计算校核

2024-09-01

计算校核（精选9篇）

计算校核篇1

0 引言

自动喷水灭火系统是最经济的一种自动灭火系统, 国内外应用极为普遍, 其灭火成功率高, 安全经济, 管理方便, 是世界公认的一种自动灭火手段[1]。

自动喷水灭火系统在遇有火灾时可自动启动并喷水灭火,使火灾在初期就能够及时得以控制,从而最大限度地减少了火灾损失,而且该系统对环境无污染,灭火效率高,所以广泛应用于民用建筑中,特别是人员密集、不易疏散、外部灭火和救生比较困难的高层建筑。但是,如果自动喷水灭火系统设计、施工、维护不当,会直接影响灭火效果。因此有必要对自动喷水灭火系统的设计计算进行校核,从设计源头上把好关。

在自动喷水灭火系统的设计计算中,存在的主要问题是对管道水头损失计算方法的选取。现在普遍使用的管道水头损失的计算方法有两种,一是《建筑给水排水设计规范》(GBJ15-88)[2]中给出的舍维列夫式,即现行《自动喷水灭火系统设计规范》(GB50084-2001,2005年版)[3](以下简称《喷规》)中使用的方法。舍维列夫式是1953 年舍维列夫根据其对旧铸铁管和旧钢管所进行的试验提出的经验式, 因此该式主要适用于旧铸铁管和旧钢管。二是欧美等国家标准以及我国《建筑给水排水设计规范》(GB50015-2003)[4]和《室外给水设计规范》(GB50013-2006)[5]中使用的海登-威廉式。舍维列夫式的计算结果比海登-威廉式计算结果偏大,势必会造成不必要的浪费。而且,对于镀锌钢管、铜管、不锈钢管和PVC-C 管,在使用过程中内壁粗糙度增大的情况并不十分明显,也适宜使用海登-威廉式计算[6]。另外《自动喷水灭火系统设计规范》(2008年局部修订送审稿)里管道单位长度水头损失也是按海登-威廉式计算的。

本文以某高层综合楼的自动喷水灭火系统设计为例,采用海登-威廉式计算水头损失,重点对其水泵的扬程和流量进行校核、分析。

1 建设工程概况

该工程建筑高度为73.45 m,裙房四层,建筑高度为20.8 m。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。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,设置湿式自动喷水灭火系统。

2 火灾危险等级

根据《喷规》附录A设置场所火灾危险等级举例,高层综合楼属于中危险级Ⅰ级场所。该建筑按中危险级II级(喷水强度为8.0 L/min·m2)设计,符合规范要求。

3 喷头的选型和布置

该建筑采用快速响应喷头,喷头流量特性系数为80,动作温度为68 ℃,符合《喷规》第6.1.2条的要求。共设有直立型喷头1876只,下垂型喷头4485只,共计6361只,直立型喷头有20只备用喷头,下垂型喷头有45只备用喷头,共计65只,符合《喷规》第6.1.9条的要求。

该建筑的裙房部分的喷头采用正方形布置,边长为2.8 m,小于3.4 m且大于2.4 m;其他部分的喷头采用矩形布置,长边最大为3.0 m,短边边长最小为2.4 m,均小于3.6 m,符合《喷规》第7.1.2条的要求。

4 报警阀组和管道

(1)该建筑内共有喷头6361只,设置10个湿式报警阀组,其对喷头的控制分布见表1。

由表1可知,每个湿式报警阀控制的喷头数小于800只,符合《喷规》第6.2.1条和第6.2.3条的要求。

(2)自喷系统中配水支管、配水管最大控制的喷头数分别为25mm的1支,32 mm的3支,50 mm的7支,65 mm的12支,80 mm的28支,100 mm的64支。符合《喷规》第8.0.7条的规定。

(3)短立管及末端试水装置的连接管管径为25mm,符合《喷规》第8.0.8条的规定。

5 水泵选型校核

5.1 基本设计数据

该建筑的自动喷水灭火系统的设计流量为8.0 L/min·m2,设计作用面积为160 m2。

最不利点处喷头的工作压力确定过程如下:

由《喷规》第5.0.1条中表5.0.1的注释规定和第9.1.1条的规定可以看出,系统最不利点处喷头的工作压力应计算确定,但同时不应低于0.05 MPa。因此,在具体校核时,应根据建筑工程实际情况进行计算。

根据《喷规》第9.1.1条的规定,喷头的流量应按式(1)计算:

$q = Κ \sqrt{10 Ρ}$ (1)

式中:q是喷头流量,L/min;P是喷头工作压力,MPa;K是喷头流量系数,取80。

由此推导出喷头工作压力计算式为:

P=(q/K)2/10 (2)

由图1可知,最不利喷头位于十九层西南角。由于最不利喷头附近的喷头布置不均匀,所以实际选取的作用面积为162.84 m2,大于160 m2,作用面积内的喷头数为22只。单个喷头实际保护面积为7.4 m2,小于11.5 m2,符合《喷规》第7.1.2条的要求。一个喷头的流量为:

q=8×7.4=59.2(L/min)

由式(2)计算喷头工作压力为0.055 MPa,大于0.05 MPa,故该建筑最不利点处喷头的工作压力确定为P0=0.055 MPa。选取的最不利喷头作用面积如图1。

5.2 沿途计算法计算水泵的扬程和流量

根据《喷规》第9.2.4条的规定,水泵扬程或系统入口的供水压力应按式(3)计算:

H=∑h+P0+Z (3)

式中,H是水泵扬程或系统入口的供水压力,MPa;∑h是管道沿程和局部水头损失的累计值,MPa;P0是最不利点处喷头的工作压力,MPa;Z是最不利点处喷头与消防水池的最低水位或系统入口管水平中心线之间的高程差。

前面已确定P0=0.055(MPa),由图1知:

Z=73.3+9.0= 82.3(mH2O)= 0.823(MPa)。

管道水头损失的计算:

下面采用海登-威廉式来计算水失损失,即

hf=iL (4)

i=105C-1.85hd-4.87jq $_{g}^{1.85}$ (5)

该建筑内的喷淋系统所用管道采用内外壁热镀锌钢管,Ch取100。管道内径dj取值为《低压流体输送用焊接钢管》(GB/T 3091-2008)[7]附录A表A.1中外径减两个标准壁厚。

作用面积内喷头的节点流量按式(1)计算,然后将计算结果代入式(4)和式(5)计算管道水头损失。

其中,除最不利支管外,其余支管均采用特性系数法[8]来计算水头损失。方法如下:

以支管4-5为例,把支管4-5作为一个喷头考虑,其流量与压力符合式(1),因此只要求出其管道特性系数Kg4-5,就可确定该支管的流量。计算支管4-5的特性系数Kg4-5的式如下:

$Κ_{g 4 - 5} = \frac{60 q_{4}}{\sqrt{10 p_{4}}}$ (6)

式中,p4和q4是以支管4-5的尽端喷头5作为计算起点(P5=0.055 MPa),对该支管的喷头逐个进行计算得到的。

则支管4-5在水压P4作用下,其流量为:

$Q_{4 - 5} = Κ_{g 4 - 5} \sqrt{10 Ρ_{4}} / 60$ (7)

根据式(6)和式(7)计算可得Kg4-5为144.38,Q4-5为2.08 L/s。

同理得Kg4-7=91.88,Kg19-a= Kg22-b= Kg25-c= Kg28-d=212.81,Kg16-d=730.42。按此方法计算其他各管段的流量和水头损失,计算结果见表2。

注:(1)①处有两个三通;②处有1个三通,1个90°弯头,以下计算相同;③处为实际流量,下同;④处共有3个90°弯头,4个三通,3个闸阀;⑤处共有2个三通,2个闸阀。(2)局部损失中,湿式报警阀取0.04 MPa,水流指示器取0.02 MPa。

由表2得最不利管路的水头损失为:

∑h=0.205-0.055+0.04+0.02=0.210(MPa)

5.3 水泵扬程复核

由式(3)计算水泵扬程为:

H=∑h+P0+Z=0.210+0.055+0.823=1.088(MPa)

5.4 水泵流量复核

由表2可得,水泵流量为27.02 L/s。

该建筑配置XBD12/30-125DX-II型喷淋泵2台,一用一备。该喷淋泵扬程为1.20MPa,流量为30L/s,均符合要求。

6 水泵接合器校核

该建筑自喷系统设计用水量为30 L/s,水泵接合器流量为15 L/s,则至少应设置2个水泵接合器。

该建筑室外设置DN150的地上式水泵接合器2个,符合《高层民用建筑设计防火规范》(GB50045-95,2005年版)[9]第7.4.5条的要求。

7 结论

(1)通过计算校核可知,该建筑的自动喷水灭火系统的设置均符合相关规范的要求。

(2)在本文的水力计算中,只使用了海登-威廉式。虽然舍维列夫式用于计算旧铸铁管和旧钢管的水头损失比较准确,但据美国测试,自动喷水灭火系统的管道经过20至25年的使用,其实测水头损失与采用海登-威廉式设计计算结果相当,因此用该式计算旧管道的结果也是可信的。综上所述,海登-威廉式可以满足一般水头损失计算的要求。

(3)由上述水力计算过程可见,自喷系统的水力计算具有明显的规律性和重复性,因此可以编制计算机程序计算,或采用Excel电子表格计算,用于不同系统的水力计算时,只需调整管径、管长等原始数据,从而使得计算更加简便[10]。

摘要：自动喷水灭火系统以其灭火效率高,经济实用等优点,被广泛应用于各类建筑的消防设计中。以某高层综合楼的自动喷水灭火系统设计为例,分析了该系统各组成部分的设置情况,采用海登-威廉式计算管道水头损失,重点对其水泵的扬程和流量进行计算分析与校核。通过计算校核可知,该建筑的自动喷水灭火系统的设计符合相关规范的要求。在水力计算中,海登-威廉式不仅可以满足一般水头损失计算的要求,用该式计算旧管道的结果也是可信的。此结论为自动喷水灭火系统设计分析与计算校核提供参考。

关键词：自动喷水灭火系统,海登-威廉式,水力计算,水泵扬程

参考文献

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[3]GB50084-2001.自动喷水灭火系统设计规范[S].

