设计与校核

设计与校核（精选八篇）

设计与校核 篇1

下面对某型货车前、后轮跳动情况进行分析, 对其空间布置情况进行校核, 并为轮罩、挡泥板的设计提供依据。

该型货车轮胎型号为185R14LT。在进行轮胎跳动校核时, 轮胎主要尺寸按照国家标准中的新胎充气后的尺寸, 即轮胎外径为652mm, 轮胎断面宽度188mm。

一、货车前轮跳动动校核

货车的驱动方式为发动机纵置、后轮驱动, 悬架为钢板弹簧结构。

1. 前轮内外转向角及跳动量

根据转向器的相关结构参数, 货车的内外轮转向角分别为37º、27º。

在计算前轮上跳量时, 由数模得出前悬架限位块在满载状态与纵梁的距离, 橡胶限位块按照压缩1/2计算, 根据以上数据, 得出货车前轮上跳最大行程为51.6mm (即动扰度) , 即前轮从设计状态 (满载) 向上跳动量为51.6mm。根据钢板弹簧刚度、静扰度等的计算, 得出从设计状态到下极限的跳动量为44.5mm。

2. 前轮跳动包络图

根据该型货车前悬架在满载状态下的数模和转向机的相关参数, 结合前轮跳动量, 可以作出前轮的最大包络体 (如图1所示) 。

3. 前轮包络与轮罩上部的间隙校核

根据轮胎包络图, 就可以进行轮罩的相关设计。

图2是货车轮胎在极限位置时与轮罩等的空间位置关系图。轮胎与轮罩之间的最小距离为19.7mm。

4. 前轮包络与轮眉的间隙校核

图3是货车前轮包络与外表面上轮眉之间的位置关系, 轮眉与轮胎之间的最小距离为35.8mm。

二、货车后轮跳动动校核

由于后轮不是转向轮, 其跳动主要表现为钢板弹簧变形引起的轮胎跳动。下面校核后轮跳动情况。

1. 货车后轮跳动量

根据悬架的刚度和挠度的相关计算, 货车后悬架动挠度为37.9mm, 即后轮从设计状态 (满载) 向上的最大跳动量为37.9mm, 从设计状态到下极限的跳动量为56.5mm。

2. 货车后轮跳动包络图

根据以上数据, 在三维软件中作出的包络体就是货车后轮跳动包络体 (如图4所示) 。

3. 货车后轮跳动包络与周边间隙

图5货车轮胎在极限位置时与挡泥板的空间位置关系图。包络体与挡泥板之间的最小距离为55mm。

图6是H F J1026V型货车后轮包与货箱底板、底板横梁等的空间位置关系图。包络体与货箱底板、底板横梁基本没有间隙。

三、结束语

从以上校核来看, 货车的前轮跳动与轮罩、挡泥板之间有足够间隙;货车的后轮跳与货箱底板、横梁等也有足够的间隙;货车的后轮跳与货箱底板、横梁之间没有间隙, 但也不干涉, 由于减振器等结构的限制, 这种一边上跳到上极限, 一边下跳到下极限的情况, 出现的几率几乎为零, 故也认为这种情况也满足设计和使用要求。总之, 整车设计的轮罩、挡泥板、货箱高度都能满足设计和使用要求。

摘要：本文通过介绍某型货车前、后轮跳动与轮罩设计的校核, 总结了车轮跳动与轮罩设计校核项目。

关键词：汽车总布置设计,车轮轮跳动,校核

参考文献

设计与校核 篇2

关键词：汽车；驾驶员；视野；设计

中图分类号： U462 文献标识码： A 文章编号： 1673-1069（2016）13-180-20 概述

随着现实人机工程的发展，车辆驾驶过程中驾驶员的驾驶汽车的舒适性不断被优化改进，更好地考虑到驾驶员在驾驶车辆过程中的问题，例如：驾驶员的视野问题，这就是需要重点考虑的问题之一，也是整个车辆开发设计的重要一环。视野是否符合国家的强制标准，是否符合人的视觉要求等，这些都是需要在车辆设计之初，进行重点设计和考虑的。

1 视野校核的主要内容

驾驶员有八成以上的信息来源来之视觉，换句话说，视野是否开阔决定了驾驶员驾驶车辆的安全系数。主要的视野角度有不同的种类，如图1，视野较好的品牌有：伊兰特悦动，腾翼C30，众泰5008等，下面就分类进行分析：

1.1 前方地面的视野

这一视野主要根据驾驶员眼睛与车辆前挡盖面的切线到地面的直线与车辆前部之间的距离，这一距离越小越好，一般需要设计在5米之内。这样才能达到基本的对地视野效果，见表1。

1.2 交通灯的视野

交通灯是公路路口交通顺序的有效指挥，在驾驶的过程中，驾驶员需要准确看到交通指示灯的颜色，一般来说对于交通灯的视野设计一般为在离停车线一米左右的距离之外，驾驶员的视野没有被车辆前上部的任何东西所遮挡，这样才能更好的实现交通指示灯的视野效果。

1.3 直（间）接后方的视野

所谓直接后方的视野主要用于驾驶员进行转头倒车使用。主要是从驾驶员的眼睛与后窗车玻璃的最下端的连线，延伸到地面之后，与地面的交点与车辆后部的距离，这一距离也是越小越好，一般设计需要在20米以内。所谓的间接后方视野主要是指驾驶员借助车辆上的一些辅助设备对车辆后部的情况进行查看的视野情况，车辆上的这种辅助设备有很多，例如车内的后视镜，车辆两旁的左右后视镜，现在还有一些电子摄像头等电子设备，进一步拓展了间接的后方视野。

1.4 仪表盘的视野

这一视野的提出主要还是因为驾驶员在驾驶车辆的时候，需要操作方向盘，方向盘有着一定的体积，方向盘的来回旋转将直接影响到驾驶员对方向盘下部仪表盘的视野。影响仪表盘视野的主要因素就是方向盘。从方向盘遮挡仪表盘视野的情况出发，发现方向盘越大，驾驶可以进一步通过方向盘中间的镂空观察到仪表盘，进一步提高仪表盘的视野范围。另外，方向盘中间的镂空越大，驾驶员可以看到仪表盘的视野也就越大，这样可以实现更好的仪表盘视野效果。

仪表盘等视野效果与驾驶员的高度有着更为紧密的联系。例如男女驾驶员在仪表盘的视野方面有一定的差异。需要根据其不同的特点选择相关的车型，从而进一步提高驾驶员的视野效果。另外还有很多部件需要进行视野设计如图2。

2 车辆视野设计及校核

2.1 车身方面的视野设计

在车身方面需要尽可能加大车上透明玻璃的面积，这样可以进一步拓展驾驶员的视野范围，大视角的驾驶可以增加预见相关事件的处理时间，尤其是立柱需要尽可能靠近驾驶员，这样在驾驶员的视野中立柱对车辆外部的视野障碍将进一步降低，同时立柱的宽度也需要进一步降低，这样也可以进一步降低立柱对车辆视野的影响。车辆的前后盖的高度进一步降低，也是车身设计中，有效降低这种车身部分对驾驶员视野的影响。

