ANSYS有限元仿真（精选9篇）
ANSYS有限元仿真 篇1
1 有限元方法简介
1.1 有限元理论
有限元理论根据能量原理, 这里通过虚位移原理予以解释, 虚位移原理为最基本的能量原理, 它用功的概念来阐述弹性体或结构的平衡条件。其原理叙述为:如果在虚位移发生之前, 弹性体处于平衡状态, 那么在虚位移发生时, 外载在虚位移上所作的虚功就等于弹性体的虚应变能——应力在虚应变上所作的虚功, 即:
δW=δU (1)
δW={δf}T{F} (2)
δU=∫{δε}T{σ}dV (3)
其中, {δf}为外载作用点发生的虚位移;{δε}为弹性体内部产生的虚应变;{F}为施加在弹性体上的外载;{σ}为弹性体的应力矩阵。
1.2 有限元分析过程
有限元概括起来可分成6个步骤:
1) 结构的离散化。
2) 选择位移模式。
{f}={N}{δ}e (4)
其中, {f}为单元内任意点的位移列阵;{δ}e为单元的结点位移列阵;{N}为形函数矩阵, 它的元素是位置坐标的函数。
3) 分析单元的力学特性。位移模式选定以后, 就可以进行单元的力学特性分析, 包括以下三部分内容:
利用几何方程, 由位移表达式 (4) 导出结点位移表示单元应变的关系式:
{ε}=[B]{δ}e (5)
其中, {ε}为单元内任意点的应变列阵;[B]为单元应变矩阵。
利用本构方程, 由应变的表达式导出结点位移表示单元应力的关系式:
{σ}=[D][B]{δ}e (6)
其中, {σ}为单元内任意点的应力列阵;[D]为与材料有关的弹性矩阵。
利用变分原理, 建立作用于单元上的结点力和结点位移之间的关系式, 即单元的平衡方程:
{F}e=[k]e{δ}e (7)
其中, [k]e为单元刚度矩阵, 其表达式为:
{k}e=∫∫∫[B]T[D][B]dxdydz (8)
4) 集合所有单元的平衡方程, 建立整个结构的平衡方程:
[K]{δ}={F} (9)
其中, [K]为整体刚度矩阵;{δ}为整体结点位移列阵;[F]为荷载列阵。
5) 求解未知结点位移和计算单元应力, 由集合起来的平衡方程 (9) , 解出未知位移。
6) 利用式 (6) 和已求得的结点位移计算各单元的应力, 并加以整理得出所要的结果。
2 工程概况
2.1 地形地质条件
顶部距地表1 km深采矿巷道, Ⅲ类围岩, 其他条件假设良好。
2.2 结构荷载与开挖尺寸示意图
结构荷载与开挖尺寸示意图见图1。
2.3 巷道计算参数
围岩物理力学参数见表1。
3 MATLAB编程模拟
3.1 MATLAB编程相关函数
1) 主函数:
[AGM, AP, DT, ST]=main (NE, NN, NGN, CN, NBW, NDF, NDK, E0, U0, t, Gam, NP, PJ) ;
2) 子函数:
单元刚度矩阵:[KE, S]=ESM (NOE, NGN, CN, E0, U0, t) ;
总体刚度矩阵:GSM=ZKG (NE, NN, NGN, CN, NBW, E0, U0, t) ;
调整刚度矩阵:[AGM, AP]=ADGM (NE, NN, NGN, CN, NBW, NDF, NDK, E0, U0, t, Gam, NP, PJ) ;
求解位移矩阵:DT=Solver (AGM, AP, NBW, NN) ;
求解应力矩阵:ST=Stress (NGN, CN, E0, U0, t, NE, NN, DT) 。
3.2 ANSYS建模
模型采用Plane42单元并设置为平面应变问题, 单元划分采用映射网格, 模型顶部、底部、右侧面受到均布载荷, 由于对称结构, 左侧面施加水平约束, 且左侧面与底面交接节点371点同时施加竖向约束, 模型在自重作用下求解。
4 MATLAB, ANSYS结果对比
结果数据提取反应巷道拱顶竖向沉降、拱腰水平变形的特征点A, B进行分析。
4.1 巷道拱顶特征点A竖向变形数据对比 (Node431)
竖向变形数据对比见表2。
4.2 巷道拱腰特征点B水平变形数据对比 (Node460)
水平变形数据对比见表3。
由以上数据, 假拟ANSYS为准确值进行对比, 发现MATLAB计算所得数值与ANSYS相差最大为0.929%, 不足1%, 故误差在允许范围之内, 可以应用于实际计算。
5 有限元模拟结果及分析
5.1 整体分析
5.1.1 位移云图分析
围岩顶部及巷道拱顶的下沉最为严重, 巷道拱顶的垂直上表面竖向位移最大, 变形值为0.438 m。巷道拱腰至右侧外表面的水平围岩发生向外侧的水平位移, 最大值为0.016 m。此外巷道拱脚及拱底处均出现下沉, 拱底为-0.016 m, 拱脚为-0.081 m (见图2) 。
5.1.2 矢量云图分析
巷道拱底以上围岩, 以竖向变形为主, 而巷道拱底以下, 由于巷道的开挖, 巷道侧土体缺失, 竖向及水平向应力减弱, 围岩发生局部顺时针扭转变形 (见图3) 。
5.1.3 应力云图分析
如图4所示为最大主应力云图, 围岩应力变化主要集中在巷道周边, 拱顶、拱腰、拱底处均出现局部拉应力, 拱脚处出现压应力集中, 此外围岩上表面靠近巷道侧也出现了很强的压应力。
5.2 拱顶至围岩上表面分析
5.2.1 应力分析
最大应力出现在围岩上表面 (Node101) , 为-19.3 MPa, 最小应力出现在拱顶 (Node431) , 为-0.211 MPa, 从围岩上表面至拱顶, 应力逐渐减少。
5.2.2 位移分析
最大位移出现在围岩上表面 (Node101) , 为-0.438 m, 最小位移出现在拱顶 (Node431) , 为-0.397 m, 从围岩上表面至拱顶, 位移逐渐减少。
5.3 拱腰至右侧外表面的水平围岩分析
5.3.1 应力分析
由于右侧受到水平应力, 加上巷道围岩拱效应, 故靠近右侧外表面水平应力较大, 最大水平应力发生在右侧外表面 (Node272) , 为-7.06 MPa, 最小水平应力发生在拱腰 (Node460) , 为-1.36 MPa。
5.3.2 位移分析
拱腰至右侧外表面的水平围岩各点均发生延X轴正向水平位移, 且拱腰处水平位移最小 (Node460) , 为0.016 m, 至右侧外表面水平位移逐渐增大, 最大 (Node274) 为0.035 m。
6结语
1) 通过有限元思想实现MATLAB编程仿真, 其计算数值与ANSYS相差最大为0.929%, 不足1%, 误差符合允许范围, 可以应用于实际计算。2) 对巷道应力变形情况予以分析, 得出围岩顶部及巷道拱顶的下沉最为严重, 围岩应力变化主要集中在巷道周边, 拱顶、拱腰、拱底均出现局部拉应力, 拱脚出现压应力集中, 此外围岩上表面靠近巷道侧也出现了很强的压应力。3) 针对拱顶至围岩上表面、拱腰至右侧外表面的水平围岩进行了深入分析, 得出了应力、位移曲线, 对研究巷道受力变化规律有一定帮助。
摘要：结合采矿巷道进行MATLAB有限元仿真, 并通过ANSYS进行对比, 两者计算数值相差不足1%, 故程序可应用于实际计算, 分析了巷道应力变形情况, 得出了具体的结论, 并针对拱顶至围岩上表面、拱腰至右侧外表面的水平围岩得出了规律曲线。
关键词：采矿巷道,有限元,MATLAB,ANSYS
参考文献
[1]Zhu Zheming.Advanced Computation Mechanics[M].Cheng-du:Sichuan University, 2008.
