静动态分析范文（精选8篇）
静动态分析 第1篇
以山东鑫泰数控装备科技有限公司生产的CKGB6136机床的主轴为研究对象。该机床其最高主轴转速为3000 , 进给系统的快移速度为30 。图1为该机床的虚拟装配结果。
该机床主轴轴承采用哈轴HRB精密轴承。机床主轴采用两支承和前端定位结构, 前支承采用内锥孔双列圆柱滚子轴承来承受径向力, 提高机床主轴径向刚度和主轴回转精度, 采用背靠背安装的角接触球轴承来主要承受轴向力, 减小主轴轴向窜动量, 提高轴向刚度;后支承采用背靠背安装的角接触球轴承, 主要承受轴向力。
2有限元模型的建立
有限元模型的建立, 可以在有限元分析软件中直接建立, 也可以采用其他三维实体造型软件建立, 然后通过对应的接口调入分析软件中。本文对于机床及其部件模型的建立都是通过PRO/E来实现的。在建模过程中, 对模型进行了必要的简化, 螺纹、键槽等按实体处理, 忽略了一些局部特征。图3为机床主轴的动力学模型。利用弹簧阻尼单元模拟轴承的弹性支承, 位置取在轴承安装的中间截面处。
主轴的刚度包括径向刚度和轴向刚度, 一般来说, 径向刚度远比轴向刚度重要, 是衡量主轴单元精度和抗振性的重要指标, 通常用来代替主轴的刚度。而且主轴的轴向刚度完全取决于轴承的轴向刚度, 因此在建立有限元模型中只考虑径向刚度影响, 利用四个周向均布的弹簧阻尼单元模拟。由于弹簧布置角度的不同, 分析结构差异很小, 即对主轴固有特性的影响很小, 所以本文则主要针对图4所示的弹簧布置情况进行研究分析。
在有限元模型建立过程中, 每组弹簧阻尼单元采用combin 14单元, 该单元具有一维, 二维或三维应用中的轴向或扭转的性能。弹簧阻尼单元没有质量, 其质量可以通过其他合适的质量单元来添加, 如MASS21等。主轴零件采用Solid 92单元, 该单元有二次方位移和能很好划分不规则的网格, 并且有可塑性、蠕动、膨胀、应力钢化, 大变形, 和大张力的能力。对于主轴支承部分, 在每个圆周截面上沿圆周均布的四个弹簧阻尼单元, 弹簧单元的长度按照各处轴承的内外圈半径确定。外圈节点利用关键点建立, 内圈节点采用硬点建立, 同时弹簧单元的划分数目为1。而所有弹簧阻尼单元的外部节点, 采用全约束限制所有自由度, 对于前端的内锥孔轴承支承内部的四个节点则限制轴向自由度, 其他的节点则是自由状态。
弹簧阻尼单元combin 14的输入数据:
滚动轴承的弹性变形量与载荷不是线性关系, 轴承的刚度也不是恒定值。因此轴承的刚度可以通过经验公式来计算。
C=kd
式中:C轴承的刚度, N/μm;
k刚度系数;
d轴承内径尺寸, mn;
其中由哈轴集团公司提供的刚度系数为:
角接触球轴承70 (00) AC ∶7.3 (DBB)
圆柱滚子轴承NN30∶30 (2μm过盈)
由于阻尼对横向振动固有特性的影响很小, 所以各支承处的弹簧阻尼单元其阻尼都忽略不计。
3静载荷的计算及主轴部件静刚度分析
对于主轴部件而言, 仿真分析主要考虑的外载荷为机床加工过程中的切削力。在实际中使用的切削力计算的经验公式有:指数公式和单位切削力。而本文仿真分析所使用的是指数公式。
主切削力 Fc=9.81CFcaxFcPfyFcvnFcKFc
背向力 Fc=9.81CFpaxFpPfyFpvnFpKFp
进给力 Fc=9.81CFfaxFfPfyFfvnFfKFf
式中KFc, KFp, KFf是各种因素对切削力的修正系数的乘积, 并且
KFc=KmFcKKrFKr0FKKλsFKrεF,
其中KmFc钢和铸铁的强度改变时切削力的修正系数, 当加工材料为结构钢和铸钢时undefined;
KKrF加工钢和铸铁时刀具主偏角改变时切削力的修正系数;
Kr0F加工钢和铸铁时刀具前角改变时的修正系数;
KKλsF加工刚和铸铁时刀具刃倾角改变时的修正系数;
KrεF加工钢和铸铁时刀具刀尖圆弧半径改变时的修正系数。
静载荷计算输入数据如下表所示:
由计算可得主轴系统的主切削力Fc=2087.1N;背向力Fp=430.2N。有限元模型的加载及分析结果如图6所示:
由图可得主轴的静刚undefined。
根据主轴刚度的经验计算公式计算可知:
主轴模型当量直径:undefined
其中, d1、d2、、di主轴简化模型对应各段的直径, mm;
l1、l2、、li主轴简化模型对应各段的长度, mm;
主轴挠度:undefined
其中, F外载荷, mm;
a前端悬伸, mm;
b跨距, mm;
dn主轴通孔直径, mm;
主轴刚度:undefined
将主轴模型对应的各数据带入公式可得Ks=335.6, 与有限元法得到的数据324.3相符的比较好。后经分析, 仿真结果与计算结果之间存在差异, 主要是由于外载荷切削力的施加位置方式与主轴实际加工时的情况存在偏差, 比如加工时主轴实际所受力的位置等。但是仿真分析结果符合设计所需, 满足要求。
4主轴及主轴部件模态分析结果及其说明
经分析得, 主轴在自由状态下的各阶频率及对应转速如下 (主轴前六阶视为平动, 固有频率为零) :
其中第七阶和第八阶的频率相近, 可以视为分析计算的重根, 模态又相互独立且正交, 所以此时的转速可以看成为临界转速之一。然而本机床的设计最高转速为3000 , 远低于4206 , 所以此情况下的分析结果表明, 此主轴的设计是合理的。
对应主轴附加轴承弹性约束时的各阶频率为 (主轴组件前六阶对应频率为零, 视为平动) :
分析得, 在施加弹簧阻尼约束, 即轴承约束的条件下, 6阶-24阶主轴组件的频率值都很小, 几乎为零, 而第25阶时发生阶跃达到1258.4HZ。并且第一次相互独立且正交的重根出现在第25阶和第26阶时, 其对应转速75504 也远大于主轴组件的设计频率3000 , 所以初步可得该机床的设计转速为合理的, 设计转速范围有效的避开了共振区。
5结语
作为机床最为关键的部件, 对主轴动态性能分析方法的研究毋庸置疑具有重要的理论和现实意义。本文通过对机床CKGB6136主轴部件的有限元建模方法, 特别是探讨及检验了采用弹簧阻尼单元建立轴承支承有限元模型的方法, 并与机床的实际检测参数做了对比分析。有限元分析的结果和实际检测结果符合的比较好, 说明此方法可以应用于类似主轴部件的分析和设计优化方面。但是为了进一步提高仿真分析的精度, 深入对机床关键参数检测的试验是很有必要的。
参考文献
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静动态分析 第2篇
关键词上下游；古诺竞争；斯塔克伯格竞争；反倾销税率
中图分类号F752.02 文献标识码A
AbstractAntidumping （AD） has gradually become the main measure to protect the domestic industry permitted by WTO. The determination of optimal AD duty rate has been paid special attention by domestic firms and governments. Based on market structure of upstream and downstream industry， this paper established the optimal models of AD duty rate by means of backward induction in game theory， which are used to impose import surtax on the intermediate and final goods， on the conditions that the foreign and domestic upstream and downstream firms pursue the profit maximization， and the domestic government pursues the maximization of domestic social welfare， and the foreign and domestic downstream firms involve Stackelberg competition and the foreign and domestic upstream firms involve Cournot competition. Meanwhile， this paper examined the factors which affect AD duty rate used by the domestic government. The conclusion made in this paper provides reference to dealing with dumping and AD issues faced by domestic firms and government.
