平衡力最大,该力将阀芯的高压端凸起部分推向孔壁[３].当阀芯所受的径向力变大并超过一定程度时,阀芯与阀孔之间的油膜被破坏,阀芯与阀孔间的摩擦变成半干摩擦乃至干摩擦,能够将阀芯直接卡死.２㊀２D阀阀芯卡滞分析２．１㊀２D阀阀芯结构及原理２D电液比例换向阀阀芯结构如图１所示,其两端台肩上按一定角度分布一对高低压孔(b㊁c 和d㊁e),两个高压孔P口通过阀芯内部通道相连,低压孔通过T口相通;阀芯两端的高低压孔与阀体上的直槽感受通道相交,形成两个微小的开口面积,串联构成液压阻力半桥,感受通道与两端敏感腔相通,从而控制敏感腔的压力变化[４].当阀芯旋转时,高低压孔与感受通道相交的面积发生变化,导致两端敏感腔压力发生变化,压力差使阀芯轴向失去平衡产生向左或向右的移动[４].图１㊀阀芯结构２．２㊀２D阀阀芯缝隙流动分析由２D阀阀芯结构可知,图２中阀芯台肩上高压孔向低压孔的泄漏流动可近似认为是倾斜壁面缝隙间的流动,其间隙高度是转角的函数[５].由于缝隙是微小量,故其泄漏量为Q＝－b h３θ１２μr０d Fdθ(１)d F＝－１２Cμr０b h３θdθ(２)式中,Q为泄漏量,L/m i n;b为间隙宽度,mm;hθ为间隙高度,mm;μ为油液动力黏度,P a s;r０为阀芯半径, mm;d F为微小卡紧力,N;dθ为微小转角,(ʎ);C为流量系数,取为０．６２.理想状态下,２D阀阀芯无偏心,间隙高度hθ为定值,由式(２)可知图２中上侧压力与下侧压力相等,该力在同一方向上合力大小相等,方向相反,因此只会产生微小阻力矩,不会导致卡紧现象产生,其受力分布如图３所示.图２㊀感受通道与高低压孔位置关系图３㊀无偏心时压力分布２D阀阀芯发生旋转或由其他原因引起偏心时,间隙hθ随转角θ发生变化,导致上下侧压力分布发生变化,如图４所示,由于油液始终从高压孔向低压孔泄漏,上侧缝隙流动为从Pᶄ到T,下侧流动为从P到Tᶄ,可判定Pᶄ到T为渐扩缝隙流动,P到Tᶄ为渐缩缝隙流动.图４㊀有偏心时压力分布对于渐扩缝隙流动,由伯努利方程可知,其流速会增大,因而其压力会减小.由图４可得６９９１ Copyright©博看网. All Rights Reserved.h θ１＝l A B ＝l O B －l O A ＝r ０－(r i ＋e c o s θ)＝δ－e c o s θ(３)δ＝r ０－r i式中,l A B 为A ㊁B 两点的距离;l O B 为O ㊁B 两点的距离;l O A为O ㊁A 两点的距离;r i 为偏心时圆心与壁面的距离变量;e 为偏心距.对于渐缩缝隙流动,同样由伯努利方程可知,其流速会减小,因此其压力会增大,可得h θ２＝l A B ＝l O B －l O A ＝r ０－(r i －e c o s θ)＝δ＋e c o s θ(４)由于δ和e 同为微小量,为计算方便,可近似认为δʈe(５)由式(２)和式(３)得到渐扩缝隙流动中F 对θ的微分式为d F １＝－１２Q μr ０be ３(１－c o s θ)３d θ(６)由式(２)和式(４)得到渐缩缝隙流动中F 对θ的微分式为d F ２＝－１２Q μr ０b e ３(１＋c o s θ)３d θ(７)令k ＝－１２Q μr ０b e３对式(６)积分得F A １＝－k ４(１５c o t ５θ２＋２３c o t ３θ２＋co t θ２)(８)θɪ(－θ０,π－θ０－２φ)式中,θ０为阀芯偏心量;φ为高低压孔半夹角;F A １为对上壁面积分得到的压力.对式(７)积分得F A ２＝k ４(１５t a n ５θ２＋２３t a n ３θ２＋t a n θ２)(９)θɪ(π－θ０,２π－θ０－２φ)式中,F A ２为对下壁面积分得到的压力.F A １和F A ２在水平方向和垂直方向上的分量分别为F A １X ＝F A １c o s θ㊀㊀F A ２X ＝F A ２c o s θF A １Y ＝F A １s i n θ㊀㊀F A ２Y ＝F A ２s i n θ}(１０)由此可得,２D 阀芯水平和垂直方向的卡紧力分别为F X ＝F A ２c o s θ－F A １c o s θ(１１)F Y ＝F A ２s i n θ－F A １s i n θ(１２)由此可得２D 阀芯径向卡紧合力为F ＝F ２X ＋F ２Y ＝F A ２－F A １(１３)F A ２ɪ(－θ０,π－θ０－２φ)F A １ɪ(２π－θ０－２φ,π－θ０)２．３㊀２D 阀芯卡紧力数值计算利用MA T L A B２０１２b 软件对式(１３)进行偏导数求极值法计算[６],可知当θ０＝π１６,φʈπ４时,卡紧力F 最大;随着θ０或φ的增大,卡紧力F 逐渐增大,直至最大,如图５所示[６].