ANSYS动力学分析

ANSYS动力学分析（精选10篇）

ANSYS动力学分析 第1篇

1 悬挂机构有限元模型的建立

1.1 模型简化及假设

本文主要对悬挂机构在动态冲击载荷下整体结构的应力及位移进行分析,不涉及结构造成的局部应力集中的影响,故进行如下简化:(1)忽略吊篮悬挂机构上所有螺栓孔、销孔及倒角等对分析影响不大的微小结构;(2)忽略各连接处筋板的作用;(3)不考虑焊缝材料特性的变化,认为焊接处的材料特性与相邻结构的材料特性相同。

根据吊篮悬挂机构的结构特点及工作状况,假设:(1)机构在线弹性范围内工作;(2)工作平台离地起升时,钢丝绳长度变化对结构强度及刚度无影响;(3)前、中、后梁之间及前、后座插杆与底座之间均采用螺栓刚性联接。

1.2 单元选择

在ANSYS中,确定吊篮悬挂机构单元截面类型及实常数如表1所示。

1.3 建立有限元模型

以ZLP800型吊篮悬挂机构为例进行有限元分析求解。将各梁、杆结构的端点定义为关键点,通过划分单元,建立悬挂机构的有限元模型,共有273个单元、317个节点,如图1所示。

2 边界条件处理

后座的配重块主要用于限制悬挂机构竖向位移,建模时可以忽略,约束后座3个方向的线位移可实现等效作用。悬挂机构放置于建筑物的顶面,相对较为固定,为了反映前梁受载的真实情况,约束前座3个方向的线位移。悬挂机构前伸段属于悬臂梁结构,主要依靠张紧钢丝绳提供的预张紧力来抵抗外载荷作用。吊篮工作平台在地面突然起升、空中突然卸载及空中启动或制动时,产生一定的动态冲击载荷,特别是当起升钢丝绳处于松弛状态下,提升机以全速提升满载的工作平台离地时,动载荷冲击比较大,是需要考虑的主要载荷之一。起升载荷通过钢丝绳传递形成对悬挂机构的冲击,以集中力的形式施加到悬挂机构前端。在瞬时时刻风载荷的影响小很多,故可忽略。

3 瞬态动力学计算

ZLP800型高空作业吊篮主要性能参数:工作平台自重W=650kg,额定载荷P0=800kg,升降速度7~9m/min,额定速度不大于18m/min。根据GB19155-2003《高处作业吊篮》中的规定,偏置载荷是重心位于悬吊平台一端总长度1/4处的额定载重量所产生的重力。各工况下悬挂机构所受瞬态冲击作用力如表2所示。

3.1 起升过程分析

起升过程中钢丝绳受力为:不受载逐渐增加载荷起升载荷。根据钢丝绳的受载状态分为空行程阶段、预张紧阶段和起升阶段。(1)空行程阶段:启动提升机,收紧松弛的钢丝绳,但钢丝绳仍处于未受载状态,提升机空转。(2)预张紧阶段:由钢丝绳开始受力直到钢丝绳的弹性张力等于吊重重力为止。这一阶段中,钢丝绳受力逐渐张紧,使悬挂机构前梁开始振动,而工作平台仍在地面上处于静止状态。(3)起升阶段:工作平台以速度v0离地上升,系统中所有质量都参与运动,系统处于自由振动状态。此时悬挂机构已具有初位移和初速度。3个阶段中起升阶段结构的振动冲击最为激烈。

3.2 起升过程激励曲线

建立悬挂机构起升过程冲击加载有限元模型,加载示意图见图2,预张紧阶段外激励作用(起升载荷冲击)时间t1的大小与起升速度有关,起升速度越大,t1越小,结构受到的动态冲击效应就越显著。合适的起升时间应根据起升速度而定。由于GB19155-2003中并未有关于起升时间的规定,参考起重机相关规范中对起升时间的计算方法,得出高空作业吊篮起升载荷冲击时间在0.1~0.3s内,本文设定起升载荷冲击时间t1=0.2s。为了便于求解分析,选取悬挂机构悬臂前端悬吊点处节点为对象,研究其受到冲击后的位移变化情况,同时找出冲击作用下结构的最大应力点。

3.3 瞬态动力学求解分析

对3种工况下悬挂机构进行静力学求解,并利用ANSYS对悬挂机构起升冲击载荷进行瞬态动力学求解。求解结果如表3所示,将3种工况的瞬态动力学分析结果在时间历程后处理器中进行处理,得到悬臂前端竖直方向位移、速度及加速度响应曲线。工况一时悬挂机构承受额定载荷作用,静态最大应力位于前梁悬臂段根部(图1中1位置),瞬态冲击效应的动态最大应力同样位于前梁悬臂段根部(如图3)。工况二时,静态最大应力、瞬态冲击效应的动态最大应力主要集中在悬臂段根部下沿,悬臂最前端的竖直方向位移静态作用下时为8.494mm,动态冲击时增加到9.432mm。工况三受偏置额定载荷作用,只考虑受载较大一侧的悬挂机构,静态最大应力、瞬态冲击效应的动态最大应力主要集中在悬臂段下沿由根部向前端延伸,约占悬臂长度的1/2。3种工况最大位移均出现在悬臂前端(图1中2位置)。图4、5、6列出了工况一的位移、速度、加速度响应曲线。

据GB19155-2003中规定动载荷系数f2≥1.25,3种工况载荷作用下的动载系数f2′如表3所示,平均值为1.18,略小于标准规定的动载系数,由于标准中对动载系数的规定较为保守,故存在微小差别是正常的。吊篮起升速度是影响动载系数的主要因素,起升速度越大,预张紧阶段的作用时间越短,系统的起升动载系数越大,系统振动得越厉害。可降低吊篮的起升速度或增大预张紧阶段作用时间t1值,以减小起升动载系数。

4 结论

本文利用ANSYS分析了不同工况下起升冲击载荷对吊篮悬挂机构的动力学响应,主要结论如下。

1)利用瞬态动力学方法分析悬挂机构在起升时的受载情况更能真实地反映结构在冲击载荷下的动力学响应。

2)获得的位移时间曲线趋势与起升冲击载荷变化趋势基本吻合;结构的稳态响应位移值为-6.585mm,与静力计算值-6.581mm基本相同;说明基于ANSYS的动力学分析方法可行。

3)由速度及加速度曲线可知,结构在0.6s内处于冲击振动状态,随着时间的增加,系统逐渐由瞬态响应转化为稳态响应。实际施工中特别是当吊篮满载起升时,应控制起升速度大小,减小对结构的冲击,以延长结构的寿命。

参考文献

[1]尚晓江,邱峰,赵海峰.ANSYS结构有限元高级分析方法与范例应用[M].北京:中国水利水电出版社,2006.

ANSYS动力学分析 第2篇

本文首先建立了一个复合材料的层合板模型，并利用ansys研究了不同铺层方向对其力学性能的影响，研究表明：5/-45/45/-45的等效应力最大；铺层方向为0/90/90/0的等效应力最小，为复合材料的优选提供了一种途径。1 引言

复合材料是一种多相材料，由多种性质极不相同的材料组成。先进的复合材料在本世纪60年代初才发明，最具代表性的为聚合物为基的高性能的碳纤维和硼纤维复合材料。

纤维和基体的力学性能有很大的差异，他们组合起来构成的纤维增强复合材料在弹性常数、线膨胀系数及强度特性方面必然会表现出明显的各向异性。通过对纤维取向的设计制成的复合材料结构会出现程度不同的各向异性，复合材料性能的可设计性，是复合材料所特有的主要优点。纤维复合材料是由两种或两种以上不同强度和模量的材料所构成，在纤维和基体材料选定后，尚有许多材料参数和几何参数可变动，而且形成层合结构时每一层的铺设方向又可随意安排，这样就可以人为的改变组分材料的种类、含量，以及铺层方向和顺序。在一定范围内满足设计中对材料强度、刚度和方向性的要求，可是结构的性能、重量和经济指标等都做到合理的优化组合。为设计人员提供了一种在一定范围内可随意设计的材料，达到结构设计与材料设计高度统一的优化设计的目的。

冲击现象的共同特点是载荷强度高，作用时间短，尤其作用时间短是区别于其他一般力学现象的重要特征。在冲击现象中，作用时间一般为毫秒、微秒，甚至毫微秒数量级，在这么短时间内完成施加高强度载荷，以及在被作用物体内造成极高的压力或应力，引起被作用物体内介质运动和材料破坏，这是一系列随时间变化的动态过程。与冲击效应有关的主要复合材料层合板的材料参数，是层合板的密度和硬度等。密度越大、硬度越高，由地面冲击反射所造成的层合板破坏程度越严重，对于小质量、高速撞击的弹体来说，高强度合金钢、钨合金和铀合金才是制作弹体的理想材料。本文研究了不同铺层方式对其力学性能的影响规律。2 模型的建立与计算

如图1所示，给出了层合板的有限元模型，在ansys有多个单元可以模拟复合材料，本文选取SHELL99单元来模拟层合板这个力学模型。本文的层和板共分为四层，每层的厚度为0.002m，长度和宽度都为0.25m。

