瞬态动力学仿真（共7篇）
瞬态动力学仿真 篇1
1 引言
底枢是三角闸门和人字闸门重要的承运部件, 结合已建的船闸来看, 造成船闸停航的主要因素是底枢的摩擦磨损。受长期在水下工作, 既承受闸门自重, 又要承受水平载荷等因素影响, 结构设计复杂, 工作条件恶劣以及受力复杂。因而, 确定底枢的受力特性, 成为底枢设计、制造及其维护的重中之重。
本文以五河新建船闸下闸首三角门底枢为参考背景, 以闸门五种不同工况下的支反力为设计参考值, 利用ANSYS Workbench的Transient Structural模块, 对闸门最不利工况下的闸门开启过程进行仿真计算分析, 对底枢主要零部件、尤其蘑菇头与衬套直接的接触进行分析研究, 为底枢设计、制造及其维护提供理论依据。
2 底枢的载荷分析
2.1 底枢结构
五河新建船闸下闸首三角闸门底枢结构如图1所示。
支座2通过高强螺栓与闸门的端柱相连接, 闸门的水平荷载通过上、下成60°夹角错开布置的拉杆, 传递到支座1, 进而传递给混凝土平台。竖直方向的载荷通过衬套、蘑菇头以及承轴台传递给相应的支撑台。
闸门启闭时, 支座2绕着与蘑菇头同轴线的支铰轴旋转。为了克服因摩擦磨损而引起的支承铰点的位移和转动所造成的附加力矩, 可以及时通过调节与调节架内的锲块来抵消。
2.2 底枢载荷计算
根据五河新建船闸工程的设计条件, 对闸门的有限元计算共确立了五种不同的工况: (1) 防洪水位; (2) 正向最大水级; (3) 反向最大水级; (4) 最大水位差; (5) 安装调试。相应工况下的顶、底枢的计算结果如表1。
从表1可以看出, 最大水位差工况底枢载荷最大;从闸门的实际运行来看, 安装调试工况下, 闸门才运转, 会产生摩擦。故以此工况为设计基础, 对底枢进行仿真分析。
3 底枢有限元分析
3.1 底枢模型建立
闸门底枢的瞬态动力学分析, 是指对闸门在安装工况下的闸门从开启瞬间到平稳过程的模拟仿真。因此过程占用内存较大, 消耗时间较长, 需对闸门的底枢模型进行相应的简化处理。
注: (1) 支反力的正负以闸门坐标系计; (2) 负值表示拉力, 正值表示压力。
结合图1底枢的结构图, 对闸门的底枢进行简化, 简化后主要包含以下几种零部件:支座2、轴、轴套、衬套以及蘑菇头。对应的网格划分后的模型如图2所示。
3.2 载荷与约束的设置
底枢零部件的材料主要有三种:ZG310-570、40Cr和铜合金镶嵌材料。
底枢的零部件之间的相对连接方式和约束设置主要分两种:摩擦接触和关节接触。底枢连接与约束方式分别为:轴-支座2和衬套-支座2均为bonded形式的摩擦接触;衬套-蘑菇头为Frictional形式的摩擦接触;轴套-轴为General形式的关节接触 (Free:UZ、RZ) ;轴套和蘑菇头均为Fixed形式的边界约束。
根据五河新建船闸工程的设计资料, 下闸首闸门的开启角度为68.5°, 启门时间为2~3min。对底枢的瞬态动力学仿真分析, 主要仿真从闸门开启瞬间至闸门平稳运行的过程。对底枢的仿真模拟共计时30s。具体分布为:0~1s为静止阶段;1~21s为加速阶段;21~30s为匀速阶段。
4 结果分析
图3底枢的三个主要零部件:支座2、衬套以及蘑菇头, 最大应力-时间图。从图中可以看出, 在此工况下, 底枢的零部件应力变化不大, 但处于摩擦接触的衬套和蘑菇头在闸门开启瞬间, 最大等效应力明显增大。开启后, 受摩擦影响, 蘑菇头的最大等效应力不断波动, 但波动范围较小。
为便于形象的描述底枢的开启过程, 特选取一下四个时间:T=0.50s (准备阶段) , T=2.50s (启门初始阶段) , T=20.96s (启门加速结束阶段) 及T=25.01s (匀速启门阶段) 。
通过这四个时刻的云图来对底枢开启过程进行分析研究。图4为底枢的接触状态信息图, 从从图中可以看出, 在开启整个过程, 衬套和蘑菇头均是充分接触的、但在闸门静止工作和开启瞬间, 闸门的接触区以粘结为主, 后期以相对滑移为主。可以认为闸门开始瞬间摩擦较为剧烈, 要注意底枢润滑, 防止衬套灼烧现象产生。
图5为底枢的法向接触应力图, 从图6中可以最小应力为-3.2MPa左右, 出现在衬套与支座2的交接处。衬套与支座2有相对分离的趋势。
衬套与蘑菇头的法向接触应力以正应力为主, 最大法向应力出现在球面边沿, 呈带状分布, 伴随着闸门的开启, 部分区域法向接触应力迅速降低, 摩擦减小。甚至出现为零的现象。
图6为底枢的切向接触应力图, 是底枢磨损的直接原因。从图中可以看出, 当闸门静止时, 最大切向接触应力出现在衬套和支座2的接触处, 应力较小。
当闸门开启时, 其切向应力迅速增大, 最大应力出现在与端柱侧的接触球面边缘, 呈带状分布, 与最大应力相对区域切向应力 (图中蓝色区域) 很小, 可以忽略不计。衬套接触面的法向压力是切向接触应力增大的主要原因。
5 结束语
综合以上仿真分析可以得出以下结论:
(1) 在整个开启过程中, 衬套和蘑菇头均充分接触;且靠近端柱一侧有粘结现象, 尤其是在闸门开启瞬间, 粘结现象更为严重, 应该充分对衬套进行润滑, 防止因过热发生衬套灼伤。
(2) 衬套是底枢最易磨损的零部件, 其静载承载应力为120MPa, 低速动载承载应力为60MPa。衬套的等效应力、切向摩擦应力以及法向摩擦应力均满足设计要求。但分布极不均匀, 在设计时, 应加以注意。
(3) 受摩擦的影响, 底枢蘑菇头的支反力并不是竖直方向, 在竖直方向存在一个压力角。当衬套接触球面的圆心角和压力角接近时, 就会造成球面边沿造成较大应力集中 (图5~6) 。在衬套设计时应避免, 防止压溃现象产生。
(4) 衬套与支座2的安装应是过盈配合。防止闸门开启造成衬套“跑偏”。
利用ANSYS Workbench的Transient Structural模块, 对底枢开启进行仿真分析计算, 通过对底枢主要零部件的各项力学性能的分析研究, 从理论上对底枢的摩擦磨损进行解释, 并给予一定的修改与设计建议.为后期的设计以及闸门的正常性维护, 提供了数据参考。
参考文献
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[4]陈艳霞, 陈磊, 著.ANSYS Workbench机械工程应用精华30例[M].北京:电子工业出版社, 2012.
