DreamBlooms/HansPub-15000-to-45000 huggingface dataset:
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user: 5. 现场试验 现场试验选择独立性比较好的A4、A5注入井作为试验井，从2015年11月开始加注新型CSGY-FPJ起泡体系。由B3井组生产曲线(图4)可以看出，在加注新型CSGY-FPJ起泡体系后含水率明显下降，产液量下降的同时油量又呈上升趋势，说明新型CSGY-FPJ起泡体系的起泡能力好于AES体系，驱替体积有所增加，有明显的二次、三次起泡能力，起泡性能优于起泡剂AES。从新型起泡剂使用井组效果(表4)可以看出，对应油井生产形势变好，液量稳定，含水率下降，由59.7%下降至57.8%，日增油0.94 t。 图4. B3井组生产曲线 Table 4 The effect of new foaming agent application in well 注水井 对应油井 措施前 措施后 日增油/m 3 日产液/m 3 日产油/t 含水率/% 日产液/m 3 日产油/t 含水率/% A4、 A5 B4 9.40 0 100 12.58 0.62 94.2 0.62 B5 2.65 1.68 25.6 1.83 1.20 23.0 −0.48 B6 3.85 2.62 19.9 3.14 2.36 11.5 −0.26 B7 2.66 2.13 6.0 2.15 1.67 8.50 −0.46 B8 1.55 1.27 3.5 2.36 1.88 6.50 0.61 B9 2.21 1.35 28.0 3.12 1.83 31.0 0.48 B10 7.12 0.47 92.2 4.32 0.28 92.5 −0.19 B11 9.14 1.10 85.8 10.99 2.74 70.7 1.64 B12 2.10 1.13 36.9 2.02 1.17 32.0 0.04 B13 1.35 0.46 59.7 1.14 0.44 55.1 −0.02 B14 0.91 0.60 23.0 1.35 0.85 25.5 0.25 B15 6.38 2.44 55.0 6.92 2.52 57.1 0.08 B16 2.89 1.64 33.1 2.04 1.14 34.2 −0.50 B17 2.27 1.27 34.4 1.10 0.60 35.5 0.67 B18 1.62 1.07 22.4 1.21 0.87 15.5 −0.20 B19 0 0 100 0 0 100 0 合计 56.10 19.23 56.27 20.17 0.94 表4. 新型起泡剂使用井组效果
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user: 6. 结论 1) 新型起泡剂CSGY-FPJ在起泡性能、表面张力、低温流变性能等方面都明显优于AES起泡剂。 2) 物模试验表明，在注入速度为0.02 mL/min的条件下，当空气泡沫驱注入量为1.0 PV时，CSGY-FPJ泡沫体系和AES泡沫体系的采收率分别为37.5%和32%，继续水驱后最终采收率提高了5.9%。 3) 选取Q1区的A4、A5注入井作为试验井，在2015年11月由AES泡沫体系改为CSGY-FPJ泡沫体系开始注入，试验后，对应油井生产形势变好，产液量稳定，含水率下降，日增油0.94 t。
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user: 摘 要 目前国内对于AP1000蒸汽发生器接管焊缝检测作业研究甚少，而检测过程中对于工人的保护又迫在眉睫。本文提出一种新型无损检测机器人，创新性地利用了蒸汽发生器人孔作为安装基准，配合以UR10机械手臂进行整体结构设计，然后与将三维模型导入ADAMS建立虚拟样机，通过动力学仿真分析，验证了各关节电机和减速器的选型正确性，最后利用ANSYS Workbench对关键零部件进行强度和刚度校核，并在此基础上进行机械结构优化，以期达到轻量化的标准。 关键词 :AP1000蒸汽发生器，检测机器人，动力学仿真，结构优化 Copyright © 2018 by authors and Hans Publishers Inc. This work is licensed under the Creative Commons Attribution International License (CC BY). http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/
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user: 1. 引言 核能作为未来新能源发展的重要方向之一，因其来源丰富、体积小能量大、利用率高以及污染小等优点，越来越被各国所重视和研究。而贯穿这整个研究过程的核安全问题始终占据着重要的位置。 AP1000蒸汽发生器系统 [ 1 ] (Steam Generator System，简称SGS)是核电站动力装置中连接一、二回路的枢纽设备。其主要作用是将一回路冷却剂从核反应堆带出的热量传递给二回路给水，并使之产生蒸汽来驱动汽轮发电机系统。该部分结构原理如图1所示。其中一回路冷却剂因流经堆芯而带有放射性，二回路则不受一回路放射性冷却剂的污染，无放射性 [ 2 ] 。 本文所研究的机器人则是针对封头下方与一回路管道连接处焊缝无损检测所用，如图2所示。目前国内已知的接管焊缝检测机构仅有武汉核动力运行研究所研制成功。本文提出一种新的检测机器人模型，充分利用了目前市场已有的UR10机器人，对其进行改造优化；再通过UR10末端关节搭载超声波探头架，深入SG接管焊缝处进行作业。作业过程中，超声波探测仪将紧紧贴合在焊缝表面，负载较大，故对其动力学性能要求较高。 故本文将在对无损检测机器人结构设计的基础上，利用ADAMS建立相应的虚拟样机，进行动力学仿真；通过对比各个关节的扭矩曲线来验证所选的电机和减速器是否满足整体性能需求；最终通过ANSYS WORKBENCH对关键零件进行强度校核和结构优化，以期达到整个无损检测机器人的最佳性能。