图1 层合板的有限元模型 图2 层合板的有限元模型的载荷

本文的模型的计算边界条件：四边固定；在面上受到均匀的压力其大小为1e5pa。表1给出了复合材料的性能参数。

表1 复合材料的参数

3-1 第一层的等效应力云图 3-2 第二层的等效应力云图

3-3 第三层的等效应力云图 3-4 第四层的等效应力云图

图3 铺层方向0/90/45/0的各层的等效应力

图3给出了铺层方向为0/90/45/0的各层的等效应力。由图可知：第一层的最大等效应力为0.117E9Pa；第二层的最大等效应力为0.627E8Pa；第三层的最大等效应力为0.747E8Pa；第四层的最大等效应力为0.114E9Pa。从以上数据可知：层合板的第一层和最后一层的应力最大，第二层的应力最小。本文首先建立了一个复合材料的层合板模型，并利用ansys研究了不同铺层方向对其力学性能的影响，研究表明：5/-45/45/-45的等效应力最大；铺层方向为0/90/90/0的等效应力最小，为复合材料的优选提供了一种途径。

图4给出了铺层方向为0/45/45/0的各层的等效应力。由图可知：第一层的最大等效应力为0.114E9Pa；第二层的最大等效应力为0.739E8Pa；第三层的最大等效应力为0.749E8Pa；第四层的最大等效应力为0.114E9Pa。从以上数据可知：层合板的第一层和最后一层的应力最大，第二层的应力最小。

4-1 第一层的等效应力云图 4-2 第一层的等效应力云图

4-3 第一层的等效应力云图 4-4 第一层的等效应力云图

图4 铺层方向0/45/45/0的各层的等效应力

5-1 第一层的等效应力云图 5-2 第一层的等效应力云图

5-3 第一层的等效应力云图 5-4 第一层的等效应力云图

图5 铺层方向0/90/90/0的各层的等效应力

图5给出了铺层方向为0/90/90/0的各层的等效应力。由图可知：第一层的最大等效应力为0.117E9Pa；第二层的最大等效应力为0.635E8Pa；第三层的最大等效应力为0.635E8Pa；第四层的最大等效应力为0.116E9Pa。从以上数据可知：层合板的第一层和最后一层的应力最大，第二层的应力最小；铺层方向角相同的层其最大等效应力也相同。

本文首先建立了一个复合材料的层合板模型，并利用ansys研究了不同铺层方向对其力学性能的影响，研究表明：5/-45/45/-45的等效应力最大；铺层方向为0/90/90/0的等效应力最小，为复合材料的优选提供了一种途径。

6-1 第一层的等效应力云图 6-2 第一层的等效应力云图

6-3 第一层的等效应力云图 6-4 第一层的等效应力云图

图6 铺层方向45/-45/45/-45的各层的等效应力

图6给出了铺层方向为45/-45/45/-45的各层的等效应力。由图可知：第一层的最大等效应力为0.125E9Pa；第二层的最大等效应力为0.639E8Pa；第三层的最大等效应力为0.638E8Pa；第四层的最大等效应力为0.125E9Pa。从以上数据可知：层合板的第一层和最后一层的应力最大，第二层和第三层的等效应力最小。

7-1 第三层的等效应力云图 7-2 第三层的等效应力云图

7-3 第三层的等效应力云图 7-4 第三层的等效应力云图

图7 铺层方向90/45/-45/0的各层的等效应力

图7给出了铺层方向为90/45/-45/0的各层的等效应力。由图可知：第一层的最大等效应力为0.113E9Pa；第二层的最大等效应力为0.789E8Pa；第三层的最大等效应力为0.788E8Pa；第四层的最大等效应力为0.113E9Pa。从以上数据可知：层合板的第一层和最后一层的应力最大，第三层的应力最小。3 结论

通过以上分析和计算可以得出以下结论：

（1）ansys可以处理复杂的复合材料力学问题。

ANSYS动力学分析 第3篇

【关键词】舞台；LED大屏幕；钢结构；有限元；静力学；ANSYS

文章编号：10.3969/j.issn.1674-8239.2015.07.010

1 舞台LED大屏幕

随着LED大屏幕在舞台演出中越来越频繁的使用和设计者创作观念的变化，LED大屏幕已经作为舞台美术中极其重要的构成元素，改变了传统布景再现环境的基本形式，形成了新的美学功能。在演出中，传统舞美布景给观众以实体般的感受，而大屏幕营造出与表演主题相关的虚拟画面，给予观众更多的想象空间，影响了观众的心理变化、左右了观众的情绪、活跃了演出的气氛。

影像设备技术的发展使以前传统布景所无法实现的景象，可以轻松自如地用LED大屏幕来实现。在一些运动会、博览会的开闭幕式及同类型演出中，大屏幕已经基本上充当了布景功能。

与传统的布景相比，LED大屏幕在画面的变换上更加方便灵活，瞬间就可以完成画面的转换。不仅如此，LED大屏幕可以播放任意想象中的画面，动态的、静态的、写实的、写意的，内容多姿多彩，效果也更为生动逼真，不但给观众带来全新的视觉享受，而且形成了新的期待和审美联想。

舞台LED大屏幕可将一个画面切分为多个视频画面播出，显示屏可以独立、结合、任意组合的形式使用播放相关背景影像。大屏幕可根据演出需求分区显示，并可实现图文的迭加，背景画面用视频信号处理器播放或合成同一画面显示，可对人物特写播放；可做文字滚动播放，或插播播放；可水平推移视频画面屏风；也可上下升降成为文字、个性视频画面，亮化、美化舞台背景及舞台地面。通过软件设计及系统控制达到使用者的要求，框架采用组合结构，拆装方便、可靠，易于维护，应用于剧场、娱乐场所及活动场合。

在一些独特剧场中也会用到形状各异的舞台LED大屏幕，这些异形大屏幕往往是根据剧场的整体结构环境，在原有的基础上进行改造，它们的规格都可以根据实际的情况定制，使得造型更加多变，提升了剧场的环境，给人一种如梦如幻的感觉。

2 分析需求及基本理论

舞台LED大屏幕宽度大、高度高，有些还需要将整个屏提升或水平侧移，因此，进行力学计算和有限元分析非常必要。得到的计算结果不仅可以提供变形和应力方面的参考，还对钢结构框架的优化提供了理论依据，可在保证整体钢结构框架的刚度、强度及稳定性的条件下，减轻重量、优化连接方式。

钢结构的静态分析是指在不考虑惯性和阻尼特性，不考虑随时间变化的载荷等因素的前提下，系统在稳定载荷作用下对结构进行应力、应变和位移的分析，但允许有稳定的惯性载荷作用，如重力和离心力等。随时间变化的载荷可等效为静态载荷，进行静态分析。静态分析验算其指向误差为是否超过给定的精度要求。

线性结构的静态分析总的等效方程为：

公式（1）

或 公式（2）

式中，[K]——总刚度矩阵，

[u]——节点位移矢量；

[Ke]——单元刚度矩阵；

[F a]——所受的总外载荷；

[F r]——支反载荷矢量；

[N]——单元数；

通过公式（1），可得出各节点位移矢量{u}。根据位移插值函数以及弹性力学中给出的应变和位移及应变和应力的关系，得出各单元节点的应变和应力表达式：

公式（3）

公式（4）

式中，——由应力引起的应变；

[B]——节点上的应变，即位移；

[u]——节点位移矢量；

——热应变矢量；

——应力矢量；

[D]——弹性矩阵；

由公式（3）和公式（4）可得到各节点相应的应力。

通过计算，用有限元分析法可以求出结构的节点应力及节点位移，得到结构静力学分析结果。

3 对象分析实例

3.1 LED对开大屏幕基本结构

某剧场LED对开大屏幕结构布置立面图如图1所示。

此LED对开大屏幕安装于后舞台上部，其形式为双屏侧移对开机构。在LED大屏中间位置设置一对活动门，当其闭合时，替代原来的天幕，作为舞台演出的背景使用。活动门可单独开启，以满足演员进出及道具搬运的需求。当需要其后方的后车台表演时，大屏幕可以通过轨道侧开至舞台两侧隐藏。

大屏幕顶端设置防倾覆机构，下端设置行走轨道、行走轮组、驱动导向及防碰撞等相关机构。LED大屏幕钢架采用分层结构，安装框架和主框架分离，保证了LED大屏幕模块组件的安装空间以及主框架的强度。主钢架上设有检修通道、防护栏杆以及上下梯道。工作人员通过控制系统，在主操作台、移动式操作台上进行操作，分别控制LED大屏幕和活动门的开启闭合。在操作台（盘）上能设定位置（行程）、速度（时间），且操作台具有运动状态和定位显示，以及记忆存储等功能，还设有紧急停车按钮和单独的操纵杆。相关技术参数如表1 所示。