[2]王沫然.Matlab与科学计算[M].北京:电子工业出版社, 1997.
[3]王勖成, 绍敏.有限单元法基本原理和数值方法[M].第2版.北京:清华大学出版社, 1997.
[4]张汝清, 殷学纲, 董明.计算结构动力学[M].重庆:重庆大学出版社, 1987.
ANSYS有限元仿真 篇2
关键词：空气轴承；有限元分析
0引言
超精密高速加工技术是一项重要的先进制造技术，广泛应用于机械、航空航天、微电子、国防等高科技领域。随着高速加工技术的迅猛发展和广泛应用，对高速度、高精度数控机床的需求迅猛增长。传统的滚动轴承主轴结构难以满足数控机床的高转速、高精度的要求。空气轴承的电主轴具有转速高，耐磨损，旋转精度高的特点，电主轴是实现机床高速化的核心部件，因此，研究空气轴承的电主轴结构对实现数控机床的高转速、高精度是具有非常重要意义的。现在的机械加工工艺要求的主轴转速越来越高，高转速也越来越成为衡量一个产品水平的标志，成为商家竞争的焦点，谁先采用了更高转速的主轴，谁便在激烈的竞争中拥有了一张硬牌。
本文以雕刻机电主轴的空气静压轴承为研究对象，基于fluent软件对气浮轴承进行有限元分析，对轴承在高速运行状态下的性能进行研究。
1空气静压轴承的工作原理
静压气体轴承的工作原理基于空气静压效应，如图1所示，压缩空气以供气压力Ps由供气通道经节流小孔进入气腔，然后通过轴与轴承内表面的间隙，形成气膜，沿轴向流至轴承的端部，由此排入大气。当节流小孔横截面积减小时，气流速度加快，剪切速率会增加，由于气体具有粘性，气体的内摩擦会消耗其动能，引起经节流小孔后气体的压力值产生损失，即气腔中的压力P0小于供气压力Ps，同理由于气膜厚度非常薄，空气在气膜中流动时的剪切速率很大，所以气体由气腔流经气膜时压力再次损失，又因直接排入大气，出口处的压力即环境压力Pa，应小于气腔压力P0。
在没通入压缩气体前，由于轴的自重和载荷的作用，轴与轴承内表面相互贴合，气膜厚度h为零；通入压缩气体时，当供气压力与气腔面积乘积值超过载荷F时，轴被浮起，气膜形成，气腔中的压力P0小于供气压力Ps，轴在气膜压力的支承下达到平衡。当外载荷增大时，气膜厚度减小，气膜的压力会增大，支承力增加，以平衡增大的外载荷；反之，当外载荷减小时，气膜厚度增加，气膜压力会减小，支承力减小，以平衡减小的外载荷。以上就是空气静压效应的基本原理。
2空气轴承性能的有限元分析
（1）求解区域的确定
由于轴承是双排节流孔，整体模型如图2所示，从模型可以看出两排孔的中间有一个对称的横截面，将直角坐标系的XY平面与这个对称面重合，坐标系的Z轴与轴承的轴心线重合。于是，可以取整个轴承的二分之一气流区域作为分析对象进行分析，其模型如图3所示
（2）有限元网格的生成
对求解区域进行网格划分，由于高压空气流经轴承节流孔小横截面通道时，其速度会急剧增加，所以在节流小孔区域，速度梯度和压力梯度都会很大，相应的网格密度也要很高。按照此原则，对二分之一轴承模型进行网格划分，
（4）边界条件的确定
从八个进气口施加供气压力0.6Mpa，且YZ面为对称面，出口压力为环境压力，施加气膜内壁的切向速度，其余所有表面施加速度边界0。
（5）求解器选择
由于几何图形长度尺度相差太多，所以选用Fluent3d——三维单精度求解器。
（6）选择计算模型：
由于高速可压流动，求解问题时网格要比较密，建议采用耦合隐式求解方法
（7）求解方法的设置及其控制、流场初始化、迭代求解计算。
（8）求解及结果分析处理
供气压力不变时，静压效应条件下的气膜压力的分布与偏心率有关，而在高速旋转的动压效应条件下，气膜的压力分布还与转速有关，因此我们选择相同的偏心率，分析在不同转速条件下的轴承动压效应，在此取ε=0.5。假设转轴向+Y方向偏移，观察在不同转速下气膜上的气膜压力分布，结果如图5所示。图中刻度为压强值（Pa）。
主轴处于静态即转速为零时，节流小孔出口处压力为气膜中的最大压力，当主轴以一定得转速旋转时，随着转速的提高，动压效应逐渐增强，气膜区的最大压力也会随之增大，且气膜高压区随转动方向移动，移动方向是向轴中间受载区域移动。当转速达到100000r/min时，气膜高压区已覆盖大部分气膜区域，且最高压力早已超过了供气压力；当转速达到140000r/min时，气膜的高压区扩散到所有进气孔位置，且沿轴向高压区不断扩大，最高压力也在增加。
根据气膜上的压力分布，可以求出气膜压力的合力F，即轴承的径向承载力，在Fluent仿真计算时，将轴承的内表面定义为某名称的墙面，然后利用Fluent软件中的面积分指令，对轴承内表面上的压力进行积分，得到轴承在不同转速时的承载力，径向承载力与主轴转速的关系如图7所示。
在主轴转速为零的条件下，当偏心率ε=0.5时，轴承的承载力是164.8N，由图6可看到，主轴转速为100000r/min时，轴承的承载力为177.6N，由于动压效应的作用，使承载力提高了7.8%，也就是说，如果不考虑静压轴承的动压效应的话，将会产生7.8%的误差。因此高速旋转静压轴承的动压效应不可忽略。总体上看，转速越高，动压效应越大，承载力随之不断增加。
3结论
本文首先对空气静压轴承的工作原理及特点做了介绍，进而运用三维实体建模分析方法，基于fluent软件对静压轴承的动压效应进行了有限元分析，分析结果表明，在偏心率为0.5情况下，主轴转速为100000r/min时，动压效应的作用可以提高轴承的承载能力约7.8%，所以高速转动的空气静压轴承的动压效应不容忽略。
参考文献：
[1] 温诗铸.静压空气轴承性能的实验研究.机械工程学报，1962，10（3）：16-31.
