安全带总成九篇

安全带总成 篇1

1 汽车安全带总成强度设计的一般方法

1.1 概述

1.1.1 安全带总成的组成

以普通三点式安全带总成(紧急锁止式)为例,汽车安全气带总成由这些零部件组成:卷收器组件和锁扣组件,如图1所示。具体构成如图2所示(其中卷收器组件包括:①高度调节器;②织带;③织带导向件;④卷收器本体;⑤固定片;⑧锁舌;⑨导向环)。

1.1.2 安全带总成的分类

目前,安全带一般可以分为二点式安全带、三点式安全带、全背式安全带等。按其功能有普通安全带、预张紧式安全带和限力式安全带。卷收器类型有:无锁式卷收器、手调式卷收器、自锁式卷收器和紧急锁止式卷收器,其中紧急锁止式卷收器应用最为广泛。另外,有些安全带还具有高度调节装置、安全带提醒装置等。

1.1.3 与安全带有关的国家强制性标准

目前,与安全带有关的国家强制性标准和推荐性标准有:

(1) GB 14166—2003《机动车成年乘员用安全带和约束系统》;

(2) GB 14167—2006《汽车安全带安装固定点》;

(3) GB 11551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》;

(4) GB 20071—2006《汽车侧面碰撞的乘员保护》;

(5) GB/T 20913—2007《乘用车正面偏置碰撞的乘员保护》。

其中,(1) GB 14166—2003《机动车成年乘员用安全带和约束系统》、(2) GB 14167—2006《汽车安全带安装固定点》、(3)GB 11551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》三个标准对安全带的强度要求最为严格。

1.2 安全带在试验中的受力分析

以GB 14167—2006《汽车安全带安装固定点》和GB11551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》为例,介绍安全带总成受力分析和简化计算,以及试验测试结果。

1.2.1 安全带在碰撞试验中的受力分析和计算

在GB 11551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》整车碰撞试验时,安全带总成受力分析简化如图3。

车辆在碰撞过程中,由于受到碰撞壁障的作用力,车辆产生非常大的减速度(负加速度),车上假人由于惯性,继续往前移动,此时,安全带锁止,约束住假人。假人所受到的外力有:肩带作用力、腰带作用力和坐椅摩擦力,由于坐椅摩擦力相对较小,可以忽略不计。

假设:假人对安全带肩带和腰带的作用力分别为F1和F2,假人的最大加速度为a(单位为g),假人的重量为m(kg),假人作用在安全带上总的外力F(单位为N)。则有:

例如,某次GB11551—2003碰撞试验,车体加速度曲线、安全带张力曲线和假人加速度曲线分别如图4、图5、图6所示。

试验假人为HybridⅢ50th男性假人,其身体重量参数为:上躯干重量为m1=27.54kg,下躯干重量为m2=34.47kg。

由图6可知:假人胸部x向最大加速度为a1=-49.08g(当t=49.8ms时),骨盆x向最大加速度为a2=-49.22g (当t=44.5ms时)。

安全带受力简化计算如下。

1.2.1. 1 安全带肩带受力

假人胸部对安全带肩带的最大作用力(当t=49.8ms时)为:

则肩带张力F3为:

由图5可知,肩带力实际最大测量值为6990N (当t=48.9ms时),计算误差为:

1.2.1. 2 安全带腰带受力

假人骨盆对安全带腰带的最大作用力(当t=44.5ms时)为:

则腰带张力F4为:

腰带实际最大测量值为8020N(当t=46.2ms时),计算误差为:

由此可见,碰撞试验时,安全带受力的理论计算值与实际测量结果基本一致。

1.2.2 安全带在GB 14167—2006试验中的受力分析

在GB 14167—2006《汽车安全带安装固定点》静态强度试验时,安全带总成受力分析简化如图7所示。

上人体模块受力与下人体模块受力分别为:

F1=13500N(简化为水平方向),F2=13500N(简化为水平方向)

安全带肩带受力:

安全带腰带受力:

安全带安装固定点试验及拉力测量结果如图8、图9、图10、图11、图12所示。

理论计算与测试误差:

肩带:

腰带:

由此可见,腰带受力的理论计算值与试验测量值比较吻合,肩带受力的理论计算值与试验测量值相差较大,达到19%,但就工程而言,是可以接受的。

1.3 安全带总成强度设计

1.3.1 国家强制性标准对安全带总成强度要求

GB 14166—2003《机动车成年乘员用安全带和约束系统》要求简列如下。

(1)织带:抗拉载荷值不小于14700N。

(2)带扣和调节装置:抗拉载荷值不小于9800N。

(3)连接件和安全带高度调节器:抗拉载荷值不小于14700N。

(4)安全带总成或约束系统动态试验:最大加速度为32g,最大持续时间为42ms,如图13所示。

GB 14166—2003《机动车成年乘员用安全带和约束系统》是对安全带总成最基本的要求。对于大多数乘用车,安全带总成如果能符合GB 14166—2003的强度要求,也就基本能满足GB 14167—2006和GB 11551—2003试验对安全带的强度要求。但是,对于一些极少数的乘用车,由于车身结构碰撞吸能较差,以及乘员约束系统设计匹配不合理,导致碰撞试验过程中,假人作用在安全带总成上的载荷非常大。如图14、图15所示(GB 11551—2003试验),驾驶员侧假人:当t=46.3ms时,肩带力为Q1=8.86N,腰带力为Q2=11.22N;乘员侧假人:当t=43.9ms时,肩带力为Q3=7.78N,腰带力为Q4=10.56N。由此可见,在GB 11551—2003试验中,安全带总成受力有可能超过GB 14166—2003的强度要求。

1.3.2 安全带强度设计

以图13、图14为例,对安全带导向环组件、锁扣组件等进行简化计算(驾驶员侧):

安全带卷收器受力约等于肩带拉力,为Q1=8.86N;

安全带固定片受力约等于腰带拉力,为Q2=11.22N;

安全带导向环组件受力约等于肩带拉力与卷收器受力之和,为:Q3=Q1×2=8.86×2=17.72N;

安全带锁舌、锁扣组件受力约等于肩带拉力与腰带拉力之和,为:Q4=Q1+Q2=8.86+11.22=20.08N;

根据以上计算结果,乘以1.15的安全系数,考虑到零部件生产成本,并结合实际工程经验,得出安全带总成强度要求如下。

(1)织带:抗拉载荷值不小于28000N。

(2)带扣:抗拉载荷值不小于23000N。

(3)带扣支架(硬连接):抗拉载荷值不小于23000N。

(4)锁舌:抗拉载荷值不小于23000N。

(5)导向环组件:抗拉载荷值不小于20000N。

(6)调节装置:抗拉载荷值不小于15000N。

(7)固定片:抗拉载荷值不小于15000N。

(8)卷收器本体组件:抗拉载荷值不小于15000N。

(9)卷收器连接板:抗拉载荷值不小于20000N。

(10)安全带高度调节器:抗拉载荷值不小于20000N。

(11)安全带紧固件(英制螺栓):抗拉载荷值不小于60000N。

2 结语

由于篇幅所限,本文仅仅探讨了安全带总成强度要求,这些强度要求也是指导安全带总成零部件结构设计的一个重要输入条件。总之,安全带总成强度是其最基本的性能之一,如果强度不符合要求,则安全带总成对车内乘员的保护也就无从谈起。因此,在进行安全带总成设计时,必须满足其强度要求,也需要充分考虑其成本。同时,要结合不同的生产制造工艺,保证质量和生产一致性,在产品性能、质量和成本之间找到最佳平衡点。

摘要：众所周知，当车辆发生道路交通事故时，汽车安全带对于保护车上乘员发挥非常重要的保护作用。为实现安全带良好的保护效果，安全带总成的强度设计和保证是关键。一方面，汽车安全带总成必须具有足够的强度，防止在车辆发生碰撞事故时安全带总成出现断裂或失效；另一方面，从安全带制造成本和整车减重角度考虑，不能够无限制地增大其强度。因此，在设计安全带强度时，制造商应该在其强度性能和制造成本之间选择合理的平衡点，使其能够满足使用强度要求，又能合理地控制生产成本。文章从汽车整车制造商的角度考虑，探讨汽车安全带总成强度设计的一般方法。