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user: 2. 无损检测机器人机械结构设计 针对蒸汽发生器的结构特点，结合特种法兰基座这一创新点，本文将检测机器人的一端固定在人孔之上(人孔为腔体外壁45˚方向上通孔)，这样可以很方便的进行下一步作业。 整个无损检测机器人机械结构包括以下几个部分：特种法兰基座，大臂，UR10连接平台，UR10，探头架。特种法兰基座与大臂之间的关节为YAW关节(偏转)，大臂与UR10连接平台之间的关节为PITCH关节(俯仰)，连接平台和UR10之间通过螺栓连接，探头架通过特制法兰与UR10的末端第六关节固定在一起。其中YAW关节是大臂绕着特种法兰基座的上平台进行偏转动作，存在绕Z轴的转动自由度，PITCH关节是UR10连接平台绕大臂顶端俯仰动作，存在绕X轴的转动自由度。探头架上搭载的为超声波探测仪，探头架与UR10第六关节运动轴线垂直，工作时只需要校准好UR10手臂的位置，使其六关节轴线与SG接管轴线重合，然后通过旋转六关节即可达到目标。其三维模型简图如图3所示。 其中人孔为实际模型的一部分，特种法兰基座含有弧形结构，并且与人孔直径相同，其作用是可以 图1. AP1000蒸汽发生器系统 图2. 检测焊缝 图3. 检测机器人三维模型 完全贴合于人孔的内壁，以此为支撑基准，充分利用了现场环境，又保留了人孔的大部分空间，有利于后期的直接更换探头架，不需要退出腔体。 在机器人传动系统之中，用于改善电机转速的减速器通常有谐波减速器和RV减速器 [ 3 ] 。谐波减速器适用于20 KG以下负载的关节机器人，具有结构简单，体小量轻，传动比大，传动效率高，运动精度高等优点；RV减速器则适用于20 KG以上负载的关节机器人，特点是结构紧凑，传动比大，传动效率高等。两者相比，谐波减速器价格低廉，RV减速器则拥有更加优越的性能。综合各方面原因，本文焊缝无损检测机器人将采用苏州绿的谐波减速器。 同时，由于在作业过程中，检测机器人一直处于SG腔体内部，需要实时进行干涉检查，因此除去UR10六关节带动的探头架的速度确定以外，其他关节的速度则不宜过快。故除去谐波减速器以外，还需要进一步的速度优化。考虑各方面因素，本文将采用MAXON直流电机，并配备有其自带的减速器，最终共同得到最优速度。 设计的两关节的具体传动链如下： YAW关节偏转：MAXON直流电机1→MAXON减速器1→谐波减速器1→大臂； PITCH关节俯仰：MAXON直流电机2→MAXON减速器2→谐波减速器2→小臂。 图4为检测机器人(除去UR10)的具体内部结构。YAW关节MAXON直流电机1和MAXON自带减速器1相连，MAXON减速器1末端与谐波减速器1相连，谐波减速器1的输出端则与封盖固定，封盖通过过渡法兰与大臂螺栓连接，此运动链可以通过MAXON直流电机1驱动大臂在特种法兰基座的平台上进行偏转运动。PITCH关节MAXON直流电机2与MAXON自带减速器2相连，输出端则与磨齿弧齿 图4. 检测机器人(除去UR10)内部结构 等径锥齿轮相连，目的是改变输出方向，磨齿弧齿等径锥齿轮通过齿轮轴与谐波减速器2相连，谐波减速器2的输出端则与UR10连接平台连接，至此，MAXON直流电机2将通过运动链带动UR10连接平台进行俯仰运动。同时在运动链1中，由于机械臂在送入以及作业过程中呈现出的倾覆力矩较大，因此采用超薄交叉滚子轴承，用来承受由于机械臂展开所引起的倾覆力矩。 无损检测机器人在设计过程中的主要技术参数如下表1。
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user: 3. 无损检测机器人动力学分析 结构动力学分析主要用来确定整个结构或者零部件在变载荷的作用下所产生的响应，在这过程中会涉及到阻尼和惯性效应等。本文将采用ADAMS多体动力学分析软件对无损检测机器人进行动力学性能分析及仿真。首先在SOLIDWORKS中对设计好的检测机器人进行三维建模，同时为了方便后期仿真，对于其中的部分零部件将进行简化；然后将完整的模型导入ADAMS中建立其虚拟样机模型 [ 4 ] ，通过对零部件上动力学参数的设定，经计算分析得出角速度、角加速度、关节扭矩等曲线图；最后通过对比分析，确定整个结构的初步合理性。如图5所示，为无损检测机器人在ADAMS中的虚拟样机模型。 利用ADAMS进行分析之前，必要的参数设定才能够得到准确的结果，因此需要先测量出模型的质量，惯性张量等数据。这些数据利用SOLIDWORKS中的测量工具即可获得，具体数值如表2所示。 由于YAW关节的运动范围为0˚~180˚，PITCH关节的运动范围也是0˚~180˚，这里只考虑极限情况，事先设定好一段轨迹，并将其函数化。函数需要尽量保证轨迹符合速度，加速度等的规划要求，不存在突变或者尖角等情况。同时在ADAMS中，此函数将作为各关节的实时驱动函数。在参数已设定的情况下，此时的虚拟样机将会模仿实际工作状态进行动作。通过对此过程的分析和对比，最终验证所选用的驱动电机的正确与否。 本文将对YAW关节和PITCH关节进行驱动，仿真过程为UR10机械臂搭载探头架从一个扫查孔转变位置至另一个扫查孔工作。 最终仿真结果如下所示： 在图6至图8中，JIONT1对应的是PITCH关节，JOINT2对应的是YAW关节，JOINT3所对应的为探头架扫查机构，即UR10第六关节。从中可以发现，整个曲线的过渡都非常平滑，没有突变情 Table 1 Main parameters of robo 运动零部件 运动范围 最大速度 定位精度(轴向/周向) 贴合压强 大臂 180˚ 720˚/min −/±1˚ —— UR10连接平台 180˚ 720˚/min −/±1˚ —— 超声波探测仪 ±180˚ 150 mm/s ±1 mm/±2˚ 0.32 MPa 表1. 无损检测机器人主要技术参数 Table 2 Mechanical parameter 部件 质量(Kg) 惯性张量I XX (Kgm 2 ) 惯性张量I YY (Kgm 2 ) 惯性张量I ZZ (Kgm 2 ) 特种法兰基座 33.69 1.59 1.64 0.23 大臂 21.30 1.68 0.85 0.98 UR10连接平台 3.88 0.016 0.022 0.022 负载 45 5.24 2.69 7.10 表2. 力学参数 况发生，说明符合最初的设计要求。 同时根据图9，得到三个关节在运动过程中的最大输出扭矩。最大输出扭矩对于电机和减速器的选择至关重要，通过其可以计算出所需电机功率等选型参数。此处则是通过最大输出扭矩与已选电机额定扭矩进行对比，发现均符合要求，保证了电机和减速器型号的准确性，同时此过程也为接下来的机械结构优化提供了一定的理论基础。 图5. 虚拟样机模型 图6. 角速度曲线 图7. 角加速度曲线 图8. 关节扭矩曲线
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user: 4. 无损检测机器人机械结构分析 因目前国内并没有类似的产品，无损检测机器人机械臂部分在初步设计的时候，完全依照的是核电站现场环境作为边界条件，SG人孔等作为尺寸条件，扫查需求以及范围等作为精度条件。整个设计比较粗糙，这主要体现在尺寸的把握以及材料选择上。不同的材料因其泊松比、弹性模量、屈服强度等不同，最终整体结构的强度和刚度也会不同；尺寸的差异更是控制着机构的重量，对成本，运输，安装等会造成影响。因此需要对于初步设计的结构进行尺寸优化设计。本文针对无损检测机器人的部分零件，利用ANSYS Workbench进行强度校核和优化。 针对零件的重要程度，可以肯定的是特种法兰基座和大臂需要进行校核和优化。特种法兰基座以及大臂的具体设计变量如下图9和图10所示。 特种法兰基座结构设计变量主要包括人孔贴臂厚度d 1 ，水平平台厚度d 2 ，减速器通孔半径R；大臂机构设计变量则包括大臂下段壁厚d 3 ，大臂下段半径R 1 ，大臂上段壁厚d 4 ，大臂上段半径R 2 。在确定了设计变量以后，需要区分主次变量，以及确定主次变量的边界条件，这样才能最大化得到最优结果。 对于特种法兰基座的优化设计，本文采用了响应曲面优化分析的方法。