利用Pro/MECHANICA提高ANSYS有限元分析能力

2013-06-19  by:廣州有限元分析、培訓中心-1CAE.COM  來源:仿真在線

針對將復雜零件模型從proe直接導入ANSYS進行有限元分析計算時所出現的問題,提出用proe中的有限元模塊MECHANICA進行有限元前處理,把生成的批處理作業命令文件導入ANSYS進行計算分析的方法.這種方法克服了復雜零件模型以IGFS格式導入ANSYS時造成的諸如零件信息丟失、進行模型修補會降低分析精度的缺點。同時,以具體工程實例進行分析計算,計算結果表明應力應變值更接近于實際情況,說明本方法切實可行,從而為解決復雜零件的結構分析提供了新的途徑.

閻樹田 駱敬輝 姜志科 來源:萬方數據
關鍵字:Pro/MECHANICA ANSYS 有限元 前處理

有限元是一種以變分原理為基礎的重要的數值分析方法,它將研究對象離散成有限多個單元體,通過分析得到一組代數求解方法,進而求得近似解。有限元分析過程總體上可以分為三個部分:前處理模塊、分析計算模塊和后處理模塊。前處理模塊主要是生成有限元模型,對幾何模型進行網格劃分,得到有限元模型的有關數據,有限元模型的質量直接影響著分析精度和分析效率;分析計算模塊是有限元分析的核心,它包括結構分析、流體動力學分析和多物理場的禍合分析,是根據有限元模型的數據文件進行有限元分析;后處理模塊是有限元分析計算后輸出結果的加工階段,其主要內容包括數據輸出和圖形顯示,使用戶能夠對計算結果進行分析,從而對模型做出合理的判斷。
   
花鍵聯接是機械傳動中常見的聯接形式,是由軸和輪毅孔周向均布多個凸齒和凹槽所構成的.由于是多齒傳遞載荷,因此承載能力高,對軸的削弱程度小,具有定心精度高和導向性能好等優點。花鍵聯接按齒形可分為矩形花鍵聯接和漸開線花鍵聯接。鍵齒兩側是工作面,花鍵靠工作面受到的擠壓來傳遞轉矩。花鍵常見的失效形式是齒面壓潰、個別齒根剪斷或彎曲折斷,所以在設計花鍵齒時需要進行強度校核。
   
本文以矩形花鍵為例,運用proe的有限元模塊Pro/MECHANICA,對矩形花鍵的傳統有限元分析方法ANSYS進行適當的補充與改進,提高了ANSYS的分析精度和效率。同時,可以將此方法引申到其他機械零件的有限元分析工作中去,如齒輪等復雜型面零件。

1 花鍵齒傳統有限元分析方法的不足與改進

    1.1  ANSYS的特點及不足
   
ANSYS軟件是當今廣泛使用的有限元分析工具,ANSYS能與多數CAD軟件結合使用,實現數據的共享和交換,是現代產品設計中的高級CAD工具之一。ANSYS擁有相對獨立的前、后處理模塊,因此能夠完成多領域的分析任務。
   
ANSYS的不足之處是: ANSYS的前處理能力的不足,即圖形驅動技術支持界面的可管理性和操作性較差,無法完成復雜零件的建模,導致對模型結構分析的可信度大大降低,影響了工作效率。
   
當前的一些大型三維CAD造型設計軟件如proe,UG等具有建模的優勢,解決ANSYS這一不足之處的方法是利用格式轉換實現數據共享,即先利用這些造型軟件進行精確的三維造型,然后通過標準數據接口,將模型以STEP或IGES格式讀入有限元分析軟件ANSYS中,在ANSYS中繼續完成模型的屬性定義、約束定義、載荷定義和劃分網格等工作,最后進行有限元的分析計算,并將分析結果以圖片動畫方式顯示,并保存至文件,
   
在將proe圖形文件(特別是復雜實體模型文件)轉換成ANSYS可識別文件的實際過程中有時會發生一些問題,其主要問題是:

1)proe造型過程的某些特殊的處理方法不能為ANSYS分析工具所識別,如面與面的重疊部分;

2) ANSYS不能對proe造型中的一些局部特征進行網格劃分,如細長曲面;

3) proe造型軟件定義圖元的方式與ANSYS不完全一致,從而產生一些特殊的圖形格式,并在ANSYS有限元分析中產生異議,因此在分析計算前往往需要花費大量的時間和精力進行幾何模型的修補工作,這勢必會造成模型的不一致和分析精度的降低.