关键词：安全带总成,织带,卷收器,强度,加速度

参考文献

[1]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局．GB 14166—2003，机动车成年乘员用安全带和约束系统[S]．

[2]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局，中国国家标准化管理委员会．GB 14167—2006．汽车安全带安装固定点[S]．

[3]中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局，GB 11551—2003，乘用车正面碰撞的乘员保护[S]．

[4]GB 20071—2006，汽车侧面碰撞的乘员保护[S]．

安全带总成 篇2

1.目测第一轴的轴身是否有弯曲、花键部位是否有损坏或磨损过度、齿轮是否有损坏或磨损过度、轴承是否有卡滞及与变速器壳体装配松动现象。此外, 还要检查其它部位, 如与同步环接触的锥形部位、与油封接触的部位等是否有损坏或磨损过度现象。

2.将第二轴两端用滚动支架支起, 用千分表测量第二轴的弯曲度。若最大径向摆差超过0.06 mm, 则可采用冷压法校正或更换新轴。

3.检查同步器齿环锥面的摩擦阻力及制动性能, 将齿环与同步器两端面相配合, 并向内推动, 然后用手转动齿环。若转动时很轻松, 则表明锥体已磨损, 应予以更换。用塞尺检测同步器齿环背隙, 其标准间隙为0.7～1.5 mm, 若同步器齿环背隙小于使用极限0.5 mm, 则应予以更换。

4.用塞尺检测变速叉与离合齿毂之间的间隙, 若此间隙超过1.00 mm, 则予以更换;变速叉若有弯曲, 可用敲击或冷压法进行校正修复;检查变速杆的滑动性能, 必要时应更换变速杆。

5.检查传动轴上轴承、齿轮的磨损程度, 必要时应更换轴、轴承和齿轮。尤其是齿轮齿面, 若发现有点蚀、磨损或裂纹时, 应立即更换。

二、变速器壳体的检测

变速器壳体的的主要损伤表现为:壳体的变形、裂纹, 定位销孔、轴承孔、螺纹孔磨损等。

1.变速器壳体不得有裂纹。

对受力不大的裂纹, 可用环氧树脂粘接或焊接修复。如轴承座孔、定位销孔、螺纹孔等重要部位出现裂纹时必须更换壳体。

2.变速器壳体的变形将破坏齿轮的正常啮合, 引起变速器的故障。

检测时, 对于三轴式变速器要用专用量具检查:上下两孔轴线间的距离;上下两孔轴线的平行度;上孔轴线与上平面间的距离;前后两端面的平面度。超过规定时要进行修复。

三、惯性锁环式同步器的检测

锁环式同步器的损伤表现在锁环、滑块、接合套、花键毂和花键齿上。锁环内锥面螺纹槽磨损严重时可能磨光, 破坏换挡过程的同步作用, 使摩擦作用减弱以至消失。锁环、接合套锁止角的磨损, 会使同步器失去锁止作用, 这都会出现换挡困难, 发出机械撞击噪声。在修理时, 则要求同步器锁环与接触齿端面之间距离不小于0.80 mm。检查时, 锁环齿端锥面与齿轮端面靠近开口间隙应为0.8～1.25 mm, 如果该值超过此值时则为磨损;间隙过大, 应更换齿环。锁环花键齿磨损一般发生在齿的端部, 磨损不严重时, 可通过钳工作业修复, 保证键齿每个牙两侧为45°的倒角可继续使用。损坏严重的应予更换。锁环花键毂的三个轴向槽磨损后可进行铜焊修补, 焊后达到标准尺寸。磨损严重的应予更换。锁环检验是将同步器锁环压在换挡齿轮的端面上, 检查摩擦效能, 并用厚薄规测量锁环和换挡齿轮端面之间的间隙。解放CA1091变速器的标准间隙是1.2～1.8 mm, 磨损极限是0.30 mm;奥迪、桑塔纳的标准间隙是1.1～1.9 mm, 磨损极限是0.5 mm。超过此极限值时应更换。同步器滑块顶部凸台磨损出现沟槽, 必须更换。否则, 也会使同步作用减弱。锁环上滑块槽的磨损、滑块支承弹簧断裂或弹力不足, 以及接合套和花键毂的磨损都会使换挡困难。

四、 锁销式同步器的检测

前端模块总成装配方案优化设计 篇3

关键词：前端模块装配,螺栓拧紧,机械手

1 前端模块总成装配工艺流程

前端模块总成装配工艺流程即在前端分装线上将塑料框架总成、带有锁支架的前盖锁总成、防撞梁总成、散热器总成、行人保护总成等零件装配成前端模块总成后,通过机械化输送技术将前端总成输送到装配工位的转接站;在转接站内,当前端模块总成被固定后,操作者操作前端机械手抓取前端模块总成,机械手上的抓取定位销钉插入到总成的定位参考孔内,前端模块总成完成抓取后,转接站对前端总成进行自动解锁,操作者操作带有前端总成的机械手到车身上,机械手在车身上的定位孔完成定位后,前端总成就完成了车身上的定位过程,紧接着完成前端总成在车身上的拧紧工作,机械手从前端总成上驶出,完成一次前端总成装配流程。

2 前端模块总成拧紧方案及优缺点

2.1 前端模块总成装配方案

前端模块总成装配方案由于汽车品牌的不同存在较大的差异,部分汽车品牌没有前端模块,前端所有的零件直接在车身上进行装配;部分汽车企业采用前端模块作为一个总成进行装配的生产模式,采用这种装配模式基本均采用助力机械手装配,按照机械手结构形式的不同,可以分为X/Y向电驱动机械手(图1)和弯臂式四连杆机械手(图2),具体如表1所示。

采用机械手装配主要作用如下。

a.助力,减轻操作者的劳动强度;

b.定位辅助,保证前端总成与车身的装配精度。

机械手通过定位销精确定位在前端总成精确定位参考点上,实现前端总成在抓手上X/Y/Z向的定位;机械手相对于车身上的定位根据产品特性的不同,产品装配存在较大的差异,有的产品采用翼子板进行对中(图3),有的产品采用前纵梁精确定位参考点进行对中(图4),由于方案的不同导致机械手复杂程度存在很大的差异,单一前纵梁精确定位参考点对中的产品机械手一般来说结构简单,投资较低,但是这种方案对保证前保险杠、前大灯以及发动机前罩盖等零部件间的匹配精度存在一定的困难;采用翼子板对中的机械手特性与采用前纵梁精确定位参考点对中的机械手特性相反。因此,装配方案的选取要从经济性、节拍和匹配调整精度等多面进行考虑。

针对X/Y向驱动方式机械手来说,对转接站和车身吊具具有很高的精度要求。在转接站位置,机械手的高度调整到固定位置,X/Y/Z方向已固定,因此对前端托盘在转接站的X向停止位定位精度和前端模块在托盘上的Z向定位精度有很高的要求,要求控制精度必须在±5 mm之内,否则很难实现抓手对前端总成的顺利抓取;弯臂机械手不存在这种问题,在X/Y/Z向可以灵活自由活动;对于车身吊具位置,在Y/Z向同样对车身吊具有严格的精度要求,在Z向,由于机械手与车身吊具具有随行功能,在X向行驶时车身吊具在Z向存在上下浮动偏差,导致机械手在车身上的Z向无法精确定位,质量不稳定,通过在Z向定位销上加传感器的方式解决此问题。在Y向,对车身吊具的偏差不能超过±2 cm,否则抓手在Y向的浮动量不足以消除车身吊具的偏差,导致无法进行装配,如果抓手在Y向的浮动量调整过大,导致抓手在与车身结合过程中,抓手很容易造成车身划伤,最终通过车身吊具和抓手两方面的长时间优化,问题得到解决。总之,X/Y向驱动方式机械手成本高、维修费用高、对其余设备精度要求高。

2.2 前端模块总成拧紧方案(1 min生产节拍)

