進口8KW柴油發(fā)電機噪音處理

進口8KW柴油發(fā)電機噪音處理
試驗結果表明，機組轉速的試驗數據曲線testspeed和仿真數據曲線simulationspeed的差值與柴油機額定轉速的比值都在2以內，兩者較好的一致性表明，機組的仿真過程是正確的。同時，飛輪功率的變化曲線flywheelpower顯示，在首脈沖負載持續(xù)期間，飛輪釋放的能量與負載所需能量的比值為31.3%。機組轉速波動率發(fā)生在首脈沖負載加載結束時，為6.8% 獲得了連桿所受載荷，就可利用有限元分析方法對連桿強度和剛度進行分析計算'。計算模型中建立了連桿(體、蓋)、活塞銷、曲柄銷、小頭襯套和大頭軸瓦的三維幾何模型(連桿各部分尺寸在保證重量不變的前提下，計算過程中曾多次修正)。修改設計在CAD軟件Pro/E中實施，改進后的連桿尺寸、質量、質心位置等參數在三維模型上測量獲得。有限元計算模型采用10節(jié)點四面體單元，共劃分有76746個單元，118464個節(jié)點，有限元模型如圖6所示。
進口8KW柴油發(fā)電機噪音處理
連桿體材料選用40Cr調質鋼，強度極限為ob≥1000MPa，屈服極限為os≥800MPa，彈性模量，泊松比0.31;小頭襯套材料采用鉛青銅，彈性模量1.1E1lMPa，泊松比0.34;大頭軸瓦采用低碳鋼背內表面鍍高錫鋁合金的復合形式，由于鋁合金層厚度極小，故在分析中簡化大頭軸瓦材料為低碳鋼，彈性模量2.06EllMPa，泊松比0.3。
連桿有限元分析中約束和加載不容易真實模擬，為使計算與實際情況接近，采用彈性接觸單元，在活塞銷和連桿小頭襯套之間以及曲柄銷和連桿大頭軸瓦之間分別建立接觸對，計算過程中按彈性接觸理論尋找接觸面積。計算時在活塞銷上施加位移約束，在曲柄銷上施加載荷。模型建立了3454個接觸單元。
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連桿大頭軸瓦和小頭襯套與連桿大、小頭孔都有一定安裝預緊力，在工作過程中始終是與連桿緊密貼合的，因此襯套與連桿小頭孔以及軸瓦與連桿大頭孔之間未采用接觸算法。連桿螺栓預緊力直接加在螺栓作用面及螺紋孔內壁。
計算分析結果
 計算得到各轉速下連桿在一個工作循環(huán)內受壓縮載荷和大拉伸載荷時的應力和變形。250Or/min時HPD柴油機連桿受大壓縮載荷的應力分布如圖7所示;受大拉伸載荷的應力分布如圖8所示。不同轉速下連桿大應力部位應力值在表2內列出。25007r/min時壓縮載荷大等效應力(第四強度理論)約為360MPa(此時為HPD柴油機連桿所受大載荷)，以4OGr調制鋼屈服極限為基準的安全系數為2.2，應力強度應可以滿足要求。TPD柴油機連桿等效應力值與HPD柴油機連桿等效應力值相比，相同轉速下大拉伸應力值相差不多;而大壓縮應力值相差十分明顯。通過與圖4中連桿大壓縮載荷值對比分析，可以發(fā)現連桿各轉速下等效應力值的變化與載荷的變化基本上呈線性關系。

8KW柴油發(fā)電機詳細參數

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不同轉速下連桿長度變化量及大小頭徑向變形量在表3、表4中列出，各轉速下大變形量都在合理范圍根據柴油機工作過程仿真計算和連桿有限元分析計算結果，可得出如下結論:
 (1)通過柴油機工作過程一維仿真分析獲得了不同轉速下高功率密度柴油機和常規(guī)功率密度柴油機示功圖，并以此為基礎計算分析了兩種柴油機連桿大拉伸載荷與大壓縮載荷隨轉速的變化規(guī)律。計算結果表明，連桿所受大壓縮載荷并不發(fā)生于標定轉速，而是發(fā)生于低于標定轉速的某一轉速下。這是由于連桿受大壓縮載荷時氣體力與慣性力方向相反，大轉速時慣性力較大而抵消了部分氣體作用力。連桿所受大拉伸載荷則主要是由于慣性力的影響，其值隨柴油機轉速的升高而增大。