图５㊀F 、θ０和φ关系由于卡紧力F 为零时式(１０)为隐函数,无法精确计算出θ０和φ的数值,从图６可看出卡紧力F 趋近于零时,θ０和φ相差不大.图６㊀F ＝０时θ０与φ关系曲线２D 阀设计中,高低压孔半夹角φ取决于敏感通道的宽度.φ过小时,敏感腔的压力变化不大,会导致响应速度变小;φ过大时,其卡紧力会随之升高,且阀的体积会变大,因此高低压孔半夹角φ一般取值范围为[π/１６,π/８].当φ值固定时,卡紧力F 随θ０的变大而增大,当θ０ʈπ/８时,F 趋近最大值,增长趋缓,如图７所示.图７㊀φ取定值时F 与θ０的关系曲线３㊀改进措施为了最大限度地减小阀芯液压卡紧力,滑阀７９９１ Copyright ©博看网. All Rights Reserved.阀芯一般采用以下措施[７８]:①提高阀的加工和装配精度,避免偏心产生,但该措施受限于加工成本;②在阀芯台肩上,加工几道一定尺寸的均压槽,可起到平衡径向力的作用;③通过控制器对电磁铁加高频小振幅的颤振信号,使阀芯沿轴向或圆周方向产生高频小振幅的振动或摆动;④提高油液清洁度.考虑到２D电液比例换向阀自身结构的特点,２D阀芯除采用上述措施外,还可采取特有的改进措施:在每个高低压孔口上方均加工一弓形平面沉槽,如图８所示,高低压孔加工于弓形槽平面上,阀芯与阀体装配后,弓形高低压孔沿阀芯周向的切边与直槽感受通道的切边平行.这种方法不但增大了阀的导控面积梯度和导控流量,从而缩短阀的响应时间,而且还增大了高低压孔之间的空间,使高压孔到低压孔之间的缝隙流动更为均匀,大大减小了由于高低压孔之间缝隙流动所导致的径向不平衡力[９１１].图８㊀弓形高低压孔阀芯上述改进措施会导致高低压孔之间的泄漏量有所增大,经计算可知:只要保持高低压孔之间距离适当,可控制该泄漏量至最小,其降低２D阀芯卡紧力的效果应较为明显.４㊀仿真分析应用F l u e n t软件对阀芯表面的流场进行C F D仿真分析,仿真参数如表１所示.分析了阀芯改进前后阀芯和阀芯孔壁面之间液流的速度分布和压力分布,可直观发现２D阀在消除液压卡紧力方面有独特的优势,合理设计,可降低甚至根除液压卡紧力[１２].表１㊀仿真参数仿真参数数值入口压力p i n(M P a)１５０出口压力p o u t(M P a)０液体密度ρ(k g/m２)９００液体动力黏度μ(P a s)６８重力加速度g(m/s２)１０湍流强度(％)１５４．１㊀流场流速分析图９所示为阀芯改进前后上下壁面液流的速度分布情况.仿真结果表明:阀芯改进前,上下壁面的速度场中液流速度都比较快,导致局部压力过高,从而压迫上下壁面反作用于阀芯,产生偏心力,且该偏心力随液流变化而变化,呈无序状态;而改进后液流所经过的容腔体积变大,速度分布明显趋缓,偏心力变小,阀芯卡紧力得到控制.(a)上壁改进前(b)上壁改进后(c)下壁改进前(d)下壁改进后图９㊀速度分布４．２㊀压力分布分析图１０和图１１为阀芯改进前后上下壁面压力的分布曲线.对其对称壁面所受压力分布进行对比可以看出,阀芯改进前,压力分布比较集中,较８９９１ Copyright©博看网. All Rights Reserved.易出现压力极值,这是形成机械卡紧的主要原因;改进后其对称壁面的压力分布曲线面积大致相等,表明压力分布趋于平衡,有效地减小了阀芯卡紧力.图１０㊀上壁压力改进前后曲线图１１㊀下壁压力改进前后曲线５㊀结论(１)应用缝隙流动原理和MA T L A B 软件分析,得到２D 阀芯径向卡紧力与偏心量和高低压孔夹角间的关系,２D 阀芯卡紧力F 随着偏心量θ０或高低压孔夹角φ的增大而变大.(２)２D 电液比例换向阀阀芯径向不平衡力与２D 阀自身结构有关联,通过合理设计高低压孔的分布方式和阀芯旋转角度,可降低甚至根除液压卡滞故障.(３)提出降低２D 阀阀芯卡紧力的改进方案,运用F l u e n t 软件分析了阀芯改进前后液压卡紧力的分布情况,验证了该方案的正确性.(４)改进后的２D 电液比例换向阀在中高压实验中无卡滞现象出现,实现了高压大流量的比例控制.参考文献:[１]㊀黎啟柏．电液比例控制与数字控制系统[M ]．北京:机械工业出版社,１９９７．[２]㊀李伟,李伟波,吴根茂,等．滑阀机构液压卡紧无传感器诊断方法研究[J ]．中国机械工程,１９９９,１０(４):１０９３１０９６．L iW e i ,L iW e i b o ,W uG e n m a o ,e t a l ．T h eR e s e a r c ho fS e n s o r l e s sD i a g n o s t i cA p p r o a c hf o rS p o o lC l a m Ｇp i n g [J ]．