進口8KW柴油發(fā)電機噪音處理
試驗結(jié)果表明，機組轉(zhuǎn)速的試驗數(shù)據(jù)曲線testspeed和仿真數(shù)據(jù)曲線simulationspeed的差值與柴油機額定轉(zhuǎn)速的比值都在2以內(nèi)，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(fù)載持續(xù)期間，飛輪釋放的能量與負(fù)載所需能量的比值為31.3%。機組轉(zhuǎn)速波動率發(fā)生在首脈沖負(fù)載加載結(jié)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(shè)計在CAD軟件Pro/E中實施，改進后的連桿尺寸、質(zhì)量、質(zhì)心位置等參數(shù)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。
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連桿體材料選用40Cr調(diào)質(zhì)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(nèi)表面鍍高錫鋁合金的復(fù)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(yù)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(yù)緊力直接加在螺栓作用面及螺紋孔內(nèi)壁。
計算分析結(jié)果
 計算得到各轉(zhuǎn)速下連桿在一個工作循環(huán)內(nèi)受壓縮載荷和大拉伸載荷時的應(yīng)力和變形。250Or/min時HPD柴油機連桿受大壓縮載荷的應(yīng)力分布如圖7所示;受大拉伸載荷的應(yīng)力分布如圖8所示。不同轉(zhuǎn)速下連桿大應(yīng)力部位應(yīng)力值在表2內(nèi)列出。25007r/min時壓縮載荷大等效應(yīng)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(diào)制鋼屈服極限為基準(zhǔn)的安全系數(shù)為2.2，應(yīng)力強度應(yīng)可以滿足要求。TPD柴油機連桿等效應(yīng)力值與HPD柴油機連桿等效應(yīng)力值相比，相同轉(zhuǎn)速下大拉伸應(yīng)力值相差不多;而大壓縮應(yīng)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(xiàn)連桿各轉(zhuǎn)速下等效應(yīng)力值的變化與載荷的變化基本上呈線性關(guān)系。

8KW柴油發(fā)電機詳細(xì)參數(shù)

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不同轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速下大變形量都在合理范圍根據(jù)柴油機工作過程仿真計算和連桿有限元分析計算結(jié)果，可得出如下結(jié)論:
 (1)通過柴油機工作過程一維仿真分析獲得了不同轉(zhuǎn)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(chǔ)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(zhuǎn)速的變化規(guī)律。計算結(jié)果表明，連桿所受大壓縮載荷并不發(fā)生于標(biāo)定轉(zhuǎn)速，而是發(fā)生于低于標(biāo)定轉(zhuǎn)速的某一轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速的升高而增大。