管道流体的瞬态仿真模型 篇2
1 管道流体瞬态仿真模型构建的意义
管道流体瞬态仿真模式是研究管道内流体传输与瞬态变化的有效工具, 借助于流体瞬态仿真模型, 我们能够对管道内部的受力情况与变化规律进行全面科学把握。并在此基础上, 对管道进行相应调整, 在提升管道使用寿命, 保证管道正常运作的同时, 也能够在一定的程度上增强我国流体力学研究水平, 促进相关企业的健康发展。
1) 管道流体瞬态仿真模型的构建能够有效提升我国在管道运输体系设计与建设方面的能力。使得管道设计方案与制作技术能够满足越来越多的工程项目的使用需求, 这一方面为进行管道设计与施工的相关企业提供了一个更为广阔的发展空间, 提升企业自身的市场竞争力;另一方面, 管道流体瞬态仿真模型在管道设计领域的广泛使用, 能够提升我国管道运输乃至整个交通运输行业的发展层次。以管道流体瞬态仿真模型的科学高效构建为起点, 更多先进的技术、设计理论与流体力学的原理结合起来, 被应用于管道设计与建设的过程中, 以此全面提升管道工程建设的质量。
2) 管道流体瞬态仿真模型的不断创新与广泛使用。能够有效的提升我国相关企业的国际竞争力, 在经济全球化的形势下, 我国企业逐渐转变自身的发展模式, 将越来越多的注意力转移到海外市场, 通过自身的技术优势, 逐渐在跨国建设领域取到了一系列的成就。在这一过程中, 不仅需要企业自身雄厚的资金实力, 国家政策的扶植, 更需要先进技术的支撑, 管道流体瞬态仿真模型作为一种技术创新能够有效的提升管道设计之中各种技术参数, 提升技术指标, 以管道流体瞬态仿真模型的构建为技术支撑, 增强我国企业在相关开发建设环节的科学性与高效性, 使我国企业在面对激烈的国际竞争之中占有更多的发展优势, 从而为企业自身提供更多的发展机遇, 实现企业自身的健康高速发展。
2 管道流体瞬态仿真模型构建的原则
1) 管道流体瞬态仿真模型的构建必须要遵循科学性的原则。管道流体瞬态仿真模型在进行构建与规划的过程之中, 要充分体现科学性的原则, 只有从科学的角度进行管道材料性质, 流体力学的生产原理、管道受力情况以及瞬态峰值监测等多个方面进行细致而全面的考量。只有这样才能够最大限度的保证管道流体瞬态仿真模型的科学构建, 只有在科学精神、科学手段、科学理念的指导下, 我们才能够以现有的技术条件为基础, 进行管道流体瞬态仿真模型的科学探索与研究。
2) 管道流体瞬态仿真模型的构建必须要遵循实用性的原则。管道流体瞬态仿真模型为人类改造自然环境的重要社会行为, 对自然环境做出了巨大的改变, 经历从无到有, 从小到大的过程。而这一过程的实现就需要雄厚资金的支持, 从实际来看, 资金的稳定供应与否能够直接影响到管道流体瞬态仿真模型的构建的质量与水平, 因而管道流体瞬态仿真模型在构建的过程中必须要遵循实用性的原则, 最大限度降低管道流体瞬态仿真模型构建的成本投入, 从而能够将更多的资金利用于其他方面, 保证企业的正常运作, 促进我国国民经济的健康发展。
3 管道流体瞬态仿真模型构建的途径
目前, 管道流体瞬态仿真模型建立是一个复杂的过程, 在这一过程中, 我们既要充分认识到流体瞬态仿真模型科学高效构建所带来的社会经济意义, 也要在相应原则的指导下, 借助于科学手段, 进行模型的构建。我们可以借助于数学型流体模型、线性摩擦模型以及频率摩擦模型3种形式进行管道流体瞬时仿真模型的构建。
1) 但是从实际情况来看, 由于数学型流体模型与线性摩擦模型在操作困难长度以及准确性方面存在不足, 因此现阶段我们普遍采用频率摩擦模型进行仿真模型的建设。频率摩擦模型涉及到贝塞尔函数, 但是由于涉及到较为复杂的因拉氏转化, 因此需要我们在使用的过程中进行相应的简化处理, 使其能够满足管道通路系统以及边界计算的要求[2]。同时为了保证瞬态仿真模型能够全面的反应管道内流体的瞬态特性, 需要我们使用特征线法、传输法以及合图法对管道网络内部的力学瞬态特征进行分析与总结。通过这种方式能够实现对管道流体瞬态防治建模的分散化处理, 降低建模的难度, 提升数学计算与仿真模型建立的准确性, 使其最大程度的满足实践要求。
2) 管道仿真模型的构建。为了建立一个科学的管道流体力学受力模型, 我们需要在相关理论的支持下进行合理的假设。
我们将管道的设定为光滑的直线型管道, 其流动状态为一元层流, 将管道受力变形以及流体运动时的热传导等元素排除在假设条件之外, 根据相关方程进行数学计算, 我们就可以对图中3处节点的受力情况, 进行有效分析, 从而得出相应状态下, 管道内流体状态变化对管道产生的力学影响[3], 在运用贝塞尔函数进行数据运算与分析, 进而在此基础之上进行管道仿真模型的建立, 如图1所示。
当我们将管道仿真模型与管道边界条件进行结合, 就可以将其作为管道流体瞬态仿真模型建立的参照。
3) 管道边界条件的使用。为了达到这一目的就需要我们对管道网络自身与集中元件耦合进行关系进行科学处理, 只有实现二者的有效结合才能保证管道仿真模型的完整性与合理性, 才能够使得管道流体瞬态仿真模型能够最大程度的真实反映管道内部的受力情况、瞬态发生与分布规律, 从而降低流体瞬态变化对管道产生的破坏, 保证管道正常工作的顺利进行与有效开展。
参考文献
[1]吴雯婷, 梁忠诚.微流道瞬态响应特性的仿真与研究[J].仪表技术与传感器, 2015 (11) :93-96.