C h i n a M e c h a n i c a lE n g i n e e r i n g ,１９９９,１０(４):１０９３１０９６．[３]㊀王积伟．液压传动[M ]．北京:机械工业出版社,２００７．[４]㊀R u a nJ ,B u r t o nR ,U k r a i n e t zP ．A n I n v e s t i ga t i o n I n t o t h eC h a r a c t e r i s t i c so faT w o D i m e n s i o n a l ２D F l o w C o n t r o lV a l v e [J ]．J o u r n a l o fD y n a m i c S y s t e m s ,M e a s Ｇu r e m e n t ,２００２,１２４:２１４２２０．[５]㊀盛敬超．液压流体力学[M ]．北京:机械工业出版社,１９８０．[６]㊀薛定宇,陈阳泉．高等数学应用问题的M a t l a b 求解[M ]．北京:清华大学出版社,２００４．[７]㊀裴翔,李胜,阮健．转阀阀芯卡紧现象的分析及减小措施[J ]．机床与液压,２０００(５):７４７８．P e iX i a n g ,L i S h e n g ,R u a nJ i a n ．T h eA n a l y s i sa n d I m p r o v e m e n to fS p o o lC l a m p i n g f o rR o t a r y V a l v e [J ]．M a c h i n eT o o l &H y d r a u l i c s ,２０００(５):７４７８．[８]㊀姜燕,王文汉,贾占良．高精度液压滑阀卡紧问题分析与改善[J ]．机床与液压,２０１１(９):１１２１１４．J i a n g Y a n ,W a n g W e n h a n ,J i a Z h a n l i a n g．T h e A n a l y s i sa n dI m p r o v e m e n t o fH i g hP r e c i s i o nS po o l C l a m p i n g [J ]．M a c h i n eT o o l &H yd r a u l i c s ,２０１１(９):１１２１１４．[９]㊀李胜．２D 伺服阀数字控制的关键技术的研究[D ]．杭州:浙江工业大学,２０１１．[１０]㊀L i S h e n g ,R u a nJ i a n ,B u r t o nR ,e t a l ．２DS i m pl i Ｇf i e dS e r v oV a l v e [J ]．C h i n e s e J o u r n a l o fM e c h a n i c a lE n g i n e e r i n g ,２００３,１６(２):１３２１３５．[１１]㊀阮健．电液(气)直接数字控制技术[M ]．杭州:浙江大学出版社,２０００．[１２]㊀韩红彪,高善群,李济顺．圆盘转子流体阻力分析与试验研究[J ]．中国机械工程,２０１３,２４(１５):２０９３２０９６．H a nH o n g b i a o ,G a oS h a n qu n ,L i J i s h u n ．F l u i dR e Ｇs i s t a n c e A n a l y s e sa n d E x p e r i m e n t a l R e s e a r c h o f D i s c R o t o r [J ]．C h i n a M e c h a n i c a l E n g i n e e r i n g,２０１３,２４(１５):２０９３２０９６．(编辑㊀王艳丽)作者简介:刘国文,男,１９７６年生.浙江工业大学机械工程学院博士研究生,湖州职业技术学院机电与汽车工程学院讲师.主要研究方向为流体控制元件及电液数字控制研究.发表论文１０余篇.阮㊀健,男,１９６３年生.浙江工业大学机械工程学院教授㊁博士研究生导师.李㊀胜,男,１９６８年生.浙江工业大学机械工程学院教授㊁博士.孟㊀彬,男,１９７９年生.浙江工业大学机械工程学院讲师㊁博士.左希庆,男,１９７５年生.浙江工业大学机械工程学院博士研究生,湖州职业技术学院机电与汽车工程学院副教授.９９９１ Copyright ©博看网. All Rights Reserved.。

