【《某双层立体车库的仿真分析案例》2600字】

某双层立体车库的仿真分析案例1.1托盘结构有限元分析（静力学分析）为了保证托盘在停取车过程以及车辆停放过程中的安全稳定。需要对托盘进行静力学分析，及有限元仿真分析。1.1.1托盘结构静力分析在车辆驶入托盘后，托盘受力位置主要是前后轮处，所以可以将托盘的受力看做四个集中载荷。托盘与移动支架的接触为支架上的两根支撑杆，托盘的其他部位在移动时处于悬空状态，所以得出托盘的受力图为图1.1。考虑到托盘自身重量远小于汽车的重力，所以进行分析时忽略托盘自身重力的影响。此时，托盘所受力即为车辆的自重，即F总=Mg。图1.1托盘静载时的受力模型1.1.2托盘钢板静应力分析1.对托盘钢板建模首先采用UGNX11软件，进行建模，绘制出托盘的三维模型。保存好后有限元分析软件中，三维图如图1.2所示。图1.2托盘2.定义材料属性考虑到托盘除了承载汽车之外。在整个位移过程中，有一个加速过程，它的运动速度从0到匀速运动，承受了一定的冲击，通过翻阅相关文献可以确定，托盘板材选用Q235钢。3. 施加约束本文对托盘的有限元分析仅限汽车停稳时，托盘的约束为托盘底面与移动支架连接，连接方式定义为刚性连接，4.划分网格因为有限元分析结果的精确度与网格划分的粗细息息相关。所以我们在满足系统完成相关功能的前提下，需要将网格划分的越细越好。我们可以通过定义托盘模型的网格控制选项，生成网格。1. 求解根据ANSYS软件仿真通过选择和设置适应的数据计算方法、给定合理的参数，再通过制定准确的工况条件，确定相关计算内容后，利用相关软件进行数据运算，可以得出计算结果，并得到托盘钢板结构应力云图和托盘钢板应变云图。通过图像可以了解到托盘的相关情况。图1.3托盘整体结构应力云图托盘的材料需用应力在96MPa，对输出的应力图像进行分析，托盘中央与阻车器连接处所受应力最大，由上图1.3可以看出，最大应力为1.197X105Pa，最小应力为13326Pa托盘所有部分所受应力大小均小于屈服极限96MPa，托盘的设计符合要求。对托盘的位移图像进行分析，在受力作用下托盘各处最大形变量为0.04mm，最大形变量1.82mm，轴的其余部分最大形变量0.002mm。托盘的所有部分未发生明显形变。且托盘最大形变量低于国家标准的上限3mm【14】。图1.4托盘整体结构位移云图通过托盘整体结构位移图可以了解到，整体托盘应变形量为2.7mm，根据相关规定，立体车库的变形值不能超过3mm，通过分析结果确定，本托盘的设计满足设计要求【15】。综上可知：托盘在任何情况下的力学性能，强度、刚度及稳定性均能满足设设计要求，在正常工作时不会发生断裂等现象，设计合理可靠。1.2移动支架有限元分析（模态分析）移动支架对于整个运转体系起到承上启下的作用，为了确定立体车库中移动支架的固有振动特性，避免在特定频率下产生立体车库的共振【16】，我们对移动支架进行了模态分析。同时，该机构的自然振动频率不能与驱动电机激励频率相互接近，避免发生共振。为了研究移动支架机构的振动频率特性，这里对其单独进行了模态分析，模态分析阶数为前6阶。由于结构模型较复杂，不可能求出全部的固有频率和主振型，因此，只求出了移动支架整体钢结的前6阶固有频率和主振型，计算所得移动支架的前6阶固有频率如图1.5-1.10所示。图1.5模态1图1.6模态2图1.7模态3图1.8模态4图1.9模态5图1.10模态6表1车库前6阶固有频率最大变形量数据表模态阶数固有频率(Hz)最大变形量(mm)1阶2.36366.7032阶6.30778.89463阶7.3039.28014阶22.696.69165阶27.24512.1956阶34.77111.365由上图可知，有限元分析软件ANSYSworkbench对移动支架在整体钢结构运行中前6阶固有频率进行了结构振动模态分析，为在实际工程中提出避免钢架结构系统因共振影响稳定性而采用相应措施提供了依据，也为工程实践提供了有价值的参考。模态分析结果表明:一阶移动支架整体振动变形较小，整个钢结构最大变形发生在移动支架与链轮的连接处；二阶车库整体振动变形与一阶相比，移动支架竖梁相较于其他部位变形较大；三阶移动支架结构变形开始出现在停车托盘与移动支架连接处；四阶整体结构变形不大，最大变形发生在移动支架竖梁；五阶车库整体结构发生变形量较大，最大变形发生在上层托盘与移动支架连接处；六阶与五阶变形位置不变，但具有减小的趋势。在这些固有频率下，立体车库发生振动容易对移动支架钢架结构造成一定的坏破，严重时会造成支架钢架结构发生较大变形而影响车库的工作安全性。因此，在实际应用中，应该避免车库本身在使用时对钢架结构产生有害的振动频率，在操作时要避免引发车库钢架结构发生共振的固有频率【17】。分析可知，立体车库结构设计较合理，满足立体车库正常的存取车需求。1.3链条链轮有限元分析（瞬态分析）在移动支架运动过程中中，由于链条链节在运行时产生了相互作用的力，力随着时间的变化不断变化，产生了新的动载荷，对于整个车库的进出系统以及升降系统产生了影响，所以静力学分析已经不能满足当前的需要。特别是对托盘运输过程中如果移动支架的震动与链条链轮震动的两种振动频率相同，就会出现共振问题的发生，会对整个链条链轮传动系统产生很不利的影响，而且也会影响到整个车库的运行。所以考虑到这种情况我们有必要进行链传动系统的动态特性分析，通过对它动态性能的分析，我们可以更深刻的了解与认知到在整个机械设计中的不足之处。除此以外，对于链条链轮传动系统，我们可以通过模态分析测绘出它的各阶固有频率，让它与激振频率不同，这样就避免了共振的发生，这样对于升降机构的性能有大幅度的改善。所以说进行动力学瞬态分析是必要的【18】。通过查阅资料可知对于传动系统，在它正常工作的情况下，啮合历程中存在着传动误差、时变啮合刚度和冲击激励等来自传动系统内部的激励，这些激励都会使系统产生振动【19】。而我们通过ANSYSworkbench中的瞬态动力学分析(TransientStructural)模块，对升降系统中链条平移齿轮传动的过程进行分析，可以得出其等效应力云图以及总变形图，如图1.9及1.10所示图1.9链传动等效应力云图图1.10总变形云图从图中可以看出，最大应变：0.13最大应力：487Mpa我们了解到在齿轮啮合的时候，它的动态接触应力与时间有关，会跟随者时间的变动而变动，但是它的等效应力值却始终在一个稳定的范围内波动。从图中可以明显看出，动态接触应力值的最大值为487Mpa，即该传动系统齿轮接触应力最大值为487MPa,存在一定的波动幅度范围，波动幅度约为11%左右。传动齿轮的材料为20CrMnTi,该材料的屈服强度为834Mpa,为了安全系数计算的可靠性【