搜索機車柴油發(fā)電機組安裝架設計有限元分析
2013-06-18 by:廣州有限元分析、培訓中心-1CAE.COM 來源:仿真在線
2 安裝架結構特點及計算模型的建立
圖1為安裝架原結構的結構簡圖。柴油發(fā)電機組采用整體隔振方式,該安裝架由側梁、前端梁、后端梁、十字形橫梁、柴油機橫梁、電機橫梁等部分組成,為保證其強度和剛度,各梁內布置有強筋板。圖1中所示右手螺旋直角坐標系,Y軸為安裝架垂向,向上為正;Z軸為安裝架縱向,柴油機端為正向,并定為安裝架前端,電機端為后端;X軸為安裝架橫向,隨后各圖的坐標系規(guī)定與此同。
圖2為安裝架原結構的有限元模型,安裝架結構左右對稱,但柴油機工作過程中安裝架所受載荷不具對稱性,因此建立安裝架的整體三維有限元模型作計算分析。計算模型中用ANSYS軟件的She1163單元來模擬安裝架的鋼板結構,用Combinl4單元模擬橡膠支承的作用,用Mass21單元模擬柴油機、主發(fā)電機等部件,共有24338個She1163單元,4868個Solid45單元個,12個Combinl4單元,2個Mass21單元,單元節(jié)點49882個,安裝架結構的有限元模型質量為1321kg。有限元模型中采用的材料參數(shù)為:彈性模量E=210GPa,泊桑比V=0. 3,密度ρ=7850kg/mg。因柴油發(fā)電機組中柴油機、發(fā)電機的剛度遠大于安裝架自身的剛度,在有限元模型中將柴油機及其在安裝架上的安裝位置處理成一個剛性區(qū),將發(fā)電機及其在安裝架上的安裝位置處理成另一個剛性區(qū)。
3 安裝架的計算載荷條件
安裝架支承方式:四點支承;
安裝架每個橡膠支承的剛度:Kxx=12.74KN/mm, Kyy=3.64KN/mm, Kzz12.74KN/mm;
柴油機質量:Mc=7092kg;
電機質量:Mc=5000kg:
重力加速度:g=9.81m/s2:
柴油機額定功率/轉速:150Okw/18DOrpm;
柴油機繞其質心的轉動慣量:Ixx=7000 kg-
;Iyy=7000 kg-
; Izz=1000 kg-
;
電機繞其質心的轉動慣量:Ixx=844kg-
;IYY=856kg-
;Izz=834kg-
;
4 計算評價標準
根據(jù)安裝架的設計要求,本次計算用安裝架上主發(fā)電機安裝座區(qū)、柴油機安裝座區(qū)間的最大垂向相對變形來考核安裝架的靜剛度,要求最大相對變形小于0.1mm:用計算得到的橡膠支承反力差值、橡膠支承垂向靜剛度來計算各橡膠支承間靜撓度差值,要求靜撓度最大差值小于1mm;并根據(jù)安裝架的結構、材料特點,用計算得到的von wises應力來考察安裝架的靜強度,要求最大應力值小于安裝架材料屈服強度的下限值[σ]=345MPa.
5 原方案計算結果
5.1 靜強度計算
圖3為安裝架的應力云圖,最大應力僅為31.3MPa,位于柴油機安裝座板上。最大應力值遠小于安裝架材料屈服強度的下限值,安裝架具有足夠的靜強度。
5.2 靜剛度計算
圖4為安裝架上柴油機安裝區(qū)域、發(fā)電機安裝區(qū)域的垂向變形云圖,這些區(qū)域的最大垂向相對變形為。0.0805mm<0.1mm,滿足設計要求.