[4]GB50015-2009.建筑给水排水设计规范[S].

[5]GB50013-2006.室外给水设计规范[S].

[6]杨丙杰.自动喷水灭火系统水力计算方法比较分析[J].给水排水,2009,36(12):80-83YANG Bing-jie.The comparison and analysis of themethodof hydraulic calculation of automatic fire sprinklersystems[J].Water&Wastewater Engineering,2009,36(12):80-83

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[8]王学谦.建筑防火设计手册(第二版)[M].北京:中国建筑工业出版社,2008

[9]GB50045-95.高层民用建筑设计防火规范[S].

[10]樊建军,王峰,董毅,等.自动喷水灭火系统水力计算方法[J].中国给水排水,2007,23(14):33-36FAN Jian-jun,WANG Feng,DONG Yi,et al.Hydrau-lic calculation method of automatic fire sprinkler systems[J].China Water&Wastewater,2007,23(14):33-36

计算校核篇2

车次号校核存在的问题分析和改进

车次号校核主要用到了编程中的串口通信技术.一般来说实现串口通信的`方法有2种:一种是利用API函数,一种是加载MSCOMM控件,而后者比较容易实现,并且兼容性更好.在软件中添加一个MSCOMM控件,定义CommPort(端口号)、设置Settings(传输速率、数据位和停止位等参数)等,这些在TDCS的配置文件中都可以找到.

作者：张U Zhang Lin 作者单位：郑州铁路局郑州电务段,450052,郑州刊名：铁道通信信号英文刊名：RAILWAY SIGNALLING & COMMUNICATION年，卷(期)：45(5)分类号：U2关键词：

计算校核篇3

关键词：烟囱,吊耳,强度分析,吊装

石油化工装置朝着规模化、大型化发展,装置中的各类设备如塔设备、反应器等,也变得越来越重、越来越大。以往塔类设备质量大于五、六百吨和反应器质量大于七、八百吨的非常少见,几乎没有质量超过一千吨的。而现在反应器的质量超过一千吨的比比皆是,质量超过一千吨的塔类设备在很多项目中也有出现。与之前的被吊装设备相比,大尺寸、大重量设备吊装的安全性更加突出。吊具的强度、附加吊耳的强度、吊装工艺路线是否合理,都需要重新计算和研究分析,才能满足新设备的吊装需求。

国外对于石油化工装置中的塔设备、反应器等大型设备一般来说都是采用整体吊装,而设备上的附件安装都尽可能地在地面完成,包括附塔管道、电气仪表、防腐保温结构以及梯子、平台、栏杆等。国内对于大型塔类设备的吊装,近些年来也多采用整体吊装的方法。随着大吨位吊车的普及,逐渐以双机抬吊滑移法和三机抬吊滑移法的吊装工艺来替代桅杆吊装。采用吊车进行石油化工设备吊装作业应是最快捷、最方便的方法。

对于吊装结构和吊耳的验算,传统的方法是采用理论力学的计算公式,计算结构的平均应力,只要结构平均应力满足材料强度要求即可。目前,在多数油田的施工中,仍然采用手算的方法。随着大型三维设计软件和有限元软件的陆续应用,大型设备吊装强度分析的手工验算已被有限元计算取代,大型设备吊装模拟技术也在吊装领域的应用,极大地推动了大型容器吊装技术的进步。不但解决复杂结构的强度校核和大型异型设备的重心计算和吊点选择,而且对于现场的所有吊装空间狭小、高空交叉作业、厂房框架、原有设备、电缆、管道等障碍物等,也解决了大型容器吊装工艺路径选择困难等现实问题。本文将利用三维设计软件,建立吊装结构模型,并利用软件的有限元分析模块,对结构进行强度校核计算[1—5]。

本文针对实际吊装过程中的被吊装的烟囱,校核结构在被吊装过程中结构的稳定性和结构的强度。通过有限元分析计算,得到结构的稳定系数和应力分布,使结构的应力小于材料的许用强度,这样保证吊装的安全性,使结构分析结果可靠性在90%以上。

烟囱架是石油化工装置中的大型构筑物之一,塔架高度最高可以到110 m左右。它将Φ1 200 mm的排气筒扶直至120 m高空。使排放气体在120 m高度燃烧,以满足周围环境的卫生和安全需要。石油开采和加工工艺装置在正常生产、开停工和各种事故状态下,都要排放可燃性气体(习惯称为火炬气),火炬气通过管道、分液罐、水封罐等排向火炬进行燃烧排放,因此在石油开采现场和石油炼制工艺工厂,均安装有火炬塔。

1烟囱结构和尺寸

本文计算的烟囱由Q345-B材料制造,为低合金高强度结构钢,属于一般结构用钢,强度、韧性高于Q295钢,具有较好的塑性、焊接性能和冲击韧性,冷热加工性能及低、中温性能也很好,有良好的耐蚀性。可用于制造车辆、电站、建筑、矿井、船舶、桥梁和低压锅炉的冲压件、结构件和承重件及工作温度为-20～450℃的容器及其焊接件。

化学成份:碳C≤0.2;硅Si:≤0.55;锰Mn:1～1.6;硫S≤0.04;磷P:≤0.04;钒V0.02～0.15;铌Nb0.015～0.06;钛Ti:0.02～0.2。

抗拉强度σb:470～630 MPa;

屈服强度σs(MPa):(≤16寸):≥345 MPa;(>16～35寸):≥325 MPa;(>35～50寸):≥295 MPa;(>50～100寸):≥275 MPa;

伸长率δ5(%):≥21;

冲击功Akv(J):(20℃时):≥34。

本文要计算的烟囱总高度30.3 m,主体结构由3个小烟囱构成,小烟囱直径为Φ1 032 mm。中间由6个距离相等的圆柱体连接在一起进行固定。烟囱的外形如图1所示。该图是采用CATIA软件建立的三维模型。有限元计算分析将在此模型基础上进行计算分析。

2 有限元分析模型

在吊装烟囱时,实际施工过程中在塔顶和塔底同时起吊。塔顶采用履带吊车,塔底采用汽车吊车。在履带吊车吊装的位置,专门焊接了吊耳,而在汽车吊车吊起的位置,是采用钢丝绳直接捆绑在烟囱上,不焊接任何附加的起吊用零件。

烟囱开始是水平放置在地面,通过汽车吊和履带吊的共同作用,把烟囱立起,并最终安装到位。分析烟囱的起吊过程,最危险的位置有两个,一是烟囱完全水平状态时,此时,汽车吊和履带吊同时起作用。汽车吊和履带吊的钢丝绳按照与烟囱重心距离的反比承受烟囱的部分重量。在这种情况下,吊耳、钢丝绳上的载荷不大,但是烟囱本身由于水平放置,要承受重力产生的弯矩,烟囱塔中部弯矩大,需要对烟囱的强度进行校核。另一种情况是,烟囱直立状态时,烟囱的全部重量作用在上部的吊耳位置,由履带吊车吊起烟囱的全部重量。这时,吊耳以及吊耳附近的烟囱零件,载荷很大,需要对此位置进行校核。在本文中,我们对两种状态均进行了计算分析和校核。

在图2中,给出的是烟囱直立时的模型,在两个吊耳上分别有钢丝绳,他们承受烟囱的全部重量。对于第一种情形,本文未给出计算模型,和图2的差别是,把钢丝绳旋转了90°,但同时在烟囱底部增加一道钢丝绳,代表汽车吊车吊起的位置。