分析目标所需的边界条件，即设计变量的变化范围以及法兰响应中最大变形量和最大应力的上下限，将其转化为结构优化数学模型，具体如下： s.t. 利用上述模型条件，在ANSYS Workbench中对人孔贴臂厚度d 1 ，水平平台厚度d 2 ，减速器通孔半径R进行范围设定，Workbench将会根据给定的范围自动划分为若干等间距的设计点并进行多次计算。最后通过对这些点的二次拟合，可以得到设定范围内的响应曲 图9. 特种法兰基座 图10. 大臂 图11. 拟合曲面1 图12. 拟合曲面2 其中图11中横坐标为人孔贴臂厚度d 1 和水平平台厚度d 2 ，纵坐标为特种法兰基座的总变形，图12中横坐标为人孔贴臂厚度d 1 和水平平台厚度d 2 ，纵坐标为总质量。通过分析，最终得到如下的优化结果： 分析表3，在保证了最大变形量和最大应力值的标准之下，质量下降了12.5%，这说明了一开始设计的过程中，特种法兰基座的尺寸和质量是冗余的。 对于大臂机构的优化设计，则采用了参数优化 [ 5 ] 的方法。由于UR10底座平台的尺寸限制，所以事实上大臂上段半径R 2 是定长，剩下的三个设计变量则是整数设计。所取的定点以及分析结果如表4和表5所示。 所有数据结果的曲线输出图表如下图13所示。 通过对比可以发现最大应力除去DP4，剩余的都很接近，但是最大形变和质量变化比较明显。根据6061铝合金的屈服强度为55.2 MPa，以及量变比，选择DP2作为最终的参数设定。
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user: 5. 结语 本文所述的AP1000蒸汽发生器接管焊缝无损检测机器人，首先着重介绍了其结构设计；其次为了 Table 3 Optimization contras 变量 优化前 优化后 d 1 (mm) 20 15 d 2 (mm) 20 18 R (mm) 35 35 质量M (kg) 33.69 29.45 最大变形(mm) 0.623 1.053 最大应力值(MPa) 57.2 81.5 表3. 优化前后对比 Table 4 Point arra 定点组 d3/mm R1/mm d4/mm R2/mm DP0 8 134 8 156 DP1 7 134 7 156 DP2 6 134 6 156 DP3 5 134 5 156 DP4 8 128 8 148 表4. 定点数组 Table 5 Final result of each grou 定点组 最大形变/mm 最大应力/MPa 质量/KG DP0 0.0703 1.419e1 3.153 DP1 0.0778 1.342e1 2.838 DP2 0.0879 1.360e1 2.516 DP3 0.102 1.470e1 2.189 DP4 0.161 1.346e2 2.893 表5. 各组最终结果 图13. 输出曲线 验证电机和减速器型号的正确性，进行动力学仿真；最后再对关键零部件进行优化设计，以达到整体轻量化标准。文章中所述特种法兰基座创新地利用了蒸汽发生器的人孔作为固定基准，配合UR10机械臂送入扫查机构，极大的方便了后期对探头架和扫查仪的更换工作。使整个机器人的加工难度大大地降低了，节约了成本，对于未来相关产品有着重要的参考意义。
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user: 摘 要 液力推力器具有水力柔性加压的特点，广泛应用于钻压不易施加的水平井、大位移延伸井等。液力推力器在工作时，关键部件花键联接结构的磨损较为严重，失效率高。针对该问题，笔者充分考虑芯轴所受轴向压力、径向压力、扭矩和位移载荷等多种因素作用，建立了花键联接结构瞬态接触的有限元模型。借助正交试验法设计实验方案，开展了花键联接结构的齿数、齿根圆角和内圆直径3个关键结构参数对其性能的敏感性分析。最后建立花键联接结构参数优化的数学模型，并采用SQR算法对数学模型进行优化。结果表明，优化模型相比初始模型有效降低了响应量数值，其综合指标值降低约24.9%。该研究为液力推力器的设计提供了理论依据。 关键词 :液力推力器，联接机构，正交试验，有限元仿真，优化设计 Copyright © 2018 by authors， Yangtze University and Hans Publishers Inc. This work is licensed under the Creative Commons Attribution International License (CC BY). http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/
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user: 1. 引言 与传统刚性加压的钻铤钻井相比，液力推力器能实现钻压恒定不变和均匀送钻，提高机械钻速及保护钻具和钻头，减少起下钻次数，可以最大限度地减少井下复杂情况和事故，提高工作效率，减轻职工的劳动强度，节约钻井周期等，具有良好的应用及发展前景 [ 1 ] 。对于液力推力器，花键联接结构是其关键部件，其结构参数设计是否合理关系到液力推力器的工作性能。目前，谭春飞等 [ 2 ] 设计了一种适用于ø88.9 mm微小井眼连续管钻井的ø73 mm三级水力加压器，并建立轴向推力计算模型，得出了满足轴向推力条件下的钻井液排量和密度范围。胡修俊等 [ 3 ] 设计了适用ø215.9 mm井眼的ø172 mm规格的五级双行程水力加压器，并应用有限元软件完成了压扭载荷作用下主活塞杆和主缸体的接触应力分析，结果表明设计满足使用要求。马泽永等 [ 4 ] 分析了液力加压器使用中存在的问题，并从确定工具级数、调整钻头喷嘴直径、采用钻铤配重、配置钻具与螺杆钻具配合等方面提出了合理使用液力加压器的建议。 但是，液力推力器花键联接结构的结构参数对其性能影响方面的研究较少。基于此，在现有研究的基础上，对液力推力器花键联接结构进行优化，以求达到最佳的工作性能。基于ANSYS有限元模拟仿真 [ 5 ] ，在充分考虑轴向压力、内外表面径向压力、轴套扭矩和位移载荷等因素下，建立了花键联接结构瞬态滑动接触的有限元模型。从花键联接结构的关键结构参数出发，借助正交试验法 [ 6 ] [ 7 ] 设计实验方案，开展了花键联接结构的齿数、齿根圆角和内圆直径3个因素对其性能的敏感性分析，同时建立花键联接结构参数优化的数学模型，并采用SQR算法对数学模型进行优化。研究结果为液力推力器花键联接结构的相关设计提供了理论依据。
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user: 2. 液力推力器结构及工作原理 液力推力器是一种新型的井下工具，它一般由上接头、活塞、液缸和芯轴组成 [ 8 ] ，其结构示意图如图1所示。实质上，液力推力器是转换能量的装置。它是将高压钻井液的动能转换为多级活塞的轴向推力，进而推进钻头，转换为对岩石进行预破碎的能量。在实际工作中，液力推力器是通过将高压钻井液流经其下部钻头喷嘴或井下马达时所形成的压力降作用于其多级活塞上，产生轴向推力，推动活塞向下(图中向右)移动施加钻压。而钻头破岩所需的扭矩是通过主缸体与芯轴之间的联接结构传递给芯轴，芯轴转动从而驱动钻头，实现破岩的目的。