2.2 座位的设计

驾驶员的座位左右高低直接影响着驾驶者的视野范围，由于驾驶员在身高、体重等方面有着很大的差异，需要尽可能的考虑更多人群的驾驶需要，这样就需要进一步加大驾驶员座位的上下、左右等方向的调节范围，更加广泛地提高座位的调节范围，从而实现不同人群的需要。

2.3 后视镜的设计

驾驶员对车辆后部的情况查看，主要依靠车辆两旁和内部的后视镜，换句话说，这三块后视镜是驾驶员掌握车辆后部情况的主要手段和依据，需要驾驶员的座位进一步增加后视镜的反射范围，可以实现更加广阔的后部视野。这一方面在后视镜的面积上需要加大设计力度，同时还需要在相关角度上实现可调节，这样才能更好地实现对后部情况的有效掌握。

2.4 仪表盘的设计

仪表盘的设计可以将最为重要的一些仪表数据设计在方向盘遮盖不到的地方，这样也就避免了例如车速、油量等主要仪表数据的及时掌握，提供更好的仪表盘视野范围。

2.5 夜间视野的设计

夜间是视野效果最差的一段时间，需要进一步加强车辆远灯、近灯，转向灯等主要照明指示灯源的设计，这些灯源可以在夜间进一步提高驾驶员的视野范围，更好地实现驾驶员在在夜间驾驶的安全系数。具体来说，设计是要保证前照灯的正确的配光性能，前照灯有近光和远光这种不同的光束。近光是会车或者尾随前车时使用的近距离照明光束，远光是正常行驶时使用的远距离光束。强制国家标准，提出了前照灯的配光性能是远光、近光都有良好的照明并且近光不炫目。

3 结语

驾驶员的视野是车辆安全驾驶的前提和保证，在车辆的设计过程中需要进一步拓展驾驶员的视野范围，这样才能更好地保证驾车安全。车身、驾驶员座位、后视镜、仪表盘、夜间视野等都是需要重点考虑和设计的视野问题。这些视野问题的解决，可以实现驾驶员视野的进一步拓展。

参 考 文 献

[1] 王震亚，丛晓妍，王艳东，等.基于多极模糊综合评价法的工程机械驾驶室舒适度主观评价[A].2010 Second International Asia Symposium on Intelligent Interaction and Affective Computing and 2010 Second International Conference on Innovation Management （ASIA-ICIM 2010），2010，12：127-128.

[2] 陈名扬，朱西产，马志雄，李霖，等.真实交通中驾驶员面对骑车人的紧急制动行为分析[A].The 12th International Forum of Automotive Traffic Safety，2015，12：176-177.

一种真空浇注缸强度设计与校核方法 篇3

1 浇注缸夹壁套的强度设计

夹套壁的设计压力按照内压容器规定选取, 其结构参见评审图夹套结构。参见内压圆筒壁厚计算公式, 由于本容器的外直径和内直径之比K (简称径比) ≤1.5属于薄壁圆筒, 且Pc≤0.4[σ]tφ, 属低压容器, 由于内压原筒中的轴向应力仅为环向应力的一半, 根据焊接工艺的设计及检验要求, 故夹套壁的厚度依据环向应力算出:

故夹套壁厚的计算公式:

其中:δ为内压圆筒计算厚度, 单位mm;D为内压圆筒内直径, 单位mm;[σ]t为设计温度下夹套材料的许用应力, 单位Mpa;Pc为计算压力, 考虑到压力实验和设计余量, 取0.7Mpa;C为厚度附加量, 考虑到锈蚀、温差等影响取0.5mm;由于材料为Q235钢板, 其在极限工作温度100℃的许用应力为127Mpa。

考虑到安全系数以及制造加工工艺要求和安装过程中的刚度要求等, 确定夹套壁的厚度为6mm。

2 浇注缸体强度设计与校核

2.1 缸体壁强度设计

容器壁的设计压力按外压容器设计。由于本浇注缸要求内径1900mm, 有效高度为3608mm, 考虑到地坑深度及实际需要, 其设计高度约为3608mm;考虑到缸内要增设加强圈以减少容器壁厚、节约金属材料, 故设计计算中浇注缸内径取1900mm, 其设计压力取无夹套真空容器规定的压力值, 再加上夹套设计压力, 并且必须校核在夹套试验压力 (外压) 下的稳定性。

由于在正常的工况下, 容器壁真空度要求小于0.08Kpa, 基本可视为真空, 故Pc设计压力为0.4+0.1=0.5Mpa, 方程2) 为钢制圆筒临界压力的数学表达式。

其中:临界压力P临≥m Pc, m为稳定系数, 其值为3, 故临界压力P临取1.5 Mpa;E为Q235钢的弹性模量, 常温下为196~206Gpa, 考虑到工作温度, 这里取180 Gpa;L为容器长度, 取3608mm;D0为容器壁外径, 取1932mm;S0为计算容器壁的厚度, 带入上式, 得出S0=15.7mm。

考虑到安全系数, 厚度附加量以及制造加工工艺要求和安装过程中的刚度要求等, 确定容器壁的有效厚度δe为16mm。

2.2 缸体壁强度校核

2.2.1 周向失稳校核

由于L/D0=1.87, D0/δe=1932/16=120.8, A值为0.00056, 由于所用材料为Q235钢板, 弹性模量E取180GPa, B值为65Mpa, 由于D0/δe=120.8≥20, 则圆筒许用外压力 , 则满足要求[1]。

2.2.2 轴向失稳校核

利用B-A关系曲线, 可以求得外压圆筒轴向失稳的许用压缩应力。

由相应的B-A关系曲线可得B为101Mpa, 不小于圆筒实际所受的压应力23.9Mpa, 则满足强度要求。

2.3 缸体底板强度设计

考虑到浇注的实际需要, 浇注缸底座采用平板形封头结构, 由于承受外压, 对其厚度进行计算, 其厚度计算公式为:

其中:K为与平板结构有关的系数, 取0.25;D内为筒体内直径, 取190cm;P为设计压力, 取2.97Kg/cm2;[δ]t为一定温度下封头材料的许用应力, 取为1270Kg/cm2;C为厚度附加量, 取0.1cm。

考虑到长期使用过程中的锈蚀等的影响, 故缸体底板厚度圆整为50mm。

3 总结

根据使用要求和设计参数, 对真空浇注缸的壁厚、夹壁套的厚度、底板厚度等参数进行设计, 并对这些参数进行校核。设计完成后, 由加工厂按设计图纸制造了浇注缸。同时在现场对浇注缸体记性耐压测试、夹壁套加水打压测试等试验。测试结果表明该真空浇注缸设计的各个参数都满足强度要求, 符合设计标准。

参考文献

活塞环铸造环模VB语言设计与校核 篇4

现对活塞环铸造环模VB设计校核介绍如下:

软件环境:Micr0soft office 2003及以上版本。

设计主界面:

输入参数介绍:

1、规格品种:输入所需设计产品的名称和型号;

2、材质:输入“QT”或者空格, 此单元格为必输项;

3、环高:输入成品环高尺寸;

4、仿形长径尺寸:输入仿形车加工的大径尺寸;

5、仿形车扁度:输入仿形凸轮实际扁度;

6、成品径向厚度:输入成品径向尺寸;