[2] 党报茂.气体润滑技术.南京：东南大学出版杜，1990.
[3] 江帆，黄鹏编著.Fluent高级应用与实例分析。清华大学出版社.2008，8-91.
ANSYS有限元仿真 篇3
关键词：平面磨削,温度场,仿真,热动热源,ANSYS软件
0 引言
磨削是一种得到广泛应用的精密加工方法。在磨削过程中会产生大量的磨削热, 其中大部分 (约60%~95%) 磨削热将传入工件, 这样磨削区形成了极高的温度, 工件表层的金相组织会发生变化, 从而导致产生工件尺寸及形状误差, 降低工件的使用寿命和可靠性, 严重时甚至会引起工件的表面热损伤和裂纹, 并损害砂轮[1]。因此, 磨削温度是影响磨削表面品质的最重要的参数指标之一。研究磨削温度和磨削区的温度分布状况对有效控制热损害, 深入探究磨削机理和被磨工件表面的完整性具有非常重要的意义[2]。随着计算机模拟技术和有限元的发展, 利用计算机仿真技术可以模拟磨削过程、进行磨削基本参数的仿真, 分析不同条件下的磨削区温度场的分布状况, 可以直观的得出不同磨削参数对磨削温度场的影响。针对平面磨削中的均布热源模型, 运用ANSYS软件的热分析模块进行了温度场的仿真分析。
1 磨削温度场数学模型的建立 (图1)
1) 砂轮与工件接触区是许多磨粒随机切削的过程, 它是许多随机磨粒点热源集合而成的一个面热源。现假设它是一个持续而均匀的恒定面热源, 其单位时间单位面积内发热量为qt[3]:
式中, b是磨削宽度, lc是接触弧长, Ft是切向磨削力, vs是砂轮线速度。
2) 磨削时产生的热量传入工件的百分比为Rw, 传入工件的热量为qm, 以工件速度vw沿工件加工表面移动, 则热源的发热强度qm为:
3) 假设磨削过程中砂轮无磨损, AB为砂轮与工件的接触弧长lc即为面热源的长度:
式中, ds为砂轮直径, ap为磨削深度。由于ap较接触弧长lc很小, 故把面热源近似地看做平行于工件的运动方向[4]。
4) 研究磨削温度主要是考虑磨削区工件表面的最高温度。而超高速磨削过程中达到最高温度的时间是很短的, 一般仅有百分之几秒, 这是由于工件进给速度高, 即热源运动速度高。
此磨削温度场满足三维瞬态温度场模型, 因此热传导方程为:
最后一项为0, 因为磨削温度场没有内热源。
式中, Ω为整个域, 它由两类边界条件组成, 即:
运用有限单元法, 得到湿磨时磨削温度场的有限元法数学模型为:
2 温度场的有限元动态仿真
1) 首先需要建立工件的有限元模型, 有限元模型可利用ANSYS直接创建, 也可以借助于其他软件创建, 然后利用ANSYS的数据接口将模型直接导入进行分析。本文采用ANSYS直接创建模型, 取工件长度为L=10 mm, 宽度为B=5 mm, 高度为H=4 mm, 加工方向在长度方向上, 对工件进行网格划分, 表层网格划分略密 (见图2) 。设定单元类型为SOLID70, 此单元为8节点六面体单元。
磨削温度场各种参数、系数以及工况情况见表1和表2。
2) 假定工件的初始温度与外界环境温度一致, 即初始条件T0=25℃, 工件各面与空气绝热, 只在工件表面添加一个移动热源。因为不能同时在某一单元表面同施加对流和热流密度, 故在表面附着一表面热效应单元SURF152, 此处选用无额外节点创建表面效应单元。由于ANSYS本身不能直接加载移动热源, 所以把这一过程离散化, 在极短的时间内在某一磨削区加载一固定热流, 在下一个时间段内移至另一区域加载固定热源, 并把上一次所得的结果作为这一次的初始条件, 这是解决某些连续性问题的一种方法[5], 采用均布热源模型[6], 经过20次迭代和逐步加载, 可得到磨削区温度的分布图。
3 磨削温度场的仿真结果及分析
磨削区产生的热量会引起工件的温度升高, 由于热源在工件表面移动, 由此产生的温度场也在不停移动, 从而导致工件各个位置的温度不断变化。通过ANSYS的通用后处理程序POST1, 可以清楚的看到磨削过程中温度场的变化。得知越靠近热源磨削温度越高 (图3) 。
3.1 磨削各参数对磨削区温度场的影响
a) 砂轮速度对磨削温度的影响
随着砂轮线速度的增大, 磨削温度增大。这是由于增大砂轮线速度, 单位时间内参与工作的磨粒数增多, 磨削厚度变薄, 切屑变形能增大, 产生滑擦和耕犁的磨粒数增多, 使摩擦加剧, 因而导致磨削温度升高。由图4 (a) 、 (b) 、 (c) 可知, 对于钛合金磨削时, 磨削温度呈现先上升后下降的趋势, 证明了钛合金磨削存在临界磨削速度, 临界磨削速度约为120 m/s。
b) 工件速度对磨削区温度场的影响
由图4 (c) 、图5可知, 磨削温度随着工件进给速度的增大呈现减小的趋势。这是因为, 随着工件进给速度的增加, 其材料去除率也相应提高, 磨削弧区内的热源强度增大, 但却使热源在工件表面上的移动速度加快, 传入工件的磨削热减少, 因此磨削温度有变小的趋势。
c) 磨削深度对磨削区温度场的影响
由图6 (a) 、 (b) 可知, 磨削温度随着磨削深度的增大而升高, 这是因为随着磨削深度的增加, 材料的去除率也相应提高, 磨削力和接触弧长都增大, 同时消耗的磨削能量也随之增大, 而大部分的磨削能均在磨削弧区内转化为热量, 故在工件和砂轮的接触弧区内产生的热量增多, 从而导致磨削温度的升高。同时增大磨削深度, 由于切屑变形力和摩擦力均增大。因此磨削深度的增加必然导致在磨削弧区内磨削温度的升高。
3.2 不同深度的节点温度的变化
利用ANSYS的POST26后处理器可以得到在不同深度磨削区任意各节点的磨削温度变化曲线 (图7) [7], 由图7可知, 离热源越近, 温度越高。而且工件表面的磨削温度很高, 而下层的工件温升不高。