[2]杨海青, 陈茂杰, 黄丽萍, 等.夹气喷嘴瞬态喷雾的CFD仿真及试验[J].航空动力学报, 2015, 30 (12) :2897-2903.
瞬态动力学仿真 篇3
在高温条件下进行应变测量的方法有条纹法、散斑干涉法及电测法等。但是,从测量精度、使用难易程度以及费用等方面衡量,目前最常用的还是利用各种高温电阻应变计的电测技术［2］。在一般条件下的静态、动态测试实验中,运用惠斯通电桥和温度自补偿片就能对测量系统进行很好的温度补偿,然而对于旋转零件或者环境温度变化剧烈的场合,采用这些方法比较困难且补偿效果也不好。传统的温度补偿是假定温度处于平稳缓慢的过程,然而对于航空、航天的超音速飞行器,其经受的瞬态加热环境温升速率为每秒几度或几十度甚至上百度,在如此快速的温升条件下进行应变测量,对其测量结果的可靠性、正确性的确认尤为复杂和困难。为了研究瞬态加热条件下的应变测量误差,笔者运用有限元软件对瞬态温度场应变片的热输出进行仿真,计算结果与Rich-ards W L关于热输出研究的实验数据相符,验证了应变片的热输出仿真研究的准确性。
1 应变片瞬态热输出分析*
传统的热输出研究认为,敏感栅材料的电阻温度效应和敏感栅材料与被测试件材料之间线膨胀系数的差异,是使应变片产生热输出的主要原因。如果测试环境的加热或降温速率过大,将使被测试件与应变片敏感栅之间存在一定的温差,应变片的指示应变包含瞬态温度场产生的误差。
图1a显示应变片与被测试件存在一定温差时自由膨胀的状态,AC段表示试件与敏感栅温度一致时应变片感受应变时的状态,此时热输出εapp为:
被测试件处于快速加热环境中,试件与敏感栅的温差将会产生与稳态温度环境不同的误差ΔTgs。自由膨胀应变片的位置会随温差的产生从C点移动到D点。由于应变片被粘贴在试件上,试件将会阻碍应变片膨胀到D点。
图1b显示在上述测试中应变片会感应到一个与试件受力无关的压缩应变 εu:
应变片的灵敏系数变化会对应变片瞬态温差引起热输出产生影响:
图1c说明了瞬态热输出的整个构成:
式( 1) 、( 3) 合并得:
2 传统热输出求解方法存在的问题
目前,国内进行非常温应变测试时必须采用一定的方法消除由温度变化引起的热输出或直接对其进行修正,以便能够精确地测出真实应变。这种方法又被称为温度补偿,主要有桥路补偿法和应变片自补偿法［3］。通过桥路补偿可以消除温度对应变片的影响,但是如果环境温度变化剧烈,补偿片与试件的热容量不同时,补偿效果不好。又因为补偿片必须占用一定的位置,如果测量点多而工作面积又小,采用这种方法比较困难。另外,如果在旋转零件上无法固定补偿片,也不能采用这种方法。即使能够采用这种方法也会影响电桥的非线性补偿,影响整个测试过程的精度。采用应变片自补偿法的缺点是［4，5］: 敏感栅材料的电阻温度系数不随温度做直线变化,应变片的热输出曲线不是线性的,在较大的温度下其补偿精度不高,而且一类应变片只能运用在一种被测材料上。两种方法都有很大的局限性,而通过有限元计算方法,使用ANSYS软件可以克服这些局限性,有效地对热输出进行仿真,节省时间和精力。
3 ANSYS仿真过程
使用ANSYS Workbench联立Transient Ther-mal和Transient Structural模块,导入模型,设定参考温度为22℃。笔者建立的模型为127. 00mm ×76. 20mm × 6. 35mm规格的钛合金TI7 材料的薄板,上面模拟了粘贴WK-05-125BZ-10C型号应变计的测量情况,其中应变片模型由铺盖层、敏感栅、基底和粘接剂组成,整体模型如图2 所示。
对模型材料的添加是仿真运算的难点,因此在仿真模拟过程中应考虑以下几点影响:
a. 应变片的某些工作特性发生变化,如灵敏系数随温度发生变化; 在高温下热输出、热滞后、蠕变和零漂变大; 绝缘电阻下降; 在高温和低温下疲劳寿命和应变极限变小。
b. 应变片原材料某些性能的分散度较大,导致应变片的某些工作特性( 如灵敏系数、热输出、零漂及蠕变等) 分散变大。
c. 应变片在不同热循环时的热输出、零漂与蠕变性能不重复,因而应变片性能的稳定性较差。
在仿真过程中,将各种材料按照随温度变化的不同参数属性进行设置。由应变片型号( WK-05-125BZ-10C) 可知,该应变片基底与覆盖层为玻璃纤维增强的环氧- 酚醛( 全密封,高强度引线) ,这种玻璃纤维多用作中温或高温应变片基底,使用温度为400 ~ 500℃。粘接剂选用耐高温的有机硅类粘接剂,敏感栅为镍铬合金( 类似卡玛合金) 。在添加材料库的时候需要注意,材料特性的值必须选择为Tabular,在Table of Proper-ties Row中输入不同温度所对应的数值。划分网格后,按照不同的加热情况进行加载即可求得各工况下的热输出。不同工况条件见表1。以表1中温升速率为40 ℉/s为例,计算结果如图3 所示。
仿真计算结果表明,运用Ansys Workbench可以有效地进行热输出仿真,避免了不同材料在非常温环境下测试时热输出的测量。在仿真过程中应充分考虑被测试件与应变片的电阻温度系数、弹性模量、线膨胀系数及热导率等参数随温度变化对计算结果的影响。