四连杆机构的振动特性分析与研究—刘俊勇

第一章绪论 (2)1.1 研究意义 (2)1.2 振动特性的研究现状 (2)第二章．四连杆机构介绍 (3)2.1 基本概念 (3)2.2 平面四杆机构的基本特性 (4)2.2.1 曲柄存在条件（格拉肖夫条件） (4)2.2.2急回特性及行程速比系数K (5)2.2.3 压力角和传动角 (7)2.2.4 死点 (8)第三章四连杆机械振动的特性 (10)3.1 机械加工振动的表现和特点 (10)3.1.1 强迫振动 (11)3.1.2 自激振动 (11)3.2 振动产生的原因分析 (12)3.2.1 强迫振动产生的原因 (12)3.2.2 自激振动产生的原因 (12)3.3 预防措施 (13)3.3.1 预防强迫振动的途径 (13)3.3.2 预防自激振动的途径 (13)第四章四连杆机械振动的控制策略 (14)4.1 研究现状 (14)4.1.1 振动被动控制 (14)4.1.2 振动主动控制 (15)4.1.3 振动混合控制 (18)4.2 结论 (18)第五章小结 (18)致谢 (20)参考文献 (20)第一章绪论1.1 研究意义四连杆机构在通用机械、纺织、食品、印刷等工业领域有着广泛的应用，是机构运动弹性动力学的一个主要研究对象。

