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大摆锤计算说明书主体材料：Q235高度：13880mm摆角：120乘客：32 九峰游乐设备制造有限公司2012年01月大摆锤计算说明书主体材料：Q235高度：13880mm 摆角：120乘客：32 作者：赵九峰赵九峰 河南平顶山人，2009年大连理工大学工程机械专业硕士毕业，CAD/CAE工程师，主要从事游乐设备设计、计算、有限元仿真，仿真论坛Ansys WB版主。 熟练使用SolidWork等绘图软件，3D、工程图、焊件、钣金设计；熟练使用ANSYS、Workbench等做机械相关领域的结构计算和仿真分析；从事游乐设备设计，仿真，计算，并对申报，鉴定进行指导。九峰游乐设备制造有限公司2012年01月注 意 事 项 1、报告无编制、审核、批准人签字无效； 2、报告涂改无效； 3、委托单位对本报告如有疑义，请于十五天内提出书面意见。赵九峰作品 未经作者同意请勿用于商业活动大摆锤计算说明书目 录1概述12工作依据13主要工作内容14计算模型简化说明与材料参数15大摆锤载荷特性分析26支架固定筒和立柱的有限元分析47悬臂的有限元分析78转盘的有限元分析119计算结果汇总及结论161 概述随着我国经济的快速发展，游乐设施在人们日常生活等领域得到越来越广泛的应用，大摆锤是目前国际上流行的新型游乐项目。该设备造型美观，结构科学，气势磅礴。游客乘坐在高速旋转的摆锤上往复摆荡，令人目眩神迷，惊心动魄；游客往往情不自禁的发出惊呼与欢笑，极大的提高了整个游乐场欢乐气氛，使许多游客留恋忘返，不愿离开。如图1所示。图1 游乐场中的大摆锤九峰游乐设备制造有限公司，于2011年设计了大摆锤，拟对大摆锤的支架立柱、支架固定筒、悬臂和转盘等结构件进行强度结构分析。为完善其产品提供技术数据和计算依据。2 工作依据（1）“大摆锤”设计图纸（图纸编号：SYDBC）；（2）GB8408-2008游乐设施安全规范；（3）游乐设施实用手册。3 主要工作内容（1）建立大摆锤支架立柱、固定筒、悬臂和座椅转盘的有限元数值分析模型；（2）计算大摆锤支架立柱和固定筒在设计载荷作用下的应力强度；（3）计算大摆锤悬臂在设计载荷作用下的应力强度；（4）计算大摆锤座椅转盘在设计载荷作用下的应力强度。4 计算模型简化说明与材料参数4.1 计算模型简化说明理想情况下，希望建立尽可能详细的仿真模型，然而，由于有限的计算机资源和算法限制，应该简化大摆锤的模型。由于筋板、螺栓、螺纹等细节结构，对大摆锤的整体结构影响微乎其微，可以忽略不计，所以本项目在建模时都不建立筋板、螺栓、螺纹等具体细节结构。另外，大摆锤还包括电机、齿轮、爬梯、座椅等附属质量，在SolidWorks中建立精细化模型，得到为相应的质量载荷，施加在大摆锤的整个钢架结构的相应位置上，模拟这些附属构件对整个大摆锤钢架结构产生的影响。4.2 大摆锤的材料参数整体结构材料：Q235钢。材料力学参量为：材料密度为 =7.85 t/m，弹性模量E=210MPa，泊松比 =0.3。5 大摆锤载荷特性分析大摆锤在重力作用下在铅垂平面内作周期运动，就可以简化成为单摆的物理运动模型。如图2所示。图2 大摆锤运动的物理模型假设大摆锤的最大摆角a=120,则高度 （1）其中：h大摆锤最高点距转筒中心轴线的高度，如图2所示； r大摆锤悬臂的长度。在大摆锤的从最高点，运动到最低点的过程中，仅受到重力的作用，机械能守恒，重力势能完全转化为动能： (2)其中：m大摆锤摆动部分的简化质量； g标准重力加速度，9.8m/s2；v大摆锤运动到最底部时的瞬时速度。把公式（1）的结果代入公式（2）中，求得大摆锤运动到最低点时的速度：v= （3）大摆锤在摆动过程中，绕着转筒轴线，做圆周运动，根据圆周运动的向心力公式： （4）大摆锤运动到最底部时，在竖直方向上，大摆锤受到重力和悬臂的拉力，则： （5）其中：摆臂的拉力；把公式（3）的结果代入公式（4）、(5)中，求得大摆锤摆动部分的质量对悬臂的拉力为：=。由上面的计算结果表明，大摆锤运动到最底部时，受到4g的加速度，属于物理学中的超重现象，由于运动到最底部时，重力势能全部转化为动能，速度最大，则此时的加速度也最大，所以，大摆锤运动到最底部时，整个大摆锤的结构，受到的载荷最大。