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401.
基于有限元和空气动力学模型的高速受电弓动态性能仿真 总被引:2,自引:0,他引:2
建立了接触网和受电弓子系统的有限元模型和空气动力学模型,采用MSC-Marc及STAR-CD软件,研究受电弓动态受流性能和空气动力学性能.通过接触实现2个子系统耦合,对弓网进行动态仿真;通过高速受电弓三维模型,埘受电弓高速空气动力学性能进行仿真.仿真结果表明:简单链型悬挂比掸性链型悬挂接触线动态抬升量和平均接触压力均小,在速度250 km/h时,气流对受电弓产生的抬升力约为12 N,空气阻力为550 N. 相似文献
402.
403.
404.
对比了国内外高速列车车体设计标准中气动载荷的设计要求, 分析了明线会车侧墙压力波, 采用时间积分法, 将车体瞬态压强转化为侧墙气动载荷, 参照标准BS EN 12663-1—2010确定了包括气动载荷的车体疲劳载荷工况, 以某型动车组头车为研究对象, 建立了车体有限元模型, 基于车体Goodman疲劳强度曲线编写了车体疲劳强度后处理程序, 研究了车体疲劳特性。计算结果表明: 在不考虑气动载荷时计算的较大应力幅值出现在底架上, 而在考虑气动载荷时计算的车体较大应力幅值出现在侧墙门角和窗角上, 最大应力幅值为33.63 MPa, 疲劳强度安全系数为2.26, 相对于侧墙, 底架的应力幅值较小, 小于10.00 MPa, 疲劳强度安全系数大于10.00。在垂向载荷作用下, 侧墙最大当量应力为68.17 MPa, 叠加气动载荷后侧墙最大当量应力为85.31 MPa, 应力增大了25.14%, 因此, 气动载荷对侧墙影响较大, 容易导致侧墙发生疲劳失效。可见, 在高速列车车体设计时, 应将气动载荷与其他疲劳载荷相组合对车体疲劳强度进行评定。 相似文献
405.
406.
为解决短吊杆轴力难以用频率法确定的问题, 提出了确定悬索桥主缆和短吊杆轴力的节点平衡法和比拟法。节点平衡法以吊点为分析对象建立以主缆轴力为未知量的超定平衡方程组, 从而获取主缆轴力的最小二乘解, 并进一步确定短吊杆轴力。比拟法基于长吊杆轴力与简支梁弯矩间关系, 建立主缆线形与长吊杆轴力的关系方程, 最终确定主缆的水平张力与短吊杆的轴力。以贵州南盘江悬索桥为例, 分别应用节点平衡法和比拟法得出主缆张力和吊杆轴力。计算结果表明: 2种方法的计算值与频率法实测值相近, 节点平衡法所得主缆张力误差为-4.3%(上游)和3.1%(下游), 比拟法所得主缆张力误差为-8.6%(上游)和-0.1%(下游); 2种方法所得长吊杆轴力最大误差约为10%, 上游吊杆轴力平均误差小于2%, 下游吊杆轴力平均误差约为9%。可见, 节点平衡法和比拟法是确定主缆和短吊杆轴力的有效方法。 相似文献
407.
以中国某型高速列车为研究对象, 针对高速列车运行时主要噪声来源之一的转向架区噪声开展试验研究, 掌握其噪声特性和规律, 研究了不同类型和位置的转向架区噪声特性, 预测了不同速度下转向架区噪声水平和频谱特性; 基于一定的假设, 采用测试数据类比法对车头转向架区噪声成分进行分离。研究结果表明: 列车在200~350 km·h-1速度范围内运行时, 车辆主要噪声源集中在转向架区; 转向架区噪声表现为车头转向架区噪声大于车尾转向架噪声, 200 km·h-1运行时车头转向架区噪声大于车尾转向架区噪声约3 dB(A), 主要原因为在车头转向架处气流冲击导致的气动噪声大于车尾转向架处涡流导致的气动噪声; 中间动车转向架区噪声大于中间拖车转向架区噪声, 200 km·h-1运行时中间动车转向架区噪声大于中间拖车转向架区噪声约5 dB(A), 主要原因为相比于中间拖车转向架区噪声, 中间动车转向架区增加了牵引系统噪声; 随着运行速度的提高, 转向架区噪声在全频段内显著提高, 噪声峰值频率也会增大, 主要原因为车轮滚动噪声所致, 速度越大, 其轨枕冲击频率越高; 中间拖车转向架区噪声随速度增长的3次方关系符合轮轨噪声随速度的增长趋势, 对于车头转向架区噪声来说, 气动噪声成分更加显著, 并且随着运行速度的提高, 气动噪声所占比重呈增加的趋势。 相似文献
408.
409.
410.