Key wordsupstream and downstream ；Cournot competition ；Stackelberg competition ； antidumping duty rate
1引言
2001年11月10日，我国正式成为世界贸易组织（WTO）的成员国，随着关税的大幅下降以及许多非关税壁垒的消除，随之而来的问题是国外对国内市场的大量倾销.根据WTO公布的最新数据，从1995年到2012年6月，我国一共发起了195起反倾销立案，实施反倾销154起.同时近年来反倾销立案数有明显的下降趋势，这是由于许多国外企业存在规避反倾销措施的行为.一些涉案国企业相继到我国投资建厂.例如，由于进料加工不交反倾销税，近年来，三氯甲烷进料加工贸易量不断加大，进料加工贸易比例由2003年的50.5%升至2006年的79.5%，2007年1月～2007年9月已升至95.8%.
通过WTO数据统计，我国虽然GDP总量排名世界第二，但是作为经济大国，在反倾销立案与实施方面才刚刚起步，只是世界总量的一小部分.根据WTO最新发布的1995年到2012年6月世界范围内遭受反倾销措施最多的十个国家的数据，通过与其他发达国家以及发展中国家遭受反倾销以及实施反倾销数据的比较，可以发现在过去的17年中，其他WTO成员国对中国实施反倾销达到643起，总量世界第一，是排名第二的韩国所遭受的反倾销措施数量（172起）的三倍多，同时我国对其他WTO成员国实施反倾销却只有154起，与同样是发展中国家的印度（486起）相比，只有它的三分之一.这一结果显示降低其他WTO成员国对国内实施的反倾销措施，同时建立完善的反倾销机制以抵制国外企业对我国的倾销，对于我国政府及企业具有重要的理论和实际意义.
其实，国内外有关专家和学者对倾销和反倾销问题有较多的研究.
Chad P. Bown（2008）1研究指出，自从1995年起，发展中国家使用反倾销手段的频率比较高，并分析了反倾销税率对该国工业产业的保护程度.研究也发现，一些发展中国家实行反倾销政策是受宏观经济冲击、外贸政策的特点以及WTO对反倾销的相关规定的影响.Simon，Nicolat和JacquesFrancois（1995）2运用Cournot和Bertrand竞争模型探讨了反倾销政策的施行使谁获益，指出反倾销税的征收使国内消费者剩余增加，使国内相同或相似行业的利润减少，但这两者之和增加.Czinkota和Kotabe（1997）3利用美国政府1980-1992年所实行的反倾销案件实证研究了美国国际贸易委员会（ITC）在什么条件下会做出损害存在的裁决，认为以下情况更可能裁决为对美国国内企业造成损害：进口商品所占的比例越高，进口商品的进口增长率越快，国内行业由少数几个企业所垄断，大量国内企业提起的反倾销申请，进口关税税率越低和有关消费品提起的反倾销申请等等.Roger Farrell等人（2004）4通过对15个国家在日本8个制造行业1984-1998年的外商直接投资的面板数据进行分析，他们发现国内宏观经济状况和东道国反倾销政策的使用会增加外商直接投资.Aradhna Aggarwal（2004）5对99个发达国家和发展中国家1980-2000年有关反倾销案件的数据进行了实证分析，认为发达国家和发展中国家对反倾销措施的运用具有很大区别，发达国家往往在商业周期处于萧条时实施反倾销措施，而发展中国家往往作为一种保护措施来弥补其他诸如关税等措施.Dibyendu Maiti等（2012）6以印度为例研究了1995-2010年反倾销立案对印度贸易额及社会福利的影响，实证数据表明反倾销立案并没有对印度的进口造成显著影响，同时FDI有所增长但相对较小，他们认为反倾销调查应关注国外产品的价格构成以及对国内就业和环境造成的影响，并建议在面对倾销时应优先采取国内行业保护措施而非反倾销措施.
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国内学者方勇和张二震（2004）7对反倾销申请的提起及倾销幅度裁定的预警机制进行了研究，提出了反倾销预警的有效方法.朱钟棣和鲍晓华（2004）8以我国化工行业为例，运用投入产出定量法分析了反倾销税的价格效应对国民经济各产业部门的关联影响，指出在反倾销措施的执行中应当全面考虑包括下游产业利益在内的公共利益问题.
我国对中间产品征收反倾销税，虽然保护了上游企业，但是这同样也会间接提高中间产品在国内市场上的价格，从而提高了国内产业链中下游企业的成本，降低了下游企业的竞争力.
因此，本文通过构建基于上下游市场结构的完全信息静态和动态博弈模型，运用博弈论逆向归纳法，建模得出国内政府部门如何对上下游市场中的中间产品以及最终产品进口确定不同的最优反倾销税率以使国内社会福利达到最大化，为我国政府及企业应对倾销和反倾销问题提供理论依据.
2基本模型假设
本节建立一个两个国家的上下游垄断企业的博弈模型.具体的模型建立基于以下假设：
假设1在国内市场上有两家企业销售同质商品，分别是国内下游企业和国外下游企业.两个国内外下游企业面临的国内最终产品市场的消费者反需求函数是P=a-bQ，其中Q为行业总产量，即国内外下游企业产量之总和.
假设2国内外下游企业在国内最终产品市场上是斯塔克伯格（Stackel berg）竞争，即国内下游企业为产量领导者，在市场上首先决定自己的产量，国外下游企业为产量跟随者，根据国内下游企业的产量来确定自己的产量使自己的利润达到最大.
假设3国内外上游企业在国内中间产品市场上是古诺竞争，即国内外上游企业同时中间产品销售给国内下游企业，且为完全信息博弈.
假设4国内下游企业DD具有不变的边际生产成本为Cdd（不包括生产要素购买成本），其在国内最终产品市场上的销售量为Qdd.同时以价格Pd向国内上游企业DU购买Qdu单位中间产品，而向国外上游企业FU购买Qdfu单位中间产品作为生产最终产品的生产要素.生产要素的投入产出比为1∶1，即投入一单位的要素可以生产出一单位的最终产品，这意味着Qdd=Qdu+Qdfu.国内上游垄断企业生产中间产品具有不变的边际成本为Cdu.且国内政府对国外上游企业销售给国内下游企业的中间产品征收税率为tu的反倾销税.
假设5国外下游企业FD具有不变边际生产成本为Cfd（同样不包括生产要素购买成本），其在国内最终产品市场上的销售量为Qfd，国内政府对其征收税率为td的反倾销税.它以价格Pf向国内上游企业FU购买Qffu单位的中间产品作为生产要素来生产最终产品.生产要素的投入产出比为1∶1，即投入一单位的要素可以生产出一单位的最终产品，这意味着Qffu=Qfd.国外上游垄断企业生产中间产品具有不变的边际成本为Cfu.
假设6国内上游、国内下游、国外上游、国外下游企业各自的利润函数为πdu、πdd、πfu、πfd.为了研究方便，假设不存在关税.
3优化反倾销税率模型
该模型属于完全信息下的静态和动态相结合博弈模型，国内外上下游企业都追求各自利润最大化.见图1，根据以上流程，利用博弈论中的逆向归纳法，首先由国内外下游企业在国内最终产品市场上达到斯塔克伯格竞争均衡、其次由国内外上游企业在国内中间产品市场上达到古诺竞争均衡及国外上游企业在国外中间产品上达到均衡、最终确定使得国内社会福利最大化的对国外上下游产品所适用的最优反倾销税率.
3.1最终产品市场的动态博弈均衡
首先在国内最终产品市场上，消费者的反需求函数为P=a-bQ，其中Q=Qdd+Qfd.国外下游企业的最终产品成本包括具有不变的单位边际加工成本Cfd以及国外上游企业提供的中间产品价格Pf，同时还有国内政府征收的税率为td的反倾销税.