7、高度余量:材质输入“QT”时, 输入范围2.5-4.5mm之间;输入“空格”时, 输入范围在0.8-2.0mm之间;

8、径向余量:输入范围在0.9-2.0 mm之间;

9、拔模斜度:输入范围在1.5-4.5度之间;

VB程序:

在宏模块中运行此程序, 使用时只需输入变量点击“设计”“核算”按钮即可快速完成, 经多次核算, 正确率100%, 无一次偏差。VB语言程序简单方便编写, 应用范围广, 在活塞环加工设计、工作应力校核、面压核算、撑簧设计、工装设计、扭曲量校核、椭圆度计算等方面皆可实现, 极大地缩短计算时间, 所有因子全可在程序中界定, 利用VB语言功能可直观判定设计计算是否正确, 为防止程序私改, 可设置工程锁定密码, 在设计与审核方面有很高价值。

摘要：活塞环环模设计过程中, 通常使用的方法是公式化人工计算, 为减少活塞环环模设计的计算工作量, 避免传统计算方式产生的人为误差, 设计VB语言程序进行模块化计算, 并作出校核合格与否的判定。

关键词：铸造环模设计,环模余量校核,VB程序

参考文献

[1]《活塞环》邬伯翔编1987中国铁道出版社

[2]《新编Visual Basic程序设计教程》 (第3版) , 张普选电子工业出版社

设计与校核 篇5

随着经济的发展,城市化进程加快,人们生活水平不断提高,生活需求也日趋广泛,综合楼将商业、办公、居住、休闲、娱乐、餐饮、观光等功能集于一体,为人们提供了便捷,同时缓解了城市用地紧张。但高层综合楼由于建筑内部功能复杂,火灾隐患多,人员密集等情况,一旦发生火灾,火势蔓延快,给人员疏散和火灾扑救带来很大的困难。相关研究结果表明,高层建筑火灾中烟气的毒害和窒息作用是致人死亡的最主要原因。因此,对该类建筑进行必要的排烟设计,既可以保证人员疏散安全,也有利于进行消防扑救。

本文以某高层综合楼的排烟系统设计为例,重点对其排烟机选型以及相应的排烟口设计进行分析与校核。

1 建设工程概况

该工程建筑高度为73.45 m,裙房4层,建筑高度为20.8 m。该建筑地下2层、地上19层,其中,地下二层为汽车库、储藏室及设备用房,地下一层为汽车库、储藏室、设备用房及部分商场,地上一至四层为商场,五至十九层为单元式办公。总建筑面积为53018.76 m2,地下建筑面积为15386.34 m2,地上建筑面积为37632.42 m2。

2 排烟系统

2.1 排烟部位

根据《高层民用建筑设计防火规范》(GB 50045-95,2005年版)[1](以下简称《高规》)第8.4.1条的规定,该建筑地下二层和地下一层的汽车库部分,地下一层的商场部分,地上一至四层的商场部分,以及单元式办公部分中长度超过20 m的内走道应设置机械排烟系统。

2.2 防烟分区

2.2.1 地上部分

该建筑一至四层面积分别为4441.50 m2、4942.30 m2、4942.30 m2、4942.30 m2,其中一层分为八个防烟分区,其它三层各分为九个防烟分区,各防烟分区面积均不超过500 m2;五至十九层每层走道作为一个防烟分区,面积为133 m2,均符合《高规》第5.1.6条的要求。

2.2.2 地下部分

该建筑地下一层和地下二层面积均为7616.5 m2,其中地下二层汽车库划分为4个防烟分区,面积分别为1150 m2、1600 m2、1750 m2、1750 m2。地下一层汽车库分为两个防烟分区,面积分别为1500 m2和1000 m2, 均不超过2000 m2,符合《汽车库、修车库、停车场设计防火规范》(GB50067-97)[2](以下简称《汽规》)第8.2.2条的要求;地下一层商场部分划分为八个防烟分区,面积分别为260 m2、280 m2、320 m2、410 m2、410 m2、375 m2、290 m2、270 m2,均不超过500 m2,符合《高规》第5.1.6条的要求。

2.3 机械排烟量的校核

2.3.1 换气次数法

根据《汽规》第8.2.4条规定,地下汽车库的排烟风机的排烟量应按换气次数不小于6 次/h 计算确定,即

Q=6V (1)

式中,Q是机械排烟量,m3/h;V是防烟分区的体积,m3。

地下二层汽车库共划分为四个防烟分区,层高为5.2 m,每个防烟分区由一台排烟机排烟,如图1所示。

防烟分区一的排烟量计算如下:

Q=6V=6×5.2×1150=35880(m3/h)

防烟分区一设置一台型号为HTFC-A-IV-28S1的排烟机,排烟量为31600 m3/h,小于35880 m3/h,不符合要求。

其他汽车库部分排烟机排烟量计算结果见表1。

2.3.2 单位时间单位面积法

机械排烟量的计算公式为:

Q=vF (2)

式中,Q是机械排烟量,m3/h;v是单位时间单位面积排烟量,m3/m2·h;F是防烟分区的地板面积,m2。

地下一层商场部分共划分为8个防烟分区,如图2所示。

根据《高规》第8.4.2.1条和第8.4.2.2条规定,以第一至五防烟分区为例,取最大防烟分区面积410 m2,按每平方米不小于120 m3/h计算,则:

Q=vF=120×410=49200(m3/h)

地下一层商场部分及地上一至四层的排烟量计算结果见表2。由表2可知,排烟机的排烟量均符合要求。

五至十九层每层走道为一个防烟分区,面积为133 m2,每个防烟分区设置两个排烟口,如图3所示。排烟量计算如下:

Q=vF=133×120=15960(m3/h)

该部分设置两台型号为HTF-I-No6的排烟机,总排烟量为28604 m3/h,大于15960 m3/h,符合要求。

2.4 排烟口设置

排烟口的尺寸应按式(3)计算:

undefined (3)

注:表中的PY-5-1代表同一台型号为HTF-I-No8的排烟机,排烟量为30364m3/h,PY-5-3代表同一台型号为HTF-I-No13的排烟机,排烟量为65370m3/h,PY-5-4代表同一台型号为HTF-I-No13的排烟机,排烟量为65370m3/h。

式中,fpy为机械排烟口的有效流通面积,m2;v为单位时间单位面积排烟量,一般v取为60 m3/m2·h;F为单个防烟分区的地板面积,m2;Wy为按排烟口有效面积计算的烟气排出速度,m/s,《高规》规定不宜大于10 m/s,计算时可取Wy=10 m/s。

该建筑地上部分最大防烟分区的面积为450 m2,经计算可得最大排烟口的面积为0.75m2。实际地上部分防烟分区的最小排烟口面积为0.86 m2,大于计算值,满足要求。

该建筑的排烟口均设置在吊顶下200 mm处,与附近安全出口沿走道方向相邻边缘之间的最小水平距离为1.80 m,大于1.50 m,符合《高规》第8.4.4条的要求。

该建筑一个防烟分区内的排烟口距最远点的水平距离的最大值为27.5 m,小于30 m,且在排烟支管上设有当烟气温度达到280 ℃时可自行关闭的排烟防火阀,符合《高规》第8.4.5条和《汽规》第8.2.3条的要求。