随着温度的增加仿真热输出与实验测量数据之间的误差逐渐增大。由表2 中的数据可见,在温升速率为20 ℉/s时,运用传统热输出的仿真计算方法与实验测定的热输出进行对比验证,传统热输出仿真方法存在误差较大,相对误差高达100% 。温度升高过程中产生的瞬态热输出已经影响到仿真过程,可认定ANSYS中稳态热模块已不适用,应考虑运用瞬态热模块对热输出进行求解［6］。
由图4 可知,在测试过程中随着温度升高速率的变化,应变片的瞬时热输出也会随着变化。仿真过程中用温升速率较低的情况作为稳态温度场与瞬态温度场进行对比。温升速率在10 ~2 0 / s时,应变片的瞬态热输出较为平稳; 达到40 / s时,瞬态热输出值变化较为剧烈。这种情况说明了在瞬态温度场中温升速率达到一定量时,瞬态热输出是存在的并且不应该被忽略,其影响温度补偿的程度也极为明显。
通过仿真运算可以准确得出该型号应变片在不同瞬态温度场中的瞬态热输出,WK-05-125 BZ-10 C型应变片在加热温度场中的瞬态温度见表3。
4 结束语
从仿真结果可以看出,作用于同一应变片,粘贴方式也一致,当经受缓慢温度变化与剧烈温度变化时,其热输出性质是完全不同的。因此,在瞬态温度场中测试的应变片如果按照常规的方法对热输出进行修正,必然会给测量结果带来很大的误差。在实际测量过程中,往往要测很多个点,每个点的温升速率还不一样,若以每个点的实际工作情况来测量瞬态热输出,则工作量会非常巨大。使用ANSYS软件模拟应变片的瞬态热输出可以很方便地修正测量结果。
在温升速率较高的情况下,使用常规的热输出修正方法对测量结果的影响很大,误差高达100% ,应变片基底与敏感栅之间的温差是相对误差过大的主要原因,对瞬态温度场的热输出仿真应充分考虑应变片的瞬态热输出。
摘要：分析在非常温环境下应变测量的特点、温度补偿的方法和测量的技术问题。对瞬态温度条件下应变计的线膨胀系数进行求解,结合卡玛合金不同温度下对电阻温度系数的影响导出该应变片的热输出,并对仿真结果进行验证。研究表明:热输出的有限元计算结果与实验结果吻合较好。
瞬态动力学仿真 篇4
某型迫击炮系统是一种支援和伴随步兵作战的压制性武器,具有结构简单、坚固耐用、操作简便、火力密度大、战术部署机动灵活等特点。射击时,用来承受迫击炮后坐冲量的装置称为座钣,座钣的主要作用是支撑迫击炮的后坐能量,使迫击炮具有较好的后坐稳定性、射击精度和射击密集度,因此,迫击炮座钣设计的好坏对迫击炮的战斗性能有着直接的影响。本文使用ANSYS Workbench软件对座钣结构进行瞬态动力学分析,进而来验证座钣的承载能力,最终达到优化其结构的目的。
1 座钣模型的建立
由于迫击炮的一般射角为45°～85°,而且当迫击炮在水泥工事炮位上采用85°射角进行射击时,座钣工作状况最恶劣,因此,在此最不利的工作环境下研究座钣的动态特性。
考虑到座钣受力是由炮尾传递的,在此取一小块水泥板,建立如图1所示的座钣三维实体模型。将三维模型导入ANSYS Workbench,自动选取单元类型和网格划分,在网格划分不合适的情况下,可以通过调整单元尺寸或单元数目来得到理想的有限元模型。迫击炮座钣的有限元模型见图2。
2 座钣瞬态动力学分析
运用ANSYS Workbench软件的瞬态动力学分析功能可以确定模型在瞬态载荷的作用下随时间变化的位移、应力、应变等。瞬态动力计算的基本运动方程为:
undefined。 (1)
其中:M为座钣模型质量矩阵;C为座钣模型阻尼矩阵;K为座钣模型刚度矩阵;undefined为模型各特征点的加速度矢量;undefined为模型各特征点的速度矢量;X(t)为模型各特征点的位移矢量;F(t)为座钣载荷矢量。
某型迫击炮实际膛压曲线如图3所示,载荷历程为5.3ms。为了简化计算,将后坐力以均布面压力的形式加载在炮尾的镜面上。
从图3中可以看到,座钣承受的后坐力在时间为1.86 ms时达到最大值;计算结果也显示座钣等效应力最大值发生在t=1.86 ms,此时整体变形最大。t=1.86 ms时整体变形云图如图4所示,最大变形量随时间的变化曲线如图5所示。座钣在t=1.86 ms时的等效应力分布如图6所示,最大等效应力随时间的变化如图7所示。
3 结论
通过有限元分析软件ANSYS Workbench分析和研究了某型迫击炮座钣的瞬态动力学特性,包括变形分布和应力分布,并得出了比较精确的结论,这些分析对于座钣的设计和优化都非常有用。本文的计算是在坚硬水泥地面上进行的,在这种环境下座钣的强度和刚度都满足条件,因此,在其他地面上更能满足条件。
摘要：为了优化迫击炮座钣的结构设计,采用有限单元法对某型迫击炮座钣三维模型进行瞬态动力学分析,得到了整个座钣的结构应力和变形分布规律以及座钣关键部位的动应力变化曲线,为迫击炮座钣结构的进一步优化提供了参考。
关键词：迫击炮,座钣,瞬态动力学分析
参考文献
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[2]莫维尼.有限元分析—ANSYS理论与应用[M].王崧,刘丽娟,董春敏,译.北京:电子工业出版社,2008.