现代轿车的装配方式采用大量的螺栓连接,其中不乏有许多安全螺栓,如发动机与变速箱连接螺栓、传动轴连接螺栓、前后避震连接螺栓、副车架连接螺栓、后桥与车体连接螺栓、轮胎连接螺栓等。整车装配线对于螺栓扭矩值大,安全性要求高,其装配时的螺栓拧紧结果必须受到控制且长期存储;同样,前端模块总成的拧紧结果也必须受到控制且长期存储。在汽车装配生产线中,最主要的生产过程就是通过螺栓连接组装成百上千个零部件,发动机、变速器等大型部件,塑料把手等小部件都是通过各种各样的螺丝螺母连接在一起。其中有很大部分的螺栓涉及车辆的安全性和功能性,直接或间接地影响到驾乘人员的安全、操控便捷性以及舒适度感受。因此,拧紧工具的类型选取与用户的使用和生活密切相关。对企业而言,拧紧工具种类的选取对劳动生产率和生产制造成本都是尤为重要。针对1 min生产节拍的生产线来说,前端总成的装配需要2台机械手完成,因此,针对一台机械手的节拍为2 min。拧紧方案是在每台机械手上配置2把电动扳手,装配时直接使用电动扳手进行拧紧。在拧紧过程中,经常出现以下问题。

a.由于车身的前端板螺纹孔上经常存在焊渣或者油漆,直接使用电动扳手进行拧紧合格率较低;

b.操作者手动预拧4个螺钉大约10 s,在拧紧数据和拧紧曲线上传过程中,在2个螺钉拧紧间存在2~3 s左右的延迟,单侧4个螺钉共产生约8 s左右的浪费,导致机械手的整个运行节拍超出生产节拍17 s左右。

前端模块总成在车身上定位后,在前纵梁上每侧使用4个螺钉拧紧在车身上,按照康采恩的拧紧标准,该拧紧属于A类,拧紧结果要长期保存。从生产节拍角度来说,针对前端机械手生产节拍紧张的问题,优化节拍可以通过设备和操作流程2个方面进行考虑,由于机械手运行速度不能再增加(出于人身安全角度考虑),只能从操作者和拧紧方案进行优化,拧紧方面优化按照投资、工时、人机工程等几方面可以大致分为以下几种。

a.在前端机械手上集成2把气动冲击扳手,在前端装配工位使用气动冲击扳手完成前端总成的预紧,在后续的工位左右各用一把手持式电动扳手进行拧紧。这样采用2台前端机械手使用一套电动扳手进行拧紧,可以节省2把电动扳手,同时由于气动扳手的转速较快,可以极大地提高前端总成装配的生产节拍。但是因为力矩值超过50 N·m,操作者承担很大的反作用力。

b.在前端机械手上集成2把气动冲击扳手,在前端装配工位使用气动冲击扳手完成前端总成的预紧,在后续的工位使用1台4轴拧紧机进行拧紧,这台4轴拧紧机可以同时完成4个螺钉一起拧紧,极大地提高了生产效率。可以实现1名操作者完成拧紧工作,较上个方案节省1名操作者,并符合人机工程学原理。但是需要1台4轴拧紧机,投资较高。

c.为每个前端机械手配备一台4轴拧紧机。在前端机械手将前端总成装配到位后,直接使用4轴拧紧机进行拧紧,这种方案不再占用额外的拧紧工位,直接在装配工位完成拧紧,一台机械手2名操作者就可以完成前端总成的装配和拧紧,不需要额外增加操作者。但是需要增加2台4轴拧紧机的额外投资。

2.3 前端模块总成转接

在前端分装线装配好的前端模块总成通过输送线转运至前端装配工位,带有前端总成的托盘停在转接站位置,通过转接站进行X/Y/Z向定位,定位完成后,机械手进行抓取前端总成操作。在转接站位置,主要涉及2方面的内容,一是转接站和输送方式平面布置,二是托盘在转接站内定位。

在平面图布局方面,从以往的项目经验来看,特别要注意设备实际尺寸与平面图上标注尺寸的差异,如果实际设备尺寸过大,将占用设备输送线的尺寸,为了在生产过程中不造成拥堵或者产生节拍问题,需要在转接站位置前预留必要的缓冲工位。即使出现由于实际尺寸变大引起的无缓冲工位的问题,可以采用缩短2个转接站的间距进行解决,但这种解决方法不满足标准的要求。因此,在以后项目中,必须仔细核查设备实际尺寸与平面图标注尺寸的差异。

为了便于机械手从转接站中抓取前端模块总成,前端总成要在转接站内进行精确定位,上述已经提到如采用X/Y向驱动机械手对前端总成在转接站内X/Z向有较高的精度要求,X向定位后产生的偏差可以通过设备调整较容易进行校正。Z向定位受机械化轨道高度和前端总成载体高度的偏差影响较大,由于是2个偏差的叠加,导致这个Z向偏差校正较困难,针对采用X/Y向电机驱动的机械手,建议前端总成载体形式采用分体式结构,即机械化输送框架与前端总成载体为2部分结构,当到达转接站内时,可以实现在转接站位置实现前端总成载体与输送框架脱离,以消除机械化轨道高度和托盘高度偏差的影响,能够实现前端总成的顺利抓取。

3 结束语

针对X/Y向驱动方式机械手来说,除运行节拍长、投资高、结构复杂、不便于维修等缺点外,还对与其匹配的车身吊具与前端总成载体等设备有很高的精度要求,在实际生产过程中,实用性和经济性都较差。而弯臂式气动机械手,节拍运行时间短,操作简单,便于维修,又具有很好的经济性,较X/Y向驱动方式机械手可以节省投资达60%以上,是前端模块装配总成的优选方案,并已经在行业得到了广泛应用。

前桥总成轴承装配碎裂解决方案 篇4

轴承装配的控制作为影响轴承运转寿命的一项重要内容, 其装配方式的选取受到很多因素的影响, 主要包括轴承本身材料的选取、轴承安装配合设计、制造工艺以及制造精度等。如果轴承的安装工艺及方式选取不当, 容易造成轴承装配过程中出现内圈损坏或装配不到位, 严重的甚至影响到旋转部件的运行寿命。从某种角度来讲, 由于轴承目前在各种机械产品设计中逐渐标准化, 轴承的安装配合设计精度以及材料选取等本体化因素对安装过程的影响越来越小, 可以基本忽略不计。

我公司目前生产的前桥总成所使用的前轮毂内外轴承采用的均是圆锥滚动轴承, 轴承本体材料采用GCr15, 这类轴承的主要特点是能够承载一定的载荷, 并且调整间隙的结构易实现。轴承安装方法采用冷态安装, 然后安装套筒直接敲击轴承内圈直至到位。从产品设计的角度来看, 内轴承安装主要采用过盈配合, 其过盈量0.010～0.035mm, 外轴承则选用过渡配合。由于安装部位的加工精度一般都趋向于间隙配合来进行加工控制, 过渡配合的外轴承是不存在任何问题的, 但对于存在小过盈量的内轴承安装来讲, 其主要风险是安装过程中出现轴承内圈碎裂现象。本文通过对前桥总成装配过程中滚动轴承碎裂原因进行了分析, 为现场的装配工艺提供有效的改进方向。

碎裂原因分析及解决措施

1.轴承的制造精度

总成装配生产线反馈:由某公司提供的轴承在装配过程中连续出现内轴承装配碎裂问题, 改善装配工位器具后, 仍然无法彻底消除轴承碎裂的现象。

通过碎裂解理分析得到的金相检验报告来看, 轴承本身的热处理组织为隐针马氏体, 这与国标相符合, 并没有发现有较大的缺陷 (见图1) 。

针对碎裂轴承的断口进行宏观检验以及轴承SEM扫描观察发现, 轴承内圈部分存在加工刀痕 (见图2) 。

通过对断裂部位的进一步观察发现, 圆弧过渡部位两个形状不一致, 并且在其中的一个部位存在裂纹源 (见图3) 。通过查阅产品设计得知, 此部位要求保持R3～R5mm。