3 排烟系统设计时应注意的问题

排烟系统对于火灾中人员的安全疏散具有至关重要的积极意义,但我国的现行规范对排烟系统的设计要求并不具体,而且正处于新旧规范交替中,因此在排烟系统设计时应注意下列问题:

(1)规范规定,当一个排烟系统负担2个及以上防烟分区时,排烟量应按最大防烟分区面积乘以120 m3/m2·h来计算,这表明发生火灾时,一个排烟系统只能同时对2个防烟分区进行排烟,其他防烟分区的排烟阀应当关闭。但就目前国产阀门及系统的维护管理水平来看,很多阀门或联动使用几年后就损坏了。所以,在工程设计中应尽量使一个排烟系统负担1-2个防烟分区,这样就能大大提高系统的可靠性[3]。

(2)排烟口的位置和数量对排烟效果有很大的影响。实验表明,走道上的排烟口采用与走道宽度相等的条缝形能更好地排走烟气[4]。对于防烟分区内只有单个排烟口的横向走道的排烟口设计,应尽量将排烟口布置在防烟分区的中间部位;而对于面积较大的防烟分区,在保持总排烟量和排烟口总面积不变情况下应尽量增加排烟口的数量,且均匀布置在防烟分区内,这样可以起到更好的排烟效果[5]。

(3)在用换气次数法计算汽车库的排烟量时,规范是按换气次数不小于6 次/h 计算的,然而实际情况表明,换气次数与车库面积和车库高度密切相关。当高度一定时, 车库面积较小时,所需的换气次数较大;当面积一定时,车库高度越低,所需的换气次数越大[6]。

(4)实验证明,补风口的位置和面积对排烟效果有一定的影响,当补风口高度稍高于火源高度,补风口面积较大时,系统的排烟效果比较好[7]。

(5)美国NFPA 29B规范在1991年已经开始采用基于烟气质量流量的公式预测中庭烟气层界面的方法来设计烟气控制系统[8],该方法针对不同的烟羽流采用不同的公式,因此计算的结果更符合实际情况。上海市编制的《建筑防排烟规程》[9]和公安部编制的《建筑防排烟系统技术规范》(征求意见稿)[10]中也采用了此方法。

4 结论

(1)通过计算校核可知,该建筑的排烟系统的设置均符合相关规范的要求,但很多排烟口的布置并不合理,一旦发生火灾,系统的排烟效果将会大打折扣。

(2)由于我国的现行规范对排烟系统规定并不详细,因此在设计或审核排烟系统时,不能仅仅局限于现行规范,要根据实际情况合理设置排烟口、补风口,使得系统能更好地发挥作用,从而确保火灾中人员的疏散安全。

(3)公安部正在编制的《建筑防排烟系统技术规范》将采用基于烟气质量流量的公式来设计烟气控制系统,使得计算结果更符合实际情况。

参考文献

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[2]GB50067-97.汽车库、修车库、停车场设计防火规范[S].

[3]赵西军,张素芸.浅谈高层建筑地下室通风与排烟设计[J].科技信息,2011,(17):352ZHANG Xi-jun,ZHANG Su-yun.Design of ventilationand smoke exhaust systems in the basement of high-risebuildings[J].Science&Technology Information,2011,(17):352

[4]贺绮华.高层超高层建筑防排烟系统设计[J].消防技术与产品信息,2011,(2):17-22HE Qi-hua.Design of ventilation and smoke exhaust sys-tems of high-rise and ultra high-rise buildings[J].FireTechnique and Products Information,2011,(2):17-22

[5]靖成银,何嘉鹏,周汝.高层建筑横向走道防排烟方式对烟气控制效果的模拟[J].建筑科学,2008,24(11):49-53JING Cheng-yin,HE Jia-peng,ZHOU Ru.Smoke-con-trolling effect of different smoke-prevention and smoke-ex-hausting ways in high-rise buildings[J].Building Sci-ence,2008,24(11):49-53

[6]陈颖,李思成,李胜利,等基于烟气沉降的地下车库火灾排烟量计算[J].消防科学与技术,2011,30(6):488-491CHEN Ying,LI Si-cheng,LI Sheng-li,et al.Smoke ex-traction volume rate calculation in underground car park[J].Fire Science and Technology,2011,30(6):488-491

[7]李元洲,易亮,霍然,等.大空间内机械排烟效果的实验研究[J].自然灾害学报,2004,13(4):151-155LI Yuan-zhou,YI Liang,HUO Ran,et al.Experimentalstudy on efficiency of mechanical smoke exhaust in largespace buildings[J].Journal of Natural Disasters,2004,13(4):151-155

[8]杜红.建筑中庭排烟系统探讨[J].暖通空调,2009,39(10):112-115DU Hong.Discussion on design of smoke extraction sys-tem for building atriums[J].HV&AC,2009,39(10):112-115

[9]DGJ08-88-2006.建筑防排烟技术规程[S].

在线操作前安全校核系统的设计 篇6

随着特高压建设和全国联网规模扩大,电网的运行方式越发多样和多变[1],电网运行控制更加复杂,发生故障和失稳的概率大大增加[2]。为了保证系统安全稳定运行,防患于未然,在线监视系统运行状态、实时预警和给出预防性防范措施引起了国内外电网运行部门和研究人员的高度关注[1,3,4,5,6,7,8],在线动态安全分析与控制系统也得到越来越多的工程应用[1,5,6]。相比传统的EMS,在线动态安全分析与控制系统自动跟踪电网运行状态,周期滚动式给出安全分析与辅助决策结果:一方面无需调度员的请求和触发;另一方面可对电网进行全面预警(包括静态安全性、暂态稳定、动态稳定等)及辅助决策支持[7]。

然而现有的在线动态安全分析与控制系统大都集中关注电网运行在线、实时的安全稳定分析与安全防范措施,为了更好地实现综合防御,应该采取系统、综合的防御措施避免大规模事故的发生[8]。因此,设计和开发辅助调度员进行运行控制的“操作前在线安全校核系统”:在调度命令下达之前,通过进行安全稳定校核,有效提示调度员调度操作后系统的安全稳定性,在调度命令不得不下发时,给出保证系统安全稳定的、附加于调度操作的辅助决策建议。从而可以降低调度操作给系统造成的风险。

文献[8]将“操作前预警预控环节”作为“大电网安全可靠运行四级预警预控系统”体系的一部分,根据日计划所安排设备停电操作进行风险预估,但没有具体说明实现方法和使用方法。本文从工程的角度,对操作前安全校核系统的构成要素、组织结构、信息交换、关键技术作了详尽介绍。依照本文方法开发的系统已经在新疆电力调度通信中心得到实际应用。

1 系统设计目标

1)为调度员提供在线、可视化、互动的平台,给出当前方式调度操作命令下的系统安全稳定性定性和定量分析结果,提示调度员下达的命令可能给电力系统带来的影响,从而降低调度操作给系统带来的风险。

2)提供调度操作下对系统全方位综合安全稳定评估结果,包括:网络薄弱性分析、静态安全性、暂态和动态稳定性等,并对可能出现的安全稳定问题提供辅助决策建议。当调度操作下系统不安全时,如果该项调度操作命令必须执行,提示调度员将辅助决策建议与该项调度操作配合,作为附加操作命令下达于实际系统,从而消除或降低调度操作对系统带来的风险。