有限元的分析计算是在CATIA软件内进行的,采用软件自带的[创成式结构分析]工作台。网格划分未采用软件自动划分的参数,而是重新定义的网格参数,烟囱的总体网格尺寸为100 mm,对于吊耳局部位置,采用局部细化的网格,局部网格尺寸为10 mm。对于吊耳上的钢丝绳,也采用网格尺寸为10 mm。总体划分的网格如图3所示。图4给出的是一个吊耳位置的局部网格,可以明显地看到,吊耳上的网格比烟囱本体上的网格要细密。网格的具体划分方法见文献[6]。

在所有的计算分析中,只考虑了烟囱重量,而未考虑吊装过程中的风载荷、雪载荷等其它载荷作用。

3 计算结果及分析

3.1 水平位置状态时的计算结果

水平位置时,两端的钢丝绳垂直向上,钢丝绳上端固定,左侧(吊起烟囱上部)下端绕过吊耳;右侧(吊起烟囱下部)下端直接绕过烟囱最下端的环箍。结构只有烟囱的重力载荷。

计算的Von Mises应力如图5所示。结构整体应力水平很低,在1～2 MPa的量级,远低于材料的屈服强度值345 MPa,因此结构整体在吊装时处于水平状态是安全的。结构的最大Von Mises应力在烟囱左侧的吊耳上,最大应力值为86.4 MPa,也小于材料的屈服强度值,因此设计的吊耳在水平吊装位置是安全的,能够满足要求。

通过前面的分析知道,在烟囱结构处于水平状态时,两端吊装位置的力都不是最大的,主要是结构在重力作用下,烟囱会有向下的位移,若位移过大,结构在吊装过程中可能会产生失稳破坏。图7为烟囱在水平状态时的位移,中间部位位移最大,为1.63 mm,右端的位移为0.8 mm。结构位移很小,在这样的位移量级范围,结构是不会失稳的。因此烟囱整体在水平吊装状态是安全的。

3.2 竖直位置状态时的计算结果

竖直位置时,两端的钢丝绳垂直向上,钢丝绳上端固定,钢丝绳下端绕过烟囱的吊耳;烟囱下部无钢丝绳绕过。结构只有烟囱的重力载荷。

计算的Von Mises应力如图8所示。结构整体应力水平很低,仍然在1～2 MPa的量级,远低于材料的屈服强度值345 MPa,这也是很容易理解的,因为结构本身只承受重力载荷作用,没有其它的外载荷。结构整体在吊装时处于竖直状态是安全的。结构的最大Von Mises应力在烟囱上部的吊耳上,最大应力值为136 MPa,小于材料的屈服强度值,见图9。

在竖直位置时,烟囱不可能发生失稳破坏,因为结构不承受外压,只有重力载荷,且从上部吊起,对烟囱不会产生失稳的载荷,但还是计算了结构的位移,如图10所示。结构的最大位移值为3.71 mm,位于烟囱的最底部。

通过对烟囱在水平位置和竖直位置时的有限元分析,校核了烟囱在吊装时的应力强度和位移值。在水平位置时,结构完全能够满足材料的屈服强度要求,结构的位移也很小。在竖直位置时,吊耳上的应力也低于材料的屈服强度,所有位置的应力均低于材料的屈服强度,现有结构肯定满足强度要求。

参考文献

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[2]刘芳平.起重机租赁业务的拓展—惠州1200万t/年炼油工程大型设备吊装“一体化”工程.今日工程机械,2010;(6):132—133

[3]韩文哲,杜军科,张玉红.荣钢100t转炉本体设备倒装方法.天津冶金,2010;(5):39—41

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[5]杨洁.火力发电厂烟气脱硫装置安装工艺.安徽电力,2009;27(4):59—61

计算校核篇4

一、明确校长工作的专业职责

1.规划学校发展。校长要为学校这个学习共同体确立共同认可和分享的奋斗目标和行动计划，凝聚全校师生员工团结一致，共同努力，并以此引导学校变革，确保办学目标的实现。

2.营造育人文化。校长要以“学高为师，身正为范”的专业追求带领全体教师和学生共同营造学校文化，坚持文化育人、德育为先的信念，促进教师在学习中提升育人本领，促进学生在学习型文化德熏陶感染下健康成长和成才。

3.领导课程教学。校长应当充分重视学校课程教学工作，改革创新，提高教学的有效性，根据学校的实际情况开发校本课程，并组织实施有效的监督和评价教学的制度与方法，不断提高教学质量。

4.引领教师成长。校长要成为教师发展的促进者，主动研究教师专业成长规律，指导教师设计个人专业发展规划，建立促进教师专业发展的管理机制，打造专业教师发展的各种平台，引领他们在工作过程中实现成长和发展。

5.优化内部管理。校长要建立健全学校各项规章制度，要在组织机构和成员中恰当分配职能，合理配置学校的各种资源，落实教职工的岗位职责，评估教职工的工作业绩，激励教职工的进取精神与行为，以保障学校各项事务正常运转，不断提升学校的组织效能。

6.调试外部环境。校长要与学生家庭及社区相关机构和人员建立合作关系，获得社会的了解和支持，为学校、教师和学生的发展争取优质资源，积极参与社会活动，创建良好公共形象，不断扩大学校的知名度和影响力。

二、建立校长专业的三维目标

专业理解与认识：

1.明确学校办学定位，履行实施义务教育的工作使命，保障适龄儿童、少年平等接受有质量的义务教育，着力保障农民工子女、残疾儿童少年、家庭经济困难学生的受教育权利。

2.注重学校发展的战略规划，凝聚师生智慧，建立学校发展共同目标，形成学校发展合力。

3.尊重学校传统和学校实际，提炼学校办学理念，办出学校特色。

专业知识与方法：

1.熟悉国家的法律法规、教育方针政策和学校管理的规章制度。

2.把握国内外学校改革和发展的基本趋势，学习借鉴优秀校长办学的成功经验。

3.掌握学校发展规划制定、实施与测评的理论、方法与技术。专业能力与行为：

1.诊断学校发展现状，及时发现和研究分析学校发展面临的主要问题。

2.组织社区、家长、教师、学生多方参与制定学校发展规划，确立学校中长期发展目标。

3.落实学校发展规划，制定学年、学期工作计划，指导教职工制定具体行动方案，并提供人、财、物等条件支持。

4.监测学校发展规划的实施，根据实施情况修正学校发展规划，调整工作计划，完善行动方案。

三、践行校长工作的专业要求

1.“以德为先”理念

“以德立教，专注教育。”我认为校长们在平时工作中要把德育工作放在首要位置，全面加强学校德育教育。近阶段，网络媒体上经常报道一些关于学校校长和教师的负面新闻，这对学校冲击很大。社会对师德的讨论也越来越多。学校应是圣洁的殿堂，是守护儿童的天使。所以，校长要有正气才能带出良好的学校风气。校长在学校内民主或专职，科学或愚昧，创新或刻板，好学或迂腐，甚至做人做事的细节都会影响到全校工作的方方面面。

2.“育人为本”理念

作为校长，我们要坚持“育人为本”的办学宗旨，把促进每个学生健康成长作为学校一切工作的出发点和落脚点。遵循教育规律，注重教育内涵发展。全面实施素质教育，为每个学生提供适合的教育，促进学生生动活泼地发展。

在平时的教学中我们经常看到这样一些现象：生活条件好了，有些学生没有学习的动力，他们不知道学习的目标是什么，来学校只是为了混日子，而老师们也不懂得去引导，任其自生自灭。作为校长我们应该教育老师爱岗敬业，以敬业的态度投身教育事业。要让老师们知道当老师是一种职业，是职业就要有职业道德心，而不能把它当作一种谋生的手段。这就要求校长要率先垂范，以人为本，投身教育事业。

3.“引领发展”理念

“引领发展”是角色定位。现在流行这么一句话：“一个好校长可以成就一所好学校”。校长作为学校改革发展的带头人，担负着引领学校和教师发展，促进学生全面发展与个性发展的重任；这是其他教师不能代替的。校长要将发展作为学校工作的第一要务，要秉承先进教育理念和管理理念，建立健全学校各项规章制度，完善学校目标管理和绩效管理机制，实施科学管理、民主管理，推动学校可持续发展。

4.“能力为重”理念

规划学校发展、营造育人文化、领导课程教学、引领教师成长、优化内部管理、调试外部环境。科学化、专业化的办学是义务教育阶段中小学校长要面临对的新课题。作为校长，我们要精通业务、多加学习，将教育管理理论与学校管理实践相结合，突出学校管理的实践能力和创新能力，随时掌握学校的教学动态，熟悉老师们的教学情况。才能引领学校科学化、专业化发展。

5.“终身学习”理念

计算校核篇5

关键词：转向架,焊接件,疲劳,疲劳极限线图

0 引言

影响构件高周疲劳寿命的因素一般主要有结构形状、尺寸大小、材料性能、表面处理、残余应力和载荷谱[1]。轨道车辆转向架、转向架装部件都对疲劳寿命有较高的要求, 一般要求疲劳裂纹只出现在足够长的产品寿命周期之后, 不存在完全失效的风险[2]。本文通过轨道车辆行业转向架部件常用疲劳校核方法梳理和总结, 提出附属装置进行疲劳校核时容易出现的问题以及应对方法, 以期更为准确地进行转向架疲劳设计。