连杆机构高速运行时，在外力与惯性力作用下，构件会发生不可忽略的振动。

为提高轨迹精度，减小振动，使机构能够准确、高效的工作，必须对这种有害的振动响应加以控制。

目前基于四连杆机构振动特性分析的机构运动弹性动力学研究正日趋完善，但如何改善机构的动态特性，有效地抑制弹性机构的有害振动，是机构学界面临的一个重要的研究课题。

节约能源和原材料、提高效能是当前世界经济、军事和科技发展面临的关键课题。

目前，从传统的机械制造业到航空航天技术领域、建筑设计、机器人制造等精密机械，低刚度与柔性化是这些领域内结构设计制造的一个重要发展趋势。

这些轻型结构可以增加有效承重载荷的重量，提高运载工具的效率，消耗的能源减少，生产成本降低，运行精度提高。

浅析预紧力对螺栓强度的影响

9810.16638/ki.1671-7988.2018.17.031浅析预紧力对螺栓强度的影响闫琳，任娜，康建伟，李少敏（陕西重型汽车有限公司，陕西西安 710200）摘要：文章建立了螺栓装配总成的有限元模型，通过有限元分析，浅析预紧力大小对螺栓强度的影响，并与实际失效件进行对比，结果表明螺栓预紧力不足，容易引发断裂故障。

关键词：预紧力；有限元分析；螺栓强度中图分类号：U467 文献标识码：B 文章编号：1671-7988(2018)17-98-02Finite Analysis of pre-tension force' affects on bolt strengthYan Lin, Ren Na, Kang Jianwei, Li Shaomin( Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Ltd, Shaanxi Xi'an 710200 )Abstract: An finite element analysis is made to show the relationship between pretension and strength of bolt. Research has revealed that pre-tension force directly affects the bolt strength, and bolt will be broken in service with less pretension force. Keywords: Pretension force; finite element analysis; bolt strengthCLC NO.: U467 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2018)17-98-02前言螺栓连接结构易于组装和拆卸，因此在机械结构中得到广泛应用。

某飞行器用紧固件拧紧力矩与预紧力关系研究

某飞行器用紧固件拧紧力矩与预紧力关系研究张晓斌;于建政;贾晓娇;单垄垄;唐霄汉;申庆援【摘要】分析了某飞行器部段连接紧固件拧紧力矩与预紧力的关系,以M8、M10规格钛合金紧固件为研究对象,着重研究了钛合金紧固件在飞行器部段实际安装环境下,安装次数对拧紧力矩与预紧力的影响,以及扭拉系数随安装次数的变化规律.研究结果表明:当螺栓的预紧力达到10％Fmax～50％Fmax(Fmax为螺栓的理论破坏拉力值)时,钛合金紧固件螺纹副的拧紧力矩与预紧力呈良好的线性关系;随着反复拧入次数的增加,达到相同的预紧力时,所需的拧紧力矩呈现递增的变化规律,其扭拉系数也明显呈递增变化趋势.【期刊名称】《航空制造技术》【年(卷),期】2016(000)008【总页数】4页(P81-84)【关键词】紧固件;拧紧力矩;预紧力;测试【作者】张晓斌;于建政;贾晓娇;单垄垄;唐霄汉;申庆援【作者单位】航天精工股份有限公司,天津300300;航天精工股份有限公司,天津300300;航天精工股份有限公司,天津300300;航天精工股份有限公司,天津300300;北京宇航系统工程研究所,北京100076;航天精工股份有限公司,天津300300【正文语种】中文航空航天飞行器部段之间通常是由紧固件连接完成的，结构连接的可靠性取决于螺栓、螺母的安装质量[1]。

拧紧力矩是保证安装质量的重要手段，在缺乏安装拧紧力矩指导的条件下，工人在进行螺栓螺母类紧固件安装时，容易出现螺栓转动与拧断螺栓的现象，在装配现场，转动和拧断的螺栓可以更换，但没有拧断却又处于极限状态时，会给飞行器部段连接带来极大的隐患。