4 结论
ANSYS有限元仿真 篇4
一、建立模型并划分网格
本文按照一10万吨油船的基本结构图，根据《钢制海船入级规范》（以下简称规范）的要求，选择平行中体部分的舱段，采用概念建模（Concept）的方法建立了船舶舱段模型。船体板和桁材简化为壳体（Surface Body），船体骨架简化为线体（Line Body），x轴正向指向船首，y轴正向指向左舷，z轴正向指向上方，坐标原点位于舱段的一个端面、中纵剖面和船底的交点处，如图1所示。图中隐藏了端部的一些板，以便看清双层结构中的骨架。建模详细过程可参考《ANSYS Workbench全船结构有限元分析新流程》。新版本的ANSYS Workbench支持Surface Body和Line Body的Joint，所以在新版本的ANSYS Workbench中建模不必考虑建模的先后顺序，只要保证添加的Line Body位置准确即可。
图2为划分好的网格，船舶的平行中体部分为较规则的几何体，网格划分并不困难。舱段为纵骨架式，相邻纵骨之间的网格数量约为3～4个。
二、施加载荷和边界条件
船舶结构有限元分析一般可以参考相应的规范建模和
计算，本文按照规范和船舶尺寸等，以中拱状态为例计算了船舶载荷，其中变载荷有如下几项。
静水压力：P=ρg（d-z）（KPa）。
油舱内静压力：Pl=ρg（2.5+h）（KPa）。
水线面以下波浪动压力：
Pd≈9.618+1.2×z+1.31y（KPa）。
水线面以上波浪动压力：Pd≈205.22-10×z（KPa）。
式中，ρ 为海水密度；g 为重力加速度；d 为船舶吃水；y为计算点距离中纵剖面的距离；z为计算点距离基线的距离；h为计算点距离液面的垂直距离。
ANSYS Workbench中的Surface Body是一个没有厚度的壳，有正面和反面之分，施加压强时默认方向是从正面指向反面。当静水压力和油舱内静压力作用方向与面的正方向一致时，可以直接在Static Structural中添加Hydrostatic Pressure，选择载荷作用的面，输入液体密度、重力加速度和自由液面坐标即可，如图3中蓝色方框所示。当静水压力和油舱内静压力作用方向与面的正方向不一致时，可以返回建模模块（Geometry）中将面的方向翻转，也可以采用Tabular和Function两种方式施加变载荷，自定义压力的值，后者在需要分析多种载况的大型计算中可以节省很多时间，因为大型计算时模型导入和网格划分都需要很长时间。
图4为根据规范中的LC2载况（有一个油舱为空，相邻油舱全满），按照上述方法添加的静水压力，包括舷外静水压力和油舱内静压力。
波浪动压力是线性的， 跟y 和z 有关。但在Static Structural中，只支持一个变量的变载荷输入，所以水线面以下波浪动压力必须拆分为包含z 和包含y 的两个动压力分量，分别施加。对于这种线性载荷，可以在Static Structural中添加Pressure，选择载荷作用的面，然后在Magnitude后面的黑色三角上单击，出现下拉列表后，选择Function，然后输入“=1000×（9.618+1.2×z）”，如图5中蓝色方框所示。输入完后点击任意区域，就得到图6所示的波浪动压力z向分量。还可以在图5中的下拉菜单中选择Tabular选项，然后在Independent Variable后面的黑色三角上单击，选择下拉菜单中的Y，然后在窗口右下角的Tabular Data中坐标值和压强值得到波浪动压力的y向分量，如图7所示。
其实船舶在中拱或中垂状态下，自由液面不是一个水平面，而是弯曲的，所以静水压力应该同时和y轴与z轴有关，如图8所示。下面详细介绍一下施加这种载荷的方法。
（1）根据模型尺寸，分别将模型沿x、y、z方向的坐标等分为20份，舭部是圆弧形的，等分为10份，在Excel表格中按照x、y、z的顺序列出坐标值。
（2）假设波浪形状为正弦函数，根据波浪函数计算沿x方向的自由液面高度值，设此值为di。
（3）按照公式Pi=ρg（di-z）分别计算各坐标对应的压力值。
（4）将Excel表格中的关于坐标x、y、z和压力P的值拷贝到txt文件中，注意列的顺序是x、y、z和P。
（5）从ANSYS Workbench的Toolbox中找到External Data，用鼠标拖动的方法按照图9的方式连接好。
（6）双击External Data下面的Setup，出现图10所示的界面，在Outline of Schematic C2窗口中的第2行Location下的三个黑点上点击，加载第4步的txt文件，在Properties of File窗口中的Start Import At Line后填入2（因为第1行为表头，即x、y、z和P，第二行开始为数值），Format Type选择Delimited，Delimiter Type选择Tab（因为笔者复制Excel中的数据后以Tab键作为txt文件中数据的分割符号），Length Unit选mm（本文采用的单位是mm），在Table of File窗口中第3列Data Type中，分别为A、B、C和D定义数据类型，这样一来txt中的各列数据就有了特殊的意义，即第1列为x坐标，第4列为压强值；此时可以在屏幕右下角的Preview of File窗口中查看数据是否正确。
（7）在图9所示的项目概图中，右键点击External Data下面的Setup，选择下拉菜单中的Update。
