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基于有限元分析的某高精度构架式动力机器基础设计

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基于有限元分析的某高精度构架式动力机器基础设计张付可史丙成(北京首钢设计院北京100043)[提要] 本工程为某钢铁厂压差发电（TRT）系统的主机设备基础，其基本设计及设备制造由日本厂家MES 完成。

该工程为目前MES承担的最大压差发电项目，且业主对设备运行要求高，故MES提出的振动控制要求较国内设计规范严格得多。

采用通用有限元分析软件MIDAS对MES提供的方案进行了多次试算，结果表明不能满足其振动控制要求。

基于对计算结果的分析，调整了基础的结构方案，经试算该方案可同时满足厂家及业主提出的振动限值及工艺布置要求，同时采用MIDAS完成了该基础的内力分析。

[关键词] 高精度动力机器基础振动控制有限元分析方案调整内力分析Design of high precision dynamic machine foundation / Zhang Fuke Shi Bingcheng (Beijing Shougang Design Institute, Beijing 100043, China)Abstract:The project is Top Pressure Recovery Turbine foundation, basic design of the foundation and equipment manufacture are performed by MES. The project is the largest one up to now carried on by MES, considerring high requirement of owner guideposts offered by MES is high precision. Based on finite element analysis of the project offered by MES, the guideposts are not satisfied. The project style of the foundation is modified, and guideposts of the high precision dynamic foundation are satisfied. The inner force of the foundation is finished by MIDAS.Keywords:high precision dynamic machine foundation; vibration control; finite element analysis; project modification; internal force analysis1工程概况钢铁厂炼铁系统中压差发电（以下简称TRT）子系统是利用高炉炼铁后炉顶输出的高压煤气带动透平机转动以输出电力的子系统。

该项目TRT系统主机的设备（透平机及电机）制造及设备基础的基本设计由日本厂家MES完成，根据业主提出的设备运行要求由MES提供主机设备基础的结构方案，同时提出为确保设备运转状态良好对设备基础的振动控制要求。

MES提出该TRT主机的设备基础采用钢筋混凝土板柱结构的形式（如图1～图3所示），设备基础顶板在透平机和发电机两侧的厚度分别为1750mm和1680mm，透平机一侧边缘顶板厚度局部为2700mm（如图2所示）。

透平机一侧顶板开有3890mm×4500mm的大洞口，以便于工艺管道穿行。

电机一侧开有两个2150mm×800mm和两个1400mm×500mm共4个较大的洞口。

顶板以下由6根柱支撑，柱截面尺寸为1500mm×1500mm。

MES仅负责标高0.000m以上设备基础的基本设计，标高0.000m以下及施工图设计由我院负责完成。

图1 原方案平面及其荷载平面布置图图2 1――1剖面2设备正常运行时的荷载该TRT系统主机部分的透平机自重为2196KN，电机自重为883KN，透平机转子的重量为100kN，发电机转子的重量为150kN。

根据我国《动力机器基础设计规范》（GB50040-96）公式6.3.2.1确定的透平机及发电机的设备横向及竖向扰力相同，扰力值分别为25KN 和37.5KN 。

MES 提供的横向及竖向扰力数据如下：透平机扰力值为90KN ，均匀分布于图1所示的W1～W4、W7及W8共六个区域上，电机扰力为118.4KN （50Hz ）和332KNKN （100Hz ），作用于W11和W12区域，轴向扰力可忽略不计。

《动力机器基础设计规范》明确指出，该扰力值应由厂家提供。

对于规范算法确定的扰力值与MES 提供的扰力值之间存在的较大差异，MES 解释为该系统电机采用两极的形式，设备正常运行时传递给基础的扰力荷载较按国内计算确定的扰力值大。

3 设备基础的振动控制要求因该TRT 系统主机部分的透平机及电机设备制造均由MES 完成，对设备基础的振动速度、振动位移和扫频要求三项控制指标均由MES 提出。

为确保达到业主提出的设备运行状态良好的要求，MES 提出了较高的控制要求。

具体要求为，设备基础的有效振动速度须小于1.8mm/S ，振动位移（P －P 即最大振动位移）须小于8.1μm ，扫频要求为设备基础第一振型的振动频率在设备运行频率值的25%以外。

其中有效振动速度计算如下： ∫=T rms dt t v T V 02)(1式中：T ：振动周期)(t v ：设备基础控制点的振动速度 根据厂家标准（图4所示），对应设备激振频率为50Hz 时，振幅最大值达到8.1μm 时为振动状态良好（GOOD ）的下限，振幅最大值达到20μm （与我国规范要求相同）时为基本良好（NOT BAD ）的下限。