国外下游企业作为国内下游企业的追随者，会假定国内下游企业产量为既定的条件下，追求利润最大化.所以国外下游企业的利润函数为：
4反倾销税率的影响因素分析
下面探讨有关因素如何影响优化反倾销税率的大小.
1） 国内市场容量大小对反倾销税率的影响
由上述优化反倾销税率计算公式可知，优化的反倾销税率是国内市场上消费容量大小增函数，即式（38）和式（39）两式中字母a的大小，随着国内市场上消费容量的增加而增加，所以，当国外企业对国内市场的倾销幅度等条件基本相同的情况下，如果国内消费市场容量较大，那么国内政府就应对该进口产品征收较高的反倾销税率；反之，如果国内消费市场容量较小，那么国内政府就应对该进口产品适用较低的反倾销税率，甚至不征收反倾销税.
而且由式（38）和式（39）可知，最终产品市场容量的大小对最终产品的反倾销税率的影响程度比对中间产品反倾销税率的更大.所以，国内政府应该对最终产品采取强度更大的保护程度，对中间产品采取强度较小的保护程度或鼓励进口.
2）国外上下游企业的成本对反倾销税率的影响
由式（38）可知，对中间产品的反倾销税率是国外上下游企业出口到国内市场上的产品的单位边际成本的增函数，即随着国外企业生产产品的单位边际成本的增加而增加.所以，当国外上游企业生产产品的单位边际成本越高，国内政府就应征收适用较高的反倾销税率，从而鼓励国内下游企业购买更有效的国内中间产品以提高其在最终产品市场上的竞争力.
由式（39）可知，对最终产品的反倾销税率是国外上下游企业出口到国内市场上的产品的单位边际成本的减函数，即随着国外企业生产产品的单位边际成本的增加而减少.所以，当国外上游企业生产产品的单位边际成本越低，那么国外最终产品在国内最终产品市场上的竞争力越强，所以国内政府就应征收适用较高的反倾销税率，从而达到保护国内企业的效果.
3）国内上下游企业的成本对反倾销税率的影响
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由式（38）可知，对中间产品的反倾销税率是国内上下游企业的单位边际成本的减函数，即随着国内企业生产产品的单位边际成本的增加而减少.所以，当国内上游企业生产产品的单位边际成本越高，国内政府就应征收适用越低的反倾销税率，从而鼓励国内下游企业购买更有效的国外中间产品以最终提高其在最终产品市场上的竞争力.
由式（39）可知，对最终产品的反倾销税率是国内上下游企业的单位边际成本的增函数，即随着国内企业生产产品的单位边际成本的增加而增加.所以，当国内上下游企业生产产品的单位边际成本越高，那么国内最终产品在国内最终产品市场上的竞争力越弱，所以国内政府就应对国外最终产品征收适用较高的反倾销税率，从而达到保护国内企业的作用.
参考文献
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闭式脱粒滚筒的静动态性能分析 第3篇
关键词：闭式脱粒滚筒,Ansys Workbench,静态,模态
0 引言
脱粒滚筒是联合收割机上重要的工作部件,主要完成谷物的脱粒,常见有开式脱粒滚筒和闭式脱粒滚筒两种形式。开式脱粒滚筒常用于全喂入联合收割机中,滚筒上的钉齿多采用圆柱形钉齿;闭式脱粒滚筒常用于半喂入联合收割机中,滚筒上的钉齿多采用弓齿。由于半喂入联合收割机在脱粒过程中能保持秸秆的完整性,减少脱粒、清选的功率消耗,已广泛应用于谷物的收割中。现有研究大多针对于开式脱粒滚筒,且在结构的校核上主要基于理论上的计算,其工作量大且复杂,而计算机辅助设计方法可大大提高脱粒滚筒的设计效率。
闭式脱粒滚筒在工作过程中要克服空气阻力、滚筒轴的摩擦力以及外载荷的作用。在外载荷作用下,弓齿可能会产生过大变形或断裂而影响正常脱粒[1]。同时,闭式滚筒在运转过程中要承受外界系统的部分激励,其转速过高就有可能在外激励的作用下发生共振,产生较大的噪音、与凹板筛干涉及疲劳损坏等后果。因此,保证闭式脱粒滚筒结构的刚度和强度、避免脱粒滚筒发生共振,具有重要意义。
为了解决上述问题,本文用SolidWorks软件对闭式脱粒滚筒进行建模,利用有限元分析软件AnsysWorkbench对设计的闭式脱粒滚筒的刚度及模态进行了分析,为后续样机的设计和改进提供理论依据。
1 有限元分析模型的建立
闭式脱粒滚筒主要由滚筒、滚筒轴、弓齿、幅盘及轮毂套等组成。弓齿又分为梳整齿、脱粒齿和加强齿,均匀分布在滚筒的喂入区、第1脱粒区、第2脱粒区、第4区上。闭式脱粒滚筒的平面展开图如图1所示。本设计中,滚筒直径D = 360mm,截锥直径d =130mm,滚筒长度L = 600mm,齿距l = 90mm,齿迹距a= 30mm。
在建模的过程中,为降低网格单元数、缩短仿真计算时间,同时不影响分析结果的准确性,对滚筒轴上的小圆角和小倒角、滚筒轴与轮毂套的键连接、幅盘和滚筒的螺栓连接进行了简化处理。简化后的几何模型如图2所示。其以* . x_t格式保存并导入Workbench14. 0进行仿真计算。
图2 闭式脱粒滚筒几何模型Fig. 2 The closed threshing cylinder geometric model
1. 1 材料的特性
闭式脱粒滚筒材料为45钢,材料属性如表1所示。
1. 2 网格的划分
网格划分是建立有限元模型的重要环节,网格质量的好坏将影响到计算的结果和分析的准确性。对于脱粒滚筒装配体,进行网格划分之前采用From newpart操作来形成多体部件体,这样零件连接处的单元共享节点可使节点间的传力更加精确[2]。在网格划分时,选择Hex Dominant单元(即四面体和六面体结合的方式)进行网格划分。由于弓齿的最小直径为5mm,因此设置单元平均尺寸Element size为5mm,共得到407 364单元、816 567节点。
2 静态分析
闭式脱粒滚筒在工作时,忽略较小的空气阻力、摩擦力和重力,动力通过链条传到滚筒轴上,弓齿部分受到稻谷的冲击阻力。考虑到弓齿结构尺寸小、在滚筒上均布数量多,如果刚度、强度不够,就会发生弯曲扭转变形甚至脱落。静态分析就是用来计算在固定不变载荷或等价静力作用的随时间变化载荷下结构的响应,通过静态分析可以校核结构的刚度和强度是否满足设计要求[3,4]。由于闭式脱粒滚筒的惯性力和阻尼并不重要且可以忽略,本文把闭式脱粒滚筒的变载荷问题简化为等效静载荷作用下的静力学问题分析,对脱粒滚筒的刚度和强度进行校核。
闭式脱粒滚筒的静态分析主要是对弓齿进行分析。由于弓齿的受力是随时间变化的,本文采用相对原理处理方法(即在弓齿上添加固定约束,在滚筒轴上添加转矩载荷),从而求出脱粒滚筒在运转工况下的最大变形量。
脱粒滚筒的转矩公式为
式中P—脱粒滚筒的功率,P =3.5kW;
n—脱粒滚筒的转速,n = 526r /min。
代入相应数据,则有T =63 500N·m。
通过Workbench仿真计算得到的等效应力云图和变形云图,如图3、图4所示。
由图3可以看出:在外载荷的作用下,脱粒滚筒所受的应力大多分布在较小的0 ~12MPa区间,对滚筒产生的影响不大,基本可以忽略;极少区间应力较大,其最大应力达到18.22MPa,该区域位于弓齿的根部。这是由于弓齿根部为弓齿与滚筒的连接区,滚筒结构形状的变化引起应力集中;但与表1数据进行比较可发现,此处最大应力仍远小于材料的屈服强度355MPa,完全满足强度要求,不会产生塑性变形或断裂现象。