安装LED大屏幕时，每块组件在四个角上均设有一个螺纹孔，通过螺栓、连接片与固定钢架连接，安装方便、快捷。

3.2 相关计算数据

3.2.1 载荷条件

（1）重力加速度9.8 m/s2；

（2）计算两种规格的LED大屏幕组件的自重载荷：G1=376 N，G2=452 N；

（3）在4块C1尺寸LED大屏幕组件中心螺栓处的节点载荷F1=376 N；

（4）在4块C2尺寸LED大屏幕组件中心螺栓处的节点载荷F2=452 N；

nlc202309020920

（5）在2块C1尺寸和2块C2尺寸LED大屏幕组件中心螺栓处的节点载荷F3=（376+452）/2=414 N；

（6）在2块C1尺寸LED大屏幕组件边缘螺栓处的节点载荷F4=376/2=188 N；

（7）在2块C2尺寸LED大屏幕组件边缘螺栓处的节点载荷F4=452/2=226 N；

（8）在1块C1尺寸和1块C2尺寸LED大屏幕组件边缘螺栓处的节点载荷F5=（376+452）/4=207 N；

（9）在1块C1尺寸LED大屏幕组件角端部螺栓处的节点载荷F6=376/4=94 N；

（10）在1块C2尺寸LED大屏幕组件角端部螺栓处的节点载荷F7=452/4=113 N；

（11）活动门载荷：F8= F9=5 450 N，M=7 630 N。

主钢架行走通道面板载荷及检修人员载荷忽略不计。

3.2.2 约束位移

行走轮：Y、Z方向；驱动结构：X方向；防倾覆：Y方向。

4 有限元模型分析

4.1 材料属性

金属结构：Q235-A；

密度：ρ=7.85E-9 t/mm2；

弹性模量：E=2.06E5 N/mm2；

泊松比：γ=0.3。

4.2 校核标准

（1）强度：钢材许用应力按照215/1.33=160 MPa校核。

（2）刚度：结构位移按照1/1 000跨度校核。

4.3 单元信息

本文用到两种单元，BEAM188和LINK8单元。

（1）BEAM188 是一个二节点的三维线性梁，在每个节点上有6或7个自由度，其数目的变化是由KEYOPT（1）来控制的。当 KEYOPT（1）= 0（默认值）时，每节点有6个自由度，分别是沿x、y、z方向的位移及绕其转动。当 KEYOPT（1）= 1时，会添加第七个自由度（翘曲量），此元素能很好地应用于线性（分析），大偏转、大应力的非线性（分析），适合于分析从细长到中等粗短的梁结构，如图2所示。

（2）LINK8是一种能应用于多种工程实际的杆元素。元素能被应用于桁架、垂缆、杆件、弹簧等。这个三维的杆元素只能承受单轴的拉压，元素每个节点上有三个自由度：x、y和z方向的位移。塑性、潜变、膨胀、应力强化和大变形都是允许的，如图3所示。

4.4 模型

本例的分析软件为ANSYS12.1，首先确定分析类型Structural（结构），选择梁和杆的单元类型：BEAM188、LINK8；其次设置钢结构中不同梁的截面属性、杆的实常数，材料属性。建立钢结构框架的几何模型，根据设计给几何模型赋属性，材料号“MAT”、单元类型号“TYPE”、截面号“SCET”等参数需一一对应，其中梁单元需设置激活方向节点，杆单元设置选择实常数号“REAL”。在网格划分中，根据模型大小、设计要求来确定尺寸控制，可在局部位置细化网格。本例中的网格划分，尺寸控制选“NDIV”，参数为“10”。

在约束的施加上，行走轮在轨道上运动，在侧向（Y方向）、垂向（Z方向）限制（本例不考虑轨道变形问题），释放X方向的自由度，约束方向为Y、Z方向。驱动结构控制LED大屏幕在X方向的行走和制动，释放Y、Z方向的自由度，约束方向为X方向。防倾覆机构：主要防止LED大屏幕在Y方向的侧翻倾覆，释放X、Z方向的自由度，约束方向为Y方向。

在载荷的施加上，采用集中载荷，施加到LED大屏幕安装框架的节点上，方向为Y方向，具体的节点载荷不作详细论述。活动门铰接处施加集中载荷：F8= F9=5 450 N，M=7 630 N。施加重力加速度为9.8 m/s2。

求解器采用SPARSE（稀松矩阵求解器），核内求解方式。SPARSE适用于静力分析、完全法谐响应分析、完全法瞬态分析、子结构分析、PSD谱分析等，对线性与非线性计算均有效。对于常遇到的正定矩阵的非线性，SPARSE求解器优先推荐。有限元模型如图4所示。

4.5 计算结果

（1）X方向变形分布云图如图5所示。

由图5可知：LED大屏幕左侧片钢架在X方向上的最大变形在合拢位置的上部角端，MX=0.888 384 mm。

（2）Y方向变形分布云图如图6所示。

由图6可知：LED大屏幕左侧片钢架在Y方向上的最大变形在第二列主立钢架的前部下端，MX=1.445 mm。

（3）Z方向变形分布云图如图7所示。

由图7可知：LED大屏幕左侧片钢架在Z方向上的最大变形在门连接钢架上铰接处，MX=4.198 mm。

（4）整体变形分布云图如图8所示。

由图8可知：LED大屏幕左侧片钢架的最大变形在门连接钢架下铰接处，MX=4.249 mm。

（5）整体应力分布云图如图9所示。

由图9可知：LED大屏幕左侧片钢架的最大变应力在第四列主立钢架的前部下端（行走轮固定点），MX=101.077 mm。

（6）计算结果校核

综合钢架在三个方向的变形，可见整个钢架在受到LED大屏幕模块组件和活动门的作用下有一定的扭转变形，但整体的应力都相对较小，只有在第四列主立钢架的前部下端（行走轮固定点）的应力较大。因此，在此位置对斜撑杆进行了加强。汇总以上计算结果，如表2。

5 结语

以上采用有限元软件对舞台LED大屏幕钢架结构进行静力学分析，分析了其在外载荷及自重作用下的变形及应力情况，得到了其最大变形的位移量及应力值。结果表明结构中的组件合乎设计要求。

注：本文得到国家科技支撑项目课题“舞台效果装备控制集成系统（编号2012BAH38F01）”资助。

参考文献：

[1] 王新敏，李义强，许宏伟. ANSYS结构分析单元与应用 [M]. 北京：人民交通出版社，2011（9）.

[2] 徐鹤山. 建筑钢结构工程实例分析（第2版）[M]. 北京：机械工业出版社，2011（6）.

[3] GB50017-2003 钢结构设计规范[S]. 北京：中国计划出版社，2014（7）.

[4] 翁剑成. 基于ANSYS的钢结构屋架的有限元分析[J]. 机电技术，2011（5）.

[5] 杨宗良. 基于ANSYS的舞台升降台结构的静力学分析[J]. 机械工程师，2010（6）.

[6] 周志军. 超高大跨结构高支模施工技术[J]. 工程技术与产业经济，2012（5）.

ANSYS动力学分析 第4篇

在水轮机运行中, 轴承是安全运行的关键部件之一, 其运行过程中状态的好坏对水轮机安全构成重大影响, 轴承运行是否稳定关系到水力发电的安全生产。

本文在滚动轴承运动仿真的基础上, 根据某实际水轮机推力轴承 ( 推力球轴承) 运行情况, 采用LS-DYNA显示动力学对水轮机推力轴承进行分析, 获得该类水轮机推力轴承运行的基本特征。

1 显式动力学基本算法

有限元软件包含显式算法与隐式算法两个核心算法。隐式算法是基于虚功原理, 每一增量步都需要对静态平衡方程进行迭代求解, 并且在迭代的过程中需要求解大型线性方程组, 这样就占用相当多的计算资源 ( 包括磁盘空间和内存等) ; 显式算法采用动力学方程的一些差分格式 ( 如广泛使用的中心差分法、线性加速度法和Newmark法等) , 不需要直接求解切线刚度, 同时也不需要进行平衡迭代, 计算速度快, 可节省大量计算时间, 只要时间步取的足够小, 对于非线性问题一般不存在收敛性问题[1]。

ANSYS / LS-DYNA是以非线性动力分析为主, 应用显式时间积分的大型有限元分析程序. 在动力学有限元分析中, 系统的求解方程为:

式中:为系统节点的加速度向量;为系统节点的速度向量; at为系统节点的位移向量; M为系统的质量矩阵;C为系统的阻尼矩阵;K为系统的刚度矩阵;Qt为系统节点载荷向量。

在显式动力学中心差分法中, 假定时间t=0的位移a0, 速度和加速度已知。假设时间求解域被等分为n等时间间隔Δt , 并且0-t时刻内的所有解已经求得, 计算目的在于求解t+Δt时刻的解。

利用泰勒展开式, 将at+Δt在时刻点t展成泰勒多项式, 并取有限项作为at+Δt的近似值:

式中: at ( p) 为at的p次微分。

根据系统求解式 ( 1) 为二次微分, 取:

对式 ( 3) 进行求导, 省略高阶得:

又在时间区间 ( t-Δt, t) 与 ( t, t+Δt) 内, 速度可用位移近似表达, 有:

将式 ( 5) 、式 ( 6) 代入到式 ( 3) 里有:

同样在时间区间 ( t-Δt , t+Δt) 有:

将式 ( 7) 、式 ( 8) 代入式 ( 1) , 系统求解方程可得求解各个离散时间点位移值的递推公式:

即为经典的中心差分格式[2,3,4,5,6,7,8,9,10,11]。

2 水轮机推力轴承仿真模型的建立

a) 有限元模型的建立

以某低水头水轮机 ( 该水轮机不用于发电, 用于回收冷却塔能量回收) 推力轴承51322为仿真对象, 其结构尺寸如表1所示。采用自下而上的方式, 建立推力轴承的几何模型, 并对模型做了如下简化:

1) 在仿真过程中没有考虑滚动轴承径向游隙和轴向游隙以及油膜的影响。

2) 由于滚动轴承在工作过程中塑性变形很小, 所以仿真过程中轴承材料均为线弹性材料[1,3]。

在分网过程中, 有限元单元选用3D Solid 164体单元, 采用扫略分网和映射分网相结合的方式划分网格, 采用六面体单元。为模拟边界条件, 将与其他刚结构相作用的面假设为刚性面。由于3D Solid 164单元没有旋转自由度, 无法施加转速, 因此将轴承轴圈刚性面设为ThinShell 163单元以便施加径向力和转速。滚动轴承有限元模型如图1所示。

b) 边界条件、材料参数和载荷参数设置

轴圈、座圈和滚 动体材料 均为GCr15钢, 其密度为7830kg /m2, 弹性模量为2. 06×1011Pa, 泊松比为0 .3 ; 保持架材料为冷轧钢板 , 密度为7830 kg / m2, 弹性模量为1. 96×1011Pa, 泊松比为0 . 24。为了模拟轴承 固定在轴承座中的工况, 将轴承座圈下表面的刚性面设为全约束。

推力轴承所在位置如图2所示: 轴承在工作中受压力载荷和转速载荷, 推力轴承承受质量约为2t, 转子转速为136r / min, 压力和转速施加在相应位置的刚性面上。为模拟真实水轮机启动过程的转数和应力加载, 将两参数加载历程设置如图3和图4所示:

转数由0加载至136r/min, 在0.5s内完成 ( 真实水轮机启动过程时间较长, 计算量太大, 仿真效果基本一致, 在此设置为0. 5s。) , 应力在整个仿真过程中不变化。

c) 接触模型的设定

与隐式分析不同的是, 在显式分析中没有接触单元, 需要定义接触面以及接触类型和接触有关的参数来仿真实际接触的情况。

滚动轴承在工作中存在三种接触, 即滚动体与轴圈、座圈滚道之间的接触和滚动体与保持架兜孔之间的接触, 均为面面接触[1,4]。因此分析选用自动面面接触类型, 根据接触面与目标面的指定原则, 定义轴圈滚道表面、座圈滚道表面和保持架兜孔表面为目标面, 滚动体的外表面为接触面的39组接触对, 根据材料性质等参数将滚动体与座圈、轴圈和保持架之间的静摩擦系数分别设为0. 35、0. 35和0. 2, 动摩擦系数分别设为0. 16、0. 16和0. 1。

3 轴承的显式动力学分析

根据上述有限元模型和边界、载荷条件, 将计算时间取为100ms, 输出步数设为1000进行求解, 采用LS-PRE-POST进行后处理。计算结果如下。

1) 滚动轴承元件的等效应力分布情况分析

在计算结果中任取三个时刻进行分析, 为体现整个过程如图5 ( a) -图5 ( d) 所示取51322轴承各部分在较有代表性40ms、70ms、85ms和100ms时刻的等效应力云图, 其他时刻的等效应力云图类似。在40ms时刻正常滚动轴承最大等效应力为193. 4MPa, 70ms时刻轴承最大等效应力为336. 8MPa, 85ms时刻轴承最大等效应力为349. 9MPa, 100ms时刻最大等效应力为347. 6MPa。比较三幅图可以看出, 轴承较大的应力出现在滚动体与座圈、轴圈的接触区域处, 即图中滚动体与轴圈、座圈接触区域颜色较深处。在轴承运转过程中, 随着滚动体的运动最大应力值和最大应力位置都发生变化。

为了能对轴承系统的应力情况进行全面的分析, 以下给出70ms时滚动轴承各元件等效应力云图, 其他时刻元件应力云图类似, 如图6 ( a) -图6 ( d) 所示。

由图5-图6可以看出, 滚动体、轴圈、座圈和保持架在同一时刻最大等效应力并不相同, 其中, 滚动体应力最大, 为336. 8MPa, 其次为轴 圈236. 5MPa, 座圈222. 9MPa, 应力最小的为保持架61. 8MPa。滚动体比较大的应力出现在与轴圈、座圈接触区域处, 且滚动体与轴圈接触处应力大于滚动体与座圈接触处的应力。轴圈和座圈是轴承中与滚动体直接接触并承载的主要元件, 其应力分布和滚动体的应力分布有紧密的联系, 因此, 座圈、轴圈比较大的应力也是分布在与滚动体接触区域, 应力分布区域在接触表面呈现椭圆形。保持架在各个兜孔之间的应力分布比较均匀, 较大的应力出现在兜孔与滚动体接触区域。同时, 由图6 ( a) 的应力分布可知, 应力峰值均出现在滚动体与轴圈、座圈相接触位置, 位于滚动体之上。

2) 滚动轴承滚动体与座圈、轴圈的接触情况分析

为了清楚地体现出滚子与座圈轴圈接触情况, 在LS-PREPOST后处理中作出某些节点的位移曲线图, 由曲线可以清楚看出在轴承转动过程中滚子与座圈轴圈的接触情况。如图7为座圈节点27793与轴圈节点7149的z方向位移曲线。

可以清楚看出该位移呈周期性, 由于模型建立时采用的是z方向施加应力, 对于轴圈节点有波峰为与滚子接触瞬间的位移, 波谷为与滚子距离最远时的位移情况, 由于运动过程中以间隙变化及应变影响, 曲线整体有向下偏移的趋势。对于座圈节点的情况同样是在波峰为接触瞬间, 波谷为距滚子最远时刻的情况。

4 结语

首先根据仿真的实际条件对该水轮机推力轴承做一些必要的简化, 选取适当的单元类型和材料模型, 对轴承建立几何模型并划分网格生成有限元模型, 然后根据该水轮机推力轴承的实际工作情况设定有效的约束和载荷, 并设立接触对, 建立好轴承各部件之间的联系, 最后在AN-SYS / LS-DYNA中完成了该轴承的动力学仿真, 在LS -PREPOST进行结果的后处理, 并对仿真结果进行分析, 结果表明:

1) 轴承比较大的等效应力出现在滚动体与轴圈、座圈的接触区域处, 应力最大值出现在接触表面以下一定深度区域处, 并逐渐向外衰减, 并且球轴承接触应力在接触表面的形状为椭圆形。

2) 轴承在工作过程中, 应力峰值均发生在节点与轴圈、座圈接触位置, 位于滚子表面。

3) 在轴承运转过程中, 随着滚动体的运动最大应力值和最大应力位置都发生变化, 接触应力, 应力水平从大到小依次是滚动体、轴圈、座圈和保持架。

4) 在仿真基础上, 分析了轴承等效应力的变化特点。运用该方法可以较准确地为正常运行的轴承提供一些数据参考, 同时在此基础上可进一步作轴承的故障分析, 为轴承安全运行提供更加可靠的数据与理论。

参考文献

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[2]张乐乐, 谭南林, 樊莉.滚动轴承故障的显式动力学仿真与分析[J].上海交通大学学报, 2007:1506-1509.

[3]马士垚, 张进国.滚动轴承接触问题的有限元分析[J].机械设计与制造, 2010.

[4]樊莉.机车滚动轴承运动和故障状态仿真与试验研究[D].北京:北京交通大学, 2006:5-30.

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[7]李国超, 彭炜, 李勇才, 等.滚动轴承外圈故障的显式有限元动态仿真分析[J].中国机械工程, 2012, 23 (23) :2825-2829.

[8]高春良, 王成栋, 苗强.滚动轴承动力学仿真与分析[J].机械设计与制造, 2011:193-195.

[9]黄乾贵, 邓四二, 腾弘飞.滚动轴承系统仿真技术的现状及发展[J].轴承, 2002 (4) :34-37.

[10]高红斌.基于有限元法的滚动轴承结构和模态分析与研究[J].机械工程与自动化, 2007 (4) :90-92.