1 两种转向架装部件的疲劳校核方法

1.1 有限元法转向架疲劳校核的流程

转向架构架必须依照相关标准要求, 进行疲劳强度计算, 而我国主要通过ORE B12/RP17提供的Goodman疲劳极限图进行校核[3]。校核流程一般如图1虚线框以外的步骤, 即先根据经验确定所需的结构及材料, 再直接采用等幅疲劳载荷加载, 然后进行有限元软件模拟, 得出该构架的应力情况, 经过对疲劳应力的后处理, 最后将这些检验应力放入标准规定的Goodman等疲劳极限线图。

由于虚线框中的载荷选取、失效准则选取、许用疲劳极限的修正等多个因素对疲劳校核具有重要的影响, 因而需要在校核过程中加强考虑, 往往由于计算者对这些因素的考虑不同, 造成结果的巨大差别。附属装置多为焊接件, 和构架采用同样的计算方法, 因此也有同样的问题。

1.2 局部应力法校核

除构架以外, 转向架装部件也存在其他多种疲劳校核的方法, 在加以分析后, 也可对焊接件的疲劳校核予以参考。

如EN 13104 2009《铁路应用轮对和转向架动力车轴设计方法》就有明确的要求:

根据各段轴径的不同, 首先计算出各段的名义正应力和名义剪切应力σn、σt, 再由σn、σt确定检验应力, 根据该段的几何外形, 选取相应应力集中系数K, 以及根据疲劳测试结果确定安全系数, 最终的判别式为:

可以变形为:

这可以理解为以σ-1及K确定的椭圆型疲劳极限线图。

2 疲劳极限线图校核的几个影响因数

2.1 载荷及载荷谱

对于载荷谱, 构架在相应铁标有严格要求, 转向架附属装置焊接件也应按标准转换为恒幅载荷组合起来, 不但要形成最恶劣的受力工况, 也简化计算。

以转向架上的天线安装支架为例, 须考虑天线及支架的重量, 由于采用的是有限元的线性计算, 因此, 只需考虑其疲劳载荷采用8个工况即可;不须考虑自重的部件, 4个工况即可 (见表1) 。

注:1g=9.8 N/kg

2.2 疲劳失效评估准则的选择

疲劳失效评估, 一般采用应力幅和平均应力放入Goodman疲劳极限线图进行考量, 超出极限线图即为失效。

式 (3) 、式 (4) 中:

σmax为最大应力;σmin为最小应力;

σm为平均应力;σa为应力幅。

在采用Goodman疲劳极限线图校核时, 应注意应力幅与平均应力的计算方法各有不同, 大体分为直接法和投影法:

1) 直接法是将计算得出的各工况最大第一主应力作为σmax, 最小第三主应力作为σmin。

2) 投影法则是以各工况的最大第一主应力作为σmax, 将其他各工况的全应力转换为与σmax共线的正应力, 最小值即是σmin。

结合图2的二向应力圆理论[5]可以看出, 直接法的结果得出的应力幅及平均应力为:

投影法计算结果为:

由此, 可知:

直接法概括了可能出现的最大应力幅度范围, 但平均应力较投影法小。但是考虑到Goodman极限线图是在应力圆直径τmax远小于应力圆到圆心距离 (σx+σy) /2的情况下才能适用, 即切应力相对较小, 拉应力相对较大, 或者反之的情况, 才能转换为单轴应力。因而, 两种方法的平均应力差别并不大。

直接法应力是以标量形式考量, 不接近疲劳裂纹应力的实际情形。投影法则客观地描述了裂纹形核处的正应力交变状态。

两种方法中, 直接法偏安全, 投影法偏准确。而直接法比繁杂的投影法更为简单, 工程上多用直接法。

2.3 疲劳极限线图的选取

材料在进行疲劳试验的时候, 通常有旋弯、拉伸、扭转等三种加载方式, 拉伸和扭转又分对称加载和不对称加载。每种加载方式下, 试件的应力变化状态也各有不同, 如旋弯和拉伸加载的构件, 承受的疲劳应力是交变拉压应力, 扭转加载的构件, 承受的是两个相互垂直的交变剪切应力, 两种方法往往由于材料属性不一样, 得到的疲劳极限都不一样, 通常所用钢材的疲劳强度。如果构件承受的是旋弯和扭转的组合应力, 将难以转换为单轴应力状态进行评估, 因而Goodman疲劳极限线图不能满足评估的要求, 而Elliptical Quadrant Criterion[7]考虑了两种应力的不同影响, 可以满足要求:

式 (5) 中:

τ为最大剪应力;σ为最大正应力;

[σf]、[τf]为许用拉伸、剪切疲劳极限。

这与式 (2) 是一致的, 只是式 (2) 中的σ-1/τ-1=2, 由此得到的极限线图更为安全。

因此, 在进行附属装置疲劳校核的时候, 需要注意构件疲劳源的应力状态到底是受剪切, 还是受拉压, 或者是组合应力:

1) 能简化为单轴应力的构件, 可用Goodman拉应力图进行校核;

2) 主要承受剪切应力, 应采用Goodman剪切疲劳极限线图校核;

3) 如果存在无法忽略其剪切应力作用的情况, 应按照式 (5) 进行强度校核。

3 焊接件疲劳校核实例

某城轨转向架ATC天线支架的结构如图3, 其疲劳强度校核过程如下:

1) 根据材料参数和几何结构建立有限元模型。建立有限元模型时, 采用实体单元, 尽量细化焊缝等结构, 准确建立约束、加载等边界条件。

2) 按照DIN 13749, 该零件的安装位置加速度约为标准值的1.23倍, 建立疲劳载荷工况如下 (表2) 。

3) 根据计算得到的应力数据, 获得8个工况的σ1、σ3, 根据前面的论述可知, 可用σ1≥2τmax判断采用何种疲劳极限图。从结果来看, 符合椭圆疲劳极限图的应力值中, 最大的一组σ1 max=27.5 MPa, τmax=[ (σ1-σ3) /2]max=17 MPa, 显然不会超出疲劳极限。因此, 只需判断单轴应力是否在疲劳极限图内。

4) 由于构件采用16Mn DR, 因而疲劳极限线图直接采用TB/T2368附录D图D3。

5) 最终结果见图4, 个别节点超出了焊缝极限线, 经检查, 这些节点都在母材上。因此, 这个结构通过了疲劳校核。

4 结语

通常疲劳预测的准确度会存在一定的偏差, 但其获得的疲劳强度校核必定要具有有用的表征作用, 而其判断的依据也都应该有理论及经验作为支持。正确校核转向架附属装置的疲劳强度, 需要合理选取有限元分析的载荷及其组合, 在后处理中, 根据其疲劳源应力状态, 正确选取校核应力及校核准则, 再选取合适的疲劳极限线图进行校核, 只有这样, 才能较为准确地确定附属装置的抗疲劳能力。

参考文献

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[7]Gough, H.J.and Pollard, H.V., The strength of metals under combined alternating stresses[M].Proc.Inst.Mech.Engrs, Vol.131 (1935) :3-103.

计算校核篇6

开卷机、卷取机是轧制生产线中极其重要的设备, 在带材和线材生产中被广泛应用。而在目前的实际生产中, 关于实时的开卷机、卷取机传动参数精确计算的研究还不够深入。为了充分发挥电机的能力, 实时掌握轧制时电机的相关参数, 本文提出了一种基于带材侧表面面积相等的原理来精确求解开卷机、卷取机相关传动参数的方法, 以期能为实际生产提供理论上的指导。

本文具体的研究思路如下:

下面以开卷机为例, 详细阐述精确求解各传动参数的过程。

1.设备选型及参数设定

在研究开卷机各传动参数模型之前, 首先要依据设备的选型, 设定计算的相关参数条件。表1为国内某冷轧可逆生产线机组的设备选型及相关参数。

2.相关参数模型的推导

在表1相关参数的基础上, 我们来推导各传动参数的数学模型。

2.1开卷机速度及开卷带材长度

由牛顿运动学定律可知:

而开卷机速度取决于轧机速度和建张系数, 且开卷机的速度要略小于轧机的速度, 以使带材保持一定的张力, 则有:

这里明确一下轧制过程中轧机速度的变化规律:在轧制时, 轧机首先从速度为0开始升速到V1, 然后在V1保持一段时间后继续升速到轧机运行速度V进行稳定轧制, 然后在V保持一段时间后开始降速到V2并在V2保持一段时间, 最后由V2降速至0。

按上述轧机速度的变化规律并结合公式 (2) 可知, 开卷机速度也将随着轧机速度的变化分成7个阶段。由公式 (1) 、 (2) 及牛顿运动学定律可得, 在任意时刻开卷机的速度为:

由公式 (3) ~ (9) 可知, 开卷机速度是个分段函数, 那么开卷带材长度随时间段的变化也必然是一个分段函数, 结合运动学定律容易得到各时间段内所走开卷带材长度L1~L7。

由公式 (3) ~ (9) 结合表1中相关参数, 可计算出轧机各段速度变化时所用的时间及总时间, 见表2。

由各时间段内所走开卷带材长度L1~L7的推导, 并结合表1、表2数据可得开卷带材在各时间段内所走的长度及总长度, 见表3。

其中, 开卷带材的总长度S经计算后的结果为1958.28m。

2.2电机参数模型

依据剩余开卷带材的侧表面面积相同这一原理, 可建立任意时刻带材开卷长度L和总开卷长度S与该时刻下开卷机外径之间的关系。这里应注意, 开卷机的外径是一个以时间为变量的函数:

另外, 由开卷机速度V开与电机转速之间的关系可得:

由公式 (10) 、 (11) 可推得任意时刻开卷半径R的值及电机转速值:

依前面所述, 开卷机速度是一个随时间变化的分段函数, 则电机转速也是一个分段函数, 将公式 (3) ~ (9) 分别带入公式 (13) 可得:

由公式 (14) ~ (20) , 结合表1、表3数据即可求得任意时刻下, 电机的转速值。

因为开卷机电机转矩和电机功率、电机转速之间存在如下关系式:

则有, 开卷机电机力矩的计算公式为:

由式 (22) , 可得任意时刻下电机力矩的计算值以及在电机特性曲线情况下 (基速下) 的力矩值。当电机转速小于等于基速时, 电机的实际力矩值 (MN实) 取电机特性曲线情况下的力矩值, 否则应取其计算值。由此可以推得, 在任意时刻下:

3.计算结果

依据上述推导的参数模型, 以表2所划分的时间段为基础, 通过在连续的时间段内插入时间节点的方法建立各个参数模型的数据源, 并以此数据源为基础可得各参数模型最终的实时目标曲线, 如图1所示。

关于卷取机各传动参数数学模型的求解, 其研究思想同开卷机的相似, 唯一的不同点是, 因为卷取机的速度要略大于轧机的速度, 为使带材保持一定的张力, 因此关于建张系数的引入与开卷机的不同。由此导致后续推导的卷取机速度、电机参数模型的不同, 这里不再赘述。直接给出最终的计算结果如图2所示。

结论

本文以国内某冷轧可逆生产线机组的设备选型为依托, 提出了以带材侧表面面积相等为基础, 求解任意时刻下机组的轧制速度、运行带长、开卷机 (卷取机) 电机转速、电机力矩、开卷 (卷取) 半径、开卷 (卷取) 负荷力矩、电机输出力矩、电机过载输出力矩等相关参数精确解的方法。计算结果和所生成的动态曲线可以根据参数的变化而动态变化, 能适应不同原料规格、不同机组选型的要求。对实际生产有一定的指导意义。

参考文献

[1]孙亚波, 张康武, 任玉成, 徐长安, 马伟然, 高聪敏, 刘云飞.带钢高速精整线开卷和卷取动态分析[J].重型机械, 2013 (6) :32-35.

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[4]曾方俊.冷轧机组开卷机和卷取机电机参数的计算优化[J].冶金设备, 2013 (12) :16-19.

计算校核篇7

由于高速动车组结构的特殊性, 动车组主要的大型电器设备 (如主变压器、牵引变流器、制动控制装置等) 均采用螺栓连接方式吊挂安装在车底。为保证这些大型设备间安装的可靠性, 对其所使用的螺栓均有严格的扭矩要求。螺栓若紧固扭矩不足, 会造成设备与安装梁间有相对位移, 造成螺栓受变应力而拉断;若预紧扭矩过大, 则螺栓螺纹会由弹性变形发展成塑性变形, 甚至超出螺栓的许用应力而使螺栓拧断。因此确定合适的螺栓扭矩值, 保证螺栓有足够的连接强度, 是动车组设备安装可靠的关键。

1 螺栓扭矩计算

螺栓联接的扭矩计算, 主要是根据联接的类型、联接的装配情况 (是否预紧) 和受载状态等条件, 确定螺栓的受力, 然后按相应的强度条件计算螺栓可用的紧固扭矩范围值。

动车组车下设备安装方式为螺栓紧固吊挂, 排除因安装不良等原因造成的其他外力因素, 实际螺栓受力为轴向静载荷, 即设备的重量。设备安装时, 先用液压小车等起重设备将要安装的设备托起到安装高度, 安装螺栓, 推开起重设备, 再紧固螺栓。

对螺栓在此过程中的受力状态进行分析如图1、图2所示。在移开起重设备前, 即螺栓还未承受设备重量时, 给螺栓施加一定的预紧力FP, 设备与安装梁的接合面受螺栓施加的压力FP作用, 螺栓只受预紧力作用;移去起重设备后, 在轴向承重载荷FC的作用下, 两接合面有分离趋势, 该处压力由FP减为FP′, 称为残余预紧力, 并同时也作用于螺栓。

由分析可知, 螺栓所受总拉力F0应为轴向承重载荷FC与残余预紧力FP′之和, 即:F0=FC+FP′。 (1)

其中:F0为螺栓所受轴向总载荷, N;FC为螺栓所受轴向承重载荷, N;FP为预紧力, N;FP′为残余预紧力, N;λ为相对刚度 (查表获得, 金属为0.2~0.3) ;K0为残余预紧力系数 (轴向静载荷一般连接为0.2~0.6, 重要连接为1.5~1.8) ;G为设备总重量, N;n为螺栓个数。

在施工中常用扭力扳手对螺栓进行紧固。为便于施工中的应用, 将上述螺栓所用预紧力换算成扭矩值, 即:

其中:K为扭矩系数, 目前施工规范中规定扭矩系数K=0.11~0.15, 标准偏差≤0.01;D为螺栓公称直径, mm。

理论分析和使用实践证明, 适当选用较大的预紧力对螺栓联接的可靠性和螺栓的疲劳强度都是有利的, 但过大的预紧力会导致螺栓和联接的尺寸增大, 实际生产中可根据产品要求和实践选择经验数据值。一般受轴向工作载荷作用的钢螺栓的预紧力可参考表1的数值确定。对于重要联接和有特殊要求的螺栓, 则应根据其使用实践确定, 并在装配图或安装作业指导书中标注出, 以便安装时进行控制。

k N

2 螺栓强度校核

螺栓联接的强度校核, 主要是根据前面计算出的螺栓施加的载荷值, 按相应的强度条件计算螺栓危险截面的应力值, 计算螺栓所受的应力值是否在强度安全范围内。

式中:d1为螺栓小径, mm, 可查表获得;σS为螺栓屈服强度, MPa, 可查表获得;SS为安全系数, 可查表2;[σ]为许用应力。

因此, 要使螺栓的强度满足要求, 应保证σ≤[σ]。这是个比较大的范围。在实际生产施工中, 为了充分发挥螺栓的工作能力, 保证紧固的可靠性, 通常可根据各类设备的使用要求, 使螺栓紧固后的应力达到以下值:对于一般机械, σ= (0.5~0.7) σS;对于钢结构高强度螺栓, σ= (0.75~0.85) σS;对于航天航空紧固件, σ≈0.35σS。

在动车组中, 由于结构的特殊性, 为了满足安装的需求, 在国标紧固件不适合使用时, 常需要部分自行设计的特殊紧固件。在这些非标准紧固件构成的联接中, 除了要按上述校核螺栓的强度外, 还需要校核螺纹牙的强度。

螺纹牙破坏多为发生剪切和挤压弯曲破坏。螺杆受轴向载荷F0, 螺杆与螺母的旋合圈数为z, 假设螺纹各圈所受应力平均分布, 则每圈螺纹所承受的载荷为F0/z, 作用于螺纹中径圈上。则可得:

其中:Mσ为螺纹所受弯曲力, N, , h为螺纹牙的工作高度, mm;Sσ为螺纹部分螺栓截面积, mm2, Sσ=πd1b2/6;d1为螺栓小径, mm;b为螺纹牙根的宽度, mm, b=x P, P为螺距, x为宽度系数, 普通螺纹x=0.87, 梯形螺纹x=0.65, 锯齿螺纹x=0.74, 矩形螺纹x=0.5。

而实际中螺纹的受力分布是相当不均匀的。在开始的3圈螺纹承受了大部分的轴向力, 约为总拉伸力的60%, 而第1圈则承受了总力的25%~30%左右, 从第l圈到第5圈承受了总拉伸力的80%, 到第10圈时负荷趋于零。这就是经常发现在螺纹第1圈处容易断裂的原因。因此在计算螺纹的应力时, 必须考虑螺纹各圈载荷不均的因素, 将平均分布应力除以载荷不均系数KZ来弥补螺纹在前3圈负荷的不均匀性。上述螺纹受力应为:

KZ可按表3取值。表中d为螺纹公称直径。

由式 (11) 、式 (12) 可得, 若设计螺纹满足强度要求, 则需满足:τ≤[τ], σb≤[σb]。

其中:[τ]为许用切应力, MPa;[σb]为许用弯曲应力, MPa。

3 结语

通过螺栓受力及扭矩的计算, 求得设备螺栓安装时的最佳受力扭矩, 便于螺栓紧固及强度校核工作的顺利进行, 能够有效保证螺纹连接的安全性能, 提高动车组设备安装的可靠性, 降低事故的发生。

摘要：为了保证设备安装的可靠性, 对动车组设备安装用的螺栓预紧有非常严格的扭力要求。较详细地计算和研究了动车组设备安装中螺栓螺纹联接的预紧方法、螺栓强度的核算、预紧力的控制等, 为螺栓连接强度的校核提供了理论依据。

关键词：预紧力,扭矩系数,轴向静载荷

参考文献

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计算校核篇8

发电机励磁控制对于电力系统的稳定性起着重要的作用,在研究分析电力系统稳定性时需要掌握励磁控制系统的特性及参数,并建立准确可信的模型。以往计算常常将电力系统暂态过程中励磁系统的作用简化维持暂态电动势不变,不计及励磁系统的具体模型参数,即采用Eq′恒定的模型,许多研究报告已指出,对于快速励磁系统,采用Eq′恒定的模型将导致计算结果偏保守,对于常规三机励磁系统则偏冒进。早在上世纪60年代末IEEE就提出了励磁系统的数学模型,并先后作了三次更新,我国在90年代初提出了稳定计算用的励磁系统模型,并一直在进行改进。

随着全国联网工程的实施,互联电网的动态稳定性及电压稳定性问题越来越突出,电力系统四大元件(发电机、励磁系统、调速系统及负荷)的模型和参数对系统计算结果的影响已变得不容忽视。为了提高电力系统计算分析结果的准确度和可信度,近年来,我国电力系统正积极推进四大元件的实测建模工作,特别是对于励磁控制系统,无论是暂态过程计算还是小干扰稳定分析,其模型参数的准确性对计算结果影响尤为突出。专业工作者已经越来越认识到,通过开展励磁系统参数测试,建立适合于电力系统稳定计算用的真实可信的励磁系统数学模型,是一项迫切的基础工作,是提高系统运行稳定性,挖掘稳定储备和改善系统动态特性的有效手段。2006年国家电网公司颁发了“发电机励磁系统建模导则”,为实施发电机励磁系统建模和模型参数运用提供了指导性的技术原则和基本方法。本文针对实际开展发电机励磁系统建模过程中,现场测试参数处理方法及稳定计算用励磁系统模型的选择,对给定阶跃响应曲线拟合的符合性及仿真与实测结果的误差影响等问题进行了讨论分析,结合某电厂自并励励磁系统模型参数测辨试验,对试验结果进行了仿真计算及校核分析,建立了可运用于电力系统稳定综合计算分析的励磁系统数学模型。

1 励磁控制系统各部件模型参数分析

励磁系统模型由励磁系统各个组成部件的模型按一定的逻辑关系组合而成。励磁系统模型参数是指表示励磁系统硬件结构及软件编程的数学表达式及其逻辑关系的功能方框图,包括相对应的各个系数的实际值(统一以标幺值表示或统一以有名值表示)。电力系统稳定计算程序中使用的励磁系统模型理论上应与励磁系统原始模型完全一致,但实际上在大多数情况下是不可能的,因为电力系统中实际使用的励磁控制系统(主要是AVR装置)种类繁多,不可能将电力系统中实际使用的每一种励磁系统的模型都包括在电力系统稳定计算分析程序内。当出现电力系统稳定计算程序中使用的励磁系统模型与励磁系统原始模型不一致时,首先应在电力系统稳定计算程序中寻找与励磁系统原始模型最接近的励磁系统模型,同时通过各种等值方法,将原始模型参数转换成稳定计算程序中选用的模型参数,并通过仿真计算校核等值结果,使模型参数的误差满足要求。如果等值结果不能满足要求,则可以通过程序的用户自定义功能增加新的励磁系统数学模型,并进行仿真计算校核。

1.1 交、直流励磁机模型参数

对于交流励磁机可控整流器励磁系统,交流励磁机一般均为自励恒压交流发电机,可以用一个恒压源来模拟,不用建立专用模型。交流励磁机不可控整流器励磁系统中,交流励磁机一般均为它励式交流发电机,机端电压随发电机的运行工况的变化而变化,负载电流的电枢反应较大,不能忽略,因此必须建立专用的数学模型。交流励磁机数学模型如图1所示。交流励磁机的模型参数有KE—自励系数,一般取KE=1.0;SE—饱和系数,可根据励磁机空载特性求得;KD—负载电流IFD去磁作用系数,可由励磁机的实测空载特性和负载特性求得,对于无法实测空载特性和负载特性的无刷励磁系统,可以采用制造厂出厂试验数据或设计数据。TE—交流励磁机电枢开路时励磁绕组时间常数,可以用时域响应法或频率响应法测定。采用时域响应法时,交流励磁机电枢应处于开路状态(但容许功率整流器接维持整流器导通的电阻负载),上升和下降各做一次,取平均值。

直流励磁机一般可采用图2所示的数学模型。自励系数KE可通过实际测定励磁机自励安匝AW1和它励安匝AW2求出;KD是反映励磁机负载电流IFD的助磁(或去磁)作用的系数,去磁时KD为正,助磁时KD为负。对于直流励磁机励磁系统,应尽可能把直流励磁机的负载特性调整到与空载特性一致(差别5%左右),如果差别太大(例如大于15%),则应采用图1所示的模型。

1.2 自动电压调节器模型参数

自动电压调节器(简称AVR)是励磁系统最重要的组成部分,一般由电压测量与无功调差单元、误差信号放大单元、校正单元(串联校正、或并联校正、或两种兼用)、功率放大单元和时间常数补偿单元等组成,其模型由这些单元的模型加上限幅器的模型组成。实际电力系统中运行的调节器种类繁多,采用的控制规律及整定的调节品质各不相同,进行电力系统稳定计算分析时,即使在同一种励磁方式下也必须采用不同的模型参数。

1.2.1 电压测量与无功调差单元

电压测量与无功调差单元模型如图3所示。图中,UT、IT分别为发电机端电压和电流;φ为发电机功率因数;TR为电压测量环节的等效时间常数;KR为电压测量环节的增益(在大多数计算程序中选定为1.0 pu);XC为无功调差电抗;UREF为参考(给定)电压;UERR为误差信号。

1.2.2 信号放大单元

误差信号放大单元起信号综合及放大作用,有时直接由串联校正单元放大而省去,其模型大多数可以用一阶惯性环节来模拟,如图4所示。

1.2.3 串联校正单元

串联校正单元又叫做PID调节器。其标准模型如图5所示,由两个环节组成。图中,T1、T2、T3、T4为其时间常数(也称为超前滞后补偿时间常数),K为其增益,KV为积分选择因子,KV=0时为纯积分校正。

1.2.4 并联校正单元

并联校正单元又称为励磁系统稳定器(ESS),其模型如图6所示,其输入信号可以是发电机的励磁电压(仅用于有刷励磁系统)EFD或交流励磁机的励磁电流IFE(有刷系统或无刷系统均有使用)。

1.2.5 功率放大单元

自动电压调节器的功率放大单元大多数为三相可控硅整流桥,其模型如图7所示,其中VRmax、VRmin分别为自动电压调节器的功率放大单元最大输出电压、最小输出电压,K为其增益,T为其等效时间常数。

当自动电压调节器的功率放大单元由同轴副励磁机提供时,VRmax、VRmin由下式求得:

其中:UP、αmin、αmax分别为副励磁机电压(取强励时的输出电压)、最小控制角和最大控制角。当自动电压调节器的功率放大单元由励磁变压器从发电机端取得功率时,VRmax、VRmin可由下式求得:

式中:VRmax N、VRmin N分别为发电机额定电压时功率放大单元的最大、最小输出电压。UN为励磁变压器副边额定电压值。等效时间常数T由调节器特性决定,对三机励磁系统的模拟式调节器可以忽略,对自并励模拟式调节器为0.003~0.02 s,对微机型调节器,其采样计算周期有影响,一般为0.01 s左右,也可由试验测定。

1.2.6 电力系统稳定器

电力系统稳定器(PSS)是现代发电机励磁系统一个必备的附加控制单元,一般由信号测量单元、隔直单元、超前-迟后相位补偿调节单元和限幅等环节组成。目前常用的PSS模型有IEEE PSS1A、IEEE PSS2A、IEEE PSS2B等。IEEE PSS1A的数学模型如图8所示,其输入通常为电功率信号,第一个框图是信号测量环节,第二个框图是隔直环节,第三个框图作用是过滤轴扭转振荡并改善稳定器频率特性,最后是两级超前-迟后环节。较早型号的励磁调节器中大多采用PSS1A模型的电力系统稳定器。