瞬态动力学仿真 篇5
1 模型建立
1.1 三相同步电机
三相同步电机旋转时形成三相旋转磁场且角度随时间不断变化, 不易进行数值分析, 因此通常进行Park变换将三相同步电机到同步旋转d-q-0坐标系下。电机转子与同步旋转磁场之间的夹角为δ, 夹角以及其与转子加速度之间的关系可用式 (1) 表示:
式中, wR为转子角速度;wS为定子角速度;δ0为初始角。
1.2 瞬态稳定性分析
本文所研究的对象为同步发电机组接三相变压器后接电网的情况, 其中传输线由双条三相传输线并联而成, 这样的传输结构保证了系统排除故障之后另一传输线可以继续工作。其主要结构如图1所示。
当两条三相传输线中的某一条在t0时刻发生故障, 断路器在t1时刻动作切断该传输线, 同步电机有可能会因此失去其运行的稳定性, 因此t0与t1之间不能相差过大。同步电机运行时的电功率曲线与机械功率曲线有两个交点。其中第一个交点M1为稳定交点, 亦即电力系统正常运行时的初始点。系统静态与动态运行时的功率特性曲线如图2所示。
P1为同步电机在双线传输时的动态功率曲线, P2为故障被排除后同步电机单线运行时的功率特性曲线, 同步电机稳定运行时的起始角度为δ0, 故障消除时的运行角度为δc, 不稳定点的角度为δlim。很显然, 同步电机系统能维持稳定的条件是加速区域的面积小于在不稳定点之前的减速区域的面积, 以及加速减速区域面积对等时δmax<δlim。按照面积区域对等原则, 可以计算出开关器件动作的最晚时间为:
式中, H为同步电机的惯性常量;S为机组的容量;δc为故障消除时的角度, δc值的计算需要根据面积对等原则进行迭代计算。
2 系统仿真与分析
2.1 S imulink S imP owe rS ys te m仿真模型
在Matlab/Simulink中建立如图1所示系统的仿真模型, 仿真模型如图3所示。
在Sim PowerSys中采用Synchronous Machine用以仿真同步电机环节, 这里机组的容量为1 200 MW, 同步转速为125 r/min, 同步d轴电抗的归一值xd=100%, q轴电抗xq=70%, 动态d轴电抗x’d=30%;Three-Phase Transformer为三相逆变器环节;Three-PhaseFault为位于下方的三相传输线环节中可能出现的故障环节, 并且其传输线两端加入开关器件Breaker用以在发现故障后切除该段三相传输线, 然后接入三相电网。传输线的长度为20 km, 电抗为0.3Ω/km。使用示波器scope观察同步电机的各个输出电气性能指标以及电网输出的有功与无功功率等物理量。
2.2 仿真结果分析
根据系统建模所用到的各个参数值, 可以计算出在容许开关器件在线路故障后切断传输线的时间为tmax=138 ms, 如果在故障发生之后100 ms时开关器件切断故障线路, 电机定子同步电压vd、正交电压vq, 定子电流的有功分量id, 无功分量iq的变化如图4所示。
传输系统在第200 ms处发生故障, 此时同步电机上电压与输出电流发生剧烈震荡, 转子转速增加, 转子与同步旋转磁场d轴之间的夹角增加, 在第300 ms处断路器动作切断发生故障的传输线, 可以发现此时电压和电流约经过0.5 s返回到原来初始稳定状态。同步电机的转速降低, 夹角在一段时间内保持增加到最大值δmax并在随后降低到稳定值。若设置在400 ms处断路器才进行工作, 此时仿真结果表明电机的电压与电流无法返回到稳定状态, 振荡激烈。
3 结语
本文分析了电网中同步发电机机组的运行原理及系统稳定性分析的方法, 依据面积对等性准则对电机运行的稳定性进行分析, 并得到了断路器动作的时间约束条件的求算方法。在Matlab环境下建立了双线三相电力传输系统的模型, 并仿真了系统在线路故障发生后的瞬态反应情况。仿真结果验证当断路器运行未超过必要时限后系统的输出电压与电流出现较大幅度波动, 但可以自行返回到稳定运行状态, 仿真结果与理论分析结论相一致。
参考文献
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瞬态动力学仿真 篇6
随着国民经济的持续稳步发展, 铝的需求量越来越大, 而绝大部分铝都需要通过铝锭连续铸造生产线浇铸成型。铝锭连续铸造生产线是生产重熔用铝锭的自动化生产线, 是集机、电、光、液和气于一体的自动化成套冶金装备。在PLC程序控制下, 铝锭连续铸造生产线可自动完成铝锭的铸造、冷却、堆垛、打包和成品运输等生产工序。国内各大电解铝厂的电解铝成型普遍采用这一设备。
铝锭堆垛机是铝锭连续铸造生产线的关键设备, 其功能是将冷却运输机中冷却好的成品铝锭按生产工艺的要求自动堆放成垛 (每垛十一层, 底层为4块, 其余皆为5块) 。因为铝锭堆垛过程要求第一层全部4块铝锭和第2层至第11层中的5块铝锭间隔进行180°翻转, 所以翻转装置是完成铝锭整列以及堆垛的关键设备。
