UG有限元范文

UG有限元范文（精选3篇）

UG有限元 第1篇

矩形花键主要应用于机床、工程机械、矿山机械、起重机械等行业中, 是目前我国机械制造工业应用最广泛的花键。矩形花键主要用于齿轮箱、离合器、传动轴等机械传动装置机构中传递动力。花键联接传动具有触面积大、承载能力高、定心性能和导向性能好、键槽浅、应力集中小、对轴和毂的强度削弱小、结构紧凑等优点, 常应用于传递较大转矩和定心精度要求高的静联接和动联接, 因此, 对矩形花键进行有限元分析至关重要。

2 矩形花键的建模

启动UGNX6.0, 新建文件, 名称为DN100-10的文件, 单位为mm;选择【应用】【建模】, 进入UG建模界面;选择【圆柱】:直径38mm, 高度5mm;选择【草图】, 绘制图1, 拉伸;再建一直径为50mm、高度为5mm的圆柱与图2模型求差。

3 有限元分析

设置求解器为NX NASTRAN DESIGN。分析类型为结构分析。结算方案类型为线性静力学-单约束。

3.1 材料属性

矩形花键的材料在材料库中选择金属Steel, 当选择Steel后, 在UG中材料默认属性包括材料类型为各向同性, 材料质量密度为7.82910-6kgmm-3, 比热为4.34108mJ/kgK, 杨氏模量为206940000MPa, 泊松比为0.3。

3.2 施加载荷

设置此花键只受纯转矩载荷。载荷施加在花键小径和大径的齿面上。

施加约束为固定约束, 在花键的外部整个圆面上施加。和大径的齿面上。

施加约束为固定约束, 在花键的外部整个圆面上施加。

施加载荷类型为扭矩, 转矩T=50Nmm, 如图3。

3.3 网格划分

网格划分目的是将结构离散化成连续的3D四面体网格。UG6.0采用的是在实体上创建4节点或10节点的四面体单元网格, 这里定义单元类型为4节点, 单元大小为0.5mm, 划分成单元数为167967, 节点数为36060, 网格划分后如图4。

3.4 求解

结算方案采取迭代结算法。整个模型分析可信度为97.337%。应力分布云图如图5, 从图中可看出, 对于只受扭矩而无轴向力的花键, 最大应力发生在齿根处。

4 结语

(1) 应用UG软件对矩形花键建模后, 在同一软件中

(2) 有限元分析表明, 花键在只受扭矩而无轴向力时, 花键应力状态水平较低, 高应力区主要集中在键槽的齿根部。

(3) 采用有限元分析方法与传统方法相比, 提高了分析精度, 为进一步改进花键以及与其相配合零件的改进和应力分析提供了理论依据。

摘要：介绍了利用UGNX6.0对矩形花键进行建模, 并在同一软件中对矩形花键进行有限元分析, 详细介绍有限元分析的步骤, 并得出矩形花键的最大应力发生在齿根处, 与理论分析相一致。为其他零件分析提供了依据, 大大降低了设计时间及成本。

关键词：UG,矩形花键,有限元分析

参考文献

[1]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2008:251-253.

UG有限元 第2篇

1。3轴CNC工作原理、常用G、M、S、F码的讲解(CD1)2。模块通用选顶、加工坐标、刀具库的运用(CD1)3。操作导航工具、通用知识(CD1)4.1。平面铣(CD2)4.2。平面铣平面补充内容(CD3)5。型腔铣(CD4)6。等高陡角(CD5)7。固定轴曲面铣(CD6)8.1。铜公加工思路大全 1。两刀标准加工 2。ug培训三刀标准加工(1.2)(CD7)8.2。铜公加工思路大全 2。三刀标准加工(3)3。骨位加工(2_3 2_4)(CD8)8.3。铜公加工思路大全 3。骨位加工(2_5 3.0 3.1)(CD9)8.4。铜公加工思路大全 3。骨位加工(2_6)5。立体铜公(CD10)8.5。铜公加工思路大全 4。一般铜公(V3.2 V3.3 V1)铜公UG3D图(CD11)8.6。铜公加工思路大全 4。一般铜公(V2 V3 V4 V5 铜公加工案例1)(CD12)8.7。铜公加工思路大全 4。一般铜公(铜公加工案例2 铜公加工案例3 铜公UG3D图)(CD13)8.7。铜公加工思路大全 6。多个铜公加工思路(CD14)9。刀轨、文本、等高技巧(CD15)10。固定轴曲面铣（清根切削、曲面区域驱动）(CD15)11。程式模拟、过切检查、编辑刀轨、刀轨变换(CD15)12。高速加工概念与应用(CD5)13。特别加工工艺(CD16)

