沈建鋒， 曾強(qiáng)

（1.江蘇?。ㄖ惺ィ┕I(yè)節(jié)能技術(shù)研究院，南京 211112；2.江蘇中圣管道工程技術(shù)有限公司，南京 211112）

0 引言

恒力支吊架廣泛應(yīng)用于電廠懸吊點(diǎn)熱位移量大且容易產(chǎn)生危險(xiǎn)彎曲應(yīng)力的汽、水管道[1-2]。根據(jù)力平衡原理設(shè)計(jì)的主輔彈簧式恒力支吊架，因其工作時(shí)吊桿端部沒(méi)有水平擺動(dòng)，且可串并聯(lián)使用等特點(diǎn)，在市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)中具有明顯優(yōu)勢(shì)，所占市場(chǎng)份額逐年增加。

凸輪作為主輔彈簧式恒力支吊架最主要的元件，國(guó)內(nèi)學(xué)者[3-6]對(duì)其進(jìn)行了大量研究。目前，在不簡(jiǎn)化模型方程的情況下可得到準(zhǔn)確的曲線。在此基礎(chǔ)上，沈建鋒[7]對(duì)影響支吊架性能的主、輔彈簧剛度和預(yù)壓縮等因素進(jìn)行了深入研究，所得結(jié)論為調(diào)試工作提供了理論和實(shí)踐依據(jù)。

然而主輔彈簧式恒力支吊架由于其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)也存在例如載荷調(diào)整縮短行程范圍，以及安裝高度空間超限等問(wèn)題，因此，德國(guó)LISEGA公司提出了結(jié)構(gòu)更為緊湊的對(duì)稱雙簧式恒力支吊架，國(guó)內(nèi)學(xué)者對(duì)此結(jié)構(gòu)研究甚少。高勇等[8]試圖開(kāi)發(fā)該類恒力支吊架凸輪曲線計(jì)算工具，但在處理彈簧壓縮量時(shí)忽略了彈簧在凸輪作用點(diǎn)對(duì)于機(jī)架頂點(diǎn)角度的變化，在求解Y方向接觸力時(shí)產(chǎn)生一定的誤差。

本文根據(jù)對(duì)稱雙簧式恒力支吊架運(yùn)行原理，建立了力學(xué)模型，推導(dǎo)并求解了計(jì)算方程。在此基礎(chǔ)上，研究了滾輪和凸輪的滾動(dòng)摩擦因數(shù)、彈簧剛度偏差和預(yù)壓縮偏差對(duì)裝置性能的影響。

1 方程推導(dǎo)

1.1 理論模型

對(duì)稱雙簧式恒力支吊架力學(xué)模型如圖1所示。由圖1可知，裝置主要由2組對(duì)稱布置的彈簧和凸輪組成，載荷桿上的滾輪沿凸輪運(yùn)動(dòng)，合適的凸輪曲線能夠?qū)崿F(xiàn)彈簧在豎直方向上輸出的合外力為恒定值。

圖1 對(duì)稱雙簧式恒力支吊架力學(xué)模型

圖1中：F3為凸輪對(duì)主軸支承力，N；F2為彈簧對(duì)凸輪作用力，N；F為機(jī)構(gòu)所受外力，N；h為轉(zhuǎn)軸中心到彈簧支點(diǎn)距離，mm；h1為接觸點(diǎn)到Y(jié)軸距離，mm；d為滾輪外邊緣到X軸的最近距離，mm；r為滾輪半徑，mm；α為F3的力線和Y軸夾角，（°）；φ為兩坐標(biāo)系相對(duì)轉(zhuǎn)角，（°）。

1.2 計(jì)算方程

2 結(jié)果分析

2.1 計(jì)算條件

以所受外力為1500 N、行程為100 mm的裝置為例，計(jì)算凸輪曲線所需條件如表1所示。

表1 凸輪曲線所需條件

2.2 性能影響分析

2.2.1 評(píng)價(jià)指標(biāo)

1）合外力?？紤]滾輪和凸輪的滾動(dòng)摩擦因數(shù)，裝置所受下、上行程合外力如下：

式中：Fb為裝置標(biāo)準(zhǔn)載荷，N；Fs為裝置實(shí)測(cè)載荷，N。

2.2.2 滾動(dòng)摩擦因數(shù)