铝锭堆垛机作为铝锭连铸生产线的关键设备, 堆垛机翻转装置的性能好坏决定了铝锭堆垛机的效率。提高翻转装置传动系统的性能, 有利于提高铝锭堆垛的效率, 进而提高整个铝锭连铸生产线的可靠性和高效性。本文应用有限元分析软件AN-SYS对伺服驱动下翻转装置主轴系统进行了瞬态动力学分析, 研究了翻转装置主轴在动态变化扭矩作用下翻转铝锭的位移、速度、加速度响应。分析中应用弹簧—阻尼单元来模拟轴承约束, 比直接约束主轴边界更接近于主轴的实际工作情况, 瞬态动力学分析结果表明运用伺服电机驱动翻转装置翻转铝锭有效减小了翻转机构在两个极端位置的冲击, 提高了翻转过程的平稳性。
1堆垛机翻转装置主轴系统
1.1堆垛机翻转装置的构成
铝锭堆垛机翻转装置的主轴系统是由齿轮轴夹紧块、夹紧定位轴、螺钉轴承等组成, 翻转装置的主轴系统简图如图1。在工作中, 翻转装置的主轴系统承担着大部分的力和力矩, 为了保持一定的效率要求夹紧块夹紧铝锭并在1.6s的时间内翻转铝锭180°。在这个过程中, 伺服电机通过齿轮传动施加给齿轮轴一个动态变化的扭矩, 齿轮轴带动夹紧块和铝锭, 经历了一个先加速后减速的过程, 同时在两端定位块还产生了一定的冲击。
1.2 原有翻转装置存在的问题
1) 翻转装置采用两个翻转气缸驱动铝锭翻转, 铝锭从水平起始位置到达垂直位置过程中, 气缸克服铝锭和夹紧块的重力作正功驱动铝锭翻转运动;铝锭在翻转过垂直位置后, 由于重力作正功, 而气缸又不能反向作功控制铝锭速度, 铝锭加速降落, 降落速度不但没有减小, 反而增大, 运动结束时, 铝锭和夹紧块的速度突然降为零, 运动结束后产生的冲击成了产生工件磕碰伤的重要隐患。
2) 整个翻转装置的转动惯量在速度突然变化时也对机架结构的冲击力相当大, 影响了整机的寿命和平稳性。
3) 翻转的速度过大, 会产生很大的离心力, 可能出现使铝锭飞出夹紧块等问题。
4) 现有的翻转装置生产率低, 不能满足更高的堆垛要求。
2 主轴的瞬态动力学分析
2.1 瞬态动力学概述
瞬态动力学分析 (亦称时间—历程分析) 是用于确定承受任意随时间变化载荷的结构的动力学响应的一种方法。可以使用这种方法来确定结构在静载荷、瞬态载荷和谐载荷的任意组合下的随时间变化的位移、应力和力。载荷和时间的相关性使得惯性力与阻尼作用更加重要, 更不能忽略。
瞬态动力学分析求解的基本方程如式 (1) 。
式 (1) 中:[M]为质量矩阵, [C]为阻尼矩阵, [K]为刚度矩阵, {
给定任意时刻t, 方程可以看成是考虑惯性力 ([M]{
瞬态动力学的求解方法也有3种:Full法 (完全法) 、Reduced法 (缩减法) Mode Superposition法 (模态叠加法) 。
通过比较以上三种方法的优缺点, 以及结合分析对象主轴, 本节瞬态动力学分析采用Reduced法 (缩减法) 。Reduced法通过使用主自由度和缩减矩阵来计算动力响应。它的主要分析步骤为:建模、求得缩减解、观察缩减解结果数据、扩展求解、查看扩展求解结果。
2.2 主轴的瞬态动力学分析
2.2.1 主轴有限元模型的建立
有限元模型的建立包括两部分, 即几何模型的建立和几何模型的单元划分。主轴的几何建模都是根据实际结构和尺寸进行构造的, 有效满足了计算精度且便于有限元建模。在几何建模进行单元划分时, 用实体单元 (Solid45) 进行构造, 注意网格划分应该细到足以反映感兴趣的最高阶振型。
图2为主轴的有限元模型。
2.2.2 施加约束
建模时, 将角接触球轴承简化为弹性支承, 对主轴本体采用Solid45三维实体结构单元进行网格划分, 对轴承采用弹簧—阻尼单元Combin14来模拟, 比直接约束主轴边界更接近于主轴的实际工作情况。假设每个轴承由四个均布的弹簧组成, 如图3所示。
为了限制主轴Z方向的移动, 在轴承支承处与弹簧连接的4个主轴上的节点 (即图4、图5中的T5、T6、T7、T8四个节点) 加上UZ约束。在弹簧的另外一端 (即图4、图5中的T1、T2、T3、T4四个节点) 为完全固结。
2.2.3 加载及求解
主轴承受的动态载荷:堆垛机翻转装置在工作中, 伺服电机通过齿轮施加给主轴齿轮端一个动态变化的扭矩, 根据伺服电机输出扭矩变化图, 在ANSYS函数加载器中绘制出扭矩变化曲线, 这个扭矩由三段余弦曲线组成, 连接处呈阶跃变化, 如图4 (a) , (b) , (c) ;主轴的另一端还承受负载随时间变化的重力矩, 同理根据夹紧块和铝锭对主轴的力矩变化在函数加载器中进行绘制, 如图5。本节主要研究翻转装置主轴在动态变化扭矩作用下翻转铝锭的位移、速度和加速度响应。
将扭矩转换为集中力偶, 用ANSYS函数加载器在主轴左端齿轮啮合处施加随时间变化的动态变化扭矩, 在主轴右端加随时间变化的负载重力矩 (方向与动态变化扭矩相反) 。经过ANSYS瞬态动力学Reduced法的计算, 得到主轴受到冲击后的响应。取齿轮轴右端的一个节点A, 通过POST26就可以分别得到A节点的位移、速度和加速度响应, 如图6 (a) , (b) , (c) 。
对响应过程跟踪分析可以得到:
从加载开始, 主轴上节点A的位移随着时间的增大, 逐步呈余弦曲线向加载力的方向增大, 最大变形量为3.8 mm。