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user: 3. 花键联接结构数值分析 针对常规液力推力器花键联结结构(图1)，建立有限元接触模型，并结合液力推力器花键联接结构的实际工况条件，采用增强拉格朗日算法 [ 9 ] 对其进行ANSYS有限元仿真分析，详细参数尺寸如表1所示。 图1. 液力推力器结构示意图 Table 1 The basic parameters of the spline connection structur 外圆直径/mm 内圆直径/mm 轴套外径/mm 中心孔直径/mm 齿宽/mm 圆角半径/mm 轴套长度/mm 芯轴长度/mm 102 90 120 50 12 0.6 100 500 表1. 花键联接结构模型基本参数 3.1. 有限元模型的建立 根据花键联接的结构特点，建立芯轴和轴套的三维装配模型，并导入ANSYS软件。芯轴和轴套的材料均为42CrMo，其弹性模量为2.1 × 10 11 Pa，泊松比为0.28，屈服极限为930 MPa 。芯轴和轴套模型较为简单，均为规则的柱状实体，而且还具有一对拓扑结构相同的源面和目标面，所以采用扫掠网格法划分网格更为合适。 3.2. 边界条件的施加 依据文献 [ 10 ] 在芯轴的上端面施40 MPa轴向压力，下端面施加固定约束，内表面施加40 MPa径向压力，外表面施加33 MPa径向压力；在轴套上端面施加5600 N∙m扭矩，下端面施加轴向固定位移，使其每个时间步沿轴向运动100 mm。 3.3. 计算结果及分析 经过数值分析计算，花键联接结构的最大等效应力和最大摩擦应力均发生在第4个时间步时，其等效应力云图和单齿工作面摩擦应力云图如图2所示。 图2. 芯轴等效应力与单齿工作面摩擦应力云图
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user: 4. 花键联接结构优化 通过对花键联接结构的等效应力和单齿工作面摩擦应力云图的分析，发现其应力分布规律与花键联接结构的结构参数密切相关。大量研究也表明，花键联接结构的安全性能与花键的截面极惯性矩和结构参数有关 [ 11 ] [ 12 ] ，适当的过渡圆角半径可以减小齿根应力集中 [ 13 ] [ 14 ] 。因此可以通过优化花键联接结构的结构参数来提高花键联接结构的安全性能和减小花键联接机构中工作面的摩擦力，从而改善液力推力器的工作性能。 4.1. 设计正交实验组 针对花键联接结构的优化问题，选取其结构参数中的齿数z、圆角半径r和内圆直径d作为设计变量，对花键联接结构进行优化，各设计变量的范围如表2所示。有限元模型的建立和边界条件的设定同上，待迭代计算终止后，提取花键联接结构接触分析模型上出现的最大等效应力和最大摩擦应力，并分别以求得的安全系数和摩擦力作为衡量花键联接结构性能好坏的指标。 Table 2 The design variables range of the spline connection structur 设计变量 z/齿 r/mm d/mm 范围 6~14 0.2~1 88~92 表2. 花键联接结构设计变量及范围 利用正交设计法设计三因素五水平多指标的正交试验方案，并按照试验方案进行建模数值分析，提取数据，所得结果如表3所示。 Table 3 The orthogonal test program and its result 试验号 z/齿 r/mm d/mm 安全系数 摩擦力/kN 1 6 0.2 92 3.27 4.18 2 6 0.4 90 3.28 5.82 3 6 0.6 88 2.84 7.82 4 6 0.8 91 2.99 5.16 5 6 1.0 89 3.07 6.75 6 8 0.2 88 3.61 7.81 7 8 0.4 91 3.90 5.59 8 8 0.6 89 3.89 7.48 9 8 0.8 92 3.61 4.92 10 8 1.0 90 3.98 6.09 11 10 0.2 89 4.41 7.40 12 10 0.4 92 4.20 6.08 13 10 0.6 90 4.45 8.27 14 10 0.8 88 4.35 9.45 15 10 1.0 91 4.30 6.27 16 12 0.2 90 4.19 7.19 17 12 0.4 88 4.24 9.36 18 12 0.6 91 4.56 7.20 19 12 0.8 89 4.96 8.31 20 12 1.0 92 4.61 5.84 21 14 0.2 91 4.22 7.34 22 14 0.4 89 4.39 8.32 23 14 0.6 92 5.05 6.79 24 14 0.8 90 4.88 7.99 25 14 1.0 88 4.83 10.56 表3. 正交设计试验方案及其结果 4.2. 试验结果分析 根据试验数据得出的结果进行统计分析，得出齿数、圆角半径和内圆直径3个设计变量对指标安全系数和摩擦力的影响规律，并以设计变量的不同水平为横坐标，以衡量指标纵坐标作因素–指标折线图，如图3所示。 从图3中可以直观地看出，齿数对安全系数的影响最大，随着齿数的增加，安全系数会显著增大，这表明在保证其他影响因素相同的情况下，齿数多的花键联接结构较齿数少的花键联接结构的承载能力更强，安全性更好。但是，齿数的增加也会较大程度地增大花键联接机构工作面的摩擦力，加剧工作面的磨损，影响钻压的传递。圆角半径对安全系数和摩擦力的影响均不显著，但是随着圆角半径的增大，安全系数呈现出一致的递增趋势，表明适当地增加圆角半径有利于提高花键联接结构的安全性能。此外，内圆直径对摩擦力的影响最大，但对安全系数的影响不显著。随着内圆直径的增大，摩擦力呈现出明显的下降趋势。 图3. 因素–指标图 4.3. 建立数学模型 由于液力推力器花键联接结构要求在安全性尽可能高的同时要满足摩擦力最小，因此以摩擦力和安全系数的比值作为衡量花键联接结构性能好坏的综合指标。基于响应面法对试验结果进行初步模型拟合，发现二次模型的效果最佳。如图4所示，图中数据点基本分布在经过原点斜率为1的直线附近，可直观看出模型拟合效果符合建模要求。因此，建立相应的数学模型： F n = 369.6968 − 1.2968 z + 7.1739 r − 7.8650 d − 0.0758 z r − 0.0639 r d     + 0.0127 z d + 0.0093 z 2 − 0.5590 r 2 + 0.0420 d 2 (1) 根据方差分析发现，该数学模型与试验数据的拟合度达91.42%，因此用该模型来预测实验结果具有较高的可靠性。 4.4. 参数优化 液力推力器联接结构优化属于多变量、含约束、非线性最小化问题，设定优化目标函数如下： min f ( z ， r ， d ) = 369.6968 − 1.2968 z + 7.1739 r − 7.8650 d − 0.0758 z r     − 0.0639 r d + 0.0127 z d + 0.0093 z 2 − 0.5590 r 2 + 0.0420 d 2 (2) 约束条件： { 6 ≤ z ≤ 14 0.2 ≤ r ≤ 1.0 88 ≤ d ≤ 92 (3) 针对优化问题特点，可采用SQR算法 [ 15 ] ，该算法适用于目标函数为二次函数、约束条件是线性等式或不等式的规划问题，计算结果准确性高。利用Matlab软件进行优化算法设计，优化结果见表4。 图4. 模型预测值与试验值的对比图 Table 4 The contrast between initial design and optimal desig 设计变量 z/齿 r/mm d/mm 综合指标值/1 初始设计 10 0.6 90 1.6365 优化设计 10 1.0 92 1.2289 表4. 初始设计与优化设计对比