由以上轴承断口分析得出, 产生此次轴承批量的断裂原因是轴承产品在制造过程中关键部位有刀痕, 导致轴承热处理过程中出现隐形裂纹, 并在后续的磨削过程中进一步得到扩展。由于该轴承属于过盈配合, 我公司目前采用冷态安装, 外界要施以很大的力才能够克服阻力确保安装到位, 再加上轴承本身套筒的定位以及导向不太准确, 这些因素加剧了轴承内圈在装配过程中出现一次性过载情况的产生, 最终导致轴承装配出现碎裂。

2.安装方式的选择

总成装配线反馈:使用某公司提供的7312E轴承连续出现轴承碎裂的现象, 碎裂产品每班次3～5件。由于此次故障的形态与前次批量出现的情况相一致, 最初鉴定为轴承本身的质量问题, 但通过改善工位器具的设计等方法仍然无法消除此现象。通过测量轴承的内径, 并与另一厂家的轴承进行比较, 发现该公司生产的轴承内径整体偏下差, 造成配合的过盈量比另一厂家的轴承大0.005～0.010mm。如果按照原有的装配习惯进行装配, 势必会造成轴承安装过程中出现一次性过载的几率提高, 轴承内圈的碎裂比例加大。经过与技术部门协商, 决定采用热装工艺进行装配, 既提高效率、降低劳动强度, 又能够有效避免轴承碎裂;同时根据产品设定的过盈量需求, 并结合相关的资料, 将轴承热装的温度控制在110℃。通过后续的实践证明, 采用热装工艺后, 轴承碎裂的现象有效得到控制。

结语

通过对此次批量出现的轴承装配碎裂问题现场解决和分析来看, 针对不同厂家的轴承加工习惯, 需要采用不同的装配安装方式来确保轴承的安装。装配安装方式对后续的装配, 尤其是大批量流水零部件总成的装配作业具有极大的影响。

旋转导向工具驱动总成控制器设计 篇5

1 驱动总成

驱动总成安装在旋转导向工具的不旋转外套上, 是一套机电一体化的液压执行系统。如图1所示, 其主要结构包括:电机、柱塞泵、电磁阀、液压缸、位移传感器和驱动控制器。系统工作时, 电机依靠井下发电机提供电源, 带动柱塞泵工作, 使得驱动总成内部产生液压动力;驱动控制器采集位移传感器数据, 得到液压缸的行程位置, 通过控制电磁阀的开合状态改变液压油的流向, 控制液压缸运动到设定的控制位置。

旋转导向工具需要轴向安装3个驱动总成, 相邻的驱动总成之间的夹角为120°。为了达到矢量位移控制的要求, 驱动总成之间需要协调控制, 同时, 对于驱动总成上集成的电机、电磁阀和传感器也要进行实时的控制和信息采集, 这样对于控制器的处理性能要求较高, 因此, 在控制系统的设计方案上采用分层控制的结构, 如图2所示, 自上而下分为管理层、协调层和应用层。管理层由地面工控机负责整个旋转导向工具驱动控制系统的监控和调试, 在地面调试时, 地面工控机通过RS232串行接口与井下中控机连接, 进行发送指令和采集数据, 当旋转导向工具在井下作业时, 地面工控机将指令发送给泥浆分流装置, 通过改变下行泥浆脉冲完成指令发送, 同时, 随钻测量工具将井下所采集的数据通过上行泥浆脉冲发送给地面压力采集模块, 由其将解析出来的数据发送给地面工控机;协调层通过安装在旋转导向工具电子腔内的井下中控机, 实现各个控制层之间的数据交换;应用层能够实现对驱动总成的控制。对于驱动总成控制器的设计在应用层完成。

2 硬件设计

2.1 微控制单元

驱动总成控制器的微控制单元选用ADI公司的ADu C7128处理器芯片。ADu C7128具有一个128k B内存的32位ARM7RISC微控制器核, 一个10 bit数模转换器 (DAC) , 一个12 bit 1 MSPS ADC, 一个16 bit脉宽调制器 (PWM) 和正交编码器, 输入通道达14路, 集成2阶低通滤波器 (LPF) 和可编逻辑阵列 (PLA) , 有一个32 bit, 21 MHz的直接数字频率合成器 (DDS) 连接到DAC输入端, 其中该DAC还包含一个10Ω线路驱动器, 可工作在差分和单端输入模式下, 具有温度传感器和电压比较器, 以LFCSP形式封装, 可以通过JTAG接口实现编程和调试。

2.2 电源转换单元

外部输入的直流电压范围为:43V~53V, 根据系统中电子元器件对电压的需求, 需要通过降压的方式产生5V、3.3V和2.5V的电压, 具体的实现方法如下:选用DC/DC电源转换芯片LM5010AMH, 将外部直流电压转换为驱动控制板的供电电压5V;M C U芯片A D u C7128需要3.3V的数字和模拟电源进行供电, 因此, 通过LDO芯片A P122_33将对驱动控制板供电的5V电压转换为3.3V电压, 同时, 将此数字电源经过一个30μH的电感进行隔离, 可以得到所需的3.3V模拟电源;另外, 与驱动控制板连接的位移传感器所需的工作电压为2.5V, 可以采用LDO电压转换芯片ADR441B-R, 将3.3V电压进行转换而得到。

2.3 位移监测单元

选用霍尼韦尔公司生产的MLT系列线性位移传感器, 对驱动总成的位移数据进行实时采集, 该传感器电气行程达101.6mm, 线性度达1%。位移传感器所采集的位移信号通过由运算放大器AD8603所构成的电压跟随器, 进入ADC采样。

2.4 电机驱动控制单元

B L D C驱动器选用A3930, 该控制I C集成了整流逻辑控制功能, 仅需要少量的外部MOSFET便可工作, 既能够减少微处理器的负载, 提高系统的可靠性与稳定性, 又能够减少电路板面积, 有利于安装。在驱动电机时, 通过MCU芯片ADu C7128驱动BLDC驱动控制器A3930, A3930经过MOSFET桥式电路驱动直流电机, 同时, A3930芯片监测直流电机上面的霍尔传感器信号, 最后, 经过P I D控制算法修正, 构成闭环控制系统, 使直流电机转速稳定在设定值。

2.5 电磁阀控制单元

根据驱动总成的液压控制系统的具体要求, MCU芯片ADu C7128设计提供3路电磁阀控制信号输出, 其所发出的电磁阀控制信号, 经过2片并联的UCC27424驱动芯片, 对电磁阀进行驱动。UCC27424是一款高速双同相MOSFET驱动器, 工作电压范围为4.5V~15V, 电流驱动范围可达-4A~4A, 通过2个芯片并联, 可以得到更高的驱动电流输出。

2.6 通讯单元

由于驱动总成控制器与上层协调层的井下中控机之间的通讯为多机通讯, 其中, 驱动总成控制器为从机, 井下中控机为主句, 因此, 为了确保数据通讯的可靠性, 通讯方案采用RS485物理接口。RS485采用差分方式传输数据信号, 具有抗噪声干扰、传输距离长、可以连接多台从机的优点。采用SN65HVD1781作为RS485的接口芯片, 工作电压为3.3V, 传输速率可达10 Mbps, SOIC封装, 具有功耗低, 传输速率高, 集成度高的特点。

3 软件设计

驱动总成控制器的软件程序采用C语言编写, 主要由3个子程序模块构成:电机闭环控制模块、液压缸行程闭环控制模块、Modbus数据解析模块。

3.1 电机闭环控制模块

该模块控制直流电机的运行, 以确保驱动总成能够具有充足的动力。软件会根据井下中控机所发送的电机速度设定值与当前电机转速, 计算出二者之间的速度差值;如果速度差值大于阈值, 电机会根据PID算法进行加速或减速, 直至当前电机转速达到电机转速设定值。

所谓PID控制是根据给定值r (t) 与实际输出值c (t) 所构成的控制偏差:e (t) =r (t) -c (t) , 将该偏差的比例 (P) 、积分 (I) 和微分 (D) 通过线性组合构成控制量, 对被控对象进行控制。PID调节的控制规律如下:

式中:

KP——比例系数;

TI——积分时间常数;