14。加工模块自由定义、刀具库运用(CD5)15。线切割程式制作(CD5)16。常用打孔程式制作(CD5)17。进退刀特殊处理、刀具补正方法(CD5)18。后处理编辑与修剪(CD16)19.1。公模、母模、斜销、入子、滑块、程式注意事项电极加工 F1(1.范1_后模加工1.avi 行位加工.avi)(CD17)19.2。公模、母模、斜销、入子、滑块、程式注意事项电极加工 F1(2.范1_后模加工2.avi)F2(前模加工).avi(CD18)19.3。公模、母模、斜销、入子、滑块、程式注意事项电极加工 F3(案例V1_1.avi 案例V1_2.avi 案例V2_1.avi)(CD19)19.4。公模、母模、斜销、入子、滑块、程式注意事项电极加工 F3(案例V2_2.avi 案例V2_3.avi 案例V2_4.avi)(CD20)19.5。公模、母模、斜销、入子、滑块、程式注意事项电极加工 F3(案例V2_5.avi 案例V3_1.avi 案例V3_2.avi)3..铜公火花位计算分析.avi 加工前分析平面直面.avi(CD21)19.5。公模、母模、斜销、入子、滑块、程式注意事项电极加工 F3(案例V4_1.avi 案例V4_2.avi 案例V4_3.avi)(CD22)20。编程常用建模指令(CD23)21。IPW使用、角度技巧、平面铣技巧、(CD24)22.1。等高清角大全(1.2.3.4.5.6.7.8.9.10.11)(CD24)22.2。等高清角大全(12.13.14)(CD25)23。二次开发工具使用(CD16)24。常见问题(CD24)25。烂面修补(CD25)26.1。简易工程图(基础命令操作(各式工艺图出法 1.2.3.4)(CD26)26.2。简易工程图(各式工艺图出法 5.6.7.8.31)(CD27)27。简易装配(CD27)本文来自：http:// 郑州四方模具学校给你解答：这也是部分家长所担心的。但是作为学历和年龄问题，你担心是应该的，但是在学习方面还是在于学校的培养，和学校的课程和时间的安排。

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基于UG的减振弹簧有限元分析 第3篇

热熔断体鼓簧振动筛是用来实现鼓簧能自动装配于热熔断外壳内的一台重要设备, 振动筛减振弹簧的主要作用是支撑振动筛机体, 使机体实现所需要的振动, 并保证鼓簧在振动电机激振力的作用下, 通过振动筛筛孔均匀、准确地落入热熔断体铝合金壳内。同时, 减振弹簧还起着减小振动电机传给基础或结构架动载荷的作用。振动筛工作时, 减振弹簧的刚度、质量、自由高度和自振频率等参数均会影响振动筛筛网的振幅、效率及振动轨迹, 从而直接影响热熔断体鼓簧安装的效果和效率。因此弹簧的强度、刚度和共振等特性已成为专业人员研究的重点［2-5］。文章根据减振弹簧实际工况进行弹簧理论设计计算, 采用UG软件对弹簧建模并对减振弹簧进行刚度、疲劳强度、静强度和共振有限元分析与研究, 以期对减振弹簧各项理论计算值进行校验, 获得最优解, 减少设计误差。

1 弹簧基本参数确定与计算

根据减振弹簧工作状况, 螺旋弹簧上端安装振动筛, 下端固定于支架上, 承受交变轴向力, 已知弹簧受到的最小工作载荷F1= 100 N, 最大工作载荷F2= 300 N, 工作行程h为8 mm。振动筛弹簧属于I类负荷弹簧, 受循环载荷作用次数在1 × 106次以上。弹簧两端并紧且磨平, 支承圈数为2 圈。振动电机转速 ω = 105 rad/s。

1) 材料选择

根据振动筛工作情况, 初选弹簧中径D2= 25 mm, 材料选用40Cr, 用UG库材料AISI_STEEL_4340 代替, 该材料切变模量G = 80. 8 × 103N / mm2, 弹性模量E = 193 ×103N / mm2, 泊松比为0. 284, 密度 ρ = 7. 85e－ 006kg / mm3, 抗拉强度 σb= 1 420 MPa, 疲劳强度系数为1 917 MPa, 疲劳强度指数为- 0. 099, 疲劳韧性系数为1. 122, 疲劳韧性指数为- 0. 72。