IEEE PSS2A用来模拟以过剩功率积分为信号的电力系统稳定器,其输入为电功率及频率或转速,将它们组合成加速功率的积分信号,再通过超前-迟后环节送入电力系统稳定器,该PSS具有以电功率为信号的稳定器容易调整的优点,且克服了电功率为信号的稳定器的“反调”现象,目前已得到普遍采用。IEEE PSS2A模型如图9所示。IEEE PSS2B模型与IEEE PSS2A模型基本相同,只是多加了一级超前-迟后环节使相位补偿更具灵活性,另外在信号输入端加了两个限幅器以限制稳定器的工作范围。

1.2.7 附加限制环节

励磁调节器中的限制和保护主要有低励磁限制和保护,过励磁限制和保护,过磁通(伏/赫)限制和保护、高起始励磁系统的励磁机磁场电流瞬时过流限制、顶值限制等,这些环节在中长期稳定计算中都应加以考虑,特别是与电力系统机电暂态稳定计算密切相关的高起始瞬时过励限制、顶值限制。在建模时应根据现场实际设定这些限制环节的限制值。低励限制主要有折线型和圆周型两种,均可用图10所示模型描述,过励限制的模型如图11所示。

2 励磁系统模型参数校核内容

在工程应用中,励磁系统线性参数的校核采用发电机空载电压阶跃响应试验,非线性参数可在大扰动条件下校核。仿真计算可采用SME、Matlab或PSASP程序进行。

2.1 小扰动特性校核

空载电压阶跃响应的超调量等指标可与标准要求进行比较核对,如不在规定要求内则需调整参数。空载电压阶跃响应一般采用5%阶跃量,目的是控制扰动不进入励磁系统的非线性区。

(1)在发电机空载电压运行条件下进行一次阶跃响应试验,记录发电机电压、发电机励磁电压、电压调节器输出电压及调节器重要控制环节的输出量的响应波形。

(2)在仿真计算程序中建立单机无限大母线系统,使外电抗为发电机同步电抗的100倍或更大,调整潮流使发电机运行于空载额定状态。

(3)对所建立的励磁系统模型和参数进行阶跃响应仿真计算,0.0 s跳开线路、0.1 s施加阶跃,阶跃量与现场试验时相同,输出发电机电压、励磁电压、电压调节器输出电压等重要参量。

(4)比较阶跃响应试验结果和阶跃响应仿真计算结果,两个结果应基本一致。误差应在下述范围内:(1)电压调节精度相差不大于20%;(2)发电机电压上升时间TR相差不大于0.1 s;(3)峰值时间TP相差不大于0.1~0.2 s;(4)超调量MP相差不大于50%;(5)调整时间Ts相差不大于2 s。

2.2 大扰动特性校核

大扰动条件下的校核按以下步骤进行:

(1)在发电机负载条件下进行一次阶跃响应试验,阶跃量的大小可以为20%或更大一点,扰动的持续时间以发电机励磁电压能达到强励顶值为宜。记录发电机电压、有功功率、无功功率、发电机励磁电压、电压调节器输出电压等重要输出量的响应波形。

(2)对所建立的励磁系统模型和参数,调整潮流与现场试验时基本相同,进行一次阶跃响应仿真计算。

(3)比较仿真计算与试验数据应基本一致。比较的项目主要有:(1)计算强励倍数不小于实际值的80%;(2)励磁电压响应时间(快速励磁系统和高起始励磁系统)相差不大于20%;(3)励磁电压响应比(常规励磁系统)相差不大于20%。

3 工程实际测试建模示例

根据励磁调节器厂家提供的技术资料,建立某电厂发电机励磁系统模型框图如图12所示。通过现场测试,归并计算出发电机转子电压、转子电流、转子电阻标么值,计算出发电机饱和系数SG、和换相电抗的整流器负载因子KC、励磁系统最大输出电压VRMAX和最小输出电压VRMIN等参数。并通过将仿真计算与实际空载阶跃响应结果比对,验证了励磁控制系统模型参数的准确性。

3.1 发电机空载特性及小阶跃试验

试验记录发电机空载特性如图13所示,由发电机空载特性可确定发电机励磁回路的计算基准值及模型参数,选取发电机空载特性曲线气隙线上与发电机额定电压相对应的发电机励磁电流为发电机励磁电流的基准值:IFDB=806 A。励磁回路电阻的基准值RFDB=UFDN/IFDN=353/1540=0.23Ω,励磁电压的基准值UFDB=RFDB*IFDB=185 V。发电机的饱和系数:

对应PSASP程序,a=1,b=0.104,n=7.795 310。

发电机5%空载阶跃响应如图14所示,由图可见,发电机电压超调量Mp=17.3%,峰值时间Tp=0.9 s,上升时间Tr=0.45 s,调节时间Ts=2.5 s,振荡次数N=0.5次。空载阶跃响应性能指标满足国标GB/T7409.3—1997中和行标DL/T 650—1998的要求。

3.2 发电机空载大阶跃响应试验

空载大阶跃响应试验的主要目的是实测计算调节器最小控制角、最大控制角,计算调节器最大输出电压VRMAX和最小输出电压VRMIN。调整发电机电压为60%额定电压,进行20%阶跃试验,如图15(a)、15(b)所示。发电机励磁电压ULD曲线a-b段出现与机端电压成接近线性关系的变化,表明当时的可控硅触发角已达到最小值;同样,图15(b)中发电机励磁电压ULD曲线出现与机端电压成接近线性关系的变化,当时的可控硅触发角已达到最大值。根据录波曲线,可按公式UFD=1.35U2cosα-IFD×Kc(注:Kc为换相电抗的整流器负载因子有名值,U2为励磁变低压侧电压)推算得到可控硅最小控制角、最大控制角分别为20.6°和151.5°。由此可求出最大输出电压为:

对应的标么值为:

3.3 稳定计算用励磁系统模型参数及校核

根据图12所示励磁系统传递函数框图,该发电机励磁模型可选用中国版BPA暂态稳定程序中的FV型、或PSASP程序包中的12型,作为电力系统稳定计算用励磁系统模型。其模型如图16所示,参数见表1。在PSASP电力系统分析综合程序中选12型励磁模型,用BPA暂稳程序时,选用FV型励磁卡,采用表3中的“实用参数”,进行发电机空载5%阶跃仿真。仿真曲线如图17所示,误差分析结果见表2,仿真结果与实测结果接近,误差在允许范围内,建立的励磁系统模型参数可用于电力系统稳定计算。

摘要：针对稳定计算用发电机励磁系统参数测试建模,在分析励磁控制系统各部件模型参数的基础上,提出了适合于工程实际应用的测试建模及校核分析方法,并结合具体的现场试验,给出了试验结果分析及仿真计算校核示例,得到了符合稳定计算要求的发电机励磁系统模型参数。

关键词：稳定计算,励磁系统,模型参数,校核

参考文献

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[2]刘增煌,张采,等.电力系统稳定计算用励磁系统数学模型及参数辨识[Z].北京:中国电力科学研究院,1994.LIU Zeng-huang,ZHANG Cai,et al.Excitation System Models for Power System Stability Studies and Its Parameters Identification[Z].Beijing:CEPRI,1994.

[3]竺士章.发电机励磁系统试验[M].北京:中国电力出版社,2005.ZHU Shi-zhang.Test of Generator Excitation System[M].China Electric Power Press,2005.

[4]刘取.电力系统稳定性及发电机励磁控制[M].北京:中国电力出版社,2007.LIU Qu.Power System Stability and Generator Excitation Control System[M].Beijing:China Electric Power Press,2007.

[5]中国电机工程学会励磁系统模型专家组.计算电力系统稳定计算用励磁系统数学模型[J].中国电机工程学报,1991,11(5):67-74.Expert Group of the CSEE for Excitation System Model.Excitation System Models for Power System Stability Studies[J].Proceedings of the CSEE,1991,11(5):67-74.

[6]方思立,朱方.大型汽轮发电机交流励磁机数学模型及参数[J].电网技术,1986.10(4):50-60.FANG Si-li,ZHU Fang.Model and Parameters for AC Excitor of Large Turbine Generator[J].Power System Technology,1986.10(4):50-60.

[7]IEEE Recommended Practice of Excitation System Model for Power System Stability Studies[S].IEEE Standard,1992.