经与业主及厂家多次交流，确认要求结构的最大振动幅值须小于8.1μm 。

我国规范针对透平压缩机的有效振动速度建议取值为S mm V rme /5.3≤ ，与MES 提出的要求差异较大。

MES 对扫频范围的要求与我国规范的规定略有差异。

综合以上三方面振动控制指标的对比，可见MES 提出的振动控制指标较我国规范建议取值严格得多，这与各国机器制造标准的差异及对设备运行状态的要求等有关系。

4 基于有限元分析的方案校核及改进基于以上就MES 提出的荷载和振动控制要求两方面与我国常规做法的对比，可见MES 提出的扰力数值大、控制指标严，这为后续设备基础的振动分析及设计均提出了较高的要求。

目前国内动力机器基础的计算主要是通过质量凝聚的方法将基础的结构形式简化为框架结构形式，主要控制质量凝聚后形成的节点处的振动速度和振动位移及结构整体的振动特性。

鉴于该设备基础存在扰力大、要求高的特点，本项目采用通用有限元分析软件MIDAS 建立了该设备基础的实体有限元分析模型并进行动力分析。

以下就分析的几个主要问题做简要介绍。

4.1 模型的建立及分析整体几何模型的建立：根据MES 提出的设备基础方案尺寸，采用MIDAS 软件的FX ＋模块精确建立其几何模型，采用自动网格划分的方法将其进行有限单元的网格划分，形成了四面体的实体有限元几何模型，划分网格时考虑荷载施加区域表面生成的节点数大于该区域的螺栓数目。

荷载的施加：除设备自重及设备正常运行时须考虑的当量静荷载外，施加了设备正常运行时的扰力。

施加的扰力类型为正弦激励波，综合考虑MES 提供的设备正常运行时激励频率及设备基础自振频率两方面图3 A ――A 剖面图4 振动控制指标因素，确定荷载施加步长为0.001S，振动分析时间为1S。

施加的正弦激励波频率即MES提供的激振频率，振幅值由施加荷载区域的总荷载除以荷载施加区域表面生成的总节点数确定。

振动控制点的选取：以往通过质量凝聚的方法形成的计算模型，控制点为简化后模型的质量凝聚点及框架节点，我国规范规定控制点为设备基础顶板的顶面节点。

分析认为结构顶板顶面区域较大，不与设备支座直接接触区域的局部振动不能直接传递至设备，故其振动特性不能体现其对设备正常运行的影响，只须控制与设备支座底面直接接触点的振动位移、振动速度和设备基础的整体振动频率即可。

为此与MES 进行交涉，确认控制点可只选择与设备支座直接接触的表面单元节点，通过控制这些节点的振动速度、振动位移和结构整体的振动频率等即可达到控制目的。

边界条件的确定：考虑该项目所在场地条件较差，确定基础形式采用桩基。

根据试桩结果确定模型约束节点（桩与底板底面连接节点）沿X、Y、Z三个方向的有限刚度约束。

计算振型数目的确定：经多次试算，所取振型数目须较大（本文所取振型数目为26个）才能满足振型参与质量足够的振动分析要求。

为满足工艺布置及设备安装、运行等要求，基础的顶板须开设较多的洞口、油槽且荷载作用区域的标高不一致，由此导致顶板的规则性较差。

另一方面，设备基础荷载作用区域较多且较为分散，设备运行时通过十余个荷载施加区域的节点对基础产生激振。

综合考虑以上两方面因素，在众多激励荷载的共同作用下，不规则的顶板以局部振动为主的振型占据绝大多数，鉴于大多数局部振动的质量参与系数相对较小，为满足振动分析的精度要求，须考虑较多的振型数。

计算结果确定：通过施加的正弦激励波，可得到结构所有控制点每一激励时刻的振动速度输出，将输出的振动速度导入EXCEL中，通过输出速度平方和均值的开方根形式确定各节点的有效振动速度。

振动位移的最大值可由输出结果直接确定。

通过有限元分析可确定结构的各个振动频率，根据MES提出的扫频范围确认各个频率是否在扫频范围以外。

4.2MES模型的校核对MES提供的设备基础方案进行了多次校核，计算结果表明多数扰力施加区域控制节点的振动速度和振动位移沿基础的横向及竖向均不能满足MES提出控制指标的要求，且相差较大。

另外因所施加的扰力中心与结构的刚度中心存在一定的差异，结构的扭转效应相对较突出。

为此，基于对计算结果的分析提出了基础结构形式的改进方案。

以下基于针对各个荷载施加区域计算结果的分析，对基础的结构形式改进做简要介绍。

因基础顶板透平机一侧开有较大洞口3.89m×4m，且W1～W4荷载施加区域均布置于该洞口的四个角部，这些区域的振动约束效果相对较差，另外基础的柱截面尺寸和顶板厚度相对较小，导致其横向抗侧刚度和竖向抗弯刚度较弱，引起W1～W4区域横向及竖向相对较大的振动。

