搜索基于ANSYS的電氣柜體強度與模態分析
2013-06-16 by:廣州有限元分析、培訓中心-1CAE.COM 來源:仿真在線
機車電氣柜通過過渡梁和安裝座吊掛安裝在機車底架橫梁上。柜體內部吊掛安裝著大量電氣設備。由于列車運行中存在縱向沖擊、垂向及橫向振動,電氣柜鋼結構柜體及其安裝結構承受著復雜的綜合載荷作用。隨著鐵路機車車輛運行速度的不斷提高,車載吊掛件的運行工況變得更為惡劣。柜體結構的強度和振動特性直接影響到柜內電器元件的正常工作,甚至影響列車運行安全。因此,對結構進行靜強度及模態分析,在設計階段確保結構的可靠性是很有必要的。
本研究采用大型通用有限元軟件ANSYS的前處理模塊建立了電氣柜體及其過渡梁的有限元模型,根據有限元法對其進行了靜強度分析以及模態分析。
1 柜體及過渡梁有限元模型的建立
由于電氣柜體及其過渡梁全部為板、梁結合的結構,且板厚基本在10 mm以下,故根據設計廠家提供的I-DEAS實體圖和AutoCAD二維圖紙,直接采用ANSYS軟件的前處理模塊建立其三維幾何模型。
該變流器柜體結構不完全對稱,為準確模擬結構的受力狀況,取整體結構建立有限元力學模型。采用計算精度較高的帶中節點的板殼單元she1193進行結構離散。shell93單元具有8個節點,每個節點具有6個自由度:沿坐標系x,y,z方向的平動和沿坐標系x,y,z軸的轉動。柜體內各吊掛安裝電器元件為非承載件,故其重量以質量單元Mass21的形式模擬。Mass21為具有6個自由度的單節點單元,可以模擬電氣元件的重力和慣性力。采用自由離散與局部加密網格的方法離散模型后,有限元模型共有:板殼單元44 281個,質量單元6424個,節點132830個,模型重量347.56 kg,電器元件重量1102. 9 kg。模型經檢查沒有出現畸變單元。有限元模型,如圖1所示。
2 電氣柜體及其過渡梁靜強度分析
2.1計算工況
電氣柜的計算載荷參照相關標準施加,考核車體附屬設備在慣性力載荷下的靜強度。計算載荷工況分以下4種:
(1)自重+縱向慣性力(SMg) ;
(2)自重+橫向慣性力(Mg) ;
(3)自重+垂向慣性力(2Mg,包含重力的影響);
(4)自重十縱向、垂向、橫向慣性力。
其中M—柜體與電氣設備總質量。
2.2約束邊界條件
為模擬過渡梁與車體橫梁的螺栓連接,對與車體安裝梁連接的吊座面,縱向不能有相對位移,施加縱向零位移約束;螺栓孔為聯接部位,視為完全不能相對運動,所以約束螺栓孔邊的全部6個自由度。
2.3計算結果分析
在上述有限元網格、邊界條件和載荷作用下,采用ANSYS軟件對電氣柜體及其過渡梁進行有限元靜強度分析。結果表明,各節點的位移變形均在1mm以內,工況4的計算應力最大,計算結果,如表1所示,柜體單元頂層及底層的等效應力云圖,如圖2、圖3所示。從應力云圖可以看出,結構大部分節點應力較小,只有在過渡梁等應力集中的局部區域應力偏大,也沒有超過材料屈服極限210 MPa。
3 電氣柜體及其過渡梁模態分析
為了便于對電氣柜體及其安裝結構在實際運用工況下的動態響應特性進行評估,本研究采用ANSYS軟件對電氣柜體及其過渡梁進行了模態分析(固有振動特性分析)。
根據模態分析得到的固有振動頻率及相應的振型,判斷結構在外界激勵作用下是否會發生共振。如果鋼結構柜體某階振型的自振頻率與外界激勵的頻率接近,那么鋼結構柜體將在該頻率下發生相應振型的強烈共振,從而導致設備損壞,并將大幅降低鋼結構柜體的使用壽命。
3.1 模態分析理論
由彈性力學有限元法可知,電氣柜體及其過渡梁的運動方程可以寫成:
式中[M],[C],[K]—質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣;
—結構加速度向量、速度向量和位移向量;{F(t)}—結構激勵向量;{X}={x1;x2;xn};{F(t)}={f1,f2,…,fn}。
若去掉激勵,忽略阻尼,則得到典型的結構自由振動的運動方程:
令
,則有
,代入式(2),可得結構振動的特征方程:
模態分析就是計算該特征方程的特征值。:及其對應的特征向量{Φi}。對此廣義特征值問題,ANSYS9.0軟件提供了7種求解方法,本研究采用Block Lanczos法求解該特征方程。
3.2模態計算結果分析
采用Block Lanczos法對電氣柜體及其過渡梁進行模態分析,約束條件同靜強度分析一致,將過渡梁的吊掛面及螺孔做相應的位移約束處理。結構的振動表達為各階固有振型的線性組合,振動能量主要集中在結構前幾階振動中,低階振型對結構的振動特性起決定性作用。故提取前6階低階振型,得到前6階低階固有頻率、相應的振型及振型動畫。前6階固有頻率及最大振動變形,如表2所示。第1階和第6階振型位移云圖,如圖4、圖5所示。
由振型動畫顯示可知,第1階振型為前側左隔離板在X軸方向的擺動,第2階振型為小隔離板在X軸方向的擺動,第3階振型為左底板在Z軸方向的擺動,第4 ,5階振型主要為右頂板在Z軸方向的擺動,第6階振型為左頂板在Z軸方向的擺動。
由表2可知,1階頻率為30. 6 Hz,剛剛滿足自振頻率大于30 HZ的要求,而且前側左隔離板在X軸方向上的振動變形較大(18.3 mm),所以前側左隔離板顯然是振動薄弱位置,影響到了整體結構的固有振動特性。這是由于前側左隔離板厚度較小(2 mm),面積較大,缺乏有力的支撐,導致其剛度偏小,自振頻率偏低。為此,將前側左隔離板振動位移偏大處增加一個質量為0.l7 kg的細長U形加強梁,如圖6所示。采用上述強度和模態分析方法計算得到改進結構的靜應力分布圖以及前6階低階固有頻率、相應的振型和振型動畫。第1階和第6階振型位移云圖,如圖7所示。由云圖可知,改進結構的靜應力水平跟原有結構的相當,但是增加加強梁后,結構1階振動頻率提高到了36.6 Hz,前側左隔離板的振動變形也降低到8 mm以下,說明通過增加加強梁以改善結構振動特性的方法是有效的。建議繼續改進結構,不斷調整加強結構的尺寸,直至獲得高強度和良好穩定性的結構。
4 結束語
本研究利用有限元分析軟件ANSYS建立了電氣柜體及其過渡梁的有限元模型,根據考核工況對其進行了靜強度校核,由整體結構的變形及應力分布情況可知,結構靜強度完全符合實際工程需要;對電氣柜體及其過渡梁進行了模態分析,得到了結構前6階低階固有頻率、相應的振型及振型動畫,發現前側左隔離板為振動薄弱部位,為結構優化設計以及深入的動力學分析和疲勞分析提供了依據。通過增加質量僅為0.17 kg的加強梁,薄弱位置的振動性能得到了明顯的改善;根據模態計算結果對結構進行優化的結果表明,合理增加結構剛度可以在保證結構強度的同時改善其固有振動特性,從而避免各電器元件以及電氣柜體的共振現象。
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