由图4可以看出:脱粒滚筒最大变形量为5.89μm,主要集中在滚筒的第4区上。这是因为此处开有幅盘,结构的材料减少,容易产生变形。由于闭式脱粒滚筒的变形量很小,其在外载荷作用下抵抗弹性变形的能力较强,表明设计的闭式脱粒滚筒的刚度性能良好。另外,适当增加幅盘的厚度还可以减少闭式脱粒滚筒的变形。
3 模态分析
3. 1 模态过程的分析
闭式脱粒滚筒的模态分析主要是分析每阶模态下脱粒滚筒的固有频率和振型,以及最大变形下是否会与周围零件发生干涉[5]。闭式脱粒滚筒结构振动微分方程为
式中 [M]—质量矩阵;
[K]—刚度矩阵;;
{x'} —速度向量;
[C]—阻尼矩阵;
{x″} —加速度向量;
{ x}—位移向量。
模态分析是分析系统的自振特性,与外界荷载无关。闭式脱粒滚筒在轴承约束下工作,需对其进行约束模态分析。忽略掉较小的阻尼影响,得到简化的振动微分方程为
分析时,为了减少计算量而不影响结果的准确性,本文把滚筒轴两端的轴承约束简化为刚性约束,通过公式(3),利用Lanczos法提取了前6阶的固有频率和部分振型,如表2和图5 ~图8所示。
3. 2 模态结果的分析
前6阶振型中,随着振型阶次的增加,脱粒滚筒的固有频率逐渐增加,主要集中在19 ~228Hz区间。其中,3和4阶、5和6阶固有频率相近,表现的振型也相同。
前6阶模态振型以伸缩、弯曲、扭转为主。由第1阶振型图可知,滚筒前壁沿X轴方向发生伸缩变形;由第2阶振型图可知,滚筒壁在Y轴方向发生伸缩变形,截锥部分直径d和滚筒直径D被拉长;由第3、第4阶振型图可知,滚筒和滚筒轴发生弯曲变形,主要表现为滚筒轴绕Y弯曲;由第5、第6阶振型图可知,滚筒和幅盘发生扭转变形,主要表现为滚筒壁的扭转变形。
通常情况下,1阶固有频率的振动能量最大,在本文表现为1阶振型图上大部分区域出现了最大应力。但是脱粒滚筒工作时的转速一般为500 ~700r/min,由f =n/60可以求出滚筒的工作频率为8.3 ~11.7Hz,其工作频率小于一阶固有频率的75%,通常认为是安全的,完全可以避开共振,在后续样机设计中也证明了这一点[6]。
虽然设计的脱粒滚筒不会发生明显共振,但考虑到脱粒滚筒的疲劳损坏,可以把现有壁厚1mm改为1. 5mm;或在脱粒滚筒的内壁适当增加加强筋,可改善脱粒滚筒工作时的平稳性和安全性。
脱粒滚筒在Y轴方向变形是否与凹板筛发生干涉也是需要关心的问题。脱粒滚筒与凹板筛的间隙尺寸一般为10 ~30mm,通过模态分析发现Y轴方向的最大变形大约为8mm,即便在共振情况下也不会与凹板筛发生干涉。
4 结语
1) 建立了闭式脱粒滚筒的有限元模型并进行了静态分析,得到的应力、变形云图验证了脱粒滚筒的强度和刚度符合设计要求。
2) 对脱粒滚筒进行了模态分析,结果表明:脱粒滚筒在实际工况的转速下不会发生明显共振。
3) 确认了脱粒滚筒在Y方向的最大变形量在可接受范围内,而且不会与周围零件特别是与凹板筛发生干涉。
4) 通过静态分析和模态分析,验证了所设计的脱粒滚筒的合理性,为后续样机的设计和改进提供了理论依据。
参考文献
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复合材料薄片的静动态性能分析 第4篇
1 薄片的力学模型
将八孔复合材料圆环薄片分割成四部分, 取其中一部分作为研究对象, 如图1所示, 进行应力分析[3~4]。因复合材料薄片是一个圆环整体, 所以无片间相对运动引起的误差。在薄片周边截面上可进行约束固定处理。螺栓孔处可根据不同情况给定工作参数, 确定轴向位移, 固定径向位移。薄片内外边缘自由, 小孔内边缘采用刚性加固处理。
根据实际工况存在四种应力:
(1) 安装误差引起的轴向弯曲应力安装误差使薄片沿轴线方向发生弯曲变形, 该变形位移加载在螺栓孔处的轴线方向上, 可假定径向位移和轴向位移不变。
(2) 安装误差引起的角向弯曲应力由于在轴线角向的误差, 使薄片沿轴线方向产生角向弯曲变形, 此变形在薄片应力分析中十分重要, 也是疲劳寿命的主要因素。螺栓孔在轴线上的位移量可根据角向偏差计算, 固定轴向位移和径向位移。
(3) 惯性力造成的离心应力高速旋转中的传动薄片所产生的惯性力在结构的应力计算中十分重要。可按f= (2πn/60) 2rρ加载计算, 方向沿径向向外。圆环周围假定无其他载荷作用, 固定螺栓孔其他方向上的位移量。
(4) 扭矩产生的薄膜应力将扭曲造成的扭矩T, 即产生的力平均分布给四个螺栓孔上, P=Tr/4, 该力沿圆周作用于螺栓孔一侧的中部, 固定轴向和径向位移。
2 圆环四分之一处的有限元模型
由于所取研究对象为复合材料的圆环结构, 根据薄片的力学模型简化, 可在ANSYS8.0中创建实体模型。采用线性、层状复合壳单元。如SHELL89进行有限元网格划分, 生成了有限元模型[5]。对复合材料薄片的研究是在宏观结构尺寸上组成新的材料为依据, 所以薄片各层间材料的参数与整体复合材料的参数有直接关系, 8.0软件的计算是以整体复合材料为研究对象进行的。复合材料具有很好的比刚性和比强性 (弹性模量与质量之比、强度与质量之比) 。联轴器中的薄片, 在实际工作中它与主动轴、从动轴和中间节的法兰相连, 并用多个螺栓通过小孔加以固定, 所以采用刚性域处理。边界条件和载荷可按简化的力学模型给出。ANSYS8.0自动生成有限元模型, 节点数为718、单元数836, 在螺栓孔周围应力梯度较大, 单元小、节点密。远离螺栓孔处, 应力比较缓, 单元大、节点疏, 如图示3、4。节点编码在不同计算流程中可能存在较小差异, 但不影响静动态应力的计算分析。
3复合圆环薄片的应力分析计算
(1) 结构尺寸和工作参数 (1) 单个薄片的结构是非金属和金属材料复合制成, 厚度1mm。 (2) 圆环外径280mm, 内径200mm, 螺栓孔八个, 孔径20mm。 (3) 功率380kw, 转速3000r/min。 (4) 安装误差要求:偏转角[α]=2°, 轴向位移[X]=3m。
(2) 应力计算 (1) 静态应力计算。通过ANSYS8.0软件计算流程, 可得到各节点的应力分布云图和应力数值。在这里给出了因轴向安装误差、离心惯性和扭矩三种情况同时发生时引起的总平均应力计算结果, 并绘制出薄片的变形图4和应力云图5。由于三种载荷共同作用于结构中引起的应力不具有对称性, 所以这里给出了各种应力薄片的应力云图。从应力云图中可看出, 最大应力σ1发生在小孔圆周上中部偏下部位, 应力值110.34MPa, 节点号73。最大的Misas应力σsq同样在小孔圆周上中部偏下部位, 应力值98.23MPa, 节点号273。
(2) 安装误差引起的角向弯曲动态应力分析。从角向弯曲应力云图6、7可以看出最大应力σ1发生在小孔圆周连接的上中部偏下处, 应力值42.52MPa, 节点号231, 最大的Misas应力σsq同样发生在该点, 应力值37.23MPa。分析可知该点是薄片结构发生疲劳破坏的危险点之一。
(3) 最危险性能分析。从ANSYS8.0应力分布云图静动态节点数值分析比较, 各项静态组合、角向动态应力的最大值及所处的位置如下表所示。