（ 8 ） 在图9 所示的项目概图中， 双击Static Structural（项目B）下面的Setup，打开，此时出现一个Imported Load（Setup），右键点击，在下拉列表中选择Insert→Pressure，如图11所示，选择要加载的面，然后在这个新添加的Pressure上右键点击，Import Load，待系统计算完成后即可得到图8中的载荷。
施加其他约束和载荷后，就可以进行计算了。图12为加载的所有载荷和边界条件。
三、计算分析
计算得到了等效应力云图，如图13所示。
根据圣维南原理，舱段两端的分析结果不够准确，所以图中隐藏了两端的计算结果。为了更清楚地看清内部结构的受力情况，将云图截开。由图13可以看出，在LC2工况下，横舱壁和纵舱壁应力较大，应力最大处是纵桁跟横舱壁接触的地方，属于应力集中。
四、结语
ANSYS有限元仿真 篇5
关键词：ADAMS,ANSYS,连杆运动,动力学仿真
1 概述
在连杆运动的设计制造中, 通常需要进行机构的运动学仿真, 模拟机构的运动过程, 通过运动分析获得构件上关键位置的位移、速度和加速度等。传统设计多采用图解法和解析法。本文应用虚拟样机技术来实现机构的设计与运动轨迹求解, 通过ADAMS进行运动分析, 输出机构所需的运动参数, 然后把这些参数作为构件进行强度设计的边界条件, 在ANSYS中进行应力应变分析, 以优化构件的外形参数。
2 ADAMS与ANSYS结合
对于ADAMS和ANSYS而言, ADAMS进行动力学分析时可生成ANSYS软件使用的载荷文件 (即.lod文件) , 利用此文件可向ANSYS软件输出动力学仿真后的载荷谱和位移谱信息。ANSYS可直接调用此文件生成有限元分析中力的边界条件, 以进行应力、应变以及疲劳寿命的评估分析和研究, 这样可得到基于精确动力学仿真结果的应力应变分析结果, 提高计算精度。
3 ADAMS和ANSYS联合仿真步骤
3.1 ADAMS输出边界条件。
(1) 创建模型或导入。在ADAMS/View中创建刚性构件, 一种方法是利用ADAMS/View提供的建模工具, 直接创建刚性构件;另一种方法是通过ADAMS与其它CAD软件的数据接口, 直接导入CAD几何模型, 通过适当的编辑后就可以转变成ADAMS中的刚性构件。本文主要通过专业CAD软件SOLIDWORKS建立好模型, 通过Parasolid格式, 把文件导入到ADAMS下进行分析。 (2) 添加约束和驱动。要模拟系统的真实运动情况, 就需要根据实际情况抽象出相应的运动副, 并在构件间定义运动副。要使系统能够运动起来, 还需要在运动副上添加驱动和载荷, 以及在构件之间施加载荷。驱动从本质上来说, 也是一种约束, 只不过这种约束是约束两个构件按照确定的规律运动, 而运动副约束两个构件的运动规律是相对静止不动, 系统根据运动副建立的约束方程的右边等于零, 而根据驱动建立的约束方程右边等于驱动规律。 (3) 绘制曲线图。ADAMS/Postprocessor, 用来处理仿真结果数据、显示仿真动画等。ADAMS/Post Processor的主要特点是:具有丰富的数据作图、数据处理及文件输出功能;具有完备的曲线数据统计功能:如均值、均方根、极值、斜率等;具有丰富的数据处理功能, 能够进行曲线的代数运算、反向、偏置、缩放、编辑和生成波特图等;可进行几何属性的细节的动态演示。
3.2 刚性部件的强度分析。
通过以上分析计算, 得到构件的运动参数, 然后通过ANSYS有限元分析软件, 确定构件的边界条件, 进行实际情况分析。ANSYS有限元分析过程如下: (1) 创建有限元模型。创建或导入几何模型、定义材料的属性、实常数、单元类型和划分单元网格。 (2) 施加载荷并求解。施加边界条件, 进行求解计算。此时载荷即通过ADAMS进行动力学分析计算后得到的载荷文件。如果想简化计算过程, 可通过查询载荷文件, 确定在某时刻的最大载荷值, 根据此载荷进行分析计算, 对构件的强度和寿命进行校核与评估分析。
4 ADAMS和ANSYS结合实例
在某平面连杆机构中, 曲柄连杆原动件长100mm, 中间构件长200mm, 从动件150mm, 所用材料弹性模量7.2e10Pa, 泊松比0.33, 密度为2700kg/m3, 原动件转速为7200rpm。利用ADAMS进行动力学仿真, 测量运动构件在整个运动过程中的位移、速度、加速度等, 得到其运动规律, 同时确定载荷谱信息, 见图1所示。
图1中曲线是平面连杆机构受到重力作用时, 在全局坐标系下的相关参数。从曲线上可以看出, 原动件在做有规律的运动时, 中间构件与它同步运动。即两者在相同的时间同时达到X最大位移。一个运动周期完成, 可以得到平面运动机构各个构件上指定点在全局坐标系X、Y、Z方向上的速度、位移、加速度、作用力的分量曲线和合成曲线。
平面连杆机构中的中间连杆是一个二力杆, 从载荷曲线中, 确定中间连杆在整个运动过程中的最大载荷。
在ANSYS中, 建立中间构件模型, 将一端的自由度DOF全部约束, 给另一端在X、Y两个方向施加曲线中得到的边界条件, 对平面连杆机构中的中间构件进行受力变形分析。如图2所示。分析的得到中间构件的最大应变图, 验证了实际结构尺寸和材料性能。
根据工程需要还可以对其它零部件进行有限元分析。总之, 上述方法不失一般性, 关键是要把各个构件之间的约束关系添加正确。
5 结论
利用ADAMS软件对平面连杆机构进行运动学分析、动力学分析, 结合有限元软件对构件中的关键零部件进行有限元分析, 这种分析方法既可以得到构件的准确运动, 又可以对构件进行准确的强度、刚度、寿命等计算分析。
参考文献
[1]孙桓, 陈作模.机械原理[M].北京:高等教育出版社, 1996.
[2]王国强, 等.虚拟样机及其在ADAMS上的实践[M].西安:西北工业大学出版社, 2004.