计算校核篇9

本文利用有限元法对某型柴油机连杆进行仿真计算,并通过连杆应力的试验测试来验证仿真的边界条件及计算方法的正确性,最后对连杆的疲劳安全特性进行了仿真分析计算和评价。

1 连杆有限元计算

1.1 计算模型建立

建立了连杆组件三维模型,包括:连杆、连杆盖、衬套、轴瓦、连杆螺栓、活塞销及曲柄销。根据设计图纸对连杆组件的各个部分进行建模并装配。在建模过程中,对连杆、连杆盖及连杆螺栓外部特征除未建螺纹外未作任何简化,模拟曲柄销采用与实际曲柄销相同直径的一段轴加以模拟。建立的连杆组件三维模型如图1所示。

将建立的连杆组件装配模型导入到有限元分析软件中,采用二次四面体单元进行网格划分,由于本次计算考察的重点在连杆及连杆盖,故适当加密连杆及连杆盖的网格密度,特别是连杆上危险部位的网格密度,比如:连杆体与连杆小头及大头的过渡处,杆身工字槽圆弧与直线的过渡处,连杆小头油孔处等。并适当加大活塞销及曲柄销等非重点考虑的部位的网格尺寸,以降低连杆组件整体的网格规模。划分后,整个模型共有单元数为434025,节点数为275125。划分网格后模型如图2所示。

连杆部件之间通过设置接触对进行有限元计算,本着计算的准确、快速及易于收敛性,选用接触对的性质和算法主要包括摩擦接触、粗糙接触及绑定接触三种性质的接触和增广拉格朗日算法及MPC算法两种算法,并选取合适的摩擦系数。同时通过设置接触对的偏移量来模拟接触面之间的过盈、间隙及闭合接触形式,衬套与连杆之间过盈量根据图纸取公差配合的最大过盈量[2]。衬套与活塞销之间间隙量根据图纸取公差配合的最大间隙量。

1.2 计算工况及边界条件

连杆计算共分三种工况:预紧工况、最大压力工况、最大拉力工况。预紧工况时连杆小头承受衬套的过盈及连杆大头螺栓预紧力的作用;最大拉力一般出现在排气冲程终了,活塞在接近上止点时刻,此时缸内气体压力较低,可忽略,连杆只承受沿气缸中心线向上的连杆活塞组的往复惯性力的作用[1]。因此连杆承受拉力的计算公式为:Pj=-mja

其中:mj=mp+mCA,mp为活塞组质量,mCA为连杆小端代替质量。a为活塞连杆组的运动加速度。

最大压力可认为出现在爆发工况时,此时活塞接近于上止点,连杆所承受的力的包括活塞顶部的燃气爆发压力及活塞连杆组的往复惯性力。连杆所受压力为两力的合成:

其中:pg为燃气爆发压力,D为活塞直径。

经计算连杆螺栓预紧力为89729N;连杆最大拉力为18520N;最大压力为265800N。

固定曲柄销的两侧面,在连杆螺栓上施加预紧力,连杆最大拉力及最大压力施加到活塞销。

1.3 仿真计算结果

1.3.1 预紧工况计算结果

在预紧工况下连杆等效应力云图如图3所示。

由图3可以看出,在预紧力作用下连杆受力主要集中在连杆小头和大头部位,杆身几乎不受力。连杆小头部位的应力主要是由于衬套过盈引起的,孔内部上半部分受力比下半部分大,小头等效应力最大部位在小头油孔,等效应力最大值为249MPa;连杆大头部位的应力主要是由于螺栓预紧引起的,应力较大的部位主要在连杆盖螺栓压紧的下方平台处,最大等效应力为160MPa。

1.3.2 最大拉力工况计算结果

在最大拉力工况下连杆等效应力云图如图4所示。

由图4可以看出,在最大拉力作用下连杆受力仍然主要集中在连杆的小头及大头部位,主要是因为连杆所承受的拉力很小,连杆的受力分布仍以预紧力引起的应力为主。此时连杆杆身受力最大为20MPa,连杆小头油孔处应力为260MPa,连杆盖螺栓下端最大受力为158MPa,可以看到连杆小头油孔在拉力作用下与预紧状态下相比应力呈升高趋式,而连杆大头盖应力呈减小趋式,这主要是因为在拉伸状态下连杆小头孔上部受力更严重,致使连杆小头油孔应力集中更严重,而大头盖在拉力作用下连杆螺栓有伸长的趋式,使大头盖由于连杆螺栓预紧引起的变形有所回弹,释放掉了一部份由于螺栓预紧引起的应力所致。

1.3.3 最大压力工况计算结果

在最大压力工况下连杆等效应力云图如图5所示。

由图5可以看出,在最大压力作用下连杆受力最大的部位主要集中在连杆杆身,特别是连杆杆身与大小头过渡圆弧处。在最大压力作用下连杆小头油孔处等效应力最大为220MPa,杆身等效应力最大为330MPa,大头盖连杆连杆螺栓下端等效应力最大为165MPa。可以看出在最大压力作用下,连杆小头油孔处应力集中有所缓解,连杆盖螺栓下端应力有所升高,而此时受力最大的部位主要集中在连杆杆身。

2 连杆应力试验测试及与仿真结果对比

2.1 连杆应力试验测试

为了验证仿真计算的边界条件及仿真计算结果正确与否,对此型柴油机的连杆进行了电测试验。电测试验在液压疲劳试验机上进行静态加载,疲劳试验机为四立柱式垂直加载系统,应变片为BE120-2AA-A(11)型电阻应变计,数据采集采用TDS-303型静态数据采集仪。连杆的贴片位置及应变片编号如图6所示,连杆试验现场如图7所示。

2.2 连杆应力测试结果与仿真结果对比

由于连杆已经提前压入了衬套及考虑到测试的方便性,在进行连杆电测时只测试了连杆的拉压载荷引起的应力。因此需要对连杆的仿真计算进行适当的调整,保持相同的边界条件,去掉了连杆衬套的过盈及螺栓的预紧力重新进行计算,提取仿真计算数据时应提取应变片测量位置及方向上的应力结果进行对比。对比结果如图8及图9所示。

由图8及图9结果对比可以看出,测试及计算结果的趋式一致,总的来看最大压工况下结果一致性比较好,数据误差最大的是5点及11点,而5点及11点都在连杆杆身部位,理论上此处应力误差会更小。经检查连杆,发现此连杆是锻造而成,锻造后无加工直接喷丸处理,锻造余量比较大,杆身实际厚度尺寸比图纸尺寸大2mm左右,故而杆身测试应力比较低,结果是合理的。

经连杆试验及仿真计算结果对比可以看出,计算结果与试验测试结果一致性很好,可以证明连杆仿真计算的边界条件与方法是正确的,计算结果是可信的。

3 连杆疲劳强度校核

由仿真计算结果看,连杆最大等效应力出现在最大压力工况连杆杆身位置,最大值为330MPa,而连杆材料为42Cr Mo,其抗拉强度极限为1080MPa,屈服强度为930MPa,因此连杆在工作过程的应力远远小于其屈服强度,故其静强度方面是安全的。但连杆在工作过程中一直处于拉压不对称循环应力的作用下,循环应力幅很大,因此有必要从疲劳安全的角度进一步考察连杆的安全特性。

以压工况为基准计算连杆的疲劳安全系数,输入连杆材料的SN曲线[3],考虑到连杆表面经过喷丸强化,取疲劳强度因子为1[4],应力比R=-0.069676,采用Gerber平均应力修正理论[5],使用等效应力值进行计算[6]。连杆的疲劳安全系数计算结果如图10所示。

由图10可以看出,连杆疲劳安全系数较低的部位主要在杆身,杆身贴片点疲劳安全系数如表1所示。

由表1可以看出,连杆杆身最小疲劳安全系数在出现在第10点,其最小值为2.4,一般认为发动机连杆安全系数许可值[n]=1.6~1.8,因此从疲劳安全性角度来考察连杆在工作过程中也是安全的。

4 结论

本文采用完整的连杆组件模型进行了连杆有限元分析,通过与试验数据的对比证明仿真分析的边界条件及计算方法是可行的,最后从疲劳安全角度对连杆进行了强度校核。主要得出以下结论:

(1)连杆小头油孔存在应力集中现象,与预紧工况下相比,拉工况下油孔处应力增加,压工况下油孔处应力降低,但应力值不高,变化幅度不大,对连杆安全性影响很小。连杆盖在连杆螺栓平台处应力较大,与预紧工况相比,拉工况下其应力降低,压工况下应力增加,总体来看其应力值不高,变化幅度不大,对连杆安全性影响很小。

(2)连杆杆身在压工况下应力值较高,特别是连杆杆身与大小头圆弧过渡处,造成连杆杆身应力幅较大,因此要从疲劳安全角度对连杆的工作安全性进行考察,经计算表明连杆的静强度及疲劳强度均能满足使用要求。

(3)连杆的仿真计算结果与试验测试结果对比可以看出,采用完整的连杆组件模型进行仿真计算,通过施加接触来模拟连杆的各零部件之间的接触,通过调整各接触间的偏移量来模拟零部件间的间隙和过盈等计算方法是可行的。

参考文献

[1]郑启福.内燃机动力学[M].北京.国防工业出版社.1991

[2]丁家松.连杆有限元计算边界条件研究[J].柴油机.2010(3):24～28

[3]赵少汴.抗疲劳设计—方法与数据[M].北京.机械工业出版社.1997