并由相關計算結果知,安裝架前端每個橡膠支承處的支反力分別為27758N, 29194 N,后端每個橡膠支承處的支反力分別為36741 N, 38220 N,后端支承承受的機組重量比前端多了18009N(合1835kg).前后端支承處的支反力最大差值為△R=|RF-RB|=10462N,靜撓度差值為△r=△R/Kyy=2.87mm>lmm,橡膠支承靜撓度差值不滿足設計要求。
6 安裝架結構改進及校核計算
從上述計算結果知,安裝架靜強度,靜剛度滿足設計要求,但后端支承承受的機組重量比前端多,使橡膠支承靜撓度最大差值不滿足設計要求。在保證安裝架主體結構不作多大改變的前提下,調整支承位置是解決橡膠支承靜撓度最大差值不滿足設計要求的較好方法.通過一系列計算分析后,再結合安裝架的結構特點與設計人員進行討論,確定的安裝架最終設計方案是在原方案中把電機支承位置向后端移動了262mm,其它結構和原方案一樣。
6.1 靜強度計算
圖5為安裝架最終結構的應力云圖,安裝架的最大應力為15.4MPa,遠遠小于安裝架材料屈服強度的下限值[Q]=345MPa,這也驗證了最終方案的安裝架具有足夠的靜強度。
6.2 靜剛度計算
圖6為安裝架上柴油機安裝區(qū)域、發(fā)電機安裝區(qū)域的垂向變形云圖,由計算結果知,安裝架上發(fā)電機安裝座區(qū)、柴油機安裝座區(qū)間的最大垂向相對變形為0. 0813mm<0. lmm.滿足設計要求。
安裝架前端每個橡膠支承處的支反力分別為33749N, 33993 N,后端每個橡膠支承處的支反力分別為33854N, 34093N,后端支承承受的機組重量僅比前端多了205N〔合21kg)。前后端每個支承處的支反力最大差值為△R=|RF-RB|=344N,靜撓度差值為△r=△R/Kyy=0.094mm<lmm,橡膠支承靜撓度最大差值滿足設計要求,最終安裝架設計方案的橡膠支承位置從計算結果來看是比較合理的。
6.3 模態(tài)計算
模態(tài)計算的目的是確定安裝架各階的自由振動振型及振動頻率。計算中將柴油機、電機、安裝架、橡膠支承等整個系統(tǒng)一起作整體計算,該柴油機是12缸柴油機,各缸發(fā)火間隔角為60°,其最低轉速600轉/分,最高轉速1800轉/分,柴油機最小轉速頻率為1OHz,最大轉速頻率為30HZ,最小輸出扭矩頻率為60Hz,最大輸出扭矩頻率為180Hz.所以計算中共提取了安裝架自振頻率在0~250Hz范圍內的所有模態(tài)。圖7~10為安裝架主要模態(tài)振型圖。(其余圖片限于篇幅此處略)
從上述計算結果知,在0~250Hz頻率范圍內,安裝架的主要振型為垂向彎曲和扭轉兩種方式。正常工作情況下,柴油機輸出扭矩是作用在安裝架上的最主要載荷,且安裝架扭轉振型與柴油機輸出扭矩作用下安裝架的變形是一致的,因而,當柴油機輸出扭矩的頻率與上述扭轉振型的頻率相同或相近時,整個柴油發(fā)電機組就易發(fā)生共振。在柴油機工作轉速頻率、輸出扭矩頻率范圍內,安裝架最終結構易發(fā)生共振的扭轉振型頻率為43.263Hz, 133.127Hz.
對于12缸四沖程柴油機,柴油機輸出扭矩的簡諧頻率為曲軸轉動頻率的簡諧次數(shù),其中簡諧次數(shù)取0.5, 1, 1.5, 2……,安裝架的扭轉頻率43.263Hz, 133.127Hz正好能避開柴油機輸出扭矩的簡諧頻率,因此,該柴油機的設計能比較好的避免共振的產生。
7 結論
(1)由計算結果知,安裝架原方案所采用的支承方式,其支承布置不合理,后端支承承受的機組重量比前端多,使橡膠支承靜撓度最大差值不滿足設計要求。
(2)安裝架改進后的最終結構是在原方案中把電機支承位置向后端(電機外端)移動了262mm,其它結構和原方案一樣.安裝架最終結構的校核計算結果為:最大應力為15.5MPa;發(fā)電機、柴油機安裝座區(qū)最大垂向相對變形為0. Q813oun;各橡膠支承最大靜撓度差值為0.094mm,安裝架有足夠的靜強度和靜剛度,各橡膠支承靜撓度最大差值滿足設計要求.
(3)在柴油機工作轉速頻率、輸出扭矩頻率范圍內,安裝架最終結構易發(fā)生共振的扭轉振型頻率為43.263Hz, 133.127Hz,正好避開了柴油機輸出扭矩簡諧頻率,較好的避免共振現(xiàn)象的產生。
(4)通過本次對安裝架的設計計算分析,感到對于安裝架設計質量好壞這種直接影響到柴油機正常工作的關鍵機車構件,我們還應加大設計驗正手段,提高關鍵機車構件設計質量,以保證機車運行的可靠性。
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