ANSYS有限元仿真 篇6
随着计算手段的发展和计算方法的提高, 使得按数学方法设计的弹丸安全系数明显降低, 结构的刚度明显削弱, 特别是结构的固有频率和振型等动力学特性对弹丸的影响愈加明显, 为适应新型弹丸设计的需求, 兴起了一种称为结构动态设计的设计方法。它通过建立结构的数学模型, 在满足强度要求和固有频率、振型分布的条件下, 设计出质量最小的、满足强度刚度要求的弹丸结构。到20世纪80年代初期国际上较大型的结构分析有限元通用程序达到几百种, 其中著名的有ANSYS、SAP、ASKA、NASTRAN等[2]。其功能原来越完善, 不仅包含多种条件下的有限元分析程序[3], 而且带有功能强大的前处理和后处理程序。由于有限元通用程序使用方便, 计算精度高, 其计算结果已成为各类工业产品设计和性能分析的可靠依据。
Ansys Workbench软件中动态显示算法不用直接求解切线刚度, 也不需要进行平衡迭代, 计算速度快, 当时间步长足够小时, 一般不存在收敛性问题。并且, 动态显示算法需要的内存少, 同时数值计算过程可以很容易地进行并行计算。具有较好的稳定性。本文采用Explicit Dynamics模块进行数值计算及仿真, 得出发射过程中弹丸应力、应变和变形情况, 从而为弹丸结构强度的探讨和优化设计提供参考。
1模型的建立
Ansys Workbench除了自身的Design Modeler几何建模平台, 还能与外部CAD系统 (UG、Pro/E、Solidworks等) 进行关联。本文采用Solidworks进行建模后, 导入Workbench, 如图1所示。
2计算方法与过程
创建Explicit Dynamics显示动力学分析项目, 在Mechanical模块下具体分析步骤如下[4]:
2.1建立有限元模型, 添加材料特性:在Engineering Data Sources中选择Explicit Materials, 添加模型各零件材料, 在Details of“solid”中给模型零件分别添加材料。
2.2定义接触区域:按照建模时的接触形式定义。
2.3定义网格控制并划分网格:在参数设置列表中将Physics Preference设置为Explicit, Relevance设置为50 (可根据电脑配置和仿真要求的精度对网格的细化程度进行调节) 。
2.4施加载荷和边界条件:在Environment工具栏中Loads— Pressure命令, 为模型施加压力载荷, 设置Magnitude值, 在Scope下选择压力施加位置, Inertial—Acceleration命令, 设置弹丸惯性加速度, 并设置其方向Direction与弹丸运动方向相同。
2.5定义分析类型:在Analysis Settings中设置End Time (结束时间) 。
2.6设置求解选项:选择Solution工具栏中的Stress—Equivalent (von—Mises) 、Strain—Equivalent (von—Mises) 、Deformation—Total在分析树中分别出现等效应力、等效应变和总变形选项。
2.7对问题进行求解:点击菜单栏中Solve命令进行纠结计算。
2.8进行结果评价和分析:获得等效应力云图、等效应变云图和总变形量云图。
3计算实例
给定风帽、弹体尾翼杆尾翼片材料为AL7075- T6, 闭气环材料为NYLON, 尾翼轴材料为RHA。惯性加速度为2.83e+005 mm/s2方向与速度方向相同, 结束时间为1.2e- 005 s。在尾翼部件及闭气环位置施加压强载荷165MPa (最大膛压) 。施加载荷和约束后的模型如图2所示。求解完成后, 可以在图中显示最大最小值和位置以及任何位置应力应变和变形量的大小。具体如图3、图4和图5所示。
从图3可以看出在尾翼杆螺纹根部和尾翼杆前端出现少数应力集中现象, 最大值为512.78 MPa。根据所选材料尾翼杆为AL7075- T6, 其屈服极限为530MPa, 满足强度要求。根据图5可知, 等效应力最大值出现在尾翼轴上, 其值为767.77 MPa。尾翼轴所选材料为RHA, 其屈服极限为810MPa, 满足强度要求。根据结果显示等效应力值接近屈服极限, 故应该进行局部优化。为此, 在尾翼杆前端应力集中部位打孔。孔的形式选取与尾翼杆底部一致, 一是为了减少应力集中, 二是为了减重, 三是为了方便验收时的同轴度检验。 在其他参数不变的情况下新模型仿真结果如图6所示, 应力集中现象有明显改观, 尾翼杆螺纹根部最大应力值504.05 MPa (之前为512.78 MPa) , 尾翼杆前端等效应力最大值428.43 MPa (之前为451.99 MPa) , 分别下降1.7%和5.2%, 质量下降34g, 占弹丸总重的0.7%。
4传统计算结果[5]
弹丸在堂内作加速运动时, 真个弹丸各零件上均作用有直线惯性力;旋转弹丸还产生径向惯性力和切向惯性力。根据惯性力变化曲线可知, 轴向惯性力与切向惯性力相比较, 后者较小;在极限条件下, 其值也不超过前者的1/10。故在强度计算时切向惯性力可以略去。径向惯性力虽然与轴向惯性力变化不同步, 当轴向惯性力达到最大值时, 径向惯性力仍然很小, 因此在计算最大膛压时弹丸的发射强度, 也可以略去径向惯性力。在弹体内由轴向惯性力引起轴向应力, 在弹体的不同断面上轴向惯性力不同, 因而轴向应力也不同。 以某一断面割截弹体, 则弹体截面上受的惯性力为:
式中:P———计算压力;
r———弹丸半径;
mn———断面以上弹体联系质量;
m———弹丸质量。
由此力引起的轴向应力为:
式中:rbn———n n断面上弹体的外半径;
ran———n n断面上弹体的内半径。
选取优化后的尾翼杆螺纹根部截面为校核截面, 代入相应数据得:
5结论
在给定极限膛压、弹丸过载和模型及其材料的情况下, 可以采用Ansys Workbench中Explicit Dynamics模块进行弹丸发射强度的仿真。其结果可以为弹丸结构的优化设计提供依据。数值模拟和传统计算相比, 传统截面计算法只能得到整个截面的应力情况, 不能显示到点, 对于旋成体两者优劣不明显, 但是对于不规则、不对称的模型数值仿真就能将其显示精确的优势凸显出来, 并可根据显示结果进行局部优化。
摘要：文章以某型弹丸的发射过程为研究对象, 利用Ansys Workbench对某型弹丸的发射过程进行显示动力学仿真分析。首先, 采用Solidworks进行三维建模;其次, 采用Ansys Workbench中Explicit Dynamics模块进行数值计算及仿真, 得出等效应力、等效应变和总变形量的云图, 并对结果进行分析;最后, 与理论计算对比, 优化弹丸的结构设计。
关键词：ANSYS,弹丸发射,强度仿真
参考文献
[1]周长省, 鞠玉涛, 朱福亚等.火箭弹设计理论[M].北京:北京理工大学出版社, 2005.191-230.
[2]Tezduyar T E.Finite element methods for flow problems with moving boundaries and interfaces[J].Archives of Computational Methods in Engineering, 2001, 30 (8) :83-130.
[3]王勖成, 邵敏.有限单元法基本原理和数值方法[M].北京:清华大学出版社, 1997.46-68.
[4]凌桂龙, 丁金彬, 温正.Ansys Workbench 13.0从入门到精通[M].北京:清华大学出版社, 2012.
