有限元分析實例ppt課件

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有限元結課匯報 1 基于Workbench的曲柄連桿組動力學分析 2 基于ANSYS剎車盤應力分析 3 輕型貨車普通變截面鋼板彈簧有限元分析 4 基于Workbench對發(fā)動機活塞的溫度場分析 主要成員及工作 1 基于Workbench的曲柄連桿組動力學分析 2 WorkbenchIntroduction Workbench是ANSYS公司提出的協(xié)同仿真環(huán)境 解決企業(yè)產品研發(fā)過程中CAE軟件的異構問題 提供了全新的 項目視圖 ProjectSchematicView 功能 將整個仿真流程更加緊密的組合在一起 通過簡單的拖拽操作即可完成復雜的多物理場分析流程 Workbench所提供的CAD雙向參數鏈接互動 項目數據自動更新機制 全面的參數管理 無縫集成的優(yōu)化設計工具等 是ANSYS在 仿真驅動產品設計 方面達到前所未有的高度 3 動力學分析簡介 4 主要操作 一 建模 二 導入workbench平臺進行前置處理 在CAD三維造型平臺UG上建立模型并裝配 然后另存為ANSYS通用的 IGS格式 1 打開workbench 選擇 Staticstructural ANSYS 靜力結構分析 模塊 Part1Part2Part3 裝配圖 5 2 定義材料為Structuralsteel 結構鋼 3 定義部件的接觸與運動約束 工程數據EngineeringDate里材料屬性設置為結構鋼 彈性模量為2 1E11 泊松比為0 3 密度為7850kg m3 6 4 網格劃分 將簡化后的曲柄連桿CAD三維模型導入Workbench平臺建立StaticStructural靜力學分析模的前處理模塊中進行網格化 采用自動劃分自由網格 單位選擇為 mm t N s mv mA 共劃分了21953個節(jié)點 10856個單元 如圖 7 5 施加載荷 6 運動參數設定 根據曲柄連桿工作情況 綜合第一類自由約束和第三類表面載荷對有限元模型進行載荷定義 載荷施加具體如圖4 大小為0 3MPa 曲柄轉速設置為2 09rad s 8 三 分析結果 1 TotalDeformation 總變形 根據分析報告 總變形的最大值為1 9232mm 在整個運動過程中其分布呈拋物線狀 變形最大且對結構有危險的是曲柄與連桿 連桿與活塞桿連接處 這也是設計中需要校核和加強的地方 9 分析結果 2 Equivalent von Mises Stress 等效應力 根據分析報告 等效應力最大值為65 418MPa 且等效應力在整個運動行程中呈周期性變化 在等效應力云圖中 等效應力主要分布在活塞桿上 因此 曲柄連桿在工作時 其主要承受的應力在與活塞直接相連的桿上 10 分析結果 3 TotalVelocity 總速度 由分析報告可知 曲柄連桿在仿真中運動總速度為最大值為298 99mm s 11 分析結果 4 TotalAcceleration 總加速度 由分析報告可知 曲柄連桿在仿真中運動總加速度為最大值為632 27mm s 12 結論 通過有限元分析軟件workbench仿真 對曲軸進行有限元分析 得到理想的仿真結果 這對于發(fā)動機曲軸的設計與改進 提高發(fā)動機設計水平及提高發(fā)動機整機性能有著重要意義 是既經濟又有效的科學化方法 13 基于ANSYS剎車盤應力分析 14 制動距離有時也用在良好路面條件下 汽車以100km h的初速度制動到停車的最短距離來表示 15 很多轎車的前后輪都采用盤式制動器 16 通風盤式制動器 17 由CATIA建立的剎車盤的模型并取五分之一模型如圖所示 18 將做好的剎車盤模型以part類型保存并導入ANSYS軟件中 并對模型進行前處理網格劃分 19 剎車盤制動時受到摩擦力 夾緊力和固定力的作用 所受力在任何一個時刻都是不同的 所有力的位置和方向周期性變化 大小也隨時叫不斷變化 用ANSYS對剎車盤進行應力分析時 只還原在某個時刻上剎牢盤上的應力分布情況 假定剎車盤不轉動 安裝孔周面施加的所有方向位移均為0 在摩擦表面施加沿著圓周切線方向的摩擦力以及Z軸方向的壓力 摩擦系數假定為0 4 壓力大小為8000N 摩擦力大小為3200N 20 模型分析云圖 21 安裝孔處應力 最大應力都在盤安裝孔外側 并且應力相對集中 除了安裝孔外側 其他位置所受的應力都較小 22 盤周應力 盤周摩擦表面上的機械應力并不明顯 與帽盤接連孔外側的應力相比非常小 只有機械應力作用于盤周不致出現破壞 23 連接位置處應力 可以看出連接處應力并不大 有應力位置只在剎車盤受摩擦力和夾緊力一側 應力大小也隨周期變化 機械應力對連接處沒有過多要求 24 結論 1 除了盤帽安裝孔外側機械應力較大外 其他位背應力均較小 初步設計能滿足結構穩(wěn)定性 2 對于盤周可以彈性分配摩擦表面和風道的厚度 適當增加風道厚度 使其在功能上更偏向滿足散熱性的要求 這樣也可以減少剎車盤重量 3 對于連接處可以適當改變設汁重點 