ansys分析的一些心得 第5篇

线段中点的建立：Modling>Creat>Keypoints>Fill between kps 还不会环形阵列。

所谓杆系结构指的是长度远远大于其他方向尺寸（10：1）的构件组成的结构，如连续梁，桁架，钢架等。静力学分析的结果包括结构的位移，应变，应力和反作用力等，一般是使用POST1处理（普通后处理器）和查看这些结果。干系结构的静力学分析—平面桁架的建模，用NODE（节点），ELEMENT(元素)创建。复杂体积的建模一般用KPS(关键点)，LINE（Straight line—直线），再生成面，再生成体。8 如果输入的数据单位是国际单位制单位，则输出的数据单位也是国际制单位。9 创建正六边形：Creat>Areas>Polygon>Hexagon.指定中心和半径。10 由面沿线挤出体：Modling>Operate>Extrude>Areas>Along Lines.11 Ansys中没有Undo命令.需及时保存数据库文件.12 Def Shape Only:只显示变形图.Def + Undeformed:显示未变形的图.Def + Udef egde:显示未变形的图形的边界.13 用等高线显示：Plot Results>Contour Plot>Nodal Solu.14 模态分析用于分析结构的振动特性，即确定结构的固有频率和振型，它也是谐响应分析，瞬态动力学分析以及谱分析等其他动力学分析的基础。Ansys的模态分析是线型分析。任何非线型分析，例如，塑性，接触单元等，即使被定义了也将被忽略。平面桁架：Beam(2D elastic 3)厚壁圆筒：Solid(8 node 13)>Options(K3—Plane strain)17 一般材料的弹性模量（EX）：2e11.泊松比(PRXY)：0.3.密度：7800 18 做完静力学分析后，再做模态分析时，要再次求解，同时预应力效果也应该打开（PSTRES,on）.可以在命令行中输入：pstres,on 也可以用菜单路径：Solution>Analysis Type>Analysis Options.19 弹簧阻尼器单元：Combination-Spring damper 14.20 接触问题属于状态非线性问题，是一种高度非线性行为，需要较多的计算资源。接触问题有两个基本类型：刚体-柔体的接触，柔体-柔体的接触（许多金属成型的接触问题）。在刚体-柔体的接触问题中，有的接触面与它接触的变形体相比，有较大的刚度而被当做刚体。而柔体-柔体的接触，是一种更普遍的类型，此时两个接触体具有近似的刚度，都为变形体。Ansys的接触方式： 点-点接触：过盈装配问题是用点点接触单元模拟面面接触的典型例子。点-面接触：不必预先知道准确的接触位置，接触面之间也不需要保持一致的网格，并且允许有较大的变形和相对滑动。典型实例：模拟插头插入插座里。3 面-面接触：刚性面作为目标面，柔性面作为接触面。打开自动时间步长：Solution>Load Step Opts>Time Frequenc>Time And Substps.23 屈曲分析是一种用于确定结构开始变得不稳定时的临界载荷和屈曲模态形状分析的技术。打开预应力效果：Solution> Analysis Type>Analysis Options.在弹出的对话框中的sstif pstres下拉列表框中选择Prestress ON.单击OK.25 交叠面：Modling>Opreat>Boolearns>Overlap>Areas.黏结体：：Modling>Opreat>Boolearns>Glue>Volums.27 黏结面：Modling>Opreat>Boolearns>Glue>Areas.28 壳体有厚度：shell63(八节点)，SHELL93(八节点)29（用关键点）直接建模，不需要智能化网格功能 过关键点定义面的命令中，关键点个数最多可以有18个，最少当然是3个 31 为了消除应力集中，可设置倒圆

面相加时的面号排序：如AADD,A1,A2,A3,A4，则最后得到A5号面

命令流支持混合运算，在处理三角函数时，必须化作弧度，三角函数符号用小写 29 建实体模型时，一定要用关键点，再连线，到面，到体。只用单元模拟时用节点 30 “C***”表示该行的内容是一个注释行，感叹号“!”也是注释行的标志 31 ANSYS中的数据“0”是可以省略的

为了减少分析的总自由度数，可以利用主自由度（Master）概念。这里“M,3,UY,5”就是利用主自由度定义命令，将第3个节点到第5个节点的Y方向的自由度UY设置为主自由度，这样在计算中，只有这些位移自由度才被计算和处理 33 ANSYS提供一百多种单元

ANSYS中的单元都有类型名称和编号组成，编号是该单元在ANSYS中惟一的总编号。这里的单元名称也可以只用编号，但是一般为了便于记忆和别人阅读，尽可能使用类型＋编号的名称，如“LINK1”，“BEAM3”等等

这是正常的，有限元在计算频率时，一般总是偏大的。所以在高阶模态分析，单元的网格应该更密一些

ANSYS中使用最多的实体单元是Solid45，它有8个结点，每个结点有3个线位移 37 建模时可以对集合尺寸进行赋值

做柔性体一定要定义密度，否则不能做出。即使能画网格，也得定义密度，才能做柔性体

在前处理模块设置工程选项、分析类型、单元类型和材料参数 22 模态分析

模态分析过程包括建模，施加载荷和求解，扩展模态和查看结果等几个步骤 1 必须定义材料的弹性模量和密度。模态分析的结果包括结构的频率，振型，相应应力和力等。3 模态分析的步骤：

①指定分析类型：Solution>Analysis Type>New Analysis在弹出的对话框中的Type of Analysis选项中选择Modal.②指定分析选项：Solution>Analysis Type>Analysis Options.在弹出的对话框中的No.of modes to extract文本框中输入10（十阶模态）。弹出Block Lanczos method对话框，单击OK.③指定要扩展的模态数：Solution>Load Step Opts Expansionpass>Single Expand Expand Modes在弹出的对话框中的NMODE文本框中输入10（扩展的模态数）。单击OK.④施加约束。⑤求解。

⑥列表固有频率：General Postproc>Results Summary ⑦从结果文件读出结果：General Postproc>Read Results>First Set ⑧用动画观察模型的一阶模态PlotCtrls>Animate>Mode Shape在弹出的对话框

中单击OK.⑨观察其余各阶模态：General Postproc>Read Results>Next Set.4 0阶模态（MODE = 0）是轴对称振动模态，而MODE = 2是它的第2阶振动频率。在0阶模态情况下，需要选择半径方向的自由度作为主自由度。对于MODE=2的情况，半径方向和环向自由度都必须指定为主自由度 23 结构动力学分析（谐响应分析）

谐响应分析主要用于确定线性结构承受随时间按正弦规律变化的载荷时的稳态响应。主要采用缩减发（reduced）,模态叠加法（Mode Superposition）,完全发（Full）。24 单元选择

初学ANSYS的人，通常会被ANSYS所提供的众多纷繁复杂的单元类型弄花了眼，如何选择正确的单元类型，也是新手学习时很头疼的问题。

单元类型的选择，跟你要解决的问题本身密切相关。在选择单元类型前，首先你要对问题本身有非常明确的认识，然后，对于每一种单元类型，每个节点有多少个自由度，它包含哪些特性，能够在哪些条件下使用，在ANSYS的帮助文档中都有非常详细的描述，要结合自己的问题，对照帮助文档里面的单元描述来选择恰当的单元类型。1.该选杆单元（Link）还是梁单元(Beam)？

这个比较容易理解。杆单元只能承受沿着杆件方向的拉力或者压力，杆单元不能承受弯矩，这是杆单元的基本特点。

梁单元则既可以承受拉，压，还可以承受弯矩。如果你的结构中要承受弯矩，肯定不能选杆单元。

对于梁单元，常用的有beam3,beam4,beam188这三种，他们的区别在于：

1)beam3是2D的梁单元，只能解决2维的问题。Beam3是一个具有张紧，压缩和弯曲能力的单向元素。它有三个自由度，分别是x方向和y方向的移动和沿z轴的旋转（UX,UY,ROTZ）。该元素由两个节点，两个横截面，转动惯量，高和材料性能来定义。2)beam4是3D的梁单元，可以解决3维的空间梁问题。3)beam188是3D梁单元，可以根据需要自定义梁的截面形状。2.对于薄壁结构，是选实体单元还是壳单元？

对于薄壁结构，最好是选用shell单元，shell单元可以减少计算量，如果你非要用实体单元，也是可以的，但是这样计算量就大大增加了。而且，如果选实体单元，薄壁结构承受弯矩的时候，如果在厚度方向的单元层数太少，有时候计算结果误差比较大，反而不如shell单元计算准确。

实际工程中常用的shell单元有shell63,shell93。shell63是四节点的shell单元(可以退化为三角形)，shell93是带中间节点的四边形shell单元(可以退化为三角形),shell93单元由于带有中间节点，计算精度比shell63更高，但是由于节点数目比shell63多，计算量会增大。对于一般的问题，选用shell63就足够了。

除了shell63,shell93之外，还有很多其他的shell单元，譬如shell91,shell131，shell163等等，这些单元有的是用于多层铺层材料的，有的是用于结构显示动力学分析的，一般新手很少涉及到。通常情况下，shell63单元就够用了。

3.实体单元的选择。

实体单元类型也比较多，实体单元也是实际工程中使用最多的单元类型。常用的实体单元类型有solid45, solid92,solid185,solid187这几种。

其中把solid45,solid185可以归为第一类，他们都是六面体单元，都可以退化为四面体和棱柱体，单元的主要功能基本相同,(SOLID185还可以用于不可压缩超弹性材料)。Solid92, solid187可以归为第二类，他们都是带中间节点的四面体单元，单元的主要功能基本相同。

实际选用单元类型的时候，到底是选择第一类还是选择第二类呢？也就是到底是选用六面体还是带中间节点的四面体呢？

如果所分析的结构比较简单，可以很方便的全部划分为六面体单元，或者绝大部分是六面体，只含有少量四面体和棱柱体，此时，应该选用第一类单元，也就是选用六面体单元；如果所分析的结构比较复杂，难以划分出六面体，应该选用第二类单元，也就是带中间节点的四面体单元。

新手最容易犯的一个错误就是选用了第一类单元类型(六面体单元)，但是，在划分网格的时候，由于结构比较复杂，六面体划分不出来，单元全部被划分成了四面体，也就是退化的六面体单元，这种情况，计算出来的结果的精度是非常糟糕的，有时候即使你把单元划分的很细，计算精度也很差，这种情况是绝对要避免的。

六面体单元和带中间节点的四面体单元的计算精度都是很高的，他们的区别在于：一个六面体单元只有8个节点，计算规模小，但是复杂的结构很难划分出好的六面体单元，带中间节点的四面体单元恰好相反，不管结构多么复杂，总能轻易地划分出四面体，但是，由于每个单元有10个节点，总节点数比较多，计算量会增大很多。

前面把常用的实体单元类型归为2类了，对于同一类型中的单元，应该选哪一种呢？通常情况下，同一个类型中，各种不同的单元，计算精度几乎没有什么明显的差别。选取的基本原则是优先选用编号高的单元。比如第一类中，应该优先选用solid185。第二类里面应该优先选用solid187。ANSYS的单元类型是在不断发展和改进的，同样功能的单元，编号大的往往意味着在某些方面有优化或者增强。