ANSYS有限元仿真 篇7
齿轮传动是机械传动中机械原理和机械设计的精髓, 它具有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长等优点。但在齿轮传动中, 轮齿由于齿根弯曲疲劳载荷而发生齿根弯曲折断, 因此, 对齿轮要进行齿根弯曲强度计算。传统的手工齿根弯曲疲劳强度计算带有很大的近似性, 且计算过程比较繁琐, 所以, 采用新的方法来分析齿轮弯曲强度势在必行!随着计算机技术的普及和发展, 有限元法在齿轮设计和应力分析中已显示出巨大的优势。目前较典型的有限元分析软件, ANSYS计算过程自动化, 在后处理中能快速、直观、精确地观察到计算结果, 这些都是手工和实验方法无法比拟的, 它可以有效地分析齿轮接触应力和变形, 有效地计算摩擦接触问题[1]。人们对齿轮进行手工计算分析已经相当深入, 但借助计算机对齿轮静态分析却很少, 本文将运用ANSYS对直齿圆柱齿轮进行静态分析, 得出了齿轮的最大应力、最大应变和变形云图。
1 创建有限元模型
1.1 模型的建立
鉴于渐开线为极坐标方程形式, 为便于几何建模, 在ANSYS中, 首先选择总体坐标系为柱坐标系, 利用渐开线的极坐标方程式得到渐开线上点的坐标, 在ANSYS下生成相应的关键点。然后再利用ANSYS中的样条曲线功能即可生成所需曲线, 从而实现轮齿模型的建立。
在当前坐标系下建立关键点:1 (5.428, 76.307) 、2 (5.534, 77.803) 、3 (5.595, 79.303) 、4 (5.411, 80.82) 、5 (5.11, 82.342) 、6 (4.694, 83.869) 、7 (4.208, 85.396) 、8 (3.623, 86.92) 、9 (2.928, 88.45) 、10 (2.214, 89.972) 、11 (0, 90) , 利用样条曲线功能依次连接关键点1至10形成渐开线轮齿的外轮廓线, 然后镜像生成另一边的轮廓线, 如图1。生成圆环面, 内径15mm, 外径76.5mm, 显示线, 在齿轮的轴线上建一条直线, 沿该直线由延伸成体的命令得一三维实体模型。
1.2 定义单元类型和材料属性
在对模型进行网格划分之前, 要定义所需要的单元类型。不同的单元类型会直接影响网格划分以及最终求解的效果。对二维单元选用shell的Elastic 4node 63, 对三维单元选用Solid的Brick 8Node 45。本文是基于对一个齿轮的研究来模拟两个相同齿轮的啮合, 所以只定义一个齿轮的材料属性[2]。由于所选齿轮的材料为常用的45号钢, 其各属性为:弹性模量E=2×108Pa, 泊松比v=0.3, 密度Density=7.8×103kg/m3。
1.3 约束和载荷
对二维、三维实体模型的划分均采用自由划分, 将齿轮中心孔处固定, 使其在x, y, z方向均不产生位移, 并约束其绕x, y和z轴的旋转。由于选择的单元类型为二维实体42号单元, 只具有x和y方向的平移自由度, 所以在DOFs to be constrained一栏中直接选All DOF即完成了约束的施加。
齿轮传动的输入功率P=7.93k W, 小齿轮转速n=960r/min, 小齿轮的分度圆直径为168mm, 由 (1—4) 式计算出主动轮传递的转矩T=95.5×105P/n=95.5×105×7.93/960=78934.8N·mm, 圆周力Ft=2T1/d1=2×78934.8/168=939.7N, 径向力Fr=Ft×tanα=939.7×tan20=342N。
式中:P———齿轮传递的功率, 单位为k W;
n———齿轮转速, 单位为r/min;
T1———小齿轮传递的转矩, 单位为N·mm;
d1———小齿轮节圆直径, 对标准齿轮即为分度圆直径, 单位为mm;
α———啮合角, 对标准齿轮, α=20°。
2 齿轮的静态分析
在静力学分析中, 齿轮通过键联接在轴上, 通过外界输入转矩使齿轮与轴一起转动。外载荷作用在与端面平行的平面内, 设沿齿厚方向均匀分布, 故可简化为平面问题处理。其加载处理后的应力应变图和位移图如图1, 2, 3, 4, 5。从图1中可以看出x方向最大应力出现在啮合轮齿被拉伸一侧的齿根部分, 齿根部分的应力分布从大到小渐变。比较图1和图2可以看出, 轮齿上同一地方, y方向应力比x方向的小, 这是因为y方向的力较小。齿根部分的应力分布从大到小渐变。从图3中可以看出, 剪切应力分布大致均匀对称, 最大应力同样出现在轮齿齿根部分。在图4中, 应力最大的齿根部分应变也最大, 从齿根部分向里, 应变是从大到小渐变的。由图5可以看出, 从轴孔到捏合的轮齿齿顶的径向, 位移从零开始越来越大。齿轮的最大位移发生在齿顶, 轮齿的位移方向与法向载荷方向一致。由于轴孔周围施加约束及材料的刚度的影响, 其位移为零。
3 结论
用ANSYS软件对齿轮进行静态分析, 可迅速准确的得出结果, 该结果与传统方法计算的结果相差很小并偏向保守, 由模拟结果表明:齿轮的失效首先在齿根出现, 利用所得结果可进行齿轮齿根弯曲疲劳强度以及齿面接触疲劳强度校核, 为齿轮传动的优化设计提供了基础理论。
摘要：本文建立了直齿圆柱齿轮平面和实体有限元模型, 并进行了静力分析, 确定了齿轮的最大应力图、最大应变图和变形云图。结果表明:齿轮的失效首先在齿根出现, 利用所得结果可进行齿轮齿根弯曲疲劳强度以及齿面接触疲劳强度校核, 为齿轮传动的优化设计提供了基础理论。
关键词：直齿圆柱齿轮,静态,有限元分析
参考文献
[1]仙波正壮.高强度齿轮设计[M].北京:机械工业出版社, 1991:1-124.
ANSYS有限元仿真 篇8
1 模型建立
按照宋《营造法式》[4]中燕尾榫节点的形制、构造、尺寸在有限元分析软件Ansys中建立计算模。柱及额枋选取Solid185单元, 选用TARGE170和CONTAC174单元来定义变形面之间的接触和滑移状态, 覆盖下面的实体单元。接触面之间即木材与木材间的摩擦因数取为0.5, 其余均采取系统默认值[5]。木材为正交各向异性材料, 具体材性参数见表1。建模单位:长度-cm, 力-N×10-2, 模型构造尺寸参见图1, 生成立体模型如图2。
2 求解
通过对考虑到燕尾榫连接柱额构架是完全对称结构, 为简化计算取整体结构的四分之一进行受力分析, 对结构四分之一简化计算模型进行网格划分, 其网格图如图3所示。
对模型柱底铰接处理, 在枋的端面施加弯矩和位移。加载后求解可得榫卯节点模型的变形见图4。模型的的应力分布云图, 见图5。
由Ansys分析结果可知:
a.受荷时榫卯既有平动, 又有相对转动, 榫头均承受弯矩作用;由于摩擦力始终逆于榫卯脱开方向, 榫颈始终处于受拉状态。
b.无论是相对平动还是转动, 榫头始终处于空间应力和空间应变状态。变形呈现三维变形状态, 这是由于卯口刚度分布不均匀所致。
3 结论
由上述计算分析结果可以看出, 由Ansys进行数值模拟可较好地反映了榫卯连接受力状况和破坏机理。
参考文献
[1]隋䶮, 赵鸿铁, 薛建阳等.古建筑木结构直榫和燕尾榫节点的试验研究[J].世界地震工程, 2010.