2) 弹簧参数计算

估取弹簧直径为4 mm, 由文献[1]参照碳素弹簧钢丝抗拉极限强度, 取弹簧丝 σb= 1 420 MPa, 当循环载荷作用次数N = 106时, 则弹簧许用应力 τp= 0. 3σb= 0. 3 × 1 420= 426 MPa

初定旋绕比C和曲度系数K, 根据公式:

查文献[1]取C=6.6, K=1.227。

弹簧丝直径:

式中: C为旋绕比; D2为弹簧中径。根据文献[1]取d =4 mm。

确定旋绕比C:

确定曲度系数K由公式:

式中: C为旋绕比。

由F1, F2求弹簧刚度:

式中: f1为最小工作载荷下的变形量; f2为最大工作载荷下的变形量; F1为最小工作载荷, F2为最大工作载荷。

最小工作载荷下的变形量:

最大工作载荷下的变形量:

式中:F1为最小工作载荷, F2为最大工作载荷;k为弹簧刚度。

压并时变形量Fb取全变形量的65%则:

式中: f2为最大工作载荷下弹簧的变形量。

弹簧有效圈数:

式中: G为材料切变模量; d为弹簧丝直径; f2为最大工作载荷下弹簧的变形量; F2为最大工作载荷; D2为弹簧中径。

按文献[1]取弹簧有效圈数n = 7, 弹簧总圈数。

式中: n为弹簧有效圈数。

压并高度:

式中: n为弹簧有效圈数; d为弹簧丝直径。

弹簧自由高:

式中: Hb为压并高度; Fb为压并时变形量。

按文献[1]取H0=55 mm。

节距p:

式中:H0为弹簧自由高度;d为弹簧丝直径;n为弹簧有效圈数。

3) 验算

a) 稳定性

高径比:

式中: H0为弹簧自由高度; D2为弹簧中径。

b) 疲劳强度

最小切应力:

最大切应力:

式中: F1最小工作载荷; F2最大工作载荷; D2为弹簧中径;K为曲度系数; d为弹簧丝直径。

根据文献[1], 当循环载荷作用次数N = 106时:

式中: σb为弹簧丝抗拉强度。

疲劳安全系数:

式中: τ0为脉动疲劳极限; τmin最小切应力; τmax最大切应力; Sp为许用安全系数, 当弹簧的设计计算及材料数据精确性较高时, 取Sp= 1. 3 ~ 1. 7。

c) 静强度

取脉动疲劳极限:

式中: σb为弹簧丝抗拉强度。

静强度安全系数:

Ss= τs/ τmax= 596. 4 /370. 2 = 1. 61, 满足要求。 ( 20) 式中: τs为脉动疲劳极限; τmax最大切应力。

d) 共振验算

式中: d为弹簧丝直径; n为弹簧有效圈数; D2为弹簧中径。

而强迫机械振动频率为:

式中: ω 为振动电机转速。

2 减振弹簧有限元分析

2. 1 刚度分析

为了确保应力计算的精确性, 采用三维实体单元进行网格化分, 单元类型为CTETRA ( 10) , 单元大小为2 mm, 模型共计26 179 个节点, 13 147 个单元。弹簧工作时, 在上支承圈平面上承受轴向交变载荷, 因此, 在下支承圈平面上施加固定约束, 在上支承圈平面上施加轴向强迫位移。图3 为减振弹簧三维模型, 图4 为减振弹簧的有限元模型。

图5 为本例模型在施加轴向交变载荷所得到的弹簧位移云图, 从图中可知, 此时最大位移为9. 738e+ 000mm;图6 为弹簧在此工况下, 节点所受到的约束反力, 从图6可知, x、y、z向节点最大反作用力Fxmax= - 1. 065e+ 001N, Fymax= 6. 294e+ 001N, Fzmax= - 2. 763e+ 001N, 则弹簧刚度为27. 63 N / mm, 该值与由式 ( 5 ) 计算得到的理论刚度值25 N / mm接近。