TD——微分时间常数。

3.2 液压缸行程闭环控制模块

该模块通过检测位移传感器的数值, 获知当前液压缸的行程数据, 通过与井下中控机所发送的液压缸目标位移设定值进行对比, 对当前驱动总成中的电磁阀开合进行控制, 从而改变液压油的流向, 使液压缸能够运行到设定的位置。

3.3 Modbus数据解析模块

该模块用来处理驱动总成控制器与井下中控机之间基于Modbus协议的数据通讯。Modbus协议最初是由Modicon公司于1978年开发的一种通信协议, 现已成为适用于电子控制器上的一种通用语言, 广泛应用于工业自动化领域, 具有开放、简单的优点。M o d b u s协议是具有主从结构的通讯协议, 能够设置1个主机和最多247个从机, 从机需要接收到主机所发出的请求, 才能够与主机通讯, 并且不能主动发起通讯请求, 另外, 从机之间不能进行通讯。Modbus协议规定, 主机可以向多个从机发送请求, 每个从机都具有自己的一个8位地址编码 (地址编码范围1-247) , 每个从机的地址码是唯一的。Modbus具有两种信息传送模式, RTU (Remote Terminal Unit) 模式和ASCII模式。由于, 在相同通讯速率条件下, RTU模式比A S C I I模式能够传输更多数据, 因此, 在控制系统中, 选用RTU模式。使用RTU模式, 所发送的信息帧之间的时间间隔至少应为3.5个字符时间, 波特率为19200bps, 信息帧包括4个部分, 分别为:从机地址、功能代码、数据和CRC校验。

4 实验结果

为了测试驱动总成控制器的工作性能, 试验样机在实验室内进行了功能测试试验, 重点考察驱动总成控制器的数据采集、数据通讯和闭环控制性能。试验结果表明, 驱动总成控制器能够完成对各执行元件的控制, 通讯接口工作正常。

5 结论

针对旋转导向工具驱动总成井下控制和数据采集需要, 本文提出了基于ARM7核心架构和Modbus通讯协议的控制器技术解决方案, 该方案结构简单, 集成度高、通讯稳定, 抗干扰能力强, 能够适用于现场旋转导向钻井作业的需要。

参考文献

[1]蒋世全, 大位移井技术的发展现状及启示[J].中国海上油气 (工程) , 1999 (3) :1-8

[2]李汉兴、姜伟、蒋世全, 等, 可控偏心器旋转导向钻井工具研制与现场试验[J].石油机械, 2007 (9) :71-74

[3]张美金, 宋志忍.基于MODBUS协议的矿井压力监控系统设计[J].微计算机信息, 2011 (6) :42-44

安全带总成 篇6

一、零件分析

( 一) 产品零件的结构和用途。

1. 该零件是微型汽车后桥壳焊接总成。它主要由两个端头法兰、两个弹簧底座、两个定位凸块、两个油管固定竖板和半轴套管、垫套及接口法兰、放油螺母、加油螺母、气孔护盖、上桥壳、下桥壳等组成。

2. 微型汽车后桥采用的是冲压焊接结构。首先钢板经冲压成半桥壳, 由两个半桥壳对焊形成后桥壳, 然后再由后桥壳与半轴套管焊接成桥壳体。具有结构简单、重量轻的优点。后桥壳均采用焊条电弧焊来进行焊接, 需焊接两遍。

( 二) 零件技术的具体分析。

1. 公差分析。此零件的最高公差等级是IT7, 最低公差等级是IT12, 对于一般的加工很容易满足要求, 就比如: 车端面, 车外圆, 镗孔等都能达到公差等级为IT7 至IT12 之间的公差值; 该零件焊接的焊缝要符合GB/T 3323 - 1987《钢熔化焊对接接头射线照相质量分级》的 Ш 级, 所以焊接要牢固, 不允许有烧穿、裂纹、焊缝间断、露出弧坑状等缺陷, 都要清理干净。

2. 几何形状精度分析。对于几何形状精度只有平面度与位置度的要求。其中螺孔4 - M8 - 6H的孔对基准A的位置度公差为 Φ0. 3mm, 所以, 在加工的时候要注意, 装夹的时候要保证基准面没有杂质。这里的公差要求是达到0. 5mm、Φ0. 3mm、Φ0. 25mm和0. 05mm。

3. 表面粗糙度要求。该零件加工的表面粗糙度是Ra3.2。在进行零件的粗加工时, 它的表面粗糙度要求为Ra6. 3, 待进行精加工时, 表面粗糙度值为Ra3. 2。焊接时不允许有烧穿、裂纹、焊缝间断、露出弧坑状等缺陷, 具有配合关系的各表面必须光洁, 不允许有蚀痕、损伤和焊接痕迹等缺陷, 所以焊接完成后都要进行去毛刺锐边, 要清理干净。

二、工艺路线的拟定

在制定工艺路线的时候要先了解一下该微型汽车后桥壳焊接总成生产的特点: 后桥壳焊接总成通常为单件小批生产, 且一般加工精度要求不太高, 因此在数控机床或者普通机床上加工都适合, 为减少零件的安装、校正时间, 该零件的粗加工和精加工往往在同一机床或者同一型号的车床上进行, 为减少换刀次数, 可选择粗精加工分开, 加工同一部位时, 则用两台相同的机床。在后桥壳焊接总成中, 部分零件是直接进行冲压成型的, 如: 端头法兰的毛坯是直接铸造成型的, 之后进行焊接, 才能进行进一步的加工。

( 一) 机械加工工艺路线。备料 ( 冲压、铸造) →点固焊接→焊接环链→校直→检漏→车端面和粗车端头法兰外圆 ( 普通车床) →调头, 车端面和粗车端头法兰外圆 ( 普通车床) →粗镗端头法兰内孔 ( 数控车床) →调头, 粗镗端头法兰内孔 ( 数控车床) →精车端头法兰外圆 ( 普通车床) →调头, 精车端头法兰外圆 ( 普通车床) →精镗端头法兰内孔 ( 数控车床) →调头, 精镗端头法兰内孔 ( 数控车床) →粗镗接口法兰 ( 普通卧式铣床) →精镗接口法兰 ( 普通卧式铣床) →钻两端头法兰的8 个孔 ( ( 双面钻专机) →攻螺纹 ( 攻丝机) →钻接口法兰的8 个孔 ( 摇臂钻床) →铰接口法兰的8 个孔 ( 立式钻床) →去毛刺 ( 打磨) →清查→清洗、磷化处理→喷漆→摸油、防锈处理→检验→成品入库。

( 二) 焊接加工工艺路线。半轴套管与垫圈的点固组焊→油箱后盖与加油螺母的全焊→上下壳与接口法兰的点固组焊→上下壳直缝全焊→放油螺母与后桥壳的环缝全焊→接口法兰的环缝全焊→油箱后盖与后桥壳的点固组焊→油箱后盖与后桥壳的环缝全焊→总拼点固组焊→总成的环缝组焊→弹簧座的环缝全焊→校正→焊接定位凸块和吊耳→检漏。该后桥壳零件需焊接的面积有大有小, 有环缝也有直缝。放油螺母和后桥壳体的焊接是面积比较小的, 用手工焊接就能满足加工要求, 而法兰头和半轴套管的连接是属于环缝的, 且该焊接要求比较高, 不能出现虚焊或者焊缝不均匀等, 应为后桥起到承载的作用, 在焊缝不均匀的地方, 会造成应力集中, 很容易在不均匀的地方断裂, 影响了零件的使用功能, 所以该地方需要用数控焊接的方式来保证工件的强度要求。所以该零件的焊接只要采用手工焊接和数控焊接等焊接方式。