通过表中应力值和所处位置的分析, 最危险的应力点在小孔内边缘中部处, 这个结果与复合薄片在实验室传动台架上强制疲劳试验结果吻合, 也与金属薄片在实际使用中所见断裂失效破坏形式一致。
4 结语
通过分析计算复合材料薄片的性能, 决定其结构寿命的主要因素有静态平均应力和动态应力幅两个方面, 而应力幅是指动态应力角向位移引起的弯曲应力幅, 影响比较大的是应力幅的数值[6]。平均应力是指离心应力、薄膜应力和轴向偏差应力的组和应力。在实际工况中, 安装误差的调整、转矩和转速的变化等均对寿命产生明显影响。另外复合材料的制造工艺缺陷也会影响其寿命。为了减少静、动态应力, 从传动薄片的受力角度看, 应尽可能减少安装误差, 从而减少角向和轴向误差。从薄片结构形状上看, 可采用复合材料的柔性特点, 将圆环形状制作成束腰型, 这样可大大减少弯曲应力, 从而提高疲劳强度, 延长有效工作寿命。
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静动态分析 第5篇
随着计算机的发展与应用, 让基于弹塑性力学的有限单元模拟计算法广泛应用到现代机械结构设计中成为现实, 并逐渐被设计人员接受。合理的有限元分析计算方法能够使计算结果更加逼近真实物理系统的数值。机身作为压力机的一个基本支撑部件, 工作时要承受全部工作变形力。因此, 机身的合理设计可以减轻压力机重量, 提高压力机刚度, 减少制造工时。机身分为两大类:即开式机身和闭式机身, 对于开式整体机身和闭式整体机身, 为提高机身整体刚度, 将机身设计成闭式组合式的, 机身由底座、立柱、横梁、补强拉杆组成。本文应用有限元分析软件ANSYS, 以6300kN压力机闭式组合机身为例, 分别进行了静态与动态有限元分析, 对其分析结果进行对比。由于动态有限元分析比较麻烦, 常规采用静态有限元分析, 因此静态与动态分析数据差别的对比, 为以后静态有限元分析数据的真实性提供了参考依据, 可以推广应用到其他机型结构。
2 闭式组合机身有限元分析模型创建
借助软件SolidWorks, 以6300kN闭式组合机身为例, 创建三维分析模型如图1所示, 由于压力机机身结构比较复杂, 为了便于划分网格和更好地进行有限元分析, 必须合理建立机身模型。对于明显不会影响机身强度、刚度的部位, 如某些螺孔、销孔、圆角以及筋板凸台等予以简化。但要注意工作台面下支撑筋板、机身靠近地基处的加强筋板以及前后曲轴支撑孔处的凸台结构不能简化。在建模完成后将模型保存为Parasolid格式。将建模完成的机身导入到有限元分析软件ANSYS中, 导入软件后将其进行前处理设置, 组合机身为焊接件带补强拉杆, 其基本参数如表1所示。
经计算, 四根拉杆总体刚度k1=4.46109N/m, 机身压缩刚度k2=1.88109N/m。
根据闭式组合机身压力机设计, 合理的预紧力Fy为:
式中:Z-预紧系数, Z=2;Pg-公称力, kN;k1、k2-补强拉杆、机身刚度。
由上面计算得到的k1、k2数值, 得到k2/ (k1+k2) =0.8083。
将以上数值代入式 (1) 中, 可得到四根拉杆总体预紧力为: Fy=ZPgk2/ (k1+k2) =20.8083Pg=1.6166Pg
则单根拉杆的预紧力为Fy/m=2.55106N, 图2为补强拉杆作用下的闭式组合机身有限元计算模型, 四根拉杆分别预加载预紧力2.55106N。
3 闭式组合机身静态有限元分析
机身在工作时承受两个方向相反、大小相等的载荷, 一个是作用在曲轴支撑孔上, 方向朝上;另一个作用在工作台上, 方向向下。曲轴安装孔上的作用力和工作台上的载荷分别是以均布面载荷的形式作用于机身上, 工作台载荷通过与工作台完美粘接的刚性面施加, 压力机底座通过地脚螺栓与地基相连, 地脚螺栓孔设置螺栓约束, 约束螺栓孔处径向、切向、轴向自由度, 底座面上其他与地基接触部分引入三坐标接触约束, 主要约束垂直于地基面的自由度。
机床机身受力分析思路是考察当压力机滑块在距离下死点附近开始冲压工况下, 即压力机滑块到达距离下死点Sg处接触工件开始直到冲压完成到达下死点这段行程中, 校核时以压力机滑块给予工件额定满负载Pg方向向下的冲压力, 与此同时滑块受到向上的Pg/cosβ大小的力, 其中β为连杆与铅垂方向夹角。分析极限工况, 即β=0时, 则滑块将向上Pg的反作用力全部作用给机身曲轴支撑孔处, 机身工作台也承受了满负载Pg大小方向向下的作用力, 其均布面积根据下模板尺寸确定。表2为组合机身静态分析公称力加载数据。
图3为组合机身公称力加载图, 图4、图5分别为公称力作用下组合机身应力云图和变形云图。同样为方便考察机身应力变形云图数值, 将补强拉杆和螺母隐藏, 只显示机身部分的云图, 得到公称力作用下计算结果如表3。
4 闭式组合机身动态有限元分析
压力机冲压过程中, 机身受力状况是动态的, 传统的机身刚度和强度计算按静力学问题处理, 但有一定误差, 因此动态分析是很有实际意义的。
在压力机冲裁工作中, 一般冲头进入板料厚度为δ/3时, 冲裁力达到最大值Pg, 随后冲裁力急剧下降, 当冲头进入约0.45δ时, 板料断裂, 其中δ为板料厚度。依据压力机运动关系可以得出滑块冲压的时间关系式为:
式中c=S/R, λ=R/L, S为冲头进入板料深度, R为曲柄半径, L为连杆长度, ω为角速度, a为冲头进入凹模深度。
表4为6300kN机身动态分析参数, 表中参数均为该台机床极限冲压参数与极限性能数据。
4.1 机身动态载荷确定
将S=a、S=0.55δ+a、S=2δ/3+a、S=δ+a分别代入式 (2) 中, 可得到t1、t2、t3、t4, 则冲裁总时间为tmax=t4-t1, 冲头进入板料δ/3的时间mτ=t4-t3, 冲头进入板料0.45δ的时间nτ=t4-t2。计算得出t1=0.022s、t2=0.040s、t3=0.043s、t4=0.051s, tmax=t4-t1=0.029s, mτ=t4-t3=0.0075s, nτ=t4-t2=0.0105s。mτ/nτ=5/7, 则不妨取m=5、n=7。则随时间变化的力P (t) 为:
将T/2=0.429s代入式 (3) 中, 依据此时间载荷分段函数进行加载, 其加载方案同静态分析一样, 将力转换成均布载荷并编写成关于时间的压力函数加载。
4.2 机身动态分析结果
如图6组合机身公称力加载曲线, 图7、图8分别为公称力作用下组合机身动态有限元分析应力和变形云图。同样为方便考察机身应力变形云图数值, 将补强拉杆和螺母隐藏, 只显示机身部分的云图, 得到公称力作用下计算结果如表5所示。
5 静态与动态有限元分析数据对比分析结论
为对比静态与动态分析结果, 抽取主要考察值列表, 表6所示为闭式组合机身静态与动态有限元分析数据对照表。
从表6中数据可以看出, 动态有限元加载分析中螺母处最大应力和底座工作台中间最大变形均是静态分析结果的1.2倍左右, 而闭式组合机身横梁部分在受公称力作用时, 由于事先预紧的原因, 是恢复性变形, 所以动态分析中横梁变形约是静态分析的0.7倍。由此可以得出, 机身的动应力比静应力大20%~30%左右, 这为常规的静态分析来校核机身强度与刚度提供了非常有意义的参考标准, 即按照静态分析时应考虑适当的动载荷系数。