预紧力是安装质量的表现形式，在进行飞行器部件连接设计时，必须掌握拧紧力矩与预紧力的匹配关系[2]。

由于螺栓的工况条件复杂，拧紧力矩标准制定的难度较大，国内外专门规定螺栓拧紧力矩的标准不多。

随着型号质量工作的加强，航空航天飞行器型号设计单位对力矩控制技术越来越重视，呼吁开展拧紧力矩技术的研究。

阀门强度分析和抗震检验方法的探讨

阀门强度分析和抗震检验方法的探讨摘要：在我国高速发展下，带动了我国各个领域的进步。

目前，在国内外阀门现状的基础上分析了国内阀门存在的问题。

简述了计算机辅助设计CAD参数化技术和CAE技术对阀门设计的促进作用。

以核电阀门为例，根据其应力、强度、抗震、环境等特殊要求，从不同工况、最小壁厚、应力判定方法等角度对核电阀门的受力分析和静态抗震方法进行了对比、归纳和展望。

关键词：阀门;强度分析;抗震分析;受力分析;CAD;CAE引言随着我国在化工、低温工程和液化气体产业的快速发展，在低温环境下使用阀门的情形越来越多，低温阀门(＜－100°)需求量越来越大，这就要求对低温阀门的安全性与可靠性进行更深入的研究。

本文针对低温阀门特殊工作环境与使用要求，对阀门的可靠性进行分析和探讨。

对比以前学者的研究方法，提出自己的分析过程，运用现代数学、传热学、力学及可靠性设计的理论等相关方法进行佐证，为低温阀门安全可靠运行提供了理论支撑和技术保障。

1概述作为广泛应用于电力、石油、化工、环保等行业的机械零件，近年来阀门逐渐向大型化、自动化、高性能化、高参数化发展。

随着阀门的使用工况越来越复杂，其密封性能作为重要技术性能指标，也受到广泛关注。

阀门的种类多，结构多样，为达到截断介质流动，不发生泄漏的目的，阀门需要在各种复杂工况下都能保证长时间、高质量的密封。

阀门密封失效的原因有很多，如阀体与阀盖间的配合紧密程度不足、阀门结构设计的不合理、阀门密封面存在缺陷、紧固件发生松动、密封填料在高温情况下失效等等。

这些问题都可能导致阀门出现密封效果问题，从而引起介质的泄漏，随着工业技术的发展，阀门对密封性能的要求也越来越高，不仅要求阀门具有高耐磨性、较强的抗腐蚀性能，还要求阀门在高温、高压及低温等复杂工况下仍可长时间的保证高密封性。

本文在基于对阀门密封面性能要求进行总结的基础上，从阀门的材料性能、结构设计、密封性能评价等3个方面的研究现状进行分析，并对阀门密封技术的发展趋势进行了预测，希望能为阀门的设计研发工作提供一定的借鉴和参考。

大规格螺栓螺母拧紧力矩与预紧力关系研究_贾晓娇

图 3 M22 规格螺栓（润滑/无润滑，钢实用垫圈）拧紧力矩与预紧力关系曲线图
图 3 中， 1# ~5# 试验子样采用了润滑脂， 6# ~ 10# 试验子样无任何润滑。以螺栓理论破坏抗拉载荷的百分点（如 10% Fmax、 20% Fmax、 30%Fmax…… ， Fmax 为预设的螺栓轴力目标值）作为试验数据采集基点，图中以 X 轴表示；通过试验测得的拧紧力矩，图中以 Y 轴表示。从曲线关系可以看出，螺栓螺母 10 个旋合子样在无润滑和有润滑的条件下，螺栓预紧力由 10% Fmax 增加至 40%Fmax （Fmax 为预设的螺栓轴力目标值，为 380kN ）时，其对应施加的拧紧力矩与预紧力基本都呈线性递增关系。根据试验情况来看，螺栓螺母旋合模拟拧紧时，螺栓的预紧力与对应施加的拧紧力矩整体数据反映比较稳定，各子样的试验效果一致性较好，配合螺纹副间的摩擦、接触端面的摩擦，即扭拉系数一致性较好。
编号
1 2 3 4 5 6
表1
拧紧力矩试验记录点
10% Fmax 15% Fmax 20% Fmax 30% Fmax 40% Fmax 50% Fmax
润滑条件对拧紧力矩的影响（Fmax=380kN）
实测轴向力（kN）
38 57 76 114 152 190
拧紧力矩/N·m （钢实用垫圈）
《航天标准化》2015 年第 3 期
-1-