滾動(dòng)摩擦因數(shù)對(duì)合外力、恒定度和載荷偏差度的影響分別如圖2和表2所示。

圖2 滾動(dòng)摩擦因數(shù)對(duì)合外力的影響

由圖2和表2可知，在理想狀態(tài)下（滾動(dòng)摩擦因數(shù)為0時(shí)），下行程和上行程合外力重合，且均為1500 N，裝置恒定度和載荷偏差度均為0。隨著滾動(dòng)摩擦因數(shù)的增加，上、下行程合外力偏差逐漸增大，裝置恒定度和載荷偏差度也隨之增大。結(jié)果表明：在裝置制造過(guò)程中應(yīng)盡量減小凸輪和滾輪接觸部位的粗糙度，以降低滾動(dòng)摩擦因數(shù)，提高裝置性能。

表2 滾動(dòng)摩擦因數(shù)對(duì)裝置恒定度和載荷偏差度的影響

2.2.3 彈簧剛度偏差

當(dāng)滾動(dòng)摩擦因數(shù)為0.005 時(shí)，彈簧剛度偏差對(duì)合外力、恒定度和載荷偏差度的影響分別如圖3和表3所示。

由圖3和表3可知，不同剛度偏差下的合外力以零偏差合外力為基準(zhǔn)呈上下對(duì)稱分布，當(dāng)偏差為正時(shí)，合外力大于設(shè)計(jì)值；反之，合外力小于設(shè)計(jì)值。隨著正、負(fù)偏差的增大，裝置恒定度保持不變，載荷偏差度隨之增大。結(jié)果表明：在裝置結(jié)構(gòu)不變情況下，通過(guò)更換不同剛度的彈簧可調(diào)整裝置載荷，且裝置恒定度保持不變。

圖3 彈簧剛度偏差對(duì)合外力的影響

圖4 彈簧預(yù)壓縮偏差對(duì)合外力的影響

表3 彈簧剛度偏差對(duì)裝置恒定度和載荷偏差度的影響

2.2.4 彈簧預(yù)壓縮偏差

當(dāng)滾動(dòng)摩擦因數(shù)為0.005 時(shí)，彈簧預(yù)壓縮偏差對(duì)合外力，以及恒定度和載荷偏差度的影響分別如圖4和表4所示。

由圖4和表4可知，不同彈簧預(yù)壓縮偏差下的合外力以零偏差合外力為基準(zhǔn)基本呈上下對(duì)稱分布，當(dāng)偏差為正時(shí)，合外力大于設(shè)計(jì)值；反之，合外力小于設(shè)計(jì)值。隨著正、負(fù)偏差的增大，裝置恒定度有所下降，同時(shí)，裝置載荷偏差度大幅增大。結(jié)果表明：在裝置生產(chǎn)調(diào)試過(guò)程中，可以通過(guò)調(diào)節(jié)彈簧預(yù)壓縮值調(diào)整裝置載荷，但恒定度隨之下降。因此，在調(diào)整裝置載荷時(shí)，應(yīng)考慮設(shè)置補(bǔ)償機(jī)構(gòu)解決裝置恒定度下降的問(wèn)題。

表4 彈簧預(yù)壓縮偏差對(duì)裝置恒定度和載荷偏差度的影響

3 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)建立并求解對(duì)稱雙簧式恒力支吊架模型和方程，研究了滾輪和凸輪的滾動(dòng)摩擦因數(shù)、彈簧剛度偏差和預(yù)壓縮偏差對(duì)裝置性能的影響，所得結(jié)論如下：1）在裝置制造過(guò)程中應(yīng)盡量減小凸輪和滾輪接觸部位的粗糙度，以提高裝置性能；2）在裝置結(jié)構(gòu)不變情況下，可更換不同剛度的彈簧實(shí)現(xiàn)裝置載荷的調(diào)整，且裝置恒定度不變；3）通過(guò)調(diào)節(jié)彈簧預(yù)壓縮值，可調(diào)整裝置載荷。為解決由此產(chǎn)生裝置恒定度下降的問(wèn)題，應(yīng)考慮設(shè)置合適的補(bǔ)償機(jī)構(gòu)。