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静动态分析 第6篇
关键词：底座,有限元分析,静态分析,模态分析
0 引言
镜片磨边机是一种将镜片毛坯切削加工成镜片的机器,在工作时类似于机械加工中心,底座是镜片磨边机的重要结构部件之一,其结构特性对磨边机的性能影响很大,主要体现在加工精度、抗振性、切削效率、使用寿命等方面。因此,底座结构的动、静态性能是决定整机性能的重要指标之一。针对底座的结构特点和在切削加工中的作用,如何对底座等部件进行精确、合理、科学的设计,是磨边机结构设计中需要迫切解决的重要课题。本文借助ANSYS软件建立了底座及其改进方案的有限元模型,分析了底座的动力学特征,优选出最佳结构型式,探讨实现底座动态优化设计的途径。
1 结构变量化动态分析的理论依据[1]
文献[2]介绍了机床结构阻尼主要发生在固定的或可动的连接部位,零件材料的内阻尼只是吸收和损耗总能量的一小部分,本文将镜片磨边机作为一种机床来研究,可将镜片磨边机部件近似看成无阻尼系统.一个n自由度的无阻尼振动系统可表示为:
undefined(1)
式中:[M],[K]分别为质量和刚度矩阵;
{f} 外激励矩阵,这里为零矩阵;
undefined分别为物理坐标下的位移和加速度矩阵。
式(1)的特征方程为|[K]-ω2[M]|=0,解此方程得ω的m个互异正根ωoi(i=1,2,,m),并按升序排序,0<ωo1<ωo2<ωom第i阶固有圆频率undefined,或固有频率undefined,各阶固有频率foi均与undefined成正比,foi大说明单位质量的刚度高,可作为结构动态设计的一个优化目标。
一般机械结构系统动态优化准则为:1) 提高各阶固有频率;2) 各阶固有频率尽量均布;3) 避免固有频率与外界激励频率一致引起共振;4) 各子结构的动刚度不出现明显薄弱环节。
变量化分析是在参数化、变量化造型和有限元分析的基础上进一步发展而提出的一种面向设计的快速重分析方法,在设计早期进行设计验证和预测产品性能可减少产品开发过程中的反复。
变量化动态分析是在结构布局、关键设计参数在一定范围内发生变化时,分析结构的固有频率、动态响应等结构动态参数的变化情况,以选择合适的结构布局和尺寸参数,提高结构的动态性能.对底座结构变量化优化,首先要对底座的拓扑结构进行分析,选取适当的结构单元类型,再建立有限元变量化模型。
2 模型分析
图1为镜片磨边机结构示意图。底座与摆臂通过光轴用螺栓固联在一起,镜片在摆臂上夹持,通过滚动导轨沿着光轴实现镜片在z轴方向上往复进给运动,同时在步进电动机带动下在x,y方向实现摆动,并且在步进电动机的控制下也能实现自转运动。
2.1 结构动力学模型及分析
镜片磨边机底座为整体压力铸造而成,底座采用薄壁钣结构,长520mm,宽420mm,高50mm,底面厚6mm,侧钣壁厚6mm;底座内部采用米字型筋钣加强,筋钣高14mm,厚6mm,结构如图2所示,受力及约束情况如图3所示。
模型采用压铸铝ZL102,材料的杨氏弹性模量Ex为0.71011Pa、泊松比PRXY为0.3和材料的密度为2700kg/m3[3],表1为底座前四阶模态频率及振型描述,图4给出了底座的四阶振型及综合静变形图。
综合静变形量的最大值为0.023μm,从表1可知,第一、二阶振型分别为左侧、右侧与后侧相交处振动明显;第三阶向上扭曲,中间孔边缘振动明显,使加工镜片表面产生振纹;第四阶振型向上扭曲明显,前边振型明显。
造成底座左侧、右侧与后侧相交处振动的原因分别是底座左侧、右侧与后侧的壁厚较单薄,即壁厚选取不合理。另外,由于底座是薄壁板结构,容易激发扭振,要通过修改薄壁板结构形式以提高抗扭刚度。扭曲与侧板及底板的刚度有关,可以改变底板上的筋板布局等参数进行处理。针对上述分析,根据板壳理论及结构变量动态设计准则[4],提出了一种改进方案。
2.2 改进模型
根据底座基本功能的要求,即底座本身是一个支撑部件,对其本身的质量和刚度要进行综合考虑。按照其承受负载及结构特点,采用选型结构优化设计方法,通过改变壁厚,增加筋钣以及改变筋钣布局等方式修改立柱的动力学特征。图5为结构改进后的模型。改进后,底座外形尺寸不变,侧板及底板壁厚为7mm;底座内部采用米字型筋钣加强,筋钣高10mm,厚5mm。筋钣布局由先前的单一的米字型改成米字型与十字型相结合的结构。
3 动、静态分析及结果
底座的动态性能反映其结构在动态切削力作用下的抗振能力,对整机的加工性能、加工精度具有直接的影响。考虑到磨边机的工作频带,底座的前几阶模态起重要作用,这里考虑前四阶模态及其对应的振型。从表2可以看出,改进型的各阶模态频率特别是第一阶模态频率有显著提高,即单位质量的刚度有明显提高,反映出底座壁厚增加时,可提高其刚度。底座底面上的内筋钣采用米字型筋钣与十字型筋钣交错的结构,对扭振刚度起到了较好的效果。采用降低筋钣高度和减少筋钣厚度,在保证刚度的前提下可以有效地减轻质量。
由此可见,要提高底座刚度不仅要增加底座壁厚,关键要考虑结构型式,动、静刚度是综合作用的结果。所以经比较分析后,应选用改进后底座这一设计方案。
4 结论
影响镜片磨边机加工精度的主要因素是底座向上向下的扭曲,增加底座的壁厚可以明显提高低阶模态频率,对提高镜片磨边机的刚度、抗振性和加工精度具有明显效果。底座筋钣布局等结构形式对其动、静态性能有一定影响,有筋钣的结构可以明显地提高底座的动、静态刚度。所以动、静态刚度是底座结构形式等因素综合作用的结果。
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静动态分析 第7篇
锅炉管屏是由并联管子所组成的屏状受热面。大容量高参数的电站锅炉及环保型循环流化床锅炉都广泛地采用了膜式水冷壁结构。目前上海某公司膜式壁管屏制作车间“扁钢工艺余量气割切除”是半自动手工操作的, 气割时工人要全过程跟踪, 手动调整气割枪嘴的高度和气割角度, 生产效率低、工人劳动强度大、气割精度不稳定。
本文探讨膜式壁管屏全自动气割机的实现, 通过对现有的设备进行改造, 提高设备利用率, 减少支出成本, 并且能够降低工人们的劳动强度, 提高生产效率。
1 自动气割机机械系统结构
双头自动气割机由以下四个核心模块组成 (如图1所示) :气割机轨道及沿轨道驱动、传动系统;龙门架部分及沿横梁驱动、传动系统;气割机头上下驱动、传动系统;气割枪夹持及微调系统。
龙门气割机运行的有效轨道长度达20米, 所以主传动采用齿轮齿条传动, 通过齿轮齿条的啮合带动滚轮组在导轨上作直线运动, 从而带动整机运动。两条导轨有主动小车与被动小车之分, 由于气割管屏上扁钢的工艺余量不需要保证过高的运动轨迹精确性, 所以采用单边驱动方案。主动小车两端装有四个水平导轮, 选用高精度滚轮轴承, 从而保证主动小车与轨道可靠接触定向, 运动轨迹呈直线, 使整机在运动中保持稳定的导向。龙门气割机的横向传动同样采用齿轮齿条传动, 在龙门架侧面安装两条导轨, 通过与垂直方向传动系统的六个轴承导轮接触, 使得Z向传动系统与气割头部分可以平稳地在轨道上运行。双头气割机气割机头都配有上下升降机构, 升降机构的驱动由步进电机控制, 采用滚珠丝杆螺母副传动。气割枪夹持及微调系统可以实现割嘴与管屏边鳍距离的微调和气割头气割角度的微调。