作用在支架固定筒上的载荷，包括转筒、吊臂、座椅、乘客等附加质量，由于在摆动过程中，受到离心力和动载冲击的作用。考虑这些影响因素，估算整个结构，所受的最大载荷，如下表1所示： 6 支架固定筒和立柱的有限元分析6.1 几何模型使用通用结构分析软件ANSYS Workbench Environment(AWE)14.0多物理场协同CAE仿真软件，仅对支架固定筒和立柱，建立了有限元实体模型，根据对称性，可仅对结构的四分之一进行建模。如图3所示。（a）立柱支架的四分之一（b）支架固定筒的截面（c）立柱与支架固定筒的连接局部（d）立柱上法兰（e）立柱下法兰（f）立柱与底面支板的连接部位图3 支架固定筒和立柱的几何模型6.2 有限元实体模型根据大摆锤的几何模型，建立了有限元模型。采用20节点的186单元对有限元实体模型并进行单元网格划分，并使用扫掠为主的网格划分方法，获得了六面体为主的较为理想的有限元网格，为获得较为精确的仿真结果，并在关键部位进行局部加密。如图4所示。单元总数为45742个，节点总数为156198个。（a）立柱支架的四分之一网格（b）支架固定筒的截面网格（c）立柱与支架固定筒的连接局部网格（d）立柱上法兰连接网格（e）立柱下法兰连接网格（f）立柱与底面支板的连接部位网格图4 支架固定筒和立柱的有限元模型6.3 载荷与约束根据立柱与固定筒结构的对称性，在结构的对称面上施加对称约束。立柱底座的上施加全约束，模拟底座与地面的固定连接。由第5节可知，单只为其四分之一时，考虑冲击系数时的最大拉力为29203.365kg。四分之一支架固定筒受到吊臂等的载荷为F1：29203.3659.8=286192.977N机架纯总静载荷4878.18，考虑为四分之一结构，施加在模型上的静载荷为P2：9.8=13685.161N考虑重力的影响，在Y的负方向，施加标准的重力加速度9806.6mm/s2。载荷与约束如图5所示。（a）整体的载荷与约束（b）固定筒的载荷与约束图5 立柱与固定筒载荷与约束示意图6.4 有限元应力分析结果在悬臂及转盘等冲击载荷，以及机架等附属静载荷作用下，支架固定筒和立柱的整体应力（第三强度理论计算值）云图如图6（a）所示。最大应力为71.751MPa，出现在固定筒切削直径处的外表面。如图6（b）所示。立柱的最大应力出现在立柱的底部，如图6（c）所示。与底板的连接部位，最大应力为55.552MPa，如图6（d）所示。（a） 立柱整体的应力云图（b） 立柱的局部最大应力图6 规格1下立柱与固定筒的分析结果7 悬臂的有限元分析7.1 几何模型使用通用结构分析软件ANSYS Workbench Environment(AWE)14.0多物理场协同CAE仿真软件，对大摆锤的悬臂建立了有限元实体模型，根据对称性，可仅对结构的四分之一进行建模。如图7所示。（a）大摆锤悬臂的四分之一（b）悬臂的横臂截面（c）立臂的四分之一（d）立臂与驱动安装座的连接部位（e）悬臂的驱动安装座（f）转盘六方体图7 大摆锤悬臂的几何模型7.2 有限元实体模型根据大摆锤悬臂的几何模型，建立了有限元模型。采用20节点的186单元对有限元实体模型并进行单元网格划分，并使用扫掠为主的网格划分方法，获得了六面体为主的较为理想的有限元网格。如图8所示。单元总数为22230个，节点总数为101998个。（a）大摆锤悬臂的四分之一网格（b）悬臂的横臂截面网格（c）立臂的四分之一网格（d）立臂与驱动安装座的连接部位网格（e）悬臂的驱动安装座网格（f）转盘六方体网格图8 大摆锤悬臂的有限元模型7.3 载荷与约束根据悬臂结构的对称性，在结构的对称面上施加对称约束。悬臂的上部与固定筒连接的部位，施加全约束。由第5节可知，单只为其四分之一时，考虑冲击系数时的最大拉力为29203.365kg。四分之一悬臂在Ansys中的质量为1756.5kg。则悬臂受到的载荷为F3：（29203.365-1756.541.5）9.8=182910.777N把F3施加在转盘六方体与支臂连接大的相应部位，方向为Y向负向。考虑到悬臂摆动到最底部时，受到4g的加速度，以及1.5倍的动载系数，Y的负向施加6g的加速度。载荷与约束如图9所示。（a）整体的载荷与约束（b）悬臂对称面的约束图9 悬臂载荷与约束示意图7.4 有限元应力分析结果悬臂在6g的加速度以及转盘动载影响作用下，悬臂的整体应力（第三强度理论计算值）云图如图10（a）所示。