对于实体单元，总结起来就一句话：复杂的结构用带中间节点的四面体，优选solid187，简单的结构用六面体单元，优选solid185。25 命令书写

/FILNAM,EX3-1定义文件名/TITLE, 定义分析的标题 /UNITS,SI！定义单位制

/PREP7！进入前置处理

ET,1,3！定义元素类型为beam3 6 MP,EX,1,200E9!定义杨氏模量 R,1,3E-4,2.5E-9,0.01！定义实常数 26 当使用单元LINK1时：

创建了节点后，节点用ELEMENT连接，即：E,1,2 27 根据模型的对成型性，计算时只需要一半模型即可。28 PRXY与NUXY的区别：

在材料参数泊松比的定义中可以使用“PRXY”或者“NUXY”，对于各种异性材料它们分别表示最大泊松比和最小泊松比。对于一般的各向同性材料，两者的意义是等价的。29合并重合的关键点：

–Main Menu > Preprocessor > Numbering Ctrls > Merge Items.将Label 设置为 “Keypoints”, 单击 [OK] 30.绘等效应力(von Mises)图.Main Menu: General Postproc-> Plot Results-> Contour Plot-Nodal Solu 1.选择 stress 2.选择 von Mises 3.OK 31.应力动画Utility Menu: PlotCtrls-> Animate-> Deformed Results...1.选择 stress 2.选择 von Mises 3.OK 播放变形动画, 拾取MediaPlayer的 “>” 键。32.Exit.Toolbar: QUIT 1.Save Everything 2.OK 33 做柔性体时，建立刚性区域时，主从节点要分清，不能重复约束自由度（先加了约束，如：D,ALL,UX，后面建立刚性区域时不能再重复约束）34 模型几何形状非常规则时，易于用节点和单元直接建模来实现

如果需要了解其他模态的情况，需要在命令行输入“Set,1,N”来指定选择第N阶模态，然后利用PLDISP命令就可以显示模态了。再执行“ANMODE,10,0.05”就可以生成该模态的动画文件了。需要说明的是，动画生成之前，需要选择哪一阶模态，并使用PLDISP显示静态的模态后，才可以执行动画生成命令ANMODE。

ANSYS动力学分析 第6篇

1 载荷计算

1.1 消防水炮后坐力F1计算

在实际中, 消防水炮安装在工作斗的最前方, 当水炮水平方向喷水时梯所受的载荷最大, 最不利于梯架的稳定。为了分析简化分析, 水炮的喷水点应该设置在工作斗的正前方, 水炮后坐力按厂家推荐取值为250kg, 计算系数取1.1, 则

1.2 冲击载荷F2计算

假设云梯车在救援工作时, 被救的成年人从1米高的位置跳入工作斗中, 重力约为100KG, 初速度为零, 云梯消防车工作斗处的初速度及初位移都为零。从被救人员接触工作斗到完全处于工作斗之中共耗时0.5s。人跳入工作斗时可以看成是自由落体运动:

以及速度公式νt=ν0+at, 可以计算得出被救人员与工作斗接触时的速度约为4.4m/s, 再根据力学公式Ft=m·a, 可以得到当被救援人员刚跳入工作斗时, 工作斗受到的瞬态冲击力约为1860N。

2 建立分析模型

本文运用ANSYS Workbench进行有限元分析, 首先在UG中建立三维模型。由于梯架结构比较复杂, 为了比较精确的分析, 需要对梯架模型进行简化:1) 忽略为了增加梯架结构的加强件;2) 不考虑由于焊接导致材料的变化;3) 把工作斗的自重等效到梯架中, 图中未画出;4) 忽略了各节梯架之间的滑轮、钢丝绳等伸缩机构。

在上述简化的基础上运用UG建模, 忽略圆角、倒角等细节问题, 将建好的梯架模型导入到Workbench中, 进行网格划分。为了保证梯架的强度, 材料采用高强度进口70钢, 具体力学参数为:弹性模量:E=2.06×105MPa, 泊松比μ=0.3, 密度ρ=7.85*103Kg/m 3, 屈服极限σ=700MPa。

3 网格划分

为了提高分析的准确性, 划分网格的大小要合适[2]。由于梯架下弦杆受力相对复杂, 把这一部分的网格设置为10mm, 其他部分设置为100m m, 网格质量标准设置为“Fine”, 其余设置默认。软件运算结束后可以得到685046个节点和357066个单元, 经检验网格质量较好, 可以进行下一步的分析。

4 冲击载荷仿真

在梯架受到瞬态冲击载荷时要求在0.5S内迅速衰减, 此时工作斗所受载荷为980N, 即被救成年人的重力。为了节省仿真分析时间, 将总时间定为5S, 共分为两个时间步, 第一个时间步:被救人员与工作斗接触的时间为0S~0.5S, 梯架所受载荷为1860N;第二个时间步:被救成年人自身重力对梯架的影响, 时间为0.5S~5S, 载荷大小为980N。受力点为梯架的末端位置。

梯架承受的载荷设定完毕后还需要设置响应的时间步长, 该步长可以根据公式△tinitial=1/ (20fresponse) 来进行设置, 其中, 频率frespons为所关心的最高阶模态响应频率, 根据梯架的模态分析得到最高阶频率为2.37Hz;设置时间步长为0.02s。阻尼对瞬态动力学分析的影响也很大, 确定阻尼时, 可以使用α阻尼和β阻尼, 但通常我们会忽略粘性阻尼 (即α阻尼) , 只留下因滞后而造成的β阻尼或单元阻尼, β阻尼的确定可以使用下面的公式:

其中, ξ为阻尼比, ω为主要响应频率 (rad/sec) 。

通过查询相关文献中对云梯消防车臂架结构的试验而得到的ξ值和ω值, 可以计算出β阻尼值的大小为0.0277, 图1是梯架结构应力云图。

5 仿真结果分析

梯架在冲击载荷的作用下速度幅值、位移、应力都呈周期性变化, 但速度幅值、位移、应力的大小在第二周期开始小幅度的衰减, 这是因为仿真时设置的阻尼值较小和设置了较长的时间步长。时间步长为两个时间点的时间增量, 它可以影响计算求解的精确度。但时间步长越小, 仿真计算的时间则越长, 为了提高分析效率, 在本文的分析中, 只设定了0.02s的时间步长。如果要增加求解精度, 可以通过减小时间步长大小的方法再次进行分析。, 梯架受到冲击载荷作用时的最大应力约为84.7MPa, 最大变形为311.5m m;无载荷作用时梯架最大应力为63.1MPa, 最大变形值为232.7m m。应力值提高了25.5%, 变形量增加了25.3%。根据图1可知, 梯架受到冲击载荷作用时最大应力发生在第一节梯架梯弦下部, 与静力学分析相同。

根据上述分析, 梯架受到冲击载荷时, 其力学性能会发生变化, 云梯车在实际的作业中可能受到的压力更大、时间更短、情况更复杂的冲击载荷的作用, 危险发生的概率更大。因此, 在云梯消防车的设计过程中, 要设置减振原件或系统, 提高各节臂架接触位置的强度和刚度, 避免应力集中出现发生危险。

参考文献

[1]唐山青.伸缩云梯消防车臂架结构强度有限元分析与动力学仿真.[硕士论文].湘潭大学, 2009.

平衡梁结构的ANSYS力学分析 第7篇

平衡梁作为门座起重机中连接水泥配重与小拉杆的结构件, 在整个变幅过程中, 不断承受水泥重量及自身重量产生的变载荷, 所以平衡梁与上转柱铰点 (以下简称下铰点) 附近容易发生疲劳磨损, 但对于平衡梁实际受力情况一般只简单地分为最大幅度、最小幅度与中间幅度3个位置进行计算, 没有考虑平衡梁在整个变幅过程中的应力变化情况, 所以无法控制平衡梁在实际工作情况中的应力水平。本文对平衡梁分别进行了相应的静力学与瞬态动力学分析, 分析结果对工程实际应用具有一定意义。

1 平衡梁静力学分析

平衡梁结构如图1所示。

1.1 建立平衡梁有限元模型

利用有限元分析软件ANSYS对平衡梁进行建模, 采用shell63单元, 并对相应实常数进行设置:弹性模量E=210 GPa, 泊松比μ=0.3, 密度ρ=7.85103 kg/m3。结构有限元模型如图2。

1.2 施加载荷

该模型中所施加的载荷:活配重的重量28 t, 所施加的边界条件:下铰点释放沿Z轴转动的自由度, 平衡梁与小拉杆铰点施加沿着小拉杆方向的位移约束。考虑结构简化及焊缝重量影响等因素, 重力加速度取为g=10.5 m/s2。

1.3 计算结果

仿真计算结果如图3~图6所示。平衡梁最大Y向位移发生在平衡梁左端, 根据《起重机设计规范GB3811-2008》, 将平衡梁左端按悬臂端考虑, 挠度需符合f

2 平衡梁瞬态动力学计算

由于门座起重机在变幅过程中受主臂架的约束造成自身变角速度 (图7) 摆动, 承受水平配重及自身重量产生变载荷, 因此有必要对平衡梁在各幅度状态进行瞬态动力学分析。将门座机整个变幅过程分为若干段, 利用ANSYS的APDL语言编写瞬态动力学分析命令。

主要部分命令如下:

分析结果如图8、图9所示。

由瞬态动力分析结果可知, 平衡梁在摆动过程中的强度在靠近最小幅度、中间幅度及最大幅度处出现最大值为112.5 MPa, 与静力学分析的108.2 MPa的位置接近;因此两种计算方法是正确的。

3 结语

本文通过对平衡梁的静力学和动力学分析, 得出了该结构形式的平衡梁的强度、刚度和动力性能, 为平衡梁结构的合理设计提供了更为准确的理论依据。

摘要：通常对于门座起重机的平衡梁系统的结构计算, 只是简单地分为最大幅度、最小幅度与中间幅度, 却没有仔细考虑在变幅过程中平衡梁不匀速摆动所带来的影响。文中应用ANSYS静力学与瞬态动力学, 对平衡梁进行有限元结构计算, 并提出了合理的结构改进建议。

关键词：平衡梁,ANSYS,动力学

参考文献

[1]孙枫.港口起重机设计规范[M].北京:人民交通出版社, 2007.

