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基于SpaceClaim与Excel的参数化建模及应用

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案例主要探讨Space Claim中的参数化能力,并结合实际的分析案例说明如何高效利用其参数化能力。


ANSYS参数化建模

不同于传统的3D软件的建模方式和Design Modeler基于特征的建模方式(图1),可以看到其建模会保留相应的特征建模树。ANSYS Space Claim则采用直接建模方式,可以灵活地堆模型进行快速的修改,并不记录任何模型的修改过程(图2),其参数化可以通过创建组来实现,其具体实现方式是拉动工具或移动工具被激活的状态下,选择集 合相关的尺寸,即可将该尺寸创建组保存为参数化的驱动尺寸,以备后续在ANSYS的具体分析中用作参数。通过以下对比(表1)可以发现,基于特征的建模和基于Space Claim的动态建模之间的差异。

表1 Space Claim建模与Design Modeler建模的对比

图1 Design Modeler基于特征建模           图2 Space Claim建模

ANSYS Space Claim中支持的参数化方式主要有以下几类:

1) 尺寸参数化:将模型的几何尺寸定义为参数,通常借助拖动工具来实现;

2) 位置参数化:将需要参数化的零部件的位置设定为参数,通常借助移动工具来实现;

3) 参数间函数:借助EXCEL的计算和函数来驱动尺寸和位置参数的改变;

4) 表达式:在建模的过程中直接利用表达式来定义需要参数化的尺寸。

打开ANSYS Space Claim默认情况下,菜单栏中并没有EXCEL(如图3所示),需要通过以下设置以实现在菜单栏中显示EXCEL(如图6所示)。

1) 在file中选择Space Claim options(如图4);

2) 在Space Claim options中,选择Add-Ins,然后选择Excel Dimension Editor(如图5所示);

图3 ANSYS Space Claim默认菜单栏

图4 ANSYS Splace Claim options选项     图5 Excel Dimension Editor

图6 ANSYS Space Claim菜单栏(Excel显示)

打开Excel dimension editor后,即可在ANSYS Space Claim中创建基于EXCEL的参数化模型,通常需要以下步骤:

1) 创建驱动尺寸,选择相应的特征进行拖拉或者选择部件进行移动,将其尺寸或者位置参数进行参数化;

2) 将所有的参数定义完毕后,选择菜单栏中的Excel,鼠标左键单击create按钮;

3) 创建好的驱动尺寸以Excel表的形式显示;

4) 在Target Value一栏直接键入新的尺寸值或者通过表达式计算键入新的尺寸值。

5) 设定完新的尺寸后,单击Excel下的update按钮即可更新模型。


Crash Frame的参数化建模

在产品的租赁使用场景中,机组经常需要从一个地方运输到另外一个地方,为了提高运输和机组安装的效率,设计团队考虑为机组增加专门用于机组安装和吊运的框架结构(图7),称之为crash frame。结合机组的结构设计,框架结构的设计需要考虑以下方面:

1) 机组中不同部件的重量差异较大,因此在考虑和选择机组与其安装框架的减振器规格时,传统的解决方案是对一台机组,根据其重量的分布,选择不同规格的减震器。这样在安装现场容易出现的问题是,减震器的位置安装错误;

2) 机组产品的模块化和系列化设计,需要考虑为系列化的机组长度提供不同长度的安装和吊运框架;在框架结构的设计中,需要合理为不同长度的机组确定其叉车槽位置、底部和顶部吊运孔位置、减震器的支撑位置。

由于Crash frame的主要功能是在机组的租赁使用中方便机组的高效安装,调运。其结构设计除了满足强度和刚度的要求,还需要考虑支撑机组的减震器(一般为6个~10或者12个橡胶减震器)安装位置,crash frame的叉车搬运,吊车从底部或者顶部的调运。因此,还需要从安装的角度考虑,确保crash frame各个功能部件之间留有允许的安装空间。通常这部分工作由结构设计团队来完成,然后将设计模型作为输入给结构分析团队进行分析确认,然后再将分析结果以及相应的改进方案反馈给设计团队,如此反复,直到找到满足安装要求,强度要求,刚度要求的结构设计方案。然而这种协作方式效率非常低下,完全不能满足当前缩短产品开发周期,快速响应市场的要求。

因此结构分析团队采用建立参数化模型的方式,快速建立参数化模型,基于参数化模型实现设计方案的优化。同时利用space claim与Excel之间的参数交互,可以在Excel中快速修改参数Target Value的值即可更新模型。以下仅以减震器的位置参数化为例简要说明crash frame参数化建模的过程。