因顶板悬挑长度过大（如图3所示，已超越我国规范的规定限值），导致W7和W8加载区域的竖向振动难以控制，且该两个加载区域高出顶板平面的高度（900mm）与其沿基础横向加载面的长度（800mm）相比较大，导致这两个加载区域的横向振动难以控制。

W11及W12区域MES提供的荷载过大，且相对较小的柱截面和顶板厚度引起结构的横向抗侧刚度和竖向刚度较小，导致振动无法控制。

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基于ANSYS的塔式起重机结构有限元分析计算

基于ANSYS的塔式起重机结构有限元分析计算

１ ． ２ 模 型 的 简化 处 理
结 构 的计算 模型 既 要控 制 规 模 、 又 要 能 保 证计 算 结果 的精度 ， 使分 析计算 在 有限 的条件 下更 快 、 更 好地 完成 ， 为此在 建立 该 型塔 机 的 有 限元 模 型 时 做 了一 些 简化 处 理 ： ① 将 司机室 等 对 分 析计 算 结 果 影 响较 小 的 结构 采 取忽 略处理 ； ②把 吊重 和 吊钩 、 变幅小 车 的质量 并 看作 起升 载荷 。 １ ． ３ 建立计 算模 型 本 塔式起 重 机 所 用 材料 的 弹性 模 量 为 ２ ｌ Ｏ Ｇ Ｐ ａ 、 泊松 比为 ０ ． ３ 、 密 度为 ７ ８ ０ ０ ｋ ｇ ／ ｍ。 。采 用 编 制 ＡＮ — Ｓ ＹＳ命令 流的方 式 建 立 了 如 图 １所 示 的 塔 式 起 重 机 有 限元计 算模 型 ， 其 节点 数 为 ３ ５ ７ 、 单元 数 为 ５ ３ ７ 。 ２ 边界 条件 的处理 ２ ． １ 载 荷 本 次 设计 塔机所 受载 荷 只考 虑起 升载 荷 与 自重 载
图 ２ 塔 式 起 重 机 应 力 云 图
３ ． ２ 强 度 校 核
为使塔 式起重 机 安 全工 作 ， 其 构 件应 满 足 强 度 条 件：
≤［ ］ 。 、 其中 ： 为相 当应力 ． ［ ］ 为材料 的许用 应力 。 （ 下 转第 ６ ２页 ）
收 稿 日期 ：２ ０ ｔ ３ — ０ ３ — ２ １ ；修 网 日期 ：２ ０ １ ３ — ０ ４ — １ ５
１ ． １ 单 元 类 型 的 选 择
荷， 此 处通 过集 中 力 方式 施 加 起 升 载 荷 ， 而 由材 料 密 度、 重力 加速 度与 质量单元 施加 自重 载荷 。
２ ． ２ 约 束
毕业设计开题报告附件

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题目：______香港地铁转向架构架强度与模态分析学院：机械与电子控制工程学院专业车辆工程学生姓名：李志龙学号：_06225014_______2.2地铁转向架构架的结构特征当今，国内外的地铁转向架构架多数呈H行，现举例说明。

如图1所示，转向架构架由低合金结构钢ST52(德国牌号)焊接成箱形梁组成的H形无端梁结构[5]，左右两侧对称布置的侧梁总成和中间的横梁总成构成了构架的主结构。

侧梁主要由内外腹板1、侧梁上下盖板2、导框上下盖板3等组成，侧梁中间部分下凹，以适应二系悬挂空气弹簧的安装，侧梁上焊有一系弹簧安装座4、导框拉杆座5、制动连接座6等。

横梁主要由腹板7、底板8、顶板9组焊而成，横梁上还焊有齿轮箱吊杆座1O、牵引拉杆座11、电机纵向机架12、电机座13、缓冲挡梁14等。

在侧梁和横梁箱体内部焊有大量钢板以加强构架的整体刚度。

图1-构架实体模型2.3 地铁转向架构架载荷分析2.3.1构架载荷计算标准及规范转向架构架载荷的计算主要是依照国际铁路联盟转向架强度试验标准UIC515-4／1993“客车-从转向架-齿轮-转向架构架结构强度实验”[6]，UIC615-4／1994“动力单元-转向架和轴承-转向架构架结构强度实验”[7]这两个关于转向架构架强度实验标准，但这两个标准都只规定了构架受到的主要载荷，即作用在空气弹簧座处的垂向载荷、作用在横向挡的横向载荷及作用于牵引装置的纵向载荷，对于电机座、齿轮箱吊杆座处产生裂纹处的原因——牵引电机中心的振动力及作用在齿轮箱吊杆座处的载荷，UIC515.4和UIC615-4中没有具体规定。