斜拉桥Ansys结构动力特性分析 第8篇

关键词：Ansys,动力分析,模态分析,耦合

斜拉桥的原始模型自古就有, 斜拉桥是多次超静定结构体系, 受力均匀, 造价经济合理等, 近年来在国内外桥梁建设中, 斜拉桥是大跨径桥梁最流行的桥型之一, 斜拉桥在风致激励、动载激励和地震激励等的结构动力响应分析得到了越来越多的关注和研究。我国斜拉桥的主梁形式有:混凝土箱式、板式、边箱中板式;钢梁以正交异性极钢箱为主, 也有边箱中板式。现在已建成的斜拉桥有独塔、双塔和三塔式。以钢筋混凝土塔为主。塔型有H形、倒Y形、A形、钻石形等。应用Ansys软件在考虑几何非线性的情况下, 对斜拉桥上部结构进行静力与动力分析, 从中得出一些有价值的结论。

1 工程概况

该斜拉桥为三跨全飘浮体系 (174m+348m+174m) 倒Y塔型双索面板式梁斜拉桥。大桥设计安全等级为, 桥梁设计基准期为100年, 设计车速为120km/h, 桥宽为28m, 主塔横梁30m, 塔底横桥向距离20m, 塔底距桥面30m, 下索塔高30m, 中索塔高60m, 上索塔高72m。上部结构为混凝土桥面板组成的梁。每6m设置一道刚性鱼刺横隔梁, 塔柱设置一道横梁。

斜索在主梁上每6m处布置一根, 主塔丛塔顶往下每18m设置一个张拉点, 共4个张拉点。在塔上4个张拉节点上一共张拉117条斜索, 采用半平行钢丝索。

2 建模假设

1) 采用空间鱼刺模型, 所有截面几何特性以及质量集中于桥的主梁上, 横梁只起传递力的作用。

2) 主梁处于全漂状态, 塔底施加全部约束, 桥两端释放纵向约束。

3) 地震载荷作用于桥的横桥向和纵桥向上, 采用瞬态动力分析方法, 采用天津地震波, 但不考虑阻尼地震波。

4) 移动荷载采用单个正弦常力, 即:P=1000*cos (10*t) 。风荷载取为横桥向的全截面作用的常振幅正弦力, 风力垂直于主梁, 最大风压取4000N/m, 即:P=50*sin (1.5*t) , 主梁实际高度为3m。

5) 考虑3种荷载同时作用在有预应力结构上, 有117个载荷子步, 每个载荷子步时间间隔0.1s, 设计时速为120km/h。

3 计算模型

采用大型通用有限元程序Ansys建立了全间有限元分析模型。建模时采用了目前斜拉桥常用的脊梁模式, 把桥面系的刚度 (竖向、横向的刚度, 扭转刚度) 和质量 (平动质量和转动惯量) 都在主梁中间节点上, 节点和斜拉索之间采用刚臂。主梁、索塔和横梁都采用三维梁单元BEAM4模, 斜拉索采用空间索单元LINK10模拟, 耦合塔、梁重合节点横向自由度。各单元的几何截性依据实际构件截面尺寸而定。三维有限元模型如图1所示。

4 建模及求解分析

根据模型的实际尺寸和材料属性定义不同的单元类型和分析类型, 创建节点和单元, 耦合节点并且施加边界条件。

4.1 成桥状态的静力分析

打开预应力和集中质量设置开关, 是使计算结果用于后面的动力分析, 求解得到桥梁结构的最大位移是0.053402m, 矢量图如图2所示。

4.2 成桥状态下的模态分析

启动LANB求解器, 设置提取模态数为20阶, 扩展前10阶, 打开预应力和集中质量设置开关, 输入开始频率为0, 结束频率为100, 开始求解及分析结果。可以提取结构的前十阶的自振频率, 见表1。

提取结构前四阶矢量振型图分析结构的变形情况, 如图3所示。

第一阶振型图可以看出主梁主要是横向弯曲, 第二阶振型图可以看出全桥主要是发生了纵向平移。第三、四阶振型图可以看出桥面主要是在水平面内的弯曲。一般情况下纵向平移发生在第一阶, 所以这里桥梁的横向弯曲刚度不够, 桥梁的横向刚度有待加强。

4.3 结构的激励耦合分析

恢复成桥静力计算结果, 给桥梁施加车辆激励、风载激励和地震激励求解计算桥梁的位移变形情况。打开时间历程处理器, 分析变量与时间的变化规律。如图4～7所示。

Hz

从图4中可以看出跨中主梁节点在时间3.75s处的最大位移绝对值为0.4123m, 图5中跨中主梁节点在时间2.5～3.75s之间的最大位移绝对值, 而图6可以看出跨中节点在Z轴的最大位移绝对值在0.75～0.875m之间, 总体来说跨中主梁的节点最大位移绝对值在0.8～0.9m之间。

5 结语

使用Ansys软件对斜拉桥的静力与动力响应分析, 通过求出的计算结果得到了桥梁结构的自振频率和桥梁跨中节点位移与时间的变化图, 通过结构的静力分析找出了结构的横向刚度的不足, 而通过结构的动力响应分析找出了斜拉桥跨中节点位移与时间的变化规律, 并且找出了在整个加载过程中跨中节点在X、Y与Z轴的最大绝对位移, 通过这些分析图表与数据可以对桥梁的抗震能力、抗风载能力和抗车辆移动载能力作出更好的评估。而且利用桥梁的自振频率与荷载产生的振动频率进行比较, 避免当荷载产生的振动频率与斜拉桥的固有频率相等时发生共振。

参考文献

[1]王平明, 梅葵花, 王蒂.结构设计原理[M].北京:人民交通出版社, 2006.

[2]李围.ANSYS土木工程应用实例[M].北京:中国水利水电出版社, 2007.

[3]范立础.桥梁抗震[M].上海:同济大学出版社, 1997.

[4]JTG D60—2004, 公路桥涵设计通用规范[S].

ANSYS动力学分析 第9篇

滚筒式玉米青贮机是玉米收获和饲料收获的重要机械,其切碎装置是玉米青贮机的核心工作部件,而动刀片则是其关键零件。刀片的质量和寿命直接影响到切碎性能和生产率,受工作环境、制造工艺和设计参数等方面因素的影响,在切割青贮玉米的过程中刀片受力情况复杂,刀片极易磨损,导致切割性能变差,生产效率降低。因此,深入研究分析动刀片的受力及磨损规律,对改善玉米青贮机的工作性能、提高生产效率和增加使用者的经济效益具有十分重要的意义[1]。

1 刀片的动力学分析

1.1 假设条件

1) 秸秆切段的运动按绝对抛扔运动分析,不考虑气流的影响。

2) 秸秆切段的重力忽略不计。

3) 秸秆喂入速度相对较低,忽略不计[2]。

1.2 动力学计算方程

当动刀以角速度ω回转时,秸秆质点M的受力如图1所示。建立秸秆沿刀片运动的微分方程式为

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将ρsinβ=d、ρcosβ=S代入得

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式中 d刀片偏心圆半径;

ρ秸秆沿刀片运动时的瞬间回转半径;

f摩擦因数;

S秸秆沿刀片运动的距离;

β质点径向方向与刀片的夹角。

令undefined,则有

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式中 S1秸秆切段沿刀片运动的起始距离。

2 动刀片的有限元分析

2.1 切割秸秆的运动过程及有限元分析方法的选择

动刀片与定刀片组成切割副切割秸秆时,动刀刃口处于刀具的前端,作业时刃口切向秸秆。从二者接触开始即向作物施加压力,并逐渐加大到等于秸秆破裂强度极限的应力时才切入秸秆内,保持这一大小直到切断;在脱离接触后,压力突然消失,秸秆也同时对刃口施加反作用力,周而复始,所以宜用非线性法对动刀片进行有限元分析[3]。

2.2 有限元的建模

动刀片在切割器滚筒上均匀分布(见图2所示),故对动刀片进行有限元分析计算时,可只取出一个动刀片进行分析[4]。

运用ANSYS自带的前处理模块可以对动刀片进行三维建模,也可以用PRO/E等三维建模软件建立模型导入到ANSYS中。本文选择ANSYS自带的前处理模块进行三维建模。