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user: 5. 结论与建议 1) 花键联接结构的结构参数对液力推力器的工作性能有着显著的影响。花键齿数的增加提高了其安全性能，但也加剧了芯轴与轴套间的摩擦。此外，花键内圆直径对芯轴与轴套间的摩擦具有明显影响。 2) 在所研究的模型中，齿数为10，圆角半径为1 mm，内圆直径为92 mm的花键联结结构综合性能更好。相比于初始模型，综合指标值降低约24.9%。因此，根据液力推力器花键联接结构的主要尺寸，合理设计其结构参数可以有效提高花键联接结构的工作性能。研究方法为液力推力器花键联接结构的相关设计提供了理论依据。
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user: 摘 要 动车司机室内微气候热舒适性是设计初期需要考虑的重要内容，在设计前期就需要预测采暖、通风和空调(HVAC)系统对司机气候舒适性的影响。利用仿真进行前期分析具有成本低、方案修改方便、能分析出许多实验得不到的参数的优点。本文建立了某动车司机室有限元模型，利用CFD数值仿真的方法对冬季和夏季两种工况下司机室内的空气速度场和温度场进行了仿真。由于行内标准UIC651只规定了头部和小腿下方气温和气流速度的范围，对于人体详细部位的热舒适性评价无能为力，本文综合UIC标准和采用当量温度计算的方法对该动车司机室微气候进行了分析，并尝试利用Nilsson舒适度模型结合当量温度对人体舒适度进行了分析评价。结果表明，该司机室的设计能够满足司机的气候舒适性要求；此外，Nilsson舒适模型对室内热舒适性头部和小腿下方的要求与UIC651标准是一致的，但能够评价更多身体部位的热舒适性。本文的数值模拟计算和气候舒适性评价方法结果可为轨道车辆司机室布置和HVAC系统的设计分析提供参考。 关键词 :动车司机室，热舒适性，当量温度 Copyright © 2018 by authors and Hans Publishers Inc. This work is licensed under the Creative Commons Attribution International License (CC BY). http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/
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user: 1. 引言 动车司机室是一个相对狭小的空间，长时间后容易让驾驶员产生生理和心理上的不适应感 [ 1 ] ，由室内微气候影响的热舒适性是其重要部分。室内微气候是指室内环境的气候条件，包括气温、湿度、空气流速以及室内材料的热辐射，其气候舒适性不仅是司机关注的问题，也是动车设计初期需要考虑的重要内容。室内微气候主要由采暖、通风和空调(Heating、Ventilating and Air Conditioning， HVAC)系统来控制，在设计早期就需要预测HVAC系统对司机气候舒适性的影响( [ 2 ] ， p. 116)。 UIC 651:2002标准对动车HVAC系统的设计做出了下列规定：1) 对于采暖，要求司机头部附近温度处于18℃~23℃范围内；在司机室内较高处和较低处区域的温度差不应超过10℃；当外部温度很低时，允许降低温度范围但采暖发热能力应保证至少18℃的温度。2) 通风时要求司机头顶上的空气流速不超过0.3 m/s；应保证每人每小时至少30 m 3 的气流量，每个司机室每小时至少300 m 3 的空气量。 人体热舒适感觉非常复杂，它与人体所处环境以及人体自身因素有关。多年来建立了不少人体热舒适性模型，如Fanger稳态模型和Gagge等人的二节点瞬态模型，但两种模型只给出了创造热环境的变量组合，没有考虑人体所处的非均匀热环境对人体热舒适性的影响( [ 2 ] ， p. 104)。对于轿车室内的非均匀热环境下的人体热舒适性，孙一宁提出了修正的加权PMV算法和基于当量温度指标的整体热感觉舒适性偏差A EQT [ 3 ] 。靳艳梅利用当量温度指标Teq评价了不同环境下人体的热舒适性，证明了当量温度指标可以很好地评价非均匀热环境下的人体热舒适性 [ 4 ] 。对于轨道车辆的室内热舒适性，陈祥利用问卷调查的方式得到高速铁路客车的乘坐舒适度综合评价模型 [ 5 ] ，但是问卷的研究方式主观性太大，缺乏实验指导。国际上也有学者利用数值分析研究车辆乘坐空间的热环境 [ 6 ] [ 7 ] [ 8 ] [ 9 ] ，但上述研究很多都是针对汽车乘员舱或者轨道车辆的乘客舱进行分析，并且只是计算出了物理量，并未按照切实的评价标准对舒适性进行合理的评价。由于微气候下，人体热舒适性受人和外部环境共同作用的影响，因此有必要同时考虑环境和人体因素来研究司机室的热舒适性，从而综合全面地评价人体的热舒适性。 本文建立了动车司机室几何模型，利用CFD数值仿真的方法对冬季和夏季两种工况下司机室内的空气速度场和温度场进行了仿真，结合UIC 651:2002标准评价司机室内的环境因素，并利用当量温度指标对模拟结果进行了分析，综合评价了司机室的热舒适性。
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user: 2. 司机室内传热分析 动车司机室见图1。由于受内外环境影响，室内空气流动和热传递较为复杂。影响司机热舒适性的因素主要包括外界环境参数、司机室几何参数和材料热物理特性参数、HVAC系统参数以及座椅安装、乘员散热等。 司机室内的热交换主要有通过流体的热传递、物体的热传导以及辐射形式的热交换，热传递可以用式(1)表示[ 1 ]。 C = A D f c 1 h c ( t c 1 − t a ) (1) 式中，C为人体对流热损失，单位是W/m 2 ；A D 为人体杜波依斯面积，单位是m 2 ；f c 1 为着衣体表面积与裸体表面积之比；h c 为对流换热系数，单位是W/(m 2 ×K)；t cl 为衣服表面的平均温度，t a 为空气温度，单位是℃。 图1. 