( 三) 其他工艺要求。不仅是焊接有工艺要求, 清洗、磷化处理也有相应的工艺要求, 其主要内容为: 一是将后桥壳放入“二合一”除油除锈处理池中浸泡4 ~ 6 分钟, 将工件从除油漆除锈池捞出, 用抹布或钢丝球进行擦洗。 ( 所用溶液总酸度180 ~ 250 点, PH值2 ~ 4) 。二是将后桥壳放入溢流清洗池中清洗干净, 进出池子轻拿轻放, 避免管夹变形。 ( 所用溶液PH值5 ~ 7) 。三是吊挂工件进入表调槽1 ~ 2 分钟。 ( 所用溶液总碱度5 ~ 10 点, PH值8 ~ 9) 。四是吊挂工件进入磷化处理槽10 ~ 15 分钟进行磷化处理。 ( 所用溶液游离酸度1. 5 ~ 2. 6 点, 总碱度35 ~ 45 点, 气点值3. 5 点, PH值3~ 5) 。五是吊挂工件进入热水槽快速干燥1 ~ 2 分钟。 ( 所用溶液的PH值5 ~ 7) 。

三、结语

后桥的不合格会引发很多的汽车故障, 如后桥的变形, 轻则引起四轮定位有偏差, 从而使方向转向沉重、发抖、跑偏、不正、不归位或者轮胎单边磨损, 波状磨损, 块状磨损, 偏磨等不正常磨损, 以及用户驾驶时, 车感漂浮、颠簸、摇摆等现象, 严重影响了用户的使用质量。重则会引起交通事故, 影响了人们生命和财产的安全, 危害无穷。合理的设计方案还不能保证后桥的质量, 还要配合合理的制造工艺才能生产出保证质量的产品, 更好地提高加工的效率, 给人们提供合格舒适的产品, 给社会创造出更多的财富。

参考文献

[1]蔡兰, 王霄主编.数控加工工艺学[M].北京:化学工业出版社, 2005

[2]魏康民主编.机械制造基础[M].重庆:重庆大学出版社, 2004

[3]宇永福, 张德生主编.金属材料焊接[M].北京:机械工业出版社, 1999

[4]裘维函主编.机械制造基础[M].北京:机械工业出版社, 1999.10

推土机张紧弹簧总成压装工具 篇7

1. 张紧弹簧总成结构

推土机的张紧弹簧总成由后法兰盘1、螺母2、张紧杆3、弹簧4、前法兰盘5等组成。进行压装时,需先将前法兰盘5、后法兰盘1装在弹簧4两端,将张紧杆3从前法兰盘5、后法兰盘1及弹簧中心孔穿出,再将弹簧4压缩到规定的长度,最后将螺母2拧到张紧杆3上,插上锁销,以防止螺母2松动。

2. 压装工具设计要求

该专用压装工具应能满足以下3点要求,一是结构紧凑,有足够的强度和刚度;二是压装作业要省力、迅速、方便、安全;三是能够压装不同直径和长度的弹簧,具有可扩展性和通用性。

3. 压装工具结构

根据以上要求,我们设计了专用压装工具。其机架、压装机构、升降机构、保护机构、液压控制系统如下所述,具体零部件如图2所示。

(1)机架

机架5为压装工具的主体,其作用是支承和定位工件。压装时,以机架5底座上平面所焊接的钢板为工作台,工作台上焊有V形板19,在V形板19上平面用铆钉铆装了钢尺18。

(2)压装机构

在机架右侧板16上焊有导轨17,其上开有长孔圆,溜板12用压板和螺栓紧固在导轨17槽中并能沿导轨滑动。溜板12上开有中心孔,压装缸9穿过长圆孔用螺栓紧固在溜板12上。

压装缸9活塞杆前端螺纹用于安装压头11。压头11上通过螺栓装有压块1和指针10,压块1用于顶推推土机张紧弹簧,指针10指向钢尺18上的刻度,用以在压装时精确控制弹簧的压缩量。此外,将压头11螺栓松开,可更换不同长度的压块1,可以适应压装不同长度的张紧弹簧。

(3)升降机构

为了保证压头11与不同直径的张紧弹簧保持同轴度,在机架5上设置了升降机构。该升降机构由升降架7、压板23、手轮22、螺杆24等组成。升降架7通过压板23和螺栓固定在机架上侧板15上,螺杆24与溜板12之间用销轴连接。通过旋转手轮22,可使螺杆24带动溜板12沿导轨17上、下滑动,并带动安装在升降架7上的压装缸9、压头11、压块1一起升降。

(4)保护机构

为防止弹簧在压装过程中弹出发生危险,在机架上侧板15上装有保护缸6,在保护缸6活塞杆端头上装有保护罩4,保护缸6可带动保护罩4升降,保护罩4下降后,可覆盖张紧弹簧,保证压装安全。

机架左侧板14装有控制盒3,控制盒3边上开有长孔,长孔处装有限位开关13。保护罩4上面焊接有圆钢,该圆钢穿过限位开关13处的长孔。当保护罩4上升、下降到适当位置时,圆钢能与限位开关13接触,以限制保护罩4升、降极限位置。限位开关13既能进行限位保护,又能使保护罩4不受冲击。

1.后法兰盘2.螺母3.张紧杆4.弹簧5.前法兰盘

1.压块2.导套3.控制盒4.保护罩5.机架6.保护缸7.升降架8.液压站9.压装缸10.指针11.压头12.溜板13.限位开关14.左侧板15.上侧板16.右侧板17.导轨18.钢尺19.V形板20.轴承21.轴承22.手轮23.压板24.螺杆

(5)液压控制系统

液压控制系统的动力是液压站8,液压站8通过控制盒3进行控制,实现对张紧弹簧的压装和保护。控制盒3上面有6个按扭,分别控制保护缸6的上升、停止、下降和压装缸9的前进、停止、后退。控制盒3、限位开关13与液压站之间用电缆连接。保护缸6、压装缸9进出油口与液压站之间用高压胶管连接。

4. 压装工具使用方法

(1)准备工作

张紧弹簧压装前,用起重机将张紧弹簧吊装到工作台上,将前法兰盘、后法兰盘安装在弹簧的两侧,将导套(用于保护张紧杆端部螺纹)拧在张紧杆端部螺纹上,将张紧杆从前法兰盘、后法兰盘中心孔穿出,使导套穿过后露出。

(2)压装

压装时,将张紧弹簧组件滚进机架底座V形板上,转动升降机构手轮,使压头、压块与张紧弹簧对齐。启动液压站,按下电气控制盒上保护缸下降按钮,操纵保护罩降下。按下电气控制盒上的压装缸推进按钮,启动压装缸进行压装,观察机架底座V形板上的钢尺和压头上的指针,控制压装缸活塞杆行程。当弹簧压装到需要长度时,停止压装,将导套从张紧杆上卸下来,将螺母拧到张紧杆上,将螺母上的锁片锁固到张紧杆上,以防止螺母松动。

(3)收尾

张紧弹簧压装完毕后,按下电器控制盒保护罩上升按钮,使保护罩上升,操纵压装缸使活塞杆收回。将张紧弹簧总成从V形板上滚到机架工作台上,将张紧弹簧总成吊到工位存放架上保存。

安全带总成 篇8

发动机冷却系统的表现直接影响车辆的动力性和经济性。冷却风扇总成不但是发动机冷却系统的重要部件, 而且是发动机的主要噪声源。随着法律法规的日益严格及乘员对NVH要求的不断提高, 风扇噪声问题受到了广泛关注[1]。风扇噪声包括气动噪声, 振动噪声以及电磁噪声, 其中气动噪声占主导地位。因此, 降低发动机冷却风扇气动噪声对降低发动机运行噪声至关重要。

传统发动机冷却风扇设计主要依靠试验法, 周期长、成本高。近年来CFD和CAA技术的迅速发展, 风扇气动噪声数值预测成为研究的热点。耿丽珍等利用CFD对轿车发动机冷却风扇进行了降噪研究[2], 杨爱玲等研究了掠动叶对微型轴流风扇气动声学性能的影响[3], 田杰研究了空调器室外机轴流风机内部复杂流动及气动声学规律[4], 刘雄等进行了风力机翼型气动噪声研究[5], 伍文华等将大涡模拟应用于轴流风扇气动噪声仿真[6], 张代胜等基于CFD对发动机冷却风扇进行了仿真与优化[7]。Zanon等进行了低速轴流风扇的宽频噪声预测, 研究了网格拓扑对宽频噪声预测的影响[8]。但以往多数研究只关注了风扇本身而忽略风架的作用, 实际情况下风扇与风架组成的风扇总成是有机的整体, 风架的存在对流场和声场的影响有待研究。