2. 2 疲劳强度分析

由于热熔断体鼓簧振动筛在实际生产中, 通常为24 h连续作业的, 所以振动筛的破坏形式主要是减振弹簧的疲劳断裂, 因此对减振弹簧进行疲劳强度分析是有现实意义的。

在UG创建耐久性解算方案中, 应力安全因子的应力准则选取为强度极限; 疲劳安全因子的设计寿命准则确认为无限寿命, 疲劳强度因子Kf取1; 疲劳寿命准则选取Smith_Watson_Topper。在疲劳载荷变化参数设定中, 取缩放函数为完整单位周期, 循环次数取1e6, 缩放因子取1。图7 为弹簧模型在疲劳工况下的强度安全因子云图, 从图7 可以看到, 单元上SSF值最小为1. 069e+ 000, 最大为5. 036e+ 007, 这说明此模型的强度是足够的。图8 为模型在疲劳工况下的疲劳安全因子云图, 从图8 可知, 在弹簧支承圈内则区域单元上的FSF值最小为1. 731e－ 002, 这说明在这些部位弹簧易出现疲劳裂纹或失效; 图9 为模型在疲劳工况下的疲劳寿命云图, 从图9 可以看到, 在弹簧支承圈与有效圈数过渡处寿命最小为1. 000e+ 000, 这表明了在弹簧的这些区域容易发生破坏。

2. 3 静强度分析

图10 为减振弹簧受到交变轴向压力时的Von - Mises应力云图, 由图10 可知, 弹簧的最大应力为4. 206e+ 002MPa, 发生在第一支承圈的内侧。该弹簧材料为40Cr钢, 由GB4537 - 1989 可知其强度极限为1 420MPa , 则安全系数为1. 42 , 可见该弹簧静强度合格。

2. 4 共振分析

热熔断体鼓簧振动机在工作时, 振动源及减振弹簧运行的平稳性对鼓簧筛选的效率具有重要影响, 因此要对弹簧的动态特性 ( 即弹簧自身的固有频率与激励频率) 进行必要的分析与研究。对弹簧进行动力学有限元分析, 可了解弹簧的动态性能, 对设计与计算弹簧具有一定的参考价值。模态分析时, 在弹簧支承圈下平面上约束弹簧的全部刚体位移, 分析并得到弹簧前4 阶固有频率和振型, 表1为模型计算结果, 从表中可知, 模型最大固有频率为1. 432e+ 002Hz, 最小固有频率为6. 008e+ 001Hz, 该值大于振动机强迫机械振动频率16. 7 Hz , 故弹簧不会发生共振。图11 为模态下幅值位移云图, 从表1 及图11 可知, 一阶振动节点x向最大位移为6. 869e+ 000mm, 最大幅值位移为7. 351e+ 000mm, 模型振型主要为横向变形; 二阶振动节点y最小位移为- 6. 867e+ 000mm, z向为- 2. 157e+ 000mm, 最大幅值位移为7. 291e+ 000mm, 模型振型为横向和轴向耦合变形; 三阶振动z向节点最大位移为- 5. 691e+ 000mm, 最大幅值位移为5. 722e+ 000mm, 其振型为轴向变形; 四阶振动x向最小位移为- 6. 564e+ 000mm, 最大为- 3.689e+ 000mm , y向最大位移为5. 210e+ 000mm, y向最小位移为- 5. 420e+ 000mm, z向位移量较小, 幅值位移在6.557e+ 000mm到6. 594e+ 000mm之间波动, 模型振型主要为扭转变形［3］。

3 结论

在理论计算的基础上, 建立减振弹簧模型, 结合理论值对弹簧模型进行有限元分析, 从分析结果得出以下结论:

1) 模型刚度有限元分析结果与理论计算值基本一致;

2) 从对弹簧的疲劳强度分析可知, 理论疲劳安全系数与有限元分析结果基本相等, 模型的强度足够;

3) 弹簧静强度安全系数为1. 42 , 静强度合格;

4) 弹簧最小固有频率大于振动机振动频率, 故弹簧不会发生共振。

摘要：在理论计算的基础上, 采用UG软件建立减振弹簧模型, 结合理论值对弹簧模型进行有限元分析, 从分析结果可知:模型刚度有限元分析结果与理论计算值基本一致;对弹簧的疲劳强度分析可知, 理论疲劳安全系数与有限元分析结果基本相等, 模型的强度足够;弹簧静强度安全系数为1.42, 静强度合格;弹簧最小固有频率大于振动机振动频率, 故弹簧不会发生共振。

关键词：UG,减振弹簧,有限元,刚度,疲劳强度

参考文献

[1]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2008.

[2]李红艳.基于ANSYS的圆柱螺旋弹簧的强度与疲劳寿命分析[J].机械设计与制造, 2010, 10:92-93.

[3]商跃进, 曹茹, 戴蓉.圆柱压缩螺旋弹簧三维静动态有限元分析与寿命预测[J].中国农机化, 2008, 2:75-78.

[4]钟文彬.圆柱螺旋弹簧刚度特性的有限元分析[J].机械, 2011, 38 (12) :21-23.