[2]赵鸿铁, 张海彦, 薛建阳等.古建筑木结构燕尾榫节点刚度分析[J].西安建筑科技大学学报自然科学版, 2009.
[3]姚侃, 赵鸿铁, 葛鸿鹏.古建木结构榫卯连接特性的试验研究[J].工程力学, 2006.
[4]李诫 (宋) .营造法式[M].上海:商务印书馆, 1950.
ANSYS有限元仿真 篇9
1 建立桥面铺装层力学分析模型
1.1 Ansys有限元力学分析模型的基本假定
1) 铺装层材料的线弹性假定:假定沥青混合料是完全弹性、均匀、连续的且各向同性的线弹性材料[2]。
2) 界面连续假定:所有层间完全连续。
3) 水泥混凝土材料特性的假定:均匀的、连续的、各向同性的线弹性材料。
4) 各层材料不考虑自重的影响。
1.2 箱梁桥模型的建立及边界条件
通过Ansys有限元软件所建模型为三跨等截面连续混凝土箱梁桥, 跨径为21 m, 主梁采用分离式双箱结构。梁体与两层铺装采用8节点4面体实体单元, 防水粘结层采用壳单元, 模型中的坐标系方向规定为:横桥向为X方向, 竖向为Y方向, 顺桥向为Z方向。Ansys有限元计算模型如图1所示。
边界条件假设为桥墩与承台的变形不考虑, 分析时主要考虑上层沥青混凝土铺装层、油毛毡防水粘结层、下层水泥混凝土层以及各层间的受力情况;各铺装层间完全连续;水泥混凝土梁底面固结, 前后断面没有纵向位移。
模型中, 沥青混凝土桥面铺装采用6 cmAC-20和4 cmAC-13的结构组合, 沥青混凝土铺装层下设置0.6～1.0 cm厚油毛毡防水粘结层, 模量取为150 MPa, 泊松比0.30[3,6], 铺装层结构及其材料参数见表1[4]。
2 荷载作用位置的确定
本文计算中采用桥规[5]规定的后轴车轮接地形式, 模型计算分析时, 荷载采用标准荷载BZZ-100, 轴重100 kN, 轮胎接地压强为0.7 MPa[6], 水平荷载取垂直荷载乘以车轮与桥面之间的摩擦系数, 按急刹车时最不利情况取f=0.5[7]。跨径为21 m的3跨等截面连续箱梁桥, 截面尺寸见图2, 由于荷载是关于桥中线对称, 对4车道桥宽方向加载时, 在横桥向将荷载分别布置在左幅一、二车道, 如图3荷位一和荷位二所示。考虑车辆行驶时有超车现象, 取箱梁两腹板之间的中间位置为荷位三, 如图3所示[8]。
在横桥向取三个荷位布载, Ansys有限元模型作用位置如图4所示。
荷载在纵桥向的12个布载位置, 按后轴的中心处距离支座一的距离来标识, 分别为 7 510 cm、7 930 cm、8 430 cm、8 930 cm、9 430 cm、10 510 cm、10 930 cm、11 410 cm、11 910 cm、13 010 cm、13 430 cm、14 610 cm。连续梁桥的跨径及其荷位分布位置见图5。
3 桥面铺装层厚度的应力分析
经Ansys有限元软件分析计算, 上层沥青铺装层表面、上下层沥青铺装层之间以及油毛毡防水粘结层与下层铺装层之间的应力变化见图6。
各铺装层间最大纵向拉应力发生在荷位一, 最大横向拉应力发生在荷位二处, 最大剪应力发生在荷位三处。分析结果分别如表2、表3、表4所示。
Pa
由表2可看出:随着粘结层厚度的增加, 粘结层与下层沥青铺装层间最大纵向拉应力随之增大, 而上下沥青铺装层间及上层沥青铺装层间拉应力变化不大。
Pa
由表3可以看出最大横向拉应力与粘结层厚度的关系:粘结层与下层铺装层间、上下沥青层间最大值随着油毛毡材料厚度的增加而增大, 沥青上铺装层横向最大拉应力减小。
Pa
表4说明:粘结层的剪应力随着油毛毡厚度的增加而增大, 其余各层剪应力则略有减少。
4 结 论
1) 荷载最不利位置的确定:①层间最大纵向拉应力在横桥向荷位一层间、纵桥向两后轴中心线在支座三处;②层间最大横向拉应力在横桥向荷位二、纵桥向边跨跨中处;③最大剪应力在横桥向荷位三、纵桥向距支座一11 410 cm处。
2) 各铺装层间最大纵向拉应力、最大横向拉应力和最大剪应力分布情况:对于油毛毡防水粘结层, 随着粘结层厚度的增加而增大, 基本成正相关;其余层间各项应力则随之相应减小, 且减小的幅度较微小可忽略不计。因此, 在满足强度要求的前提下, 建议采用较薄的油毛毡防水粘结层, 以免造成应力过大而破坏。
3) 层间最大拉应力作用位置, 纵向最大值发生在纵向支座三处, 横向荷位一处, 此处容易产生横向裂缝;横向最大值发生在纵向边跨跨中处横向两箱梁连接处, 此处容易产生纵向裂缝。
4) 层间最大剪应力的最大值作用位置, 在横向荷位三处, 且距纵向支座三5100cm左右的位置处。此处层间的粘结力破坏很大, 建议选用粘结效果较好的铺装材料, 为进一步分析桥面铺装受力规律提供了参考。
参考文献
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[2]王连仲.桥面铺装有限元模型分析对比[J].科技信息, 2009 (21) :705-706.
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[4]JTG D50-2006公路沥青路面设计规范[S].北京:人民交通出版社, 2006.
[5]JTG D60-2004公路桥梁设计通用规范[S].北京:人民交通出版社, 2004.
[6]杜小平.桥面铺装防水粘结层剪应力的有限元计算分析[J].公路交通科技 (应用技术版) , 2010 (9) :89-92.
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