本文以发动机冷却风扇总成为研究对象, 使用CFD和CAA分步耦合方法进行气动噪声预测。考虑风架对流场的影响, 通过大涡模拟 (LES) 进行瞬态计算捕获风扇声源信息。考虑风架护风圈对声传播的影响, 利用声学边界元方法 (BEM) 对冷却风扇总成气动噪声进行三维声场预测与声压频谱分析。最后进行噪声试验, 验证数值预测的准确性。

1 理论模型

1.1 流场理论模型

为了更加精确地捕获气动声源信息, 流场瞬态计算采用LES模型[6]。LES旨在用非稳态的N-S方程来直接仿真大尺度涡, 而小涡对大涡的影响通过近似模型替代。大涡数值模拟的控制方程为:

方程 (3) 右端还有不封闭项:

τij称为亚格子应力, 亚格子应力是过滤掉的小尺度脉动和可解尺度湍流间的动量输运。要实现大涡数值模拟, 必须构造亚格子应力的封闭模式。不可压缩湍流的亚格子涡粘和涡扩散模型采用分子粘性形式, 即:

以上公式中Vt称作亚格子涡粘系数。将亚格子应力的涡粘模型式 (5) 代入到大涡数值模拟控制方程式 (3) 可得:

采用涡粘的湍流控制方程只是在分子扩散系数上加上亚格子涡粘系数。涡粘系数是需要封闭的参数, 采用Smagorinsky模式将亚格子涡粘系数写成以下形式:

1.2 声场理论模型

风扇运转时主要考虑运动偶极子源, FW-H方程的时域解为:

用周期函数的Fourier级数展开, 方程 (8) 可以转换为:

式中:i是虚数单位;ω是叶轮的旋转角速度。图1为风扇坐标系示意图, 为便于数值计算, 假设各叶片压力波动时间历程相同, 可推得叶片噪声的Lowson公式[8]。风扇坐标系如图1所示, 叶片的轴向和切向辐射声压为:

式中, m为谐波数;B为转子叶片数;Ω为转速;R为观测点距风扇中心的距离;c0为声速;F (τ) 为叶片边缘总压力的傅里叶级数;M为旋转马赫数;V定子叶片数。

径向辐射声压为:

2 数值计算

2.1 流场计算

冷却风扇风扇总成为7叶片等节距带风圈风扇总成, 因为风架对于风扇流场的主要影响在于风架护风圈以及风架静叶, 所以不影响模型精确性基础上, 缝合叶片表面的碎片同时清理轮毂中的沟槽及加强筋。简化后风扇总成如图2所示。

在ANSYS CFX中建立旋转流体区和外部流体区。根据噪声试验环境建立边长为2000mm的外流域。进口区和出口区在外部流体区的前后两侧。

在ICEM中划分网格, 由于旋转流体区叶片表面是影响流场分布及噪声重要区域, 采用结构化网格划分, 在叶片近壁区采用O型拓扑[8], 建立5层棱柱边界层网格。综合考虑计算效率, 在外部流体区使用自适应更强的非结构化网格, 内外流域交界面节点一一对应。

进口边界条件设定为压力入口, 静压为零, 出口边界条件设定为压力出口, 静压为零。其余面设定为无滑移壁面。流体马赫数小于0.1, 定义为不可压缩气体。为捕获3种工况下气动声源信息, 工况设置如表1所示。

在流场稳态计算的基础上进行瞬态计算。设置截止频率为2500Hz, 根据奈奎斯特采样定理, 设定采样时间间隔为0.0002s, 瞬态求解10000步。为保证流场计算收敛性, 查看残差曲线和进出口的静压的变化情况。

图4和图5为工况3下某时间步风扇吸力面风压云图及风架表面风压云图, 吸力面出现大面积的负压, 而在风叶前缘附近为很大的正压, 在风圈上出现了很大的负压, 压力分布很不均匀。风扇叶片前缘以及风圈内缘是压力波动出现的主要区域。风架内侧存在着大量的负压区域, 说明空气发生了绕流。风架支撑筋上也存在约180Pa的正压, 说明支撑筋的存在会对风扇气流产生阻碍。风架的阻碍使叶片表面压力波动增大并产生涡流扰动, 所以风扇与风架之间的动静干涉产生的压力波动也对气动噪声源做出了贡献。

图6为工况3叶片附近风速矢量图, 可以看出空气经过叶片和风架后向出口处流动, 在风圈和风架护风圈之间存在少量回流, 说明在风扇外端安装风圈的方法, 减少了叶尖的回流损失, 提高了风扇效率。但回流的存在还是导致了风圈和风架护风圈的压力降波动从而产生了气动噪声。

2.2 声场计算

声场计算在LMS Virtual.Lab Acoustic中进行, 导入叶片表面压力脉动数据进行扇声源等效。因为本次分析的叶片是声学紧致的, 所以流动产生的压力将被集中在叶片的中心。图7是三个工况下一片风叶等效扇声源轴向压力脉动图, 不但可以看出风叶表面压力脉动形状有明显的基频分量。而且可以看出压力脉动幅值随着转速的增大而增大。

考虑风架护风罩对噪声传播的影响, 采用边界元 (BEM) 方法建立风架护风圈声学边界元网格。在风扇周围建立半径一米的三维球面, 并在中轴线前后一米处建立进风口和出风口接收点, 声场计算模型如图8所示。

工况3下, 1叶频至6叶频的三维球面声压分布如图7所示。可以看出1叶频至3叶频风扇声场轴向偶极特点最为明显, 且声辐射能量较为集中。4叶频至6叶频声场仍表现为偶极特点, 但轴向发生了偏转, 在4叶频时偏转最为强烈。

在时域条件下同时求解叶片离散和宽频噪声, 进而通过傅里叶变换为接收点声压级频谱图。图10为3个工况下出风口接收点声压级频谱预测结果。可以看出3个工况下, 声压级在500Hz以下时较小, 在500Hz后在30d B上下波动。叶频及其前9阶谐波处离散噪声峰值明显, 都在2阶谐频时出现了最大峰值。离散噪声比宽频噪声大, 说明了高转速时离散噪声占据了气动噪声的主要部分。在同一接收点, 离散噪声和宽频噪声随转速的增大而增大。

3 试验验证

为验证预测结果, 根据国家标准[10]在半消声室内进行冷却风扇总成噪声试验, 噪声试验环境如图11所示。

图12为3个工况下接收点A计权声压级频谱试验结果。可以看出3个工况下, 数值上离散噪声预测结果与试验结果基本相同, 但在4阶及以上谐波处, 预测结果较试验结果有一定误差。宽频噪声预测结果波动比试验结果大, 但在趋势上与试验值保持很好的一致性, 验证了噪声预测的准确性。

根据总声压级依据公式 (12) 计算接收点处声压级。

SPL (i) 为第i个1/3倍频中心频率点声压级。

图13为接收点处声压级试验值与预测值的对比。进风口和出风口接收点处的声压级随流量的增加而增加, 在工况3达到最大。出口接收点声压级比进口接收点A大, 说明偶极子源对出风口的影响比进风口大。声压级仿真值比试验结果小, 平均相对误差在5%以内。误差的主要原因是CFD仿真结果存在一定偏差, 等效声源计算误差, 同时没有考虑叶片振动噪声的影响。

4 结论

考虑风架对流场的影响, 建立完整的冷却风扇总成模型, 通过大涡模拟 (LES) 进行瞬态计算捕捉三个工况下风扇声源信息。考虑风架护风圈对声传播的影响, 利用声学边界元方法 (BEM) 进行冷却风扇总成气动噪声进行预测并进行了试验验证。得到结论如下:1) 风架对气流的阻碍使叶片表面压力波动增大, 从而增加了气动噪声。2) 低频时风扇声场轴向偶极特点最为明显, 高频时发生了轴偏转。3) 高转速时离散噪声占据了气动噪声的主要部分。4) 在同一接收点, 离散噪声和宽频噪声随转速的增大而增大。5) 气动噪声数值预测的准确, 可为低噪声设计提供参考。

参考文献

[1]Ota, H., Yuichi, K., Yukio, O., and Hiroshi, Y.Development of High Efficient Radiator Cooling Fan for Automotive Application[A].SAE 2013 World Congress&Exhibition[C], 2012, 01 (1293) .