2.3 网格的划分和约束条件

动刀片结构不复杂,受力主要集中在刃口上。为了提高精度,计算采用有中间结点的三维20节点单元(20node95),刃口局部区域网格加密(见图3所示)。

约束条件:动刀片用螺栓紧固在滚筒上,刚度很大,所以动刀片螺栓孔为全约束,刀面受到垂直于它的约束。

2.4 动刀片载荷及应力计算的结果和分析

动刀采用Mn65钢制造,材料属性如下:弹性模量为21011Pa,泊松比为0.3,密度为7.8103kg/m3,旋转速度为1885r/min。

动刀切割秸秆时,刃口受到的载荷可分解为垂直于刃口的正压力和沿着刃口的滑切力。

图4为计算得出的动刀片应力分布云图和在载荷作用下的变形。受正压力和滑切力的作用(由图4所示),刀片应力主要集中于刃口上(图中颜色越浅的区域应力值越大),特别是刀刃的两端,应力的集中使得刀刃两端受力急剧增加,整个刃口部分均发生卷刃,刀刃两端变形最大。

图5为计算出的刃口切割应力和剪切应力曲线,其中深色为切割应力曲线,浅色为剪切应力曲线。由图5可见,刃口的切割应力在刀片两端变化显著,在中间部分比较平缓,剪切应力较小,只在刀片两端有小的突变。

由以上分析并结合动刀片磨损曲线(如图6所示)可以得出结论[5]:在生产的初级阶段,刀片的磨损量近乎线形增加,由于刃口硬度低、刃面夹角过小、刀片过薄或强度不够,刀片在连续切割过程中有卷刃现象;刀片刃口与刃面受到秸秆及其中杂质的磨损,形成磨粒磨损,与刀片的硬度相比,秸秆的硬度要小得多,这种较软的秸秆不能使刃口塑性变形和崩刃,但在无数次冲击下对刃口不断进行搓擦,形成研磨抛光,把卷曲的刃口逐渐磨掉,使刃口变钝,磨损到一定程度后达到材料正常磨损阶段,磨损速率明显下降,变化趋于平稳,这也是刀片刃口主要的失效形式[6]。由于刀片两端应力非常集中,刀片刃口发生周期性弹性变形,在连续工作过程中最容易发生崩刃缺口现象。综上可知,动刀片在切割过程中,刃口变钝和崩刃是主要的失效和破坏形式[7]。

3 动刀片失效的预防措施

通过对动刀片的有限元分析,可以看到应力集中分布加剧了刃口的卷曲变形,刀片两端的最大变形说明动刀两端为最易发生破坏的部位。现就提高动刀片的使用寿命,提出以下几点建议[8]。

1) 改善刀片的受力情况[9]。

由于刀片的受力很不均匀,应合理选择切碎器的参数,在满足推挤角适当的情况下选择大的滑切角,使得刀片尽可能均匀受力,减少刀片两端的磨损。

2) 提高刀片的表面硬度,改善热处理工艺。

提高刀片的硬度是降低刀片磨损的主要方法,但硬度高到一定程度后,刀片刃口会因为太脆而崩刃,所以在保证刀刃有足够硬度的前提下,还必须有一定的韧性,这就需要合理选择强度和韧性。在不同的工况下,会产生不同的磨损方式,故在选材和处理工艺时必须根据特定的工作环境选择特定的材料和处理工艺。

3) 保持刀刃锐利度[9]。

利用刀片工作过程中的磨料作用,加上刀片上下刃面的硬度差,自动对刃口修磨,尽量保持刀片的锐利度,使刀片保持较长时间的切割性能。

参考文献

[1]李冰,王顺喜,杨炳南.青饲切碎机动刀片受力对比分析[J].农业机械学报,2005(4):49-52.

[2]贾洪雷,马成林.曲面直刃刀切碎与抛送变量的研究[J].农业机械学报,2002(5):41-43.

[3]任重.ANSYS实用分析教程[M].北京:北京大学出版社,2003.

[4]龚曙光.ANSYS工程应用实例解析[M].北京:机械工业出版社,2003.

[5]孟海波,韩鲁佳,刘向阳,等.秸秆揉切机用刀片磨损的研究[J].农业机械学报,2003(5):61-64.

[6]Shin,DJ Lee,WS Na,SY.Dynamic load estimation in silage harvesting[J].Transactions of the ASAE,2005,48(4):1311-1320.

[71]贾洪雷,王增辉,马成林.玉米秸秆切碎抛送装置的试验研究[J].农业机械学报,2003(6):96-99.

[8]陈菊芬,王顺喜.青饲切碎机动刀片刃口的受力分析[J].农机化研究,2004(6):51-54.

ANSYS动力学分析 第10篇

细长轴 (长度与直径的比大于20的轴) 在车削加工中, 由于工件的长径比较大, 零件的刚性较差, 极易引起轴的弯曲变形和加工振动。因此, 控制细长轴车削时产生的振动是提高细长轴加工质量的关键。本文用有限元方法分别对单刀车削、双刀车削细长轴时的振动进行瞬态动力学分析, 通过对振动振型图的分析, 得出双刀车削对细长轴的振幅最大程度给予了补偿, 振动明显减小, 改善了细长轴的加工质量。

1 瞬态动力学基本理论分析

在分析结构动力学时, 瞬态动力学分析一般用作确定承受任何随时间变化的载荷结构的动力学响应的一种方法。可将其用来确定载荷结构在稳态、瞬态和简谐的任意组合作用下随时间变化的应力、应变、位移及力。

瞬态动力学分析运动方程:

式中:[K]———刚度矩阵;[C]———阻尼矩阵;[M]———质量矩阵;{u}———节点位移向量;———节点速度向量;{ü}———节点加速度向量。

在任意时间t内, 上述方程可看作是一系列考虑惯性力 ([M]{ü}) 和阻尼力的静力学方程。利用有限元分析软件ANSYS程序中的Newmark时间积分法在离散的各个时间点上求解这些方程, 由此就能得到细长轴车削加工产生振动过程中的动态特性。

2 细长轴车削力学模型

本节为了预防细长轴车削时因顶尖支反力的不均匀变化而造成的剧烈振动, 因此在模型右端采用弹性顶尖, 这样就相当于施加一个恒定的支反力。该模型将三爪卡盘简化为固定端限制全部自由度, 弹性顶尖简化为铰支端限制方向自由度, 从而建立细长轴车削时的受力简图, 如图1所示。图中:F1、F2为主切削力;F3、F4为轴向力;F5、F6为径向力;M为细长轴受到的扭矩。在以上约束条件下, 细长轴工件将出现纵向、径向以及扭转振动。假定细长轴的材料是理想弹性体, 并且满足以下三个条件: (1) 各向同性; (2) 质量均匀分布; (3) 满足虎克定律条件。

3 细长轴车削瞬态动力学分析

利用ANSYS软件对细长轴在车削加工过程中进行瞬态动力学分析, 本节通过对振型的分析得出较好的车削方案, 即采用对称式双刀车削来限制最大振幅。对比单刀车削细长轴的振型情况, 我们可以得到细长轴双刀车削能够有效地减小振幅, 提高细长轴加工质量。

图2为细长轴车削有限元模型, 由于细长轴在加工过程中受到来自不同方向的外力, 并且细长轴的横截面是圆, 因此采用ANSYS软件中的Beam188单元。

细长轴切削过程有轴向、径向、切向三种振动振型曲线。由于高阶振型对细长轴振动的影响很小, 因此本文只列出细长轴车削的一阶振型图, 如图3中所示:d表示轴上各点到三爪卡盘的距离;e表示细长轴上不同位置的振动幅值的大小。由细长轴单刀车削时的一阶阵型图可以看出:细长轴在车削过程中的最大振动幅值出现在细长轴的1/4和3/4处, 并且两极值的间距离大约是细长轴总长的1/2, 径向振动对细长轴车削影响最大, 这与实际经验符合。由此, 建立对称式双刀车削细长轴的模型, 抵消径向力。用此模型再次对细长轴车削进行瞬态动力学分析, 得出如图4所示的振型图。

由双刀车削细长轴的一阶阵型图可以看出:细长轴在车削过程中的径向振动幅值大幅度减小, 仍然有峰值的存在, 这是由于双刀车削可以抵消径向力, 增加细长轴的固有频率。还可看出, 细长轴车削轴向振动的幅值有所增加, 说明细长轴车削过程中轴向振动和径向振动是两个独立的过程。由于轴向振动对细长轴的加工精度影响微小, 因此可以忽略其影响。

4 结论

本文通过对细长轴双刀车削以及单刀车削过程中进行瞬态动力学分析, 得出轴在加工过程中自身的固有频率是随时在变化的, 并且在车削至轴的中部时达到峰值。采用双刀车削的方法后, 细长轴的刚度大大增加, 震动明显减小, 提高了细长轴的加工精度。并证实了轴的轴向振动与径向振动是两个相互独立的过程, 可以运用小的进给速度来进一步的消除轴向振动的影响。因此, 双刀车削细长轴具有振动补偿作用, 可以大幅度的提高细长轴的加工质量。

参考文献

[1]徐增豪, 胡克廷.双主轴双刀架车削中心的研制.机械制造, 2005 (11) :19-21.

[2]张明强, 邢恩辉.减缓细长轴车削加工时振动的方法.佳木斯大学学报, 2007 (02) :169-171.

[3]邓志平.机械制造技术基础[M].成都:西南交通大学出版社, 2008.

[4]丁毓峰.12.0ANSYS有限元分析完全手册[M].北京:电子工业出版社, 2011.