1) 将减震器的安装位置设定为优化的参数;因此可以通过移动减震器的支撑,然后将其位置定义为参数,需要定义完所有减震器的支撑位置参数,然后在选择Excel菜单栏,然后创建基于Excel的参数化驱动模型。下图(图8)为完成参数化的模型。

2) 选择菜单栏EXCEL,然后单击create即可快速生成带有参数的excel,如下图(图9)所示,在excel中可以增加相应的备注,以说明参数的含义(如下表2所示)。

图9 创建基于Excel的参数化模型

表2 自动创建基于Excel的参数化模型的参数

3) 在Target Value一栏直接键入新的尺寸值或者通过表达式计算键入新的尺寸值。然后直接点击update即可更新模型。当前也可以选中Auto update则可以实现自动实时更新(图10)。表3列出了对应的current value以及target value的值。更新完成后current value即为Target value,可以修改target value完成新的参数化模型的更新,更新完成后的减震器位置如图11所示。

图10 基于Excel更新参数化模型

表3 自动创建基于Excel的参数化模型的参数

图11 减震器位置更新后的参数化模型

4) 在Excel中除了可以增加相应的备注外,还可以利用excel的函数功能,强大的计算功能以及利用excel来快速确认crash frame主要结构部件之间的距离,以满足部件安装空间的要求。在本案例中,结合机组的重心位置先确定叉车槽的位置,以及底部顶部调运时相应部件的位置,最后优化减震器的位置时,要求减震器的位置离相应部件的距离保持合理的安装空间距离,以便现场安装。


1) ANSYS Space Claim提供了高效的直接建模工具,可以通过对特征的拖拉以及部件的移动来快速修改模型,并建立参数化的模型.

2) 利用Excel可以方便管理和分析参数化模型的相关参数,并且可以充分利用Excel的功能,对模型的参数进行可视化的显示;

3) 基于Space Claim及Excel不仅可以高效建立参数化的模型,同时也方便后期的设计方案优化以及确定不同参数之间的关系(参数见关系可能对应结构设计中的允许安装空间)。


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公众 号:机电君


结论


来源:机电君
SpaceClaimDesign ModelerANSYS
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首次发布时间:2024-10-12
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ErNan.Chen🍃
硕士 | CAE工程师 即物而穷其理
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高速滚动轴承振动特性及动刚度影响因素分析