[2]耿丽珍, 袁兆成, 等.轿车发动机冷却风扇CFD仿真分析及降噪研究[J].北京:汽车工程, 2009, 31:664-668.

[3]杨爱玲, 唐涛, 等.掠动叶对微型轴流风扇气动-声学性能的影响研究[J].北京:工程热物理学报, 2009:411-414.

[4]田杰.空调器室外机轴流风机系统内部复杂流动及其气动声学研究[D].上海:上海交通大学, 2009:104.

[5]刘雄, 罗文博.风力机翼型气动噪声优化设计研究[J].北京:机械工程学报, 2011:134-139.

[6]伍文华, 杜平安.大涡模拟在轴流风扇气动噪声仿真中的应用[J].辽宁:机械设计与制造, 2013:63-65.

[7]张代胜, 李浩, 蔡少波.基于CFD的发动机冷却风扇仿真优化研究[J].安徽:合肥工业大学学报, 2013:1029-1033.

[8]Zanon, A., De Gennaro, M., Kuehnelt, H., Caridi, D.et al.Numerical Investigation of Location and Coherence of Broadband Noise Sources for a Low Speed Axial HVAC Fan[A].8th International Styrian Noise, Vibration&Harshness Congress:The European Automotive Noise Conference[C].2014, 01 (2054) .

[9]A.Gérard, A.Berry, P.Masson, S.Moreau.Use of a beat effect for the automatic positioning of flow obstructions to control tonal fan noise:Theory and experiments[J].Journal of Sound and Vibration, 2013.

安全带总成 篇9

采用立轴式冲击破碎机 (巴马克) 配套的生产线制砂, 成品砂质量稳定, 颗粒形状好, 得到产品用户的认可, 在国内矿物破碎生产中应用越来越广泛。特别是近十几年在耐火材料、建筑骨料、玻璃原料、公路商砼、精铸砂、人工制砂等行业发展迅速, 许多大项目大都采用了立轴式冲击破碎机作为主要制砂设备。因此, 保证破碎机运行成本低廉, 维护简便的问题日显突出。

1 巴马克破碎机工作原理 (图1)

物料由进料斗进入破碎机, 经分料器将物料分成两部分, 一部分由分料器中间进入高速旋转的叶轮中, 在叶轮内被迅速加速, 其加速度可达数百倍重力加速度, 然后以60~75m/s的速度从叶轮3个均布的流道内抛射出去。首先同由分料器四周自由落体的一部分物料冲击破碎, 然后一起冲击到破碎腔内的物料衬层上, 被物料衬层撞击反弹, 斜向上冲击到破碎腔的顶部, 又改变其运动方向, 偏转向下运动, 再次与从叶轮流道发射出来的物料形成连续不断的高速物料幕撞击。如此, 一块物料在涡动破碎腔内就受到两次乃至多次机率的撞击、摩擦和研磨破碎作用。被破碎的物料由下部的排料口排出。与配置的提升循环筛分系统形成闭路, 一般循环3次即可将物料破碎为≤20目粒度。

溢流给料并不需要增加破碎机的功率消耗和磨损费用, 溢流给料增加了破碎机腔内部的颗粒密度, 更有效的破碎更多的颗粒, 提高了能量利用率。正因为矿石经受的多次撞击、研磨后的破碎机理, 经该机破碎的产品颗粒形状呈近似圆型居多, 使粉料配组时流动性更好。在破碎腔周缘的平底结构形成物料堆积衬层, 物料在破碎过程中, 除抛飞过程中的相互撞击外, 又在腔壁与堆积衬层相互冲击破碎, 这样就减少了与金属元件的直接接触, 大大减少了物料破碎中的铁污染问题, 对控制铁成分含量的生产要求是比较理想的设备选择之一。

2 主轴工作状态分析

纵观巴马克主轴工作结构形式是一个较大质量的转子体安装在主轴一端, 主轴通过主轴箱体安装在机架上, 轴的另一端装有皮带轮, 通过电机带动高速旋转。因转子体质量大、转速高, 巴马克破碎机属于大惯量的转动设备, 即使停机后, 由惯性产生的振动对设备也存在较大危害, 所以, 主轴的定位稳固性相当重要。

振动是转动设备的主要故障之一。巴马克破碎机的转子转速高、负载大、工作环境条件差, 工作时间长且连续, 工作中转子体还要在破碎腔内受到料石的碰撞打击、堵塞摩擦等不规则外力的作用, 即使转子体和主轴在设计和制造加工过程中, 严格要求了制造精度, 但在生产过程中的物料堵塞、过度磨损, 致使转子体质心点偏转甚至安装过程中的中心偏差, 都会造成主轴转子的大幅度偏振、噪声大, 直至设备的破坏。振动在转动机械工作中是不可避免的, 只能通过各种措施把振动量控制在一个合理的范围内。所以, 保证巴马克运行稳定的前提就是主轴的安装定位必须准确和稳固, 这就需要克服各方面外力的不利影响。

影响巴马克破碎机主轴固定的外力, 主要来自转子体惯性引起的振动力以及轴承损坏后引起的扭转力矩等。另外, 固定主轴套的轴卡套结构, 是否能有效地卡紧, 能否使主轴准确对中, 也决定着主轴工作的稳定和好坏。为此, 根据生产实际中的应用情况, 对主轴总成的固定结构形式进行改造。

3 改进前主轴套固定方式存在问题

改前 (图2左半部分) 主轴套的固定方式是通过上下2个卡套圈把主轴套与机架连接在一起, 为方便拆装, 上卡套圈分割为3块, 下卡套圈分割为4块, 每块用2个螺栓连接到机架固定盘上, 卡套和固定盘的接触面是锥度配合, 一是方便拆卸, 再是紧固螺栓时, 保证足够大的卡紧力。

在实际生中发现, 这种卡套固定方式在检修时拆装比较困难, 原因是破碎机生产环境非常恶劣, 生产过程中产生的偏振或者料石中水分的影响, 都可能造成拆卸困难, 安装位置也不方便拆卸。如果安装中各卡块调整不平衡, 由于剧烈的振动还容易造成螺栓脱落, 卡块跳出的情况, 使固定失效, 主轴套整体转动, 造成设备故障。

4 改进后主轴套的固定方式 (图2)

根据生产实际情况对主轴套进行结构改进 (图2右半部分) , 目的是方便装拆维修, 防止主轴套转动造成的设备事故的发生。去除下卡套, 把锥度改到主轴套上, 加装一件同锥度的内锥套圈, 加大接触面, 利用临近自锁锥度, 增加摩擦力防止转动。去除上卡套, 在主轴套上部机架固定盘处约10 mm位置设置法兰, 用螺栓和机架连接, 法兰下柱面与机架上固定圈间隙连接, 其与下锥面结合以保证主轴对中安装, 留10 mm间隙是为了保持有充足的预紧力压紧下锥面, 增加摩擦力。为防止转动, 还在法兰下柱面上安装有键块, 即使螺栓因振动而松动, 也可防止主轴套转动。

5 结论

转轴是转动设备的主要部件, 但在设计和安装过程中, 经常出现转轴质量偏心或者有缺损的现象, 造成转子的不平衡。转动件的不平衡, 不对中, 磨损严重等现象都会造成设备的剧烈振动, 随之而来的就是螺栓松动, 起支承作用的主轴套卡固不紧, 导致机械阻尼下降, 引起设备振动过大, 直至机体开裂等设备损坏事故。通过改进, 较好地解决了主轴套转动引起的破坏问题, 运行效果理想。

摘要：巴马克破碎机应用越来越广泛, 为适应生产需要, 根据实际对主轴套出现的问题进行改进, 分析主轴受力状态, 改进主轴套的安装形式, 节省检修工作量。