司机室几何装配模型及风口位置示意图 考虑司机室内物体(座椅、地板、仪表板、车窗等)会通过热传导的方式与相邻存在温差的物体进行热交换 [ 10 ] ， m i c p i d T i d t = h i A i ( T k − T i ) + A i j ( T j − T i ) l i 2 k i + l j 2 k j − A j q r a d ， n e t ， i (2) 式中，m i 为该物体质量；C pi 为该物体定压比热容；T k 为流体温度；h i 为该物体面和周围流体间的对流换热系数；A i 为物体及流体间接触面积；A ij 为两物体接触面积；T i 为物体温度；T j 为另一物体的温度；l i 、l j 为两物体长度；k i 、k j 为热传导系数； q r a d ， n e t ， i 为辐射项。可以将车厢内的辐射分为太阳辐射和车厢内环境辐射两部分。假设司机室内空气为透明介质，则 q r a d ， n e t ， i 表示为 [ 10 ] A i q r a d ， n e t ， i = α s o ， i G s o ， i + α e n ， i G e n ， i − ε σ T i 4 (3) 式中，A i 为物体及流体间接触面； α s o ， i 、 α e n ， i 分别为该物体对太阳及车内环境辐射吸收率；G so ，i 、G en ，i 分别为物体表面接收到的太阳辐射强度及环境辐射强度；ε为物体辐射发射率； σ = 4.96 × 10 8 W / ( m 2 ⋅ K 4 ) 为斯蒂芬-波尔兹曼常数；T i 为物体温度。
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user: 3. 司机室数值模型 3.1. 物理模型 研究对象选为某动车组司机室(图1)，司机室的整体几何尺寸为：长3519 mm，宽2618 mm，高2048 mm；室内一个座椅；空调风道结构见图1；共有七个进风口和一个出风口，风口位置见图1，风口参数见表1，回风口位于司机室顶部。 3.2. 数学模型 司机室内空气的流动满足连续性方程和动量方程，在直角坐标系下，两方程如式(4)和式(5) ( [ 1 ] ， p. 119)： ∂ ρ ∂ t + ∂ ( ρ u i ) ∂ x i = 0 (4) ∂ ( ρ u j u i ) ∂ x j + ∂ ( ρ u i ) ∂ t = − ∂ p ∂ x i + ∂ ∂ x j [ μ ( ∂ u j ∂ x i + ∂ u i ∂ x j ) ] − 2 3 ∂ ∂ x j ( μ ∂ u j ∂ x j ) + F i (5) 式中：ρ 为流体的密度；t为时间；u i 、u j 为流体瞬时速度；x i ，x j 为位置坐标；P为压力； μ 为动力粘性系数；F i 为微元体中的体力。 流体在流动中常存在湍流，其物理参数随时间与空间发生随机的变化，是一种高度复杂的三维非稳态的不规则流动，目前尚未有很成熟的湍流理论，出于工程的需要，常采用数值计算方法来近似模拟， Table 1 Wind hatch parameters of driver compartmen 风口名称 数目 几何形状 尺寸/mm 顶部进风口 2 圆形 半径45 侧窗进风口 2 矩形 长90，宽44 腿部进风口 2 圆形 半径30 仪表台进风口 1 矩形 长1000，宽30 顶部出风口 1 矩形 长430，宽326 表1. 司机室风口参数 而标准k-e模型是现在很多流体分析软件的湍流理论基础( [ 1 ] ，p. 120)。k-e模型可以用式(6)和式(7)表示。 ∂ ∂ t ( ρ k ) + ∂ ∂ x i ( ρ ε u ¯ i ) = ∂ ∂ x j [ ( μ + μ t σ k ) ∂ k ∂ x j ] + G k + G b − ρ ε − Y m + S k (6) ∂ ∂ t ( ρ ε ) + ∂ ∂ x i ( ρ ε u ¯ j ) = ∂ ∂ x j [ ( μ + μ t σ ε ) ∂ ε ∂ x j ] + C ε 1 ε k ( G k + C ε 3 G b ) − ρ C ε 2 ε 2 k + S ε (7) 式中：μ为动力粘性系数；μ t 为涡粘性系数；σ k 为k的涡流普朗特常数；G k 为由于平均速度梯度产生的湍流动能；G b 为由浮力而产生的湍流动能；Y m 为可压缩流体中波动膨胀对于全部耗散率所占的比率；S k 、S ε 为用户定义的源项；C ε 1 、C ε 3 和C ε 3 为常数。文献 [ 11 ] 推荐值为C ε 1 = 1.44，C ε 2 = 1.92，C ε 3 = 1，σ k = 1，σ ε = 1.3。 因为司机室内存在热交换，所以求解司机室内的温度分布还需要补充能量方程( [ 1 ] ，p. 119) (式8)。 ∂ ( ρ c p T ) ∂ t + d i v ( ρ μ i c p T ) = d i v ( k c p g r a d ( T ) ) + S T (8) 式中：C p 为比热容；T为温度；k为流体的传热系数；S T 为流体的内热源和由于粘性作用流体机械能转换为热能的部分。 根据求解问题，为突出HVAC系统对司机室内温度场以及空气速度场的影响，对司机室模型做出如下简化：1) 司机室内气流为稳态湍流，流动为各向异性，并且空气不可压缩；2) HVAC系统各风口相互独立，出风温度、速度恒定；3) 忽略仪表台上的按键等部件对室内空气流动的影响，简化仪表台结构，见图2；4) 假设司机室密封良好。根据简化结果，利用非结构网格划分方法建立了司机室的网格模型，对于风口部位的网格进行细化，网格总数为377万得到有限元模型如图2。 3.3. 边界条件设置 边界条件的设置按照企业经验数据选择。 1) 以HVAC系统的进风口作为速度入口边界条件。进风温度夏季为18℃，冬季为28℃。进风速度：顶板进风口为6 m/s，侧窗进风口为3 m/s，腿部进风口为5.5 m/s，前窗进风口为1 m/s。 2) 以HVAC系统的回风口作为出口边界，设为压力出口，P = 101325 Pa。 3) 司机室壁面边界条件：仪表台、地板、座椅视为绝热。车体(车窗、司机室壁面等)传热系数取为 图2. 有限元模型；(a) 司机室有限元模型；(b) 司机、仪表板与地板有限元模型 k = 2.l W/(m 2 ×K)。 4) 将人体视为恒温边界条件，作为固定热源 [ 12 ] 。夏季人体散热量为99.08 W/m 2 ，冬季为77.34 W/m 2 。 5) 太阳辐射选为长春(东经125˚19'，北纬43˚43')夏季正常天气下的辐射量。夏季车外环境温度设为35℃，冬季车外环境温度设为−15℃。