机电君:学习方法,思路。案例的生效往往跟应用场景,模型简化,工况边界载荷的加载有很大关系,也会有一定的人为因素。希望以我热情可以为大家提供思路。案例以61896深沟球轴承为例,建立轴承动力学方程,利用ANSYS开展高速工况下的滚动轴承动力学仿真分析,包括模态分析和谐响应分析。基于模态和谐响应结果,分析轴承的振动特性,包括振动幅频关系、位移应力等。基于轴承刚度理论,分析轴承径向动刚度,探究激励频率、滚动体数目和材料等变量对轴承刚度的影响。1 理论基础轴承在高速重载工况下的受载如图1(a)所示,为开展轴承动力学分析,建立深沟球轴承的动力学模型如图1(b)所示,可将球体与内外圈看成质量阻尼系统。对于高速重载深沟球轴承,轴承外圈固定,内圈以恒定转速转动。图 1 轴承载荷示意及其动力学模型将接触力分解到x, y两个方向,深沟球轴承承受的轴向载荷较小,可忽略,此时的球与内外圈之间的接触角可假定为0。考虑轴承在转子系统中的转子质量不平衡偏心。则轴承动力学方程可表示为:2 深沟球轴承振动仿真分析2.1 滚动轴承有限元模型基于本文滚动轴承是在高速重载工况下运行,因此材料一般采用高碳铬轴承钢,案例以GCr15轴承钢作为轴承材料,材料特性参数如表1所示。为便于对所研究的轴承进行分析,对在高速运转情况下稳定运行的管绞车发动机轴承作如下简化:表 1 轴承材料参数(1)由于保持架的作用仅是保持滚动体固定间距,同时若建立保持架又将增加许多接触对,会大大增加仿真的时间,因此不建立保持架的实体。由于保持架与球滚动体之间的作用力很小,并且不确定,在分析中忽略保持架的作用力。(2)由于高速时热效应和乏油现象的影响,球与套圈滚道之间的弹流润滑油膜很薄且不易完全形成,因此忽略弹流对轴承动刚度的影响。(3)为简化计算,忽略轴承倒角。如表2所示为61896深沟球轴承几何结构参数,基于几何参数,建立轴承三维模型。对滚动轴承进行网格划分,网格质量直接决定了有限元计算的效率和精确性,一般网格质量平均值达到0.7以上,表明网格质量达到要求。对外圈和内圈皆采用四面体网格划分,对滚动体进行网格加密,划分后的平均网格质量为0.84,达到网格质量要求。此时网格单元数量35104,其网格划分的有限元模型如图2所示。表 2 61896轴承主要结构参数图 2 网格划分的有限元模型约束与载荷加载方面,由于模态分析和谐响应分析都是线性分析,故外圈和球体、球体和内圈之间的接触非线性都会被忽略,故接触采取默认。在轴承运行过程中,由于轴承外圈是由轴承座约束,所以对轴承外圈外表面施加全约束;为防止加载过程中内圈出现倾斜,对内圈两端面施加轴向约束。2.2 结果分析2.2.1 模态分析对于连续的弹性体,理论上有无数个多阶固有频率,但通常低阶固有频率研究更有意义,因为对于高阶固有频率,自振时间较短,自振周期较低,对结构造成的破坏影响不大,而且系统的工作频率或者环境激励频率一般情况下都比较低,因此,大多数情况下,只研究前几阶固有频率即可满足要求,故只取前6阶固有频率。前6阶模态如表3所示,模态振型云图如图3所示。表 3 受径向载荷及离心力作用下的模态具体情况由于各个滚动体的刚度是相同的,且轴承属于对称结构,因此,轴承的各阶振型一般也具有对称性的特点,轴承的固有频率在一定程度上会有所重叠。从模态固有频率表3及振型图3发现,其中2阶和3阶以及4阶和5阶的固有频率接近并不是完全相等的,其差别非常的小,理论上2阶的固有频率应该相等,但由于建立模型误差和有限元中数值误差的综合作用(其中模型误差主要包括倒角的简化忽略、装配误差等,而有限元数值误差主要存在网格划分等方面),在一定程度上造成了固有频率之间的差异。而在实际的生产制造中,其2阶和3阶固有频率也不完全相同,因为一般用来制造轴承的材料不是非常均匀的材料。从图3模态振型图中,可发现轴承的低阶振型变化量较大,其振型变化主要发生在轴承内圈和滚动体上,其中第一阶模态的变形量最小,其变形量达到了9.16 mm,第六阶模态变形量最大,达到18.58mm。对于轴承精密部件,若发生系统发生共振,这种程度的变形量对于轴承的稳定性是有较大威胁。利用控制变量法对轴承进行进一步模态分析,仅改变滚子数量Z(由13到25),61896轴承6阶模态分析对比如图4所示。由图4可知,随滚动体数量的增加,轴承各阶模态的频率都有一定程度的增加,其中前3阶模态增幅较为平稳。图 3 轴承前6阶模态振型图 4 不同滚子数量下的轴承固有频率2.2.2 谐响应分析结构的谐响应分析主要是基于不同频率下载荷的振动响应,直接与结构的载荷有关。为模拟真实工况下,轴承受简谐载荷作用下的振动响应,以模态分析为基础,利用模态叠加的方法对轴承进行谐响应计算分析,取模态分析前6阶频率为求解范围,即0~6 500 Hz范围内,通过求解计算得到X、Y、Z方向上频率和振幅的关系,如下图5所示。