主轴上节点A的加速度响应曲线是一个和扭矩变化有关的变量, 加速度响应曲线反映了铝锭翻转过程速度变化的快慢程度。加速度响应曲线在0～0.3 s和1.3～1.6 s值最大, 并且方向相反, 表明翻转过程中这两个时间段内铝锭经历了急剧加速和急剧减速的过程。
主轴上节点A的速度变化过程反映了翻转装置夹紧铝锭在翻转过程中的速度变化, 开始时速度从零迅速增大, 中间过程速度最大, 最后时刻, 速度几乎减小至零 (0.8 mm/s) , 并且整个过程速度响应曲线变化比较平滑, 波动很小, 这个过程反映了翻转装置在伺服电机驱动翻转过程中, 对两端的冲击明显减小。速度响应曲线中间过程产生的微小波动主要是因为齿轮在啮合传动过程中, 瞬时啮合冲击力的作用, 使得系统产生振动和噪声, 同时影响了传动系统的稳定性。对于这种啮合过程振动的减小, 可以采取以下措施改进:一方面在满足疲劳强度的前提下, 尽量减小齿轮的模数, 增加齿轮的齿数;另一方面, 在满足强度要求的前提下, 尽量减轻齿轮的重量, 以降低齿轮振动的固有频率。
4 结论
本文在考虑支承为弹性的情况下, 运用有限元分析软件ANSYS对翻转装置传动系统的齿轮轴进行了建模和动态特性分析。对齿轮轴的瞬态动力学分析, 得到位移、速度和加速度响应曲线, 速度响应曲线反映出了翻转装置在伺服电机驱动下, 翻转过程中对两端的冲击明显减小, 翻转过程也相对平稳。铝锭堆垛机翻转装置主轴系统的动态特性分析为进一步改进该结构进而提高堆垛机的效率提供了一定的理论依据。
摘要：铝锭堆垛机是铝锭连铸生产线的关键设备, 铝锭堆垛机的性能已经成为制约铝锭连铸生产线高效性和自动化的瓶颈技术。针对铝锭堆垛机翻转装置翻转铝锭过程中存在的冲击大、翻转过程不平稳等问题, 研究了翻转装置主轴的动态特性。通过Pro/e建立了主轴的三维实体模型, 考虑了轴承对主轴的约束、伺服电机施加给主轴的动态变化扭矩等, 运用有限元分析软件ANSYS对主轴进行了瞬态动力学分析, 计算出了翻转装置主轴在动态变化扭矩作用下翻转铝锭的位移、速度、加速度响应。分析结果表明运用伺服电机驱动翻转装置翻转铝锭有效减小了翻转机构在两个极端位置的冲击, 提高了翻转过程的平稳性, 也为进一步改进该结构进而提高堆垛机的效率提供了一定的理论依据。
关键词：翻转装置,主轴,模态分析,瞬态动力学分析
参考文献
[1]李润方, 王建军.齿轮系统动力学—振动、冲击、噪声.北京:科学技术出版社, 1997
[2]新型高效铝锭连铸生产线的研制的可行性研究报告.兰州:兰州理工大学
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[5]师汉民.机械振动系统——分析、测试、建模、对策 (上、下) .武汉:华中科技大学出版社, 2004
瞬态动力学仿真 篇7
曲轴是发动机中所受载荷最大的零件之一。它承受着连杆力、旋转质量惯性力和往复惯性力, 都是周期性变化的载荷。理论和实践表明, 汽车发动机曲轴的破坏形式主要是扭转破坏和弯曲应力疲劳, 因此曲轴受到的交变弯曲和扭转应力可能会引起曲轴疲劳失效并对其他零件带来破坏。因此, 如何准确地计算出整体式多缸机曲轴的应力、变形的大小及疲劳寿命, 对于曲轴的设计和改进具有指导作用。
针对连杆作用在曲轴上的载荷, 运用有限元分析软件对载荷施加做了方法上的研究, 并对瞬态结果下的应力进行了分析, 为下一步的曲轴疲劳寿命预测研究奠定了基础。
1 瞬态动力学分析
瞬态动力学分析 (即时间历程分析) 是用于确定结构所受载荷随时间变化的动力响应的方法。瞬态动力学在分析求解中的基本运动方程为:
其中:
[M]为结构质量矩阵;
[C]为结构阻尼矩阵;
[K]为结构刚度矩阵;
{F (t) }为动载荷向量;
{u}为节点位移向量;
为节点速度向量;
{ü}为节点加速度向量。
在任意给定的时间段内, 这个方程都可以看做是考虑了一系列的惯性力[M]{ü}和阻尼力[C]{u̇}的静力学平衡方程。这个方程的数值求解方法主要有直接积分法、振型迭代法和子空间迭代法三种方法。
据对速度和加速度等进行不同的假设, 工程中已提出了很多种用直接积分法来求解动力学微分方程, 这些方法在精度和适用性方面都各有优势。其中线性加速度法计算起来比较容易, 但是对Δt/T的值必须限定范围, 才能保证计算的稳定。此外经过多次计算表明, 用线性加速度法得到的位移要比精确解偏大, 而得到的速度则比精确解偏小。为了计算的精度和稳定性, 提出了许多逐步积分法。如纽马克 (Newmark) 法和威尔逊θ (Wilson-θ) 法, 其中威尔逊θ法延伸了时间步τ=θΔt (θ>1.37) 的范围, 假定加速度按线性变化并进行逐步积分, 证明了这种方法是无需边界条件的, 即Δt/T的值没有范围限制, 并可保证在数值积分计算时的稳定性。软件ANSYS中使用的是纽马克 (Newmark) 法, 其也是按线性加速度的原理提出的一种逐步积分法, 且威尔逊θ (Wilson-θ) 法原理类似[6]。
用Ansys做瞬态分析的过程主要有5个步骤:
(1) 前处理 (建立模型和划分网格) ;
(2) 施加边界条件;
(3) 设定求解控制器;
(4) 瞬态求解;
(5) 后处理 (观察结果) 。
1.1 曲轴有限元模型的建立