將其放在如何能更好的隔絕從盤周傳導來的熱量上 比如增大連接處傳熱路徑 減小連接處厚度等 25 機械與動力工程學院 輕型貨車普通變截面鋼板彈簧有限元分析 26 1 鋼板彈簧的作用 承載 導向 減振 緩和沖擊 27 國內外研究現狀 鋼板彈簧的垂直方向載荷的計算上常用計算方法 三角形板法 板端接觸法 共同曲率法 假設各彈簧片為一個整體的三角形板 假設力在各片彈簧間的傳遞僅靠各片端來完成 假定各片的彎曲具有共同的曲率 國內 國外 精益設計 強調考慮結構的大變形 準確模擬片間的接觸狀態(tài) 28 鋼板彈簧的設計參數 主要用于貨車和大客車上 普通多片式鋼板彈簧 線性特性 矩形斷面簧片 易制造 應用廣 多用于輕型車 29 鋼板彈簧的設計參數 梯形端部 上卷耳 制造簡單 強度高 制作費用低 30 鋼板彈簧的設計參數 多片 少片 31 多片鋼板彈簧三維模型的建立 鋼板彈簧自由狀態(tài)下的三維模型建立 由已知參數 分別對九片自由簧片進行單獨三維建模 所有簧片均為等截面等寬度簧片 利用Pro E進行參數化建模 32 多片鋼板彈簧有限元模型的建立 網格劃分 使用材料 各向同性的線彈性材料60Si2Mn 硅錳彈簧鋼 彈性模量 210GPa 泊松比 0 26 摩擦系數 0 2 最大許用應力應力 33 多片鋼板彈簧有限元模型的建立 加載及邊界條件的定義 工況一 工況二 施加預負荷 模擬中間夾緊螺栓夾緊各葉片時彈簧的變形 應力響應等 位移載荷大小等于自由狀態(tài)下各片的間隙之和 施加工作負荷 模擬在板簧的特定長度處施加彈簧作用力的情況 數值為銷子對彈簧的工作力 大小為9496 2N 34 計算結果分析 位移分析 位移的最大值 32mm 裝配完成后多片板簧弧高95 5mm 在設計的裝配弧高101 2 6mm范圍內 35 計算結果分析 裝配后應力分析 最大應力 207 468MPa 材料許用應力 1000MPa 36 滿載應力分析 最大應力 203 823MPa 材料許用應力 1000MPa 計算結果分析 37 計算結果分析 滿載應力分析 少片 最大應力 280 68MPa 材料許用應力 1000MPa 38 結論 2 在相同條件以及同樣壽命的前提下 使用少片變截面鋼板彈簧 重量大約比多片彈簧減少50 左右 1 對板簧的結構與尺寸設計的強度方面的校核與有限元分析表明校核的結果符合相關技術要求 39 基于Workbench對發(fā)動機活塞的溫度場分析 40 主要內容 一 利用UG建模 41 改變活塞頂的倒圓角分別為5mm 6mm 3mm 2mm 5mm 3mm 6mm 2mm 42 二 workbench熱分析 1 在工具箱中將穩(wěn)態(tài)熱分析系統(tǒng) Steady StateThermal 直接拖入至工程圖解中 43 2 定義工程數據 EngineeringData 必須定義材料的導熱系數 可以是單一材料的 也可以是多種材料的 根據零件的實際情況而定 導熱系數既可以是各向同性的 也可是各向異性的 既可是常數也可是與溫度有關的數據 添加材料的熱傳導率 活塞的材料為鋁合金 其熱傳導率為226w m 44 3 導入活塞的UG三維立體圖 將之前在UG中畫的活塞圖進行格式轉換 將其另存為IGS的格式 再將其導入Workbench中 進行分析 4 在Workbench界面中選擇 Setup 一 Edit 進入 Mechanical 分析環(huán)境 對活塞進行材料設置 如圖 45 5 對活塞進行網格劃分 選擇 Mesh 一 GenerateMesh 圖形區(qū)顯示程序自動生成的六面體網格模型 如圖 46 6 施加邊界條件 加載標定功率工況下活塞的第三類邊界條件 根據下表對活塞各部分進行施加邊界條件 7 設置需要的結果 選擇 Solution A6 在工具欄中選擇 Thermal 一 Temperature 47 標定功率工況下的活塞溫度場分布圖 5mm 6mm 3mm 2mm 48 結果分析 通過分析不同活塞頂圓角半徑的活塞在兩種工況下的溫度場可知 第一 活塞頂部的溫度是最高的 由上至下活塞的溫度逐漸降低 裙部的溫度最低 活塞的第一環(huán)槽的溫度是比較高的 這就容易造成潤滑油的變質甚至可能有碳化的發(fā)生 使得活塞環(huán)發(fā)生粘結 使環(huán)槽迅速磨損 變形 嚴重時將造成發(fā)動機汽缸套擦傷 甚至拉缸 所以在選取活塞的材料時 要選擇抗熱性好的材料 在選擇冷卻方式時 最好選擇活塞底部噴油的方式 49 第二 在同一工況下 例如在標定功率工況下 當活塞的活塞頂圓角半徑的變化是5mm 6mm 3mm 2mm時 活塞的最高溫度變化為 361 15 180 96 356 94 180 01 369 78 182 24 373 88 183 7 這是因為當活塞的活塞頂圓角半徑變大時 燃燒室容積變大 壓縮比變小 活塞的整體溫度降低了 當活塞的活塞頂圓角半徑變小時 燃燒室容積變小 壓縮比變大 活塞的整體溫度升高了 所以在設計活塞的活塞頂圓角時應在不影響其結構時盡可能的大一點 本文中活塞頂圓角半徑為6mm的活塞是相對較好的 50