悬臂的最大应力为98.354MPa，出现在立臂与驱动安装座连接部位的筋板部位，如图10（b）所示。横臂的最大应力为出现在横臂与立臂连接部位，最大应力为72.319MPa，如图10（c）所示。驱动安装座的最大应力为出现在驱动安装座的散热孔周围，最大应力为64.961MPa，如图10（d）所示。（a） 悬臂整体的应力云图（b） 悬臂的局部最大应力（c）横臂的局部应力云图（d）驱动安装座的应力云图图10 悬臂的分析结果8 转盘的有限元分析8.1 几何模型使用通用结构分析软件ANSYS Workbench Environment(AWE)14.0多物理场协同CAE仿真软件，对大摆锤的转盘建立了有限元实体模型，根据对称性，可仅对结构的四分之一进行建模。如图11所示。（a）大摆锤转盘的四分之一（b）转盘支臂与六方体的连接部位（c）转盘支臂的截面（d）转盘支臂与圆圈弧连接部位（e）转盘圆圈弧内隔板（f）转盘支圆圈弧内腹板局部图11 大摆锤转盘的几何模型8.2 有限元实体模型根据大摆锤转盘的几何模型，建立了有限元模型。采用20节点的186单元对有限元实体模型并进行单元网格划分，并使用扫掠和自由四面体的网格划分方法，获得了六面体为主的较为理想的有限元网格。如图12所示。单元总数为62583个，节点总数为130229个。（a）大摆锤转盘的四分之一网格（b）转盘支臂与六方体的连接部位网格（c）转盘支臂的截面网格（d）转盘支臂与圆圈弧连接部位网格（e）转盘圆圈弧内隔板网格（f）转盘支圆圈弧内腹板局部网格图12 大摆锤转盘的有限元模型8.3 载荷与约束大摆锤的建立了四分之一模型，则对应有8名乘客。座椅的质量为112.37kg，乘客的质量为70kg。考虑到转盘摆到最底部时候，受到的向心加速度最大，以及加速度的影响和动载的影响，则施加在转盘上的载荷为：（112.37+70）9.841.5=10723.356N考虑到转盘摆动到最底部时，受到4g的加速度，以及1.5倍的动载系数，Y的负向施加6g的加速度。转盘为四分之一模型，在对称面上施加对称载荷，转盘六方体上表面与悬臂用法兰紧固连接，施加全约束。载荷与约束如图13所示。（a）整体的载荷与约束（b）转盘局部的约束图13 转盘的载荷与约束示意图8.4 有限元应力分析结果转盘在乘客、座椅以及6g的加速度以及动载影响作用下，大摆锤转盘的整体应力（第三强度理论计算值）云图如图14（a）所示。转盘的最大应力为104.09MPa，出现在支臂与圆圈弧连接部位的外表面下部，如图14（b）所示。转盘六方体的最大应力为出现在转盘立臂与六方体板连接部位，最大应力为100.94MPa，如图14（c）所示。转盘立臂的最大应力为出现在立臂上部，最大应力为46.991MPa，如图14（d）所示。（a） 转盘整体的应力云图（b） 转盘的局部最大应力（c）转盘六方体应力云图（d）转盘立臂的应力云图图14 大摆锤转盘的分析结果9 计算结果汇总及结论9.1 计算结果汇总表2所示为大摆锤各部件的应力值及相应的安全系数。表2 结果汇总表编号大摆锤各组件评价变量许用值结论名称应力值安全系数1固定筒与立柱整体范围内最大应力71.751MPa5.23.5满足条件固定筒范围内最大应力71.751MPa5.23.5满足条件立柱的最大应力55.552MPa6.83.5满足条件2悬臂整体范围内最大应力98.354MPa3.83.5满足条件横臂的最大应力72.319MPa5.23.5满足条件驱动安装座的最大应力64.961MPa5.83.5满足条件3转盘转盘整体范围内最大应力104.09MPa3.63.5满足条件转盘六方体的最大应力100.94MPa3.73.5满足条件转盘立臂的最大应力46.991MPa8.03.5满足条件注：（1）大摆锤结构所采用材料为Q235，根据游乐设施实用手册中GB8408-2008游乐设施安全规范表2规定，游乐设施承受到最大应力与材料的极限应力的比值为安全系数：n=n, 其中=375Mpa，n为3.5。9.2 结论本部分报告对大摆锤的各个关键部件在重力和冲击载荷作用下，进行应力强度的计算和分析。计算结果表明：（1）大摆锤整体达到预期设计要求。（2）大摆锤摆动过程中，应控制单摆的单侧摆角120；（3）在立臂