由于多缸机曲轴结构复杂、单元数多, 计算量大, 所以取曲轴单拐进行计算。曲轴材料特性如表1所示。
在软件Pro/E中对曲轴进行实体建模。并将模型导人ANSA中进行自由网格划分。选取Solid185四面体单元离散模型, 并对油孔处、连杆轴颈及主轴颈的过渡圆角处进行局部细化, 以保证计算结果更准确。其中主轴颈和连杆轴颈处过渡圆角处选取单元尺寸为1 mm, 主轴颈与连杆轴颈其他部分采用单元尺寸大小为2 mm, 曲柄臂选取单元尺寸为4 mm, 主轴承盖部分采用单元尺寸为10mm。曲轴单拐组合三维网格模型如图1。
1.2 边界条件的施加
(1) 约束边界条件的施加
对于曲轴-轴承盖组合结构, 结合实际情况, 首先将轴承盖上侧面全部约束UX、UY、UZ, 两侧面施加X方向的对称约束, 即约束UX。而考虑到施加载荷后曲轴的运动状况, 为保证曲轴不会转动应在曲轴的主轴颈两端面施加绕Z轴的转向约束MZ, 为了方便施加, 在主轴颈端面中间的圆心处建立局部柱坐标系, 通过该柱坐标施加约束MZ。曲轴的轴向要完全释放, 轴承座与轴承盖建立了接触对, 因此不需要建立位移约束。
(2) 接触边界条件的施加
通过有限元前处理软件ANSA对曲轴轴承组合建立了两个接触对:轴承座与轴承盖接触对, 主轴颈与轴承座接触对。所有的接触对都需要对接触刚度进行定义, 它决定了两个接触表面之间穿透量的大小。接触刚度选取太大, 两个接触表面之间穿透量就越大, 这就会引起总刚度矩阵的病态, 造成计算的不收敛。一般来说, 在选取足够大的接触刚度以保证接触穿透小到可以接受的同时, 也要为了保证计算收敛考虑让接触刚度足够小。接触对之间的接触刚度FKN, 一般取0.1到1中间的值, 此处取FKN为0.1, 因为较小的FKN有助于收敛。接触面之间的摩擦系数取材料间真实的摩擦系数值, 此处为0.15。
(3) 载荷边界条件的施加
根据传统的方法和连杆轴颈处油膜压力的分布规律, 并忽略了油孔处应力集中的影响, 可假设所加载荷是沿着曲柄销轴线的方向依照二次抛物线的规律分布的, 范围是在圆周方向120°内按照余弦曲线的规律分布的, 如图2所示。
沿曲轴轴线方向压力为:
沿轴颈圆周方向的压力为:
其中:Qc为作用在轴颈上的总载荷;
得到沿轴颈圆周方向载荷方程:
针对16v396型柴油机的真实工作情况, 此时柴油机只有曲柄传递爆发压力, 所以要进行相应的改变, 以符合真实的工作情况。由于此V型机曲轴上的一个曲柄销上连接两个连杆, 且两连杆有90o夹角, 因此在同一时刻曲柄销上的两个受力位置就会成的90o夹角。
对曲轴做瞬态分析前, 载荷的施加有以下几个步骤:
(1) 改变活动坐标系为局部圆柱坐标系;
(2) 通过节点坐标R、θ、Z选取需要的节点, 建立加载区域节点组;
(3) 将公式 编写为函数载荷, 加载到第2步选取的节点组上, 加载后的节点如图3。
1.3 设置求解控制
曲轴动态响应分析是在转速为2 000 r/min (假设转速不变) 的计算工况下进行的, 完成一个工作循环所需时间大约为0.042 86 s。针对曲轴在一个工作循环受到的连杆作用力曲线, 选取曲线的每一个波峰、波谷作为瞬态动力学分析的载荷步, 这样就把每一个循环载荷都考虑进去了, 载荷步选取的数量决定了与实际工作过程的吻合程度, 载荷步数量越多, 吻合程度越高。
注:表中所示载荷为负, 表示载荷是压力;载荷为正, 表示载荷是拉力。
对曲轴进行仿真计算前, 首先在一个工作循环内选取, 图4中曲线的各个拐点适当的选取平滑处的点, 共计14个载荷步, 如表5所示, 图4为两个连杆力随曲轴转角变化, 图5为14个载荷步中载荷随曲轴转角的变化, 其中每一曲轴转角对应一个载荷步。
其中求解控制中设定子步数为10, 最小子步数为2, 最大子步数为20。
动载荷的施加是通过载荷步来完成的, 对曲轴刚强度有着重大的研究意义, 所以将主要对曲轴应力、位移响应结果以及重要考察部位的应力时间历程进行分析。
2 瞬态动力学结果
计算后对得到的动态应力进行分析, 分别考察曲轴在100%工况下爆压时刻以及爆压时刻附近的应力变化情况。如图6所示。
综合有限元结算结果, 可以得出这个工况在不同时刻的应力值, 其中在爆发时刻的应力值最大, 分布在主轴颈与连杆轴颈的过渡圆角处, 出现的最大应力值为84.1 MPa, 连杆轴颈上的油孔周围也有应力集中出现。但远低于材料的屈服极限517 MPa, 具有足够的静强度。
在此工况下最大应力值处于连杆轴颈过渡圆角处, 其次是出现在连杆轴颈上的油孔周围, 所以通过分析结果可以得出, 在连杆轴颈过渡圆角处与连杆轴颈上的油孔周围可能处于危险状态。
3 结论
针对V型发动机曲轴进行动力学分析, 利用Pro/E建立三维模型, 然后根据有限元理论, 应用Ansys软件对曲轴单拐进行瞬态动力学分析。从结果可以看出, 曲轴的应力集中在轴颈与曲柄臂连接的过渡圆角处以及连杆轴颈上的油孔处, 因此在曲轴的设计过程中应该充分考虑到曲柄臂的厚度以及曲柄臂与轴颈相连的过渡圆角的大小[7]。
参考文献
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