3)当对拟实施的调度操作不太急迫时,系统能针对系统当前潮流断面以及调度员的模拟操作,尽快给出操作后系统的安全稳定校核结果;系统校核不安全时,尽快给出附加操作命令的辅助决策措施。

4)当系统处于临界安全或不安全状态,此时对调度操作实施需求急迫,针对当前断面进行操作校核或许已来不及。为此,系统也支持针对超短期预测断面模拟操作,并进行校核及辅助决策计算,为调度员提前做好决策支持。

2 系统设计框架

操作前安全校核系统的电网模型和实时断面,基于“资源整合、信息共享”原则与EMS系统共建,有两种方式:1)操作前安全校核系统自动同步EMS数据库模型数据和实时断面数据;2)EMS根据IEC61970 CIM/CIS标准周期性自动导出实时断面数据,模型数据发生变化时导出模型数据,均XML作为通信载体,网络保存到操作前安全校核系统服务器,供操作前安全校核系统感知并使用。第1)种方法减少了系统数据存储量,系统模型变化反映及时,适用于与EMS属于同分区同网段共享硬件资源的情形,符合当前国家电网电力调度通信中心构建的《智能电网调度技术支持系统建设框架》中关于数据平台一体化的思想[9];第2)种方法降低与EMS的耦合,降低了系统间的相互影响,具有高度的结构化、可扩展型,便于网络传输的特点,适用于跨企业、跨平台、异架构的情形[10]。本系统设计时考虑了兼容两种方式的选择。

系统主要由数据存储介质、数据接口模块、安全校核模块、人机交互模块组成,调度员参与人机交互。各个模块之间的数据流(IPO)如图1所示。

系统主要模块的功能具体如下。

2.1 数据接口模块

实现数据的通信、数据的转换、数据的整合和结果数据的处理等功能。数据接口模块示意流程如图2所示。主要内容如下所示。

1)潮流断面选取。由调度员触发选择需要计算的数据断面作为基础数据源。基础数据源可以有多种:实时断面(默认方式);预测断面(结合超短期负荷预测信息、检修计划和发电计划生成);历史断面。

2)操作元件选取和具体操作实施。在系统厂站图形执行,包括:开关刀闸变位、发电机有功/无功出力调整、负荷功率调整、变压器分接头设置、变压器或线路停运/投运等。

3)计算参数设置。调度员通过人机界面更改计算参数,如潮流计算收敛精度,暂态仿真步长及仿真时间等。

4)计算任务选择。多个校核项目的单选或多选。

5)考核的元件及限值信息设置。包括计算热稳定的设备热稳限额,计算静态电压安全的母线电压限额,计算断面极限的断面组成及其调整方式等。

6)辅助决策空间设置。包括可调度机组及其可调范围、负荷点及其可甩负荷量、容抗器及其档位等。

7)预想故障集生成。调度操作后的方式需要进行安全稳定校核的故障集,支持调度员关心的预想故障自动加载以及系统严重故障、与调度操作密切相关故障的自动筛选等。

2.2 安全校核模块

安全校核模块的校核功能包括:静态安全分析、暂态和动态稳定校核、网络薄弱性分析等。校核安全情况下进行安全稳定极限计算,不安全则进行辅助决策策略计算;当校核调度操作导致电网孤岛时,对孤网进行频率电压安全分析。不同分析计算任务之间有一定的逻辑关联,存在先后顺序和传承关系[5]。调度员也可以根据需要在界面上选择要校核的部分功能(如安全稳定定量评估只计算暂态;不选择极限功率计算功能时,定量评估裕度大于门槛值时不启动极限计算)。安全校核模块各个应用功能的计算流程如图3所示。

2.3 人机交互模块

人机交互模块提供了调度员与系统的交互接口。设计时保证调度员对于系统一些参数设置可控,以有效利用调度员经验来提高系统的友好性和计算效率。人机交互模块基于客户端/服务器模式(C/S),由于系统逻辑上存在一定的次序关系,要求调度员按照一定的次序在客户端进行操作。交互逻辑及内容如图4所示。图中虚线表示调度员本轮非必须操作,此时相应的参数(如选择的计算功能)按系统对上一次计算时记忆的设置处理。

通过人机交互界面,调度员还可以选择历史断面,既可以重现历史操作下的评估结果,达到查证的目的;也可以重新进行研究性操作模拟,达到自学习的目的。或者选择基于超短期预测断面,提前校核需要执行的操作后安全评估结果,避免因操作校核时间延误带来的风险。

3 关键技术

3.1 预想故障集筛选

预想故障全集(Contingency Set,CS)由电网的结构对应生成。在线预想故障集(Online Contingency Set,OCS)对应于电网实际运行元件,是预想故障全集的子集,通常可以按照一定的规则生成。OCS数目对于在线系统而言相当大[9]。

调度员根据电网在线运行状况,需要在较短时间内作出决策。因此操作后安全稳定性校核结果需要在较短时间内给出。然而在较短时间内对全网预想故障集扫描几乎是不可能的,需要对在线预想故障集(OCS)进行筛选,目的是筛选出电网当前运行状态下调度员关心的、以及与调度操作密切相关的严重故障。

设调度员操作元件数为N,故障i的严重性指标可按式(1)计算。

其中:L为故障i所有事件相关的设备数;Sjk为第k个操作元件对于故障i的第j个相关设备的潮流转移灵敏度(0≤Sjk≤1);mjk为根据拓扑关系定义的故障i的第j个相关设备对于第k个操作元件的链接关系系数,按式(2)定义。

其中:0≤t 1,t 2,t3≤1;调度员可以对预想故障全集(CS)进行人为设置需要校核计算或不需要(上一节介绍的人机交互部分进行设置)。若某个预想故障必须校核,则令Sjk=1,mjk=1;若某个预想故障无须校核,则令mjk=0。

根据上述指标对预想故障全集进行排序,将排序靠前的若干个(调度员可设置个数)故障进行实际的安全稳定校核计算。

3.2 安全稳定性校核与辅助决策

静态安全性校核基于调度员选取的潮流断面及预想故障场景判断系统元件是否过负荷。本系统中采用计算速度快、收敛性好的直流潮流法,适用于在线计算。暂态安全稳定性校核基于EEAC方法:首先基于时域仿真得到系统故障后的运行轨迹,采用安全稳定性的定量分析理论挖掘安全稳定裕度和安全稳定模式信息(基于扩展等面积准则(EEAC),进行暂态功角稳定裕度计算和安全稳定模式分析;基于暂态电压跌落可接受性和电动机负荷的稳定性定量分析方法,进行暂态电压安全稳定性的量化分析和模式分析;基于暂态频率偏移可接受性定量分析方法,进行暂态频率安全性的量化分析和模式分析)[11]。动态稳定性校核首先基于电力系统全动态模型的时域仿真得到系统故障后的轨迹,然后基于Prony分析提取轨迹的信息:系统阻尼比及振荡模式、动态关键元件等。为了提高计算效率,安全稳定校核计算采用了按预想故障作为调度粒度的分布式并行计算。