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user: 4. 数值模拟结果分析 由于RNG k-ε湍流模型可以更好地处理高应变率及流线弯曲程度较大的流动，所以在室内流场模拟和气流组织方面有较高的准确性 [ 13 ] ，所以本研究选用RNG k-ε湍流模型作为求解模型进行计算。 依据UIC 651:2002动车设计标准，选取距离地板高1500 mm的截面分析夏季、冬季两种工况下的司机头部附近温度和空气流速。选取距地板、顶板各100 mm处的截面分析夏季、冬季两种工况下司机室的整体温度分布。图3为距离地板上方1500 mm处的温度场仿真结果，图4为距离地板上方1500 mm处的速度场仿真结果(图中圆圈所示区域为司机头部对应位置)。图5为夏季工况下距离地板上方100 mm处和距离顶板下方100 mm处的温度场仿真结果，图6为冬季工况下距离地板上方100 mm处和距离顶板下方100 mm处的温度场仿真结果。 由图3可以看出，夏季工况下司机头部附近温度在21.4℃~22.2℃之间，温差只有0.8℃；冬季工况下司机头部附近温度在22.0℃~23.0℃之间，温差小于2℃。两种工况下整个截面内的空气温度分布比较均匀，说明温度场的分布比较合理。 图3. 地板上方1500 mm处的温度场仿真结果；(a) 夏季；(b) 冬季 图4. 地板上方1500 mm处的速度场仿真结果；(a) 夏季；(b) 冬季 图5. 夏季工况下温度场仿真结果；(a) 地板附近温度；(b) 顶板附近温度 图6. 冬季工况下的温度场仿真结果；(a) 地板附近温度；(b) 顶板附近温度 由图4可以看出，夏季工况下头部附近的空气流速在0.10 m/s~0.30 m/s之间，且绝大部分区域都在0.25 m/s之下，司机活动区域的最高风速也没有超过0.50 m/s；冬季工况下，头部附近的空气流速小于0.2 m/s。两种工况下整个截面内的流速分布也比较均匀，说明空气速度场的分布也是比较合理的。 由图5可以看出，夏季工况下地板附近温度在21.5℃~22.1℃之间，顶板附近温度在21.2℃~21.8℃之间，整体温差小于10℃，并且两个截面的温度分布比较均匀。 由图6可以看出，冬季工况下地板附近温度在21.8℃~23.9℃、顶板附近温度分布在22.0℃~23.5℃之间，两个截面的温度分布也比较均匀，温差也小于10℃。由此可见，不管是夏季还是冬季，整个司机室内的温度分布较为均匀，温差最大为1.7℃，符合设计标准要求。
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user: 5. 人体热舒适性分析 传统的ASHRAE七点标尺主观评价方法、PMV-PPD评价方法、有效温度评价方法以及标准有效温度(SET)评价指标都是假定人体所处的环境是一个均匀的热环境，适用于建筑室内热舒适的评价。然而汽车车室空间相对狭小、气流速度和梯度较大，太阳辐射不对称，车室内热环境非常不均匀，因此不能当做均匀热环境来看待。因此通常采用当量温度(EQT)和当量均匀温度(EHT)作为评价指标。 上文结合UIC 651:2002标准对司机室的环境变量进行了评价，为全面评价司机的舒适性，需要考虑人体适应因素，本文选择当量温度指标进行分析。计算时，先将人体分段，计算各段与周围环境的热交换，然后利用当量温度指标代替全身热舒适性指标来计算和评价非均匀环境中的人体热舒适性，将计算结果与评价标准进行对比，即可对身体各部位的舒适性进行评价( [ 1 ] ，p. 123)。当量温度计算模型为： T e q ， i = t s ， i − 8.3 v a i r ， i 0.6 S i ( t s ， i − t a ， i ) + ∑ j σ ε i f i ， j s i ( t i 4 − t j 4 ) + Q s o l h c a l ， i S i (9) 式中：T eq ，i 为人体第i节段的当量温度；t s ，i 为人体第i节段皮肤表面温度；v air ，i 为人体第i节段周围的空气速度；t a ，i 为人体第i节段周围的空气温度；S i 为第i节段的表面积，在CATIA中测量得到； σ 为斯蒂芬波尔兹曼常数，5.67 × 10 -8 W/(m 2 ∙K 4 )；ε i 为人体第i节段体表的发射率，可取皮肤和服装的平均值0.97；f i ，j 为人体第i节段对人体j节段的有效辐射区域系数，坐姿情况下可取为0.7；t j 为乘员舱内部第j个部件的温度；Q sol 为人体得到的太阳辐射；h cal ，i 为人体第i节段附近空气的对流换热系数，取为8.7 W/(m 2 ∙K)。在Fluent中对模拟计算结果进行测量，其中身体各肢段的环境温度采用取平均值的方法得到。将各参数带入式(9)计算得到夏季、冬季工况下相应部位的当量温度如表2所示。 将计算所得结果与Nilsson舒适模型 [ 14 ] 进行对比，绘制成曲线如图7所示，图中的1、2、3和4为四条舒适边界线，边界线之间的区域即为图中对应的热、暖等区域。由图7(a)可以看出，夏季工况下，手部和大 Table 2 Results of equivalent temperatures computatio 人体部位 人体表面积/m 2 人体表面温度/℃ 环境温度 当量温度 夏季/℃ 冬季/℃ 夏季/℃ 冬季/℃ 头部 0.105 37.31 32.30 30.80 19.61 25.02 手部 0.056 35.99 33.70 30.10 18.65 30.05 脚部 0.090 36.29 21.65 26.96 28.08 28.48 躯干 0.375 35.55 27.87 28.56 30.00 26.37 上臂 0.196 36.72 27.97 27.30 21.37 27.40 前臂 0.180 35.71 27.30 26.00 24.47 26.89 大腿 0.240 35.82 27.80 28.20 20.46 19.63 小腿 0.228 35.81 26.70 27.70 28.42 27.68 表2. 当量温度计算结果 图7. 不同部位的当量温度；(a) 夏季；(b) 冬季 腿的当量温度偏低，其余部分肢体的当量温度在“正常”的舒适区间内。由图7(b)可知，在冬季情况下，大腿部位当量温度稍低，其他肢体部位于“暖”的舒适区间内。对比两图可以看出头部当量温度低于脚部的当量温度，符合“头凉脚暖”的热舒适性准则。综合可知，该司机室的HVAC系统满足人体的热舒适性要求。
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user: 6. 结论 1) 由上述分析结果可以看出，在给定送风条件下及夏季和冬季两种工况下，司机头部附近空气温度在21.0℃~23.0℃范围内，空气流速在0.10 m/s~0.30 m/s范围内，整个司机室温差小于1℃，温度和空气流速分布比较均匀，符合UIC 651:2002标准的设计要求。所选动车组司机室HVAC系统的风口尺寸、送风条件以及边界条件设置保证了室内良好的流场分布。 2) 人体热舒适性进行分析的结果表明本HVAC系统满足人体的热舒适性要求。 3) 进风口的布置对司机室的温度场有较大影响，由当量温度的计算结果可以看出，大腿部位较人体其他部位温度低，因此HVAC系统腿部进风口的温度和风速应当适当调节，满足司机整体“头冷脚暖”的舒适性准则。 4) 文中采用的方法能够有效计算动车组司机室的温度场以及速度场，为司机室内部热环境优化提供帮助。 本文从环境变量和人体适应因素角度出发，综合考虑了全身各部位的舒适性，采用当量温度指标对动车组司机室进行了热舒适性分析，有效地弥补了目前相关研究的不足，本文的研究方法以及成果可以为轨道车辆司机室的相关热舒适性分析提供一定的参考。目前的研究在边界条件设定时参考的是已有的研究成果；对于不同企业设计时的相关参数设置，则应根据实际的使用条件设定，这些也有待进一步研究和积累。此外，针对风口参数的影响，未来将对司机室多风口以及不同风口布置位置时的司机室热舒适性进行进一步研究。