在构架受力的计算中，对有限元计算所受的主要载荷仍用UIC515.4和UIC615.4中规定的标准计算并考虑到牵引电机振动力及齿轮箱吊杆座处的受力等辅助载荷对构架受力的影响。

根据UIC615-4标准中有三种载荷条件:超常载荷、模拟主要运营载荷和模拟特殊运营载荷[8]。

（1）模拟运营载荷:模拟主要运营载荷和模拟特殊运营载荷（a）主要载荷用有限元法模拟转向架构架在运用时受到主要载荷(垂直的、横向的、纵向的、线路扭转的)及辅助载荷(电机惯性力、齿轮箱吊杆座垂向载荷)的作用下，检验转向架构架是否出现疲劳裂缝的危险。

空沟和废弃轮胎填充沟隔振效果的有限元分析

空沟和废弃轮胎填充沟隔振效果的有限元分析

第50卷增刊建筑结构Vol.50 S2空沟和废弃轮胎填充沟隔振效果的有限元分析*罗文俊，曹浩（华东交通大学土木建筑学院，南昌330013）［摘要］为评价地铁运营段空沟和橡胶轮胎填充隔振屏障的隔振效果，通过有限元数值模拟对连续屏障进行分析。

分析了沟槽深度、宽度和不同废弃橡胶轮胎填充形式对隔振效果的影响。

结果表明：隔振沟能够显著地减小土体和邻近建筑物的振动响应；空沟屏障隔振效果随着沟槽深度的增加而增加，但增加到一定深度后不会显著提升隔振效果，当隔振沟深度为6~9m时，能够达到较为理想的效果；空沟宽度的增加对隔振效果的提升并不明显，设置合理的沟槽深度即可满足隔振要求。

在1~10Hz和15~25Hz频段内轮胎碎屑填充屏障的隔振效果最好，空沟隔振屏障在40Hz以上的高频部分隔振效果优于填充隔振屏障。

［关键词］地铁；振动响应；数值模拟；隔振屏障；废弃轮胎中图分类号：TU435 文献标识码：A 文章编号：1002-848X(2020)S2-0360-06Finite element analysis of vibration-isolation effects of open trenches and waste tire in-filled barriersLUO Wenjun, CAO Hao(School of Civil Engineering and Architecture, East China Jiao tong University, Nanchang 330013 China)Abstract: In order to evaluate the vibration isolation effect of the empty trench and rubber tire-filled vibration isolation barrier in the subway operation section, the continuous barrier through finite element numerical simulation was analyzed.The influence of groove depth, width and filling form of different waste rubber tires on the vibration isolation effect were analyzed. The results show that the vibration isolation trench can significantly reduce the vibration response of the soil and adjacent buildings; the vibration isolation effect of the empty trench barrier increases with the increase of the trench depth, but it will not significantly improve the vibration isolation effect after increasing to a certain depth When the depth of the vibration isolation trench is 6~9m, a more ideal effect can be achieved; the increase in the width of the hollow trench does not significantly improve the vibration isolation effect, and a reasonable trench depth can meet the vibration isolation requirements. In the frequency bands of 1~10Hz and 15~25Hz, the tire debris-filled barrier has the best vibration isolation effect. The high-frequency part of the hollow-ditch vibration fisolation barrier above 40Hz is better than the filled vibration isolation barrier.Keywords: subway; vibration response; numerical simulation; continuous barrier; waste tire0 引言城市轨道交通的快速发展，极大的便利了人们的生活出行方式。

高速列车车下设备动力吸振器的设计计算

高速列车车下设备动力吸振器的设计计算

试验研究
铁道车辆 第 52 卷第 6 期 2014 年 6 月
文章编号:1 002-7602(20 1 4)06 -0005 -04
高速列车车下设备动力吸振器的设计计算
王 志 春 ,魏 玉 卿 ,周 建 烽
(青岛四方庞巴迪铁路运输设备有限公司,山东 青岛 2 6 6 1 1 1 )
摘 要:基于动力吸振器的工作原理,探讨了将车下设备设计成动力吸振器以降低车 体 振 动 的 可 行 性,并 以 某 高 速 列 车和其车下设备为例,分析了调谐比和阻尼比对位移传递率 的 影 响 规 律,得 到 了 动 力 吸 振 器 的 弹 性 阻 尼 参 数,设 计 了 弹 性阻尼元件。
将上述各无量纲参量代入式(3 ),转化得到主振系
统的位移传递率 R:
R
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Z Z
1 0
=
(1
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4r
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{
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+
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)}
动车组技术平台提供了依据。
[3 ]关于印发时速 3 5 0 公里高速动 车 组 适 应 高 寒 地 区 技 术 方 案 的 通 知 (铁科技函(2 0 1 1 )1 0 0 2 号)[Z].2 0 1 1 .