辅助决策计算首先根据安全稳定校核计算获得的失稳故障下的稳定裕度和模式,综合各个失稳故障下候选措施的参数因子,获得为解决所有失稳故障下最有效的措施的排序。将排序靠前的措施用于解决失稳问题,将候选措施空间中对所有失稳故障最不敏感的措施用于功率平衡。将调整措施作用于系统操作后运行方式,再校核系统安全稳定性。在实际求解过程中按照一定的步长迭代计算,直到系统安全稳定。为了提高计算效率,辅助决策计算采用了文献[12]的技术进行集群计算。

3.3 网络薄弱性分析

基于调度员模拟操作后的方式进行网络薄弱性分析。传统的网络拓扑分析根据电气元件的开关状态,侧重分析网络的连通性,并不对网络的内部联接过多探讨。本系统中网络薄弱性分析基于图论进行网络拓扑和电网薄弱性分析。首先将节点/支路模型转化为电网络图的链表数据存储;然后基于图的边联通性问题(若删去图中的一条边,一个连通的图分割成两个或两个以上的连通分量,则该边为图的一座桥,一个没有桥的连通图称为边连通图),采用深度优先搜索算法寻找图的桥,即电力网络中的薄弱通道。再断开每座桥,采用广度优先搜索算法寻找各个连通分量,即电网孤岛;最后计及发电机调频特性、负荷频率特性、安控装置及第三道防线装置的动作,评估电网孤岛运行下的频率和电压,迭代求解保证孤网正常运行的电网薄弱通道的最大可传输容量。将各个薄弱通道及对应的孤岛以及薄弱通道当前传输容量及最大可传输容量输出到界面,提示调度员电网电气联系的薄弱环节。

4 算例

随着新疆与西北电网的联网,乌鲁木齐地区短路电流水平增长较大,部分断路器接近最大遮断电流运行。为了降低系统短路电流水平,基于在线运行方式,在“在线操作前安全校核系统”上,模拟调度员操作:先在厂站图上将红八线开断,再触发“安全校核”。通过计算,预想故障下系统暂态动态均安全,预想故障“乌米线、乌矸线同时三永”下二八线过载。系统给出降低米东矸石电厂120 MW有功出力、苇二厂80 MW有功出力的辅助决策措施提示调度员。调度员因此可以在下达“停运红八线”的调度操作命令的同时下达上述辅助决策命令,从而可有效降低该调度操作的导致设备过载并且有可能导致事故并扩大的风险。

该系统共有两台Linux计算服务器,每台服务器均为四核CPU。根据预想故障集筛选规则,共筛选出30个校核的故障集。不计及调度员操作时间,共耗时约2 min。

5 结语

本文在提出操作前安全校核系统需要实现的目标的基础上,全面介绍了系统设计框架:包括模块划分、校核功能间的逻辑关系。系统的诸多参数开放设计,可供调度员灵活选择,增强了系统的实用性。根据上述设计方案开发出的在线操作前安全校核系统已经在新疆电力调度通信中心试运行。在线操作前安全校核系统提供了调度员针对系统在线状况进行操作前安全校核的手段,不仅可以提供安全校核定量分析结果,并且在校核不安全时给出附加于调度操作命令的辅助决策建议措施,有效结合了调度员工作经验和在线动态安全分析与控制系统的优势,系统的应用将有助于降低调度员对工作经验的依赖,减轻调度员的工作压力,具有较好的实用价值和应用前景。

摘要：为了保障电力系统安全稳定运行,设计和开发了在线操作前安全校核系统。首先从工程实用性角度,分析了该系统设计目标;然后介绍了系统设计框架:包括系统模块划分和功能定位、各个模块之间的相互关系及数据交互;最后介绍了基于量化分析理论的安全校核和辅助决策并行计算技术,以及在系统实现过程中为了提高计算效率的预想故障筛选原则和网络薄弱性分析等关键技术。通过开发该系统,可以在线模拟调度操作,并获得调度操作下电网的安全稳定性及辅助决策建议。在实际电网的应用验证了系统设计的实用性和有效性。

关键词：在线,操作前,安全校核,故障筛选,辅助决策

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新型油管桥座设计及强度校核 篇7

新型油管桥座能有效解决现有油管桥座使用中的问题, 其设计具有非常重要的意义。

新型无级可变式油管桥座 (图1) 实现了高度范围内无级调节, 完全满足施工中的强度、安全和稳定性要求。新型油管桥座由底座、支撑杆、外管、内管和卡瓦片组成。

1 新型油管桥座设计创新点及关键技术

采用螺纹传动方式 (滑动螺旋副) 实现连续升降。关键技术为螺纹类型及型号选择:在实现连续升降功能的同时, 还需实现内管、外管间自锁, 确保油管桥座工作稳定性。

2 新型油管桥座特征

(1) 线性升降:高度 (37cm-64.5cm) 无级可调, 舍弃“高处刨坑, 低处垫高”的传统安装调整方式。

(2) 操作方便、高效:逆时针 (升高) 或顺时针 (降低) 旋转内管调整高度。内管有效传动螺纹为23圈, 调整一个管桥凳只需1分钟左右。

(3) 坚固耐用性好:主体全部采用45#中碳钢, 可承受306KN重力。

3 油管桥座选材

45#优质碳素结构钢, 综合力学性能良好, 45#钢力学参数[1]:抗压强度=600Mpa, 抗拉强度=355Mpa, 抗剪强度=178Mpa.抗弯强度=198mpa, 安全系数n=1.2-1.7, 取n=1.5计算:

4 参数确定及强度校核

(1) 油管卡环:选用89mm平式油管[2]切割, 宽度50mm, 与内管焊接, 适用于73mm油管。油管卡环仅受与重力方向线一致的压力, 不受扭力作用。

(2) 内、外管:内管选用50mm, 高度H=360mm圆钢, 选用Tr50×12 (P=12mm, d=50mm, d2=44mm, d3=38mm, ac=0.5mm) 梯形螺纹。螺纹造扣后内径d3=37mm。外管选用65mm, 高度H=350mm圆钢, 上部为h=60mm梯形内螺纹 (D4=51mm, D2=44mm, D1=38mm) 。下部内径52mm, 外管最薄处壁厚6.5mm, 外管设计尺寸如图2。

选取最小截面处强度校核, 内管截面为半径为19mm的实心圆, , 外管最小截面为圆环, 外圆环半径为32.5mm, 内圆环半径为26mm。

式中:F内—内管最大许用应力 (KN) ;F外—外管最大许用应力 (KN) 。

(3) 螺纹:螺纹结构受力最大, 决定油管桥座工作性能, 根据设计要求及参考螺纹设计标准[3], 选用单线右旋梯形螺纹Tr50×1, (P=12mm, d=50mm, d2=44mm, d3=38mm, ac=0.5mm, 我国标准梯形螺纹夹角为30°) 。内、外管螺纹连接处尺寸如图3, 内外螺纹之间有0.5mm间隙, 可减小螺纹摩擦和磨损。

螺纹强度校核[3,4]:包括抗剪强度校核和抗弯强度校核。螺纹承重总重为Q, 每圈螺纹承重为, 内螺纹长度为60mm, 螺距P=12mm, 故圈数=5。

强度须同时满足:

式中:Q—总重 (KN) ;

b—螺纹牙根部厚度 (mm) , 对梯形螺纹, b=0.65p (p为螺纹螺距) ;

l—弯曲力臂 (mm) , 其值为 (D4-D2) /2;

u—螺纹圈数;

—梯形螺纹型号为:Tr50×12:

螺距P=12, 螺纹大径D4=51mm, 螺纹中径D2=44mm, 螺纹小径D1=38mm, 螺纹底宽b=7.8mm, 螺纹数圈=5圈, 弯曲力臂=3.5mm, 带入式 (2) 和式 (3) 计算得:螺纹承受总重Q须同时满足式 (2) Q=743.21KN和式 (3) Q=306.21KN, 并取其中最小值Q=306.21KN, 故整个油管桥座承重能力约为306KN。

螺纹自锁受力分析:

螺纹自锁条件为:螺纹升角小于当量摩擦角。

螺纹升角:λ=arctan[12/ (d2*л) ]=arctan[12/ (44*л) ]=4°58’ (d2—螺纹中径)

钢对钢, 在有润滑条件下, 摩擦系数f=0.1 (静摩擦)

当量摩擦系数=0.1/cos15°=0.1305 (梯形螺纹夹角=30°)

当量摩擦角=arctan0.1305=5°55’ (螺纹升角λ小于当量摩擦角) , 螺纹可以自锁。

(4) 油管桥座底座:底座尺寸:300mm×300mm×3.5mm, 中心位置留有5mm圆孔, 用于油管桥座排水排气, 采用3.5mm钢板。极限承重状态下, 底座承压强度:306KN/ (300*300) =340Mpa, 小于许用抗压强度[]=400Mpa。符合强度标准。

(5) 支撑杆 (图4) :选用10mm圆钢 (45#) , 共四根。每根长300mm, 距中心130mm。与底座平面成70°。支撑杆两端倒斜角, 倒角后中心距离285mm。支撑杆能有效的固定外管, 提高油管桥座稳定性和使用寿命。

5 结论与建议

新型油管桥座通过强度校核, 满足油管桥座参数要求, 符合现行的修井作业要求;具有操作调整方便快捷, 能有效缩短安装调试时间, 建议油田井下作业试用。

摘要：油管桥座作为修井作业中的承重工具, 要求具备良好的承载能力和快速安装调节能力。目前广泛使用的全固定式油管桥座, 安装调节极不方便。新型油管桥座利用螺纹及螺纹传动特性, 实现了油管桥座高度在规定范围内无级调节, 弥补了现用油管桥座不具备快速安装调节的缺点。从而缩短了安装调节时间。

关键词：油管桥座,无级调节,快速安装

参考文献

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柴油机活塞设计分析及强度校核研究 篇8

活塞是汽车发动机的“心脏”, 承受交变的机械负荷和热负荷, 是发动机中工作条件最恶劣的关键零部件之一。活塞的功用是承受气体压力, 并通过活塞销传给连杆驱使曲轴旋转, 活塞顶部还是燃烧室的组成部分[1]。活塞在高温、高压、高速、润滑不良的条件下工作。活塞直接与高温气体接触, 瞬时温度可达2500K以上, 因此, 受热严重, 而散热条件又很差, 所以活塞工作时温度很高, 顶部高达600~700K, 且温度分布很不均匀;活塞顶部承受气体压力很大, 特别是作功行程压力最大, 这就使得活塞产生冲击, 并承受侧压力的作用[2];活塞在气缸内以很高的速度 (8~12m/s) 往复运动, 且速度在不断地变化, 这就产生了很大的惯性力, 使活塞受到很大的附加载荷。活塞在这种恶劣的条件下工作, 会产生变形并加速磨损, 还会产生附加载荷和热应力, 同时受到燃气的化学腐蚀作用[3]。

更高的高温强度和更低的热膨胀系数是优质活塞的关健问题。而这些都属于材料的属性。因此, 活塞都是伴随着材料的发展而发展的。近年来, 许多新的设计理念和设计方法被引入到活塞的开发中, 一些新型活塞材料的采用和新结构的诞生使活塞不但没有成为制约柴油机发展的瓶颈, 而且成为推动其快速发展的强大动力。

所以在活塞设计上一个具有足够强度和刚度, 合理的形状和壁厚, 质量尽可能小, 受热面积小、散热好, 材料热膨胀系数小、导热性好、比重小, 具有良好的减摩性和热强度, 质量小的活塞是最佳的设计[5]。

1 4L132柴油机活塞设计

4L132柴油机活塞的材料应满足如下要求:重度小、导热系数大、线膨胀系数小、机械强度高、减磨性好、稳定性好、耐腐蚀性好、易于加工等。综合加工制造因素选12%的共晶铝硅合金ZL111, 液态模锻方法制造[4]。

注:D—气缸直径。

1.1 活塞头部设计

(1) 活塞顶部

4L132柴油机的活塞顶部的形状取决于燃烧室形式。而活塞顶的厚度根据最高燃气压力决定, 使之有足够的刚度及良好的导热能力。在工作强度不高的4L132柴油机中选择平顶不带加强筋的活塞顶。

活塞头部要安装活塞环, 侧壁必须加厚, 这也有利于热量通过。铝合金活塞顶, 内部轮廓应注意从顶部到侧壁采用较大的过渡半径以避免应力集中和减少热阻。过渡半径可采用 (0.05-0.1) D=7mm;侧壁厚度一般取 (0.05-0.1) D=7mm。活塞顶的厚度δ是根据强度、刚度及散热条件来确定的。在满足强度要求下, 应尽量取小值。

(2) 环槽的确定

实践证明, 第一道环磨损最大, 因此发动机检修活塞组的时间间隔, 在很大程度上决定于第一道环的寿命。为了达到减少气环区, 特别是第一道环的温度, 可以考虑如下措施:

1) 将第一道环安排在活塞顶厚度以下。

2) 在第一道环之上开一个槽, 称为隔热槽。

3) 在铝活塞环槽处加镶块。

4) 在活塞顶部采用等离子喷镀陶瓷。

5) 提高活塞环槽加工质量和正确选择环与环槽的侧隙△1。

活塞环岸的锐边必须有适当倒角, 环槽根部也应有一定倒角。某些发动机在第二环槽底部有两道沟槽, 既可以采用背面为尖棱的活塞环, 又可以充当减压腔防止机油窜入燃烧室, 达到降低机油消耗量的目的。如图1所示:

环槽高度取决于环高。在热负荷和机械负荷都很高的柴油机中, 把第一环侧隙增大到0.1~0.2mm;其余约为0.04~0.13mm;活塞环与环槽的背隙一般较大, 以避免环与槽底圆角干涉。气环的背隙一般取0.5mm。环槽底部的过渡圆角一般为0.1~0.4mm。如图2所示:

还在活塞的结构上作出了如下设计:

a.采用推力侧与反推力侧非对称的设计。

b.优化活塞销形状, 减少活塞销长度, 改变活塞销座为楔形形状, 从而使活塞销座的总长度最短。

c.对于活塞销座上面部分, 优化其壁厚, 以达到减轻质量的目的。

根据以上分析4L132柴油机拟采用凹顶活塞, 在活塞顶上喷镀0.2-0.3mm的陶瓷, 由于工作强度不是太大所以活塞的冷却方法采用自由喷射冷却法[11]。

1.2 销座设计

销座的设计应尽量兼顾活塞销直径d的大小, 使销与销座有相互适应的变形。当d小时, 希望销座有较好的弹性。为了减轻销孔内侧的应力集中, 在设计时应使活塞销有较大的刚度以此减小它的弯曲变形, 但从局部来说应使它有一定的弹性, 以适应局部变形。具体可采用以下一些措施:可将销孔缘加工成斜面、圆角或倒棱。也有将销孔中心相对销座外圆向下偏心3~4mm使销座的厚度上面比下面大些, 以加强销座承压强度。也可将活塞销座设计成上长下短的形式。

不同销孔形状对销孔表面及燃烧室喉口等部位的应力影响不同, 本设计中采用内外侧双喇叭形销孔形状, 中间为圆柱形, 如图3所示。外侧直径增大量一般为0.012~0.018, 内侧为0.010~0.016, 销孔表面峰值应力与圆柱形销孔相比可降低25%, 其中D0=φ45+0+0..004012。

由活塞销的尺寸查的挡圈图形图5所示, 由机械设计手册查找与销孔相配套的组件。

1.3 活塞外圆型面设计

1) 横截面型线设计

活塞裙横截面型线的设计依据主要是抵消活塞在工作状态下由于机械变形和热变形所产生的裙部椭圆变形。如将活塞裙部横截面上外型线的变化规律视为单椭圆规律 (图7) , 则可以表示为:

式中Δ——椭圆相对长轴的径向缩减量, mm

G——椭圆度, 即长短轴之差, mm

由于活塞裙面椭圆度与机型类别、大小和强化程度等关系不大, 椭圆度G的大小主要由侧推力、活塞结构和材料等因素决定, 其数值一般随裙高变化而变。由于裙顶温度比裙底温度高且壁较厚, 一般认为裙顶热膨胀较大。为改善裙部与气缸壁的贴合性, 防止咬缸, 裙顶G值应较大。据有关资料介绍, 铝活塞裙面的G值范围为0.05~0.5 mm, 且其裙顶与裙底值之差取0~0.25 mm。SL105系列柴油机活塞裙部上端截面椭圆度取值为Go=0.25 mm, 下端截面G59.5=0.18 mm, 即整个活塞裙面上的椭圆度增大值ΔG为0.07 mm。从工艺上考虑, 取椭圆度随裙高成线性关系变化[10]。

则裙长L截面处的椭圆度GL为:

式中K——椭圆度沿裙长的变化系数

根据式 (1) 、 (2) 即可计算出柴油机活塞裙部各横截面随圆周角变化的径向缩减量, 如图7所示 (图中D1为裙底活塞直径, D2为裙顶活塞直径) 。

2) 纵截面型线设计

活塞裙纵截面型线的设计依据主要是使活塞在工作状态时受热膨胀后的裙壁纵向型线保持良好的中凸鼓形曲线, 在裙壁和气缸套壁之间形成一楔形油隙, 充分利用双向油楔形成的动力润滑效应, 从而降低两壁面间的摩擦和磨损[13]。

在裙部型线设计中, 首先要选定配缸间隙, 从而决定活塞裙部最大直径D (即中凸点处直径) 。通常情况下冷态间隙Δ= (0.0007~0.0016) D。

在设计纵向型线时, 中凸点位置选择还要考虑到当活塞位于下止点时, 裙部中凸点位置不可露出气缸套。一般中凸点位置选择在销孔中心线以下 (0~0.3) D处较为理想。根据查阅国内外有关资料介绍:中凸活塞裙纵向型线规律选择抛物线规律 (图8) , 即裙部纵向型线规律可以下式表示:

式中Z——型线上任一点与中凸点轴向距离

Δz——型线上距中凸点轴向距离为Z处的径向缩减量、b为常数

通常情况下, 中凸点上下型线不为同一抛物线。中凸点以上抛物线b值取2~3.4, 中凸点以下抛物线b值取1.2~2, 裙顶径向削减量CT取0.03~0.15 mm, 裙底径向削减量CB取0~0.04 mm。根据选定的参数, 再按式 (3) , 就可计算出纵向型线上任意一点的径向缩减量。在连杆摆动平面即α=0处 (裙部截面椭圆长轴方向) 的活塞纵向型线, 称为基线。在裙部纵向型线设计中, 当基线一定时, 其它角度处的纵向型线就是在此基线的基础上, 再计及不同裙长处椭圆度的变化后单值地决定的, 这一系列纵向型线决定了整个活塞裙部外形型面的规律。

裙部的横断面通常做成椭圆形, 长轴垂直于活塞销中心线。工作时活塞裙部在活塞销中心线方向增大, 在垂直方向减小 (图9) 。

椭圆形长短轴的差, 一般为0.3~1.45㎜。椭圆形状的活塞裙因曲率变化平滑, 压力分布均匀, 工作比较可靠。可以考虑偏心车削的办法把销孔附近不承压的裙部车掉一层 (图10准区域) 和在正对着销座附近的表面制成凹坑或切去部分金属。

为保持间隙小而且均匀, 活塞外圆表面原则上应设计成上小下大的锥形或阶梯形[17]。

最理想的活塞外表面形状应根据裙部变形情况来确定, 如图11为132柴油机外表面型线。

为使活塞裙部和气缸之间保持最小间隙, 采用了裙部镶入钢片或轻钢筒的铝活塞[15]。

由一般公式考虑得:

顶部间隙δ1=0.006D=0.46mm

销孔侧面间隙δ2=0.0014D=0.1mm

2 活塞的强度计算

(1) 第一环岸的强度计算

第一环岸的强度计算用图, 如图12所示:

当活塞顶受到最大燃气压力Pz时, 通过第一道环作用在第一道环岸上面的平均压力, 据实验值可取为P1=0.9Pz, 环岸下面所受的燃气压力可取为P2=0.22Pz。于是, 环槽深度为t, 环岸高为C1, 槽底直径为D=D-2t[4]

环岸根部所受的弯矩则M为:

其抗弯断面系数W为:

此时环岸根部的弯曲应力为:

所以:

环岸根部的剪切应力为:

所以:τ=8.2MPa

根据第三强度理论, 其合成应力为:

该处的合成应力不应超过许用应力。许用应力的大小与活塞材料有关, 一般范围是:铝合金为30~40MPa;铸铁为60~80MPa;钢为100~150MPa。第一环岸满足强度要求。

(2) 活塞裙部比压的校核

裙部比压一般按下式进行校核, 即:

式中Nmax为最大侧作用力, 可近似取最大气体压力的8~12%, 单位N。

则可得到:

所以:q=2.91MPa

本活塞所用材料ZL111的条件屈服强度为255MPa, 所以该活塞的裙部校核合格。

(3) 活塞销座比压校核

销座比压q1按下式计算, 即

式中:Pjz——活塞与活塞环的最大往复惯性力, 单位为N;

l'——活塞销的作用长度, 即

2l'为销座工作面长度

所以:l'=18mm

为计算简便, 可以略去Pjz, 计算结果偏安全。可以使用:

所以q1=25.4MPa

与ZL111的条件屈服强度255MPa相比, 符合要求。而且活塞销长度可以适当减小。

3 小结