2 龙门架结构优化
龙门架是自动气割机机械系统最重的部件, 又由于龙门架横梁上装有气割用的传动系统、气割管道系统和气割头部分, 在其运动过程中会对龙门架的横梁结构产生作用力和挠度, 引起气割机振动, 从而影响双头自动气割加工精度。在满足各项要求前提下, 减少龙门架的质量是系统优化设计的重点。
2.1 龙门架有限元分析
气割枪头部 (包括上下运动驱动传动系统) 的重力及悬臂产生的扭矩M直接作用于横梁, 使得横梁产生弯曲、扭转变形 (如图2所示) , 所以横梁为龙门架的关键部件, 它的刚度直接影响气割精度, 因此把横梁作为主要分析的对象, 横梁的最大变形量发生在双气割枪运行到横梁中间位置时。
2.2 龙门架优化设计
横梁的刚度不足是影响变形的主要原因。在横梁改进设计中, 考虑到气割机功能要求、工作环境等方面因素, 改进时对横梁基本结构不作大的变动, 为了在减轻重量的同时保证横梁刚度要求, 采用减轻箱体框架钢板厚度, 增加内部筋板的方式。由于内部筋板布局的调整可以改变横梁的力学特性, 所以要探讨在加工条件允许下的最佳方案。企业现有龙门架结构:龙门架横梁是尺寸为5300600180的箱体结构, 钢板厚度为15mm。改进后的横梁仍采用封闭框架结构, 壁厚由原来的15mm减少到10mm, 为保证横梁上的滚动导轨具有较高的刚度, 增加横向筋板, 改变横向筋板的布置形式, 获得三种不同方案, 如图3所示。
首先用UG进行建模, 然后采用CTERA (4) 实体单元对龙门架横梁进行网格划分, 同时对其施加边界条件, 获得有限元模型, 其中方案1的应力和变形图如图4所示, 原有方案与三种不同方案龙门架的最大应力和最大变形如表1所示。
通过静态的有限元分析与质量测量, 得知三种方案均满足刚度与强度要求, 最大应力远小于许用应力100MPa, 最大变形量小于切割精度1mm要求, 符合设计要求。由于双头气割机工作时是处在运动状态, 龙门架会因运动而产生振动等状况, 所以有必要运对龙门架进行动力分析。
2.3 龙门架的动力分析
将上述四种横梁方案的U G模型导入到ADAMS中进行模态分析, 将获得的横梁模态中性文件通过ADAMS中的rigid to flex功能转换为柔性体。龙门架其余部分通过U G模型导入到ADAMS, 并且对相应的材料进行定义。气割机整机系统施加重力, 主动轮和从动轮添加旋转副, 导轨添加固定副, 横梁与机架添加固定副, 横梁上的传动系统和气割头与横梁添加固定副, 主动轮和驱动轮与导轨添加接触, 导向轮与导轨添加接触。已知气割机的直线工作速度vmax=20mm/s, 车轮直径d=120mmm, 根据公式 (28) d2, 计算得主动轮角速度Ω=.033rad/s, 将其添加到主动轮驱动中。
应用以上四种方案建立的模型, 对双头气割机的运动进行仿真, 仿真时间均为5s, 30步。将两个气割头部分放在他们运动的极限位置上 (最靠近横梁中点) 并且将marker点定义在龙门架横梁的中心位置, 从而可以测得横梁上最大的挠度变化值, 得到分析结果如图5所示。
由图5可得横梁最大挠度值如表2所示。
从挠度变化角度分析, 四种方案均满足气割精度要求, 经过以上静动态分析、比较, 以保证性能前提下减轻重量为原则, 初步确定采用方案1。
3 双头气割机双轨单边驱动的运动分析
双头气割机的沿轨道方向的运动是单边驱动方式, 从动小车导轨侧仅有支撑从动轮, 在运动时会产生相应的横向振动, 这样会带动横梁做横向振动, 影响双气割头的气割平行度, 而设计要求气割平行度误差在2mm/10m, 因此需要对横梁系统进行运动学分析。
首先将UG模型导入ADAMS, 横梁采用最佳直肋板结构方案, 由于横梁是柔性件, 需要通过有限元软件将其转换为MNF中性件, 导入ADAMS中。划分好连杆后, 对气割机的主动轮和从动轮以及导轮添加转动副, 固定导轨, 将横梁上的气割部分与龙门架之间添加固定约束, 在主动轮, 从动轮, 导向轮与轨道之间添加接触, 根据设计要求, 在主动轮部分添加气割机工作时的线速度smmvf=/20。
为了便于测量双头气割机从动轮在运动时的横向振动位移, 在ADAMS模型的从动轮中心、从动轮接触轨道中线位置添加两个marker点, 测量这两点的横向距离, 得到结果如图6所示。从动轮的最大横向振动位移xmax=0.0735mm, 横向振动平均位移xa=.00031mm, 工作稳定后的横向振动位移均xf在0.01mm左右, 远小于设计要求 (双头气割平行度误差在±2mm/10m) 。所以可知双头气割机在气割时可以保证其气割平行度要求, 最终确定采用方案一。
4 结束语
本文主要研究了双头自动气割机自动化改造的机械系统方案, 采用三维数字化设计软件UG建模, 然后运用有限元分析软件UG Nastran对龙门架的横梁结构进行了应变分析, 再利用机械系统动力学分析软件ADAMS对其进行运动学与动力学分析, 实现了龙门架结构横梁的动态优化设计, 在保证整体机械性能的前提下, 减少横梁框架钢板的厚度5 mm, 减轻质量215.75Kg。
参考文献
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静动态分析 第8篇
1 城市核心竞争力的识别要素
城市核心竞争力是指一个城市所独具的、使其能在某一领域中获得领先优势的关键性能力。它不仅包括城市所拥有的禀赋和资源, 更是能将城市的独特资源转化为竞争优势的一组知识、技术和政策的有机复合体。一般说来, 城市核心竞争力具有价值性 (X1) 、稀缺性 (X2) 、不可复制性 (X3) 、积累性 (X4) 、延展性 (X5) 、协调性 (X6) 、整合性 (X7) 、聚集性 (X8) 和动态性 (X9) 等九个主要特征。
然而, 很多城市往往倾向于出台各种优惠政策来吸引投资。这种发展方式容易复制且在短期内会产生一定效果, 但从长远来看是无效的, 结果可能导致各个城市的无序建设和恶性竞争。因此, 一个城市的核心竞争力应该是差异化的、可持续的竞争优势。依此, 可将前述九个特征归纳为三个识别要素 (见表1) 。其中, “独特性”和“整合性”分析是立足于历史累积的、已经形成的核心能力, 属于静态识别;“动态性”分析是立足于未来外部环境与内部条件的变化所带来的机遇, 属于动态识别。
2 长沙城市核心竞争力的识别过程
2.1 现有核心竞争力的静态识别:“独特性”和“整合性”分析
在对城市竞争力要素进行系统分析的基础上, 运用层次分析法确定各项要素“独特性”和“整合性”的评价权重, 然后通过二维决策矩阵识别其核心程度, 由此确定长沙目前已经具备的核心竞争力。
(1) 确定城市竞争力各项要素的评价权重。
首先, 通过两两比较构建“独特性”和“整合性”的判断矩阵:Y= (sij) nn, 其中:n为评价要素的个数。然后, 对等式YW=λmax (Y) W进行归一化处理, 计算出Y的最大特征值λmax (Y) 以及相应的W= (w1、w2wn) T。最后, 利用λmax (Y) 求:CR (Y) = (λmax (Y) -n) /[ (n-1) RI], 其中:RI为随机一致性指标。若CR (Y) 0.1, 则称判断矩阵Y通过一致性检验, 并由此确定各项要素的评价权重, 即:W= (w1、w2wn) T。
