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基于comsol的电抗器电磁振动仿真

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引言:随着电力系统网络的不断发展,其稳定运行得到了许多关注,电抗器作为无功补偿设备广泛应用于其中。然而,在实际运行中电抗器存在振动噪声问题,严重的振动噪声问题一方面影响附近居民正常生活,另一方面影响电抗器使用寿命,从而影响电力系统运行稳定性。因此,研究电抗器振动问题有现实意义。

电抗器振动主要来源于两个方面:第一方面是铁心材料硅钢片的磁致伸缩效应,即铁磁性材料在磁化过程中,随着磁化状态的改变,其长度和体积会发生微小的变化;第二方面是麦克斯韦力,由于电抗器铁心间存在气隙结构,当主磁通通过高磁导率铁心和低磁导率气隙时,在铁心饼间产生麦克斯韦力。

仿真采用软件是comsol6.0版本,仿真建模中首先建立几何模型,可在comsol软件中直接构筑,也可将solidworks中画好的模型导入comsol。电抗器电磁振动仿真中硅钢片磁特性数据直接影响计算结果,使用插值B-H曲线定义其磁特性。


在磁场模块中将线圈定义,计算麦克斯韦力。为了计算的速度与收敛性,忽略电抗器铁心的叠片特性,将电抗器铁心视为各向同性均匀实体。同时认为线圈在正常情况下对电抗器振动影响不大,将线圈进行均匀化处理,忽略螺杆夹件等外部器件,将夹件施加的压紧力以压力载荷的形式施加到铁轭面上。为了消除刚体 位移防止出现无穷多解,将铁心底部设置为固定约束。



做好网格剖分与求解器设置后可进行仿真计算,网格剖分时可将重点研究部分网格细分,其余部分网格粗分,提高计算速度。


仿真结果如下,如图1所示分别为电抗器铁心磁场、应力、位移分布云图,从图中可以看出在铁心拐角处出现磁场、应力、位移分布集中区,由于设置了底部约束,其振动位移分布主要分布于铁心上半部。


 

   
   


   


   


  1. 磁密
  1. 应力
  1. 位移

图1 电抗器铁心磁密、应力、位移分布

在铁心上表面取测点A,铁心拐角处取测点B,进一步分析其磁场、应力、位移变化情况。由于测点B处铁心饱和度较高,因此测点B处磁密、应力、位移数值较测点A大。电抗器工作于工频下,麦克斯韦力以电源频率的二倍频交变,磁致伸缩效应的变化基本正比于磁密的平方,因此电抗器的振动主频率为100Hz,故其振动位移曲线周期近似0.01s。


图2 测点A磁密图


图3 测点B磁密图


图4 测点A应力图


图5 测点B应力图


图6 测点A位移图


图7 测点B位移图



来源:320科技工作室
Comsol振动电源电力SolidWorks材料
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首次发布时间:2025-03-13
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320科技工作室
硕士 | 结构工程师 lammps/ms/vasp/
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基于ADAMS的麦弗逊前悬架动力学仿真

汽车悬架系统在传递车轮与车架之间力的同时,也缓和了大量来自路面的冲击载荷,减小了由此引起的承载系统的振动,保证了汽车行驶的平顺性、理想的运动特性和操纵稳定性。由于汽车前悬架部件之间运动关系复杂,一般都设计成主销内倾和后倾,并且控制臂轴也大多倾斜布置,给悬架的运动学、动力学分析带来很大困难。以某汽车麦弗逊前悬架为例,拟采用双轮同向激振方式对其进行仿真计算和优化分析,研究其在汽车运行过程中汽车麦弗逊前悬架的动力学特性,以改善悬架系统性能。1.汽车麦弗逊前悬架模型的建立通过逆向工程和试验,得到了汽车前悬架几何参数、弹簧阻尼元件特性以及关键连接部位弹性衬套刚度等,麦弗逊前悬架系统的主要参数( 整备质量状态) 如表1。表1汽车悬架系统主要参数整车参数整备质量1320kg质心高度475mm轴距2800mm前轴/后轴荷720/600kg驱动率前轮/100%制动率前轮/70%轮胎自由半径310mm轮胎垂向刚度230N/mm前悬架主销后倾角4°34′主销内倾角7°23′外倾角0.31°前束角0.47°后悬架外倾角-1.3°前束角0.65°对模型的建立作如下假设: 悬架中所有零部件都认为是刚体; 减振器简化为线性弹簧和阻尼; 各运动副内的摩擦力忽略不计; 轮胎简化为刚性体。创建的模型如图 1。运用 ADAMS /CAR 模块建立与表1相对应的汽车前悬架的运动学模型,具体的模型如图 1 所示。图1 麦弗逊悬架多体动力学模型2.麦弗逊悬架运动学仿真分析根据前轮上下跳动量,采用双轮同向激振方式设置激励方程,车轮的上下跳动行程为 0-150mm。此驱动函数用来模拟车轮通过不平路面时的情景。仿真结果如图2 -图3所示。图2 前悬架轮荷随车轮跳动的变化曲线图3 前悬架垂向刚度随车轮跳动的变化曲线静平衡时,汽车前悬架垂向刚度为45.87 N/ mm,限位块发生作用垂向刚度变为80N/mm 左右。3.四轮定位参数仿真 主销后倾角:静平衡时,汽车主销后倾角对应的值为7.39°,该值与汽车给定的主销后倾角 4°34' 相差约 3°,这主要是由于整车姿态角以及硬点坐标的准确性造成的。当车轮上跳时,每压缩10 mm,后倾角的变化范围为0.0277°-0.011°。从图4中可以看出每压缩10 mm,后倾角变化约0.0335°,其主销后倾角随车轮跳动的具体变化如图4所示。图4 主销后倾角随车轮跳动的变化曲线主销内倾角:静平衡时,汽车主销内倾角对应的值为7°21′,与汽车给定的主销内倾角 7°23′基本一致。主销内倾角的存在能够提高转向轻便性和制动稳定性,通常希望其变化越小越好,车轮跳动±40 mm对应内倾角变化2.14°,其主销内倾角随车轮跳动的具体变化如图5所示。图4 主销内倾角随车轮跳动的变化曲线车轮外倾角:静平衡位置时,汽车车轮外倾角对应的值为-0.73°,外倾角的变化应考虑操纵稳定性和轮胎的磨损两方面因素。轮跳每变化25mm前束角变化应在-0.4-0.6°之间,且一般希望前悬架外倾角变化量为负值。图5 外倾角随车轮跳动的变化曲线车轮前束角:静平衡时,汽车对应的前束角为0.31°,通常希望前束角变化小一些好,且尽可能呈现线性变化趋势。轮跳每变化25mm前束角变化应在0.1°-0.2°之间,且一般希望前束角值的变化量为负值,这样将会有利于增加不足转向特性。图6 前束角随车轮跳动的变化曲线轮距的变化:轮距随车轮跳动变化曲线如图7所示。这里 的轮距测量点为车轮中心。图7 前束角随车轮跳动的变化曲线通常希望轮距的变化要小些,以减少轮胎的磨损。从图中可以看出,车轮向上跳动时轮距的变化更小一些,这样可以减小载荷增加时轮胎的磨损,转向断开点向外移30mm后轮距变化对应的值基本不变。4.总结本文研究的车轮跳动过程中车轮定位参数与轮胎磨损的关系,以及定位参数相互之间的影响将为汽车的初始设计提供可靠的技术依据,有效地减小车轮侧滑,降低轮胎磨损,提高汽车转向的轻便性和稳定性。来源:320科技工作室

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