从图5中的轴承结构X、Y、Z方向位移响应曲线可知,X、Y、Z方向上均存在三次极大值,其中第一次极大值点在1阶固有频率附近,而第二次极大值点在2和3阶固有频率附近,第3次极大值点在4和5阶固有频率附近。其中在1阶固有频率附近2700Hz处为最大值点,此时振幅达到了最大,即共振峰值。由此可看出,当频率为0~2700Hz时,轴承结构的位移响应随频率的增大而增大,呈现正相关,1阶固有频率为该轴承系统的共振波峰值。从波峰数值大小可发现,X、Y方向的最大振动位移远大于Z方向,这是由于X、Y方向为径向方向,而Z方向为轴向。由于深沟球轴承主要承受径向力,故案例只施加了径向X和Y方向力,所以X和Y方向的最大位移较大。为进一步观察轴承的最大变形量,对轴承在固有频率2760Hz处的变形量和接触应力进行分析,仿真结果如图6和图7所示。图 6 轴承应力云图图 7 轴承位移云图由图可知,轴承最大变形出现在内圈上,而最大应力发生在滚子上,为2301.3MPa。轴料屈服强度为518MPa,共振时产生的应力超出了材料屈服强度,这将使轴承产生疲劳损伤,其中滚子与内圈破坏较为严重。3 动刚度分析3.1 动刚度定义动刚度是指受动态载荷干扰后,结构自身抵抗变形的能力。动刚度所受载荷为动载荷,与强迫振动有关,若轴承受到转子带来的不平衡简谐力为Fu,幅值为A,频率为ω。引起的变形为y,其幅值为Y,即:即动刚度是轴承系统内一点上的简谐力与由该简谐力产生在作用力方向上的位移的比值。由于激振力产生的强迫振动的频率与激振力自身频率一致,而且基于前面轴承的谐响应分析可知,由强迫振动产生的位移与频率有关,所以动刚度不仅取决于激振力大小、轴承的结构,还与激振力的频率有关,随着频率的变化而变化。3.2 61896滚动轴承平均动刚度分析基于前面对61896深沟球轴承的谐响应分析结果,结合动刚度定义,对数据进行处理,最终得到滚动轴承在简谐周期力作用下径向方向的平均动刚度随频率变化曲线,如图8所示。由动刚度定义可知,动刚度与振动位移成反比,即动刚度随频率变化趋势与振动位移变化趋势相反,振动位移在频率为2760Hz即1阶固有频率附近达到波峰,结合图8可知,在频率达到1阶频率前,随着频率的增加,轴承动刚度减小,动刚度在1阶频率附近达到波谷,即最小值。而当频率超过1阶频率后,轴承动刚度基本随着频率的增加而增加,达到其他阶固有频率附近时,动刚度再次达到极小值。图 8 61896轴承在不同频率下的动刚度3.3 轴承参数对轴承动刚度影响分析基于上述对61896轴承动刚度分析,1阶固有频率处是轴承动刚度变化的转折点,而且2700Hz对应的极限转速也是相当高,故本部分将探究前3000Hz范围内的轴承参数对平均径向动刚度影响规律。3.3.1 滚动体数目对轴承动刚度影响如图9所示为在不同滚动体数目下的轴承动刚度随频率变化曲线,由图可知,在各轴承达到1阶固有频率前,随着滚动球体个数的增加,其轴承动刚度也相应增加。而且随着滚动体个数的增加,各滚动体数对应的轴承固有频率数值也随之增加。但增加滚动体球数,就需相应的增加轴承保持架的兜孔个数,这将使保持架梁变薄,致使保持架早期失效。故由此可推断,在保证保持架刚度的前提下,为提高轴承的稳定性应尽可能选较多的滚动体数。3.3.2 不同球体材料对轴承动刚度影响轴承内外套圈材料选用GCrl5,球材料分别为陶瓷材料Si3N4,高碳低铬轴承钢GCrl5,及渗碳轴承钢20CrNiMo,其轴承动刚度随频率的变化如图 10。图 9 不同球数下的轴承动刚度图 10 球材料对轴承刚度的影响由图10可知:首先,球材料变化时,轴承动刚度随转速的变化曲线随之改变,但总体变化趋势相同,随着频率的增大,轴承刚度在减小;其次,在其他两种材料已达到1阶频率时,球材料为Si3N4的轴承还未达到1阶频率 ,故其1阶频率要大于GCrl5和20CrNiMo最后,球材料为GCrl5和 20CrNiMo时,动刚度随频率的变化曲线比较接近,且当频率小于2900Hz时,球材料为Si3N4的轴承动刚度比球材料GCrl5和20CrNiMo时的要大,当频率达到2900 Hz时,随频率的继续增大,球材料为GCrl5和 20CrNiMo 的轴承动刚度比球材料为 Si3N4 时的大。这是由于材料密度会影响物体的惯性力矩及质量,材料弹性模量和泊松比会影响两物体接触形变量,从而影响轴承刚度。4 结 语(1)高转速深沟球轴承在1阶固有频率时发生共振,振动位移急剧增加,达到最大。且此时轴承内圈和滚子破坏最为严重,与实际损坏情况相符。(2)在达到1阶固有频率前,轴承动刚度随着激励频率的增加而减小,随着滚动体数目的增加而增加。在常用的滚动轴承材料GCrl5、Si3N4以及20CrNiMo中 ,陶瓷材料Si3N4的滚动体动刚度最佳。网络整理,仅限内部分享,禁止商用公 众号:机电君来源:机电君

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