    1.2有限元分析方法的改進
   
本文基于proe中的有限元分析模塊MECHANICA,直接調用proe生成的模型數據(包括點、線、面和體),完成有限元分析的建模工作,劃分網格,生成批處理作業命令文件(*.ans格式)。此文件可直接或稍加修改后即可用于ANSYS有限元分析工具。其優點是:由于proe特征的相關聯性,因此更改模型方便;處理過程中模型的一致性好,數據完整,可以克服ANSYS分析工具的前處理能力的不足,大大提高了整個有限元分析工作的效率,在這種情況下,有限元模型的建模質量好壞將直接關系到分析精度和效率,所以建立精確的三維模型是以上分析的前提。

2 基于Pro/MECHANICA的花鍵軸有限元分析前處理
   
在proe中,花鍵有限元建模的主要工作包括實體建模、單位、材料、載荷、約束的定義、網格劃分、有限元分析定義和文件輸出.花鍵軸屬于回轉體的復雜模型,因此通過合理的假設,將花鍵軸簡化為對應的物理模型且只受純轉矩載荷,在簡化的過程中,假定模型是各向同性的且沒有內部缺陷.

    2.1模型的建立及屬性的設定
   
由于矩形花鍵的失效形式主要是齒面壓潰、個別齒根的剪斷或彎曲折斷,因此為了提高分析效率,對花鍵進行受力分析時,可以只研究花鍵軸上的一個齒型。
   
實體建模用加材料、拉伸建立整體模型,再利用剪切材料、拉伸對其進行修改,形成花鍵軸模型。根據花鍵軸材料的力學性能(主要是彈性模量E,剪切模量G和泊松比,)設定材料屬性。有限元分析需要劃分單元體網格,而設定單元體屬性是網格劃分的前提,其目的是控制節點、單元體和載荷的顯示特性。
   
啟動有限元分析模塊:在主菜單上單擊“應用程序”選項,選擇MECHANICA,進入有限元分析環境,創建當前有限元分析坐標系:在“strc model"菜單中依次單擊“current csys"/"create",在彈出的“坐標系”對話框中依次選取三個基準平面,利用這三個基準平面創建一個笛卡兒坐標系。
   
添加約束與載荷。分析花鍵軸上鍵齒的約束與受力,約束包括花鍵齒底面、兩側壁及一個端面,鍵齒的底面受到x,y,z三個方向平動和轉動的完全約束,選擇鍵齒底面,單擊“OK”則在花鍵齒底面上以小三角形顯示添加的約束,以同樣的方法給花鍵齒側壁和端面添加同樣的約束.在純轉矩的作用下,鍵齒的單側受到擠壓力的作用,選擇受力側面并在其上添加載荷,三個面的約束和壓力載荷添加后的花鍵模型如圖1所示。

    2.2有限元分析的定義及網格的劃分
   
設置和劃分網格.選擇將要劃分最大網格的面組(maximum element size),設置最大網格數為1,選擇將要劃分最小網格的面組〔minimum element size),設置最小網格數為0.1,完成網格定義。運行分析定義和模型結果輸出:進人運行有限元分析對話框,選擇ANSYS求解器,設置分析類型為結構和元素形狀為線性(linear),然后選擇要運行的分析模型,指定文件輸出存放路徑‘運行網格劃分,在輸出模型網格劃分圖的同時,Pro/MECHANICA分析工具就可以在指定的路徑下寫入“*.ans"格式類型的數據文件,文件中包括了有限元分析的材料、載荷、約束、節點等各種信息,網格劃分的結果見圖2。

從圖2可以看出,齒兩側邊緣線上網格劃分比較密集,這是因為倒圓角的半徑相對其他平面(或曲面)非常小,屬于局部小平面。正是由于這類特征造成了如果將模型直接從proe導入ANSYS會發生網格劃分不完整的現象,而Pro/Mechanica是在proe的集成模式下運行的,所以不會發生這種問題。

通過實際操作可知,proe克服了ANSYS圖形驅動技術支持界面的可管理性和可操作性較差及無法完成復雜零件建模的不足,Pro/MECHANICA高效地完成了鍵齒模型的