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user: 摘 要 创新是大学教育和人才培养的灵魂，创新教育要始终贯穿课堂内外。创新引导下的大学课程要不断更新内容，并应基于创新教育的双向互动特性，采取动态考核和弹性教学，以研究式和参与式教学法实现教育目的。湖北大学《城市地理学》课程通过创新改革，初步形成了体系相对稳定、案例及时更新、模块弹性组合、师生双向互动、问题共同探索的新模式。 关键词 :创新，内容更新，动态考核，弹性教学，城市地理学 Copyright © 2018 by author and Hans Publishers Inc. This work is licensed under the Creative Commons Attribution International License (CC BY). http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/
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user: 1. 对大学创新教育的理解和认识 1.1. 创新是大学教育和人才培养的灵魂 大学教育既要传承也要创新，传承是根本，创新是灵魂。大学应当树立科学的创新教育和创新人才培养观。而要实现创新教育和人才培养，老师起着非常重要的引领作用。首先，教师要真心把教学创新放在首位，不断更新自己业已熟悉的教材教案。其次，教师要不断科研创新，并乐意把创新成果与学生分享。老师应当把学科的关键概念，前沿进展，最新现象，在课堂传授解析。老师既要熟悉教材，也要勇于质疑，带领学生一起去探索，发现新东西。费孝通先生曾阐释过他的教育观念，至今仍十分具有启发意义：“我当时在大学里讲课，不喜欢用现存的课本，而企图利用和青年学生们的接触机会，探索一些我自己觉得有意义的课题。……无所顾忌地想打开一些还没有人闯过的知识领域。……我是一面探索一面讲的，所讲的观点完全是讨论性的，所提出的概念一般都没有经过琢磨，大胆朴素，因而离开所想反映的实际，常常不免有相当大的距离，不是失之片面，就是走了样。我敢于在讲台上把自己知道不成熟的想法，和盘托出在青年人的面前，那是因为我认为这是一个比较好的教育方法。我并不认为教师的任务是在传授已有的知识，这些学生们自己可以从书本上去学习，而主要是在引导学生敢于向未知的领域进军 [ 1 ] ”。 1.2. 创新教育是具有挑战性的双向互动过程 教育是一个双向互动过程。老师需向学生“传道”、“授业”，同学需理解、接受和消化。这都需要时间。但是对于每一学生个体来说，学习基础、努力程度、以及掌握快慢都不可能一样。对于创新教育而言，新鲜事物就更要有一个接受过程。面对老师的教学，学生也会不理解、质疑甚至反对，并可能在经过反复检验后才会确信和理解掌握。新知的探索和传播，对老师和学生都是一个挑战，需要细心和耐心，甚至还要面对教学中出现的问题和失败。 创新教育过程贯穿于课堂内外，但课堂是创新教育的主要阵地。老师与学生交流接触，除了在课堂，还有在研究室、实验室、做项目、指导论文等。但是，从时间的多少以及面向的学生数量来说，最主要、最正式的还是课堂。因此，每一位老师要格外重视在课堂上传播新知识，启迪新思想。照本宣科再声情并茂，也不能够达到大学教育的基本要求，更不能算“好”。而且，课堂教学既是言传也是身教。教师守成容易对学生造成一种暗示，即满足现状不思进取。创新是大学教育灵魂，若舍此，大学可能永远培养不出大师。提高课堂教育质量这一根本，才是对教师职业尊严的最佳捍卫。 1.3. 动态考核与弹性教学有助于创新教育的实施 教育是动态过程，老师需要及时掌握教学效果。通常，每学期之初老师都会拟定教学计划。但目前一些考核模式，却难以及时检验和反映教学计划的实施情况。如期末考试，虽能够考查出学生的掌握程度和问题。但是，一门课从头上到尾，直到最后才发现问题，无疑太迟。通常一门课结束，老师若非紧接着再教同一个班，甚至没有机会给同学们分析考试答案。再如课后作业。老师根据每一章或每堂课内容布置作业，并根据同学们的书面回答来检验知识是否掌握。这样，大概可以摸到一部分情况。但是，老师工作量比较大，可能并不会经常布置作业，有时一个学期布置两次就算不错。还有就是课堂提问，这可以最及时了解部分学生的知识掌握状况，但是样本数量通常又是有限的。 那老师如何及时了解讲授的内容是否落到实处呢？比较好的办法就是引入单元考核。老师可以在讲授一两章之后，进行一次单元考核。单元考核宜采用课堂考试，当堂答卷、评分、讲解。这样大概能够检查所有同学是否课堂认真听，是否课下查阅资料，并让老师和同学都能比较及时的发现问题，进而有机会在课堂上解疑答惑纠正错误，而不造成“历史遗留问题”。当然，动态考核是一考核体系，不单纯指经常性单元测验，也需运用课堂提问和课后作业等其他考核方式。 如果考核成绩都比较理想，就可以大致按照原教学计划执行。如果考核并没有达到预期目的，问题较多，就要适当调整和修订教学计划，如教学目标、内容、方法、进度等，让同学们真正能理解、接受和消化吸收，实施弹性教学。这虽然可能与学期之初的教学计划有所不同，但“钉钉子”式的方法，更突显“踏石有印，抓铁留痕”，有助于保证教学总体效果。
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user: 2. 大学《城市地理学》教学改革的必要 目前国内不少大学地理科学专业和城乡规划专业，所用的都是高等教育出版社的《城市地理学(第二版)》。这本教材，优点在于体系完整、重点突出、采用大量中国案例，但也存在资料陈旧、选题有限、修订滞后等一些缺点。如该教材最新资料是2008年的，有些则是1983年数据。这就无法反映国内外城市现状，甚至直接导致相关结论需重新推敲。 相比之下，近些年我国的城市地理学研究进步很快，新成果层出不穷，并形成一些代表性著作。与此同时，一些国外城市地理学教材也被引进(见表1)。这些新成果和引进教材，或侧重新研究方法、或侧重新 Table 1 Common teaching materials and translation of urban geography in Chin 书名 作者 出版社 出版年 版次 城市地理学 周一星 商务印书馆 1995 1 城市社会地理学导论 保罗·诺克斯、‎史蒂文·平奇 商务印书馆 2005 1 城市地理学 许学强、周一星、宁越敏 高等教育出版社 2009 2 城市化* 保罗·诺克斯、琳达·麦克卡西 科学出版社 2009 2 城市地理学 理查德·P.格林、詹姆斯·B.皮克 商务印书馆 2011 1 城市地理学思想与方法 柴彦威等 科学出版社 2012 1 城市地理学核心概念 艾伦·莱瑟姆、德里克·麦考马克、金·麦克纳马拉 江苏教育出版社 2013 1 城市化：城市地理学导论 保罗·L.诺克斯、琳达·麦卡锡 电子工业出版社 2016 3 表1. 国内城市地理学常见教材和译著 *该书与《城市化：城市地理学导论》为同一本书，但前者为原著第二版，后者为原著第三版。 研究体系等，带来了新内容、新角度、新视野，为改革大学《城市地理学》教学提供了新思路和新选择。