(2) 构建识别核心竞争力的二维决策矩阵。
构建识别核心竞争力的“独特性-整合性”决策矩阵 (见图1) , 并依据以下准则对竞争力要素的核心程度进行判定。
准则Ⅰ:落在A区域中的竞争力要素为现有的核心竞争力。根据理想排序法理论 (TOPSIS) , 在多目标决策分析中, 若评价对象最远离最劣解同时又最靠近最优解, 为最好;否则, 为最差。
准则II:落在B区域中的竞争力要素为潜在的核心竞争力。该区域的竞争力要素具有较高的独特性, 如果其整合性较高且存在较大上升空间时, 就可判定为潜在的核心竞争力, 是未来的发展重点。
(3) 长沙现有核心竞争力的识别结果。
从《中国城市竞争力报告 (2011年) 》中选取我国东中部12个省会城市 (包括广州、杭州、南京、武汉、济南、合肥、福州、郑州、石家庄、南昌、太原和长沙) 进行城市竞争力的比较分析, 由此得出长沙城市竞争力要素的排名情况 (括号内数字为排名) :Z1人才竞争力 (9) 、Z2资本竞争力 (7) 、Z3科技竞争力 (7) 、Z4结构竞争力 (11) 、Z5基础设施竞争力 (5) 、Z6综合区位竞争力 (6) 、Z7环境竞争力 (3) 、Z8文化竞争力 (9) 、Z9制度竞争力 (4) 、Z10政府管理竞争力 (3) 、Z11企业管理竞争力 (3) 和Z12开放竞争力 (7) 。
由此可见, 与东部发达省会城市相比, 长沙在环境竞争力、政府管理竞争力和企业管理竞争力上占有一定的竞争优势, 三项指标在东中部12个省会城市中都排名第三;其次, 长沙的制度竞争力和基础设施竞争力在排名中分别为第四名和第五名, 具有很大的增长潜力。但是, 这些竞争力要素是否已经成为长沙的核心竞争力, 仍需从识别要素出发进一步判断其核心程度。
首先, 由专家根据9级标度法对长沙城市竞争力的各项要素进行打分 (过程略) ;然后, 对同一级要素进行两两比较, 确定其相对重要性, 分别得出“独特性”判断矩阵Y1和“整合性”判断矩阵Y2;由Y1计算出“独特性”因素权重W1= (0.317 0.085 0.097 0.322 0.189) T, CI=0.015, CR (Y1) =0.011<0.1, 通过一致性检验;由Y2计算出“整合性”因素权重W2= (0.547 0.243 0.214) T, CI=0.008, CR (Y2) =0.017<0.1, 通过一致性检验;最后, 对长沙城市竞争力要素的属性取值进行归一化处理, 利用计算所得的因素权重W1和W2, 得出各项要素“独特性”和“整合性”的评价结果 (见表2) 。
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根据表2的评价结果构建长沙城市核心竞争力的“独特性-整合性”决策矩阵, 由判断准则可知:环境竞争力 (Z7) 、政府管理竞争力 (Z10) 和企业管理竞争力 (Z11) 为现有的核心竞争力要素, 应设法保持并提升其优势地位;基础设施竞争力 (Z5) 和制度竞争力 (Z9) 为潜在的核心竞争力要素, 是未来培育的重点方向。
2.2 潜在核心竞争力的动态识别:动态性分析
根据长沙城市竞争力要素“独特性”和“整合性”的属性取值以及相应的决策矩阵, 可以初步确定长沙现有的和潜在的城市核心竞争力。考虑到城市核心竞争力的动态性, 下面将立足于长沙未来外部环境和内部条件的变化分析, 以基础设施竞争力为例, 对长沙潜在的核心竞争力要素进行动态识别。
(1) 铁路。
武广客运专线是我国铁路建设史上投资规模最大、通行里程最长、技术标准最高的客运专线, 已于2009年正式运行, 全程平均时速达360公里, 而长沙正处在这条大动脉的中心位置。长沙至杭州客运专线横贯浙、赣、湘三省, 该线路将主要承担华东地区与中南、西南地区之间的中长距离客运重任。
(2) 公路。
截至2011年, 长沙高速公路总里程已达300多公里, 从长沙到其它市州中心城市均可实现4小时内到达。高级、次高级路面公路突破10000公里, 占公路通车里程的70%以上。同时, 农村公路通行能力和服务水平也大大提高, 行政村通车率达到100%。
(3) 航运。
2011年, 长沙黄花国际机场共保障各类飞机起降9万多架次, 共完成旅客吞吐量800多万人次, 机场出入境人数已突破60万人次大关, 目前已成为中部地区吞吐量最大的空港之一。随着中部地区与外界交往的日益密切, 扩建后的黄花国际机场将成为我国重要的航空枢纽。
(4) 水运。
长沙港口生产已使用岸线15164米, 霞凝港已经成为我国内河一流的现代化港口, 拥有13个千吨级泊位, 年均货流量1900万吨, 由湘江经长江直通国际航运中心上海港。基本具备运输管理、装卸存储、多式联运、中转换装、国际货运、通关商检和信息服务7大功能, 成为辐射湖南以及中西部地区的重要内河港口枢纽。
(5) 城市轨道交通。
长沙的地铁建设由4条地铁线构成“网格+放射状”的线网构架。其中, 将于2013年通车的首条地铁2号线与武广高铁无缝对接, 基本实现省际旅客出行的“零换乘”。
长沙是连接长三角、珠三角以及东西部地区的纽带, 承受着长三角、珠三角、华中和川渝四大都市圈的交互影响。随着黄花机场扩建、国内最大内河港口和金霞保税物流中心的建设、武广高铁和杭长高铁的建设、城市轨道交通的快速推进、城市骨干路网的全面构筑等, 长沙的基础设施竞争力优势将进一步凸现, 应作为城市核心竞争力培育和发展的重点。
3 长沙城市核心竞争力的历史数据验证
为了进一步验证上述关于长沙城市核心竞争力的识别结果, 利用《中国城市竞争力报告》的相关数据, 对长沙城市竞争力要素在全国56个重要城市中的排名变化进行趋势分析 (见表3) 。
注:①数据来源来源于《中国城市竞争力报告 (2003年、2011年) 》, 倪鹏飞, 社会科学文献出版社;②“↑ (↓) ”表示上升 (下降) 10个名次以下, “↑↑ (↓↓) ”表示上升 (下降) 10-20个名次, “↑↑↑ (↓↓↓) ”表示上升 (下降) 20个名次以上。
与2002年相比, 2010年长沙的结构竞争力、基础设施竞争力、综合区位竞争力、环境竞争力、政府管理竞争力和开放竞争力这六项竞争力要素变化较大。其中, 处于上升态势的有:基础设施竞争力 (上升了20个名次) , 环境竞争力 (上升了12个名次) , 政府管理竞争力 (上升了27个名次) , 开放竞争力 (上升了10个名次) ;处于下降态势的有:结构竞争力和综合区位竞争力, 分别下降了17和14个名次。
由此可见, 近几年来长沙城市竞争力的整体实力正处于稳步上升通道, 排名上升幅度较大的竞争力要素在未来都有着难得的发展机遇和政策平台, 将环境竞争力、政府管理竞争力和基础设施竞争力确定为长沙现有的和潜在的核心竞争力予以进一步的培育和强化, 完全符合长沙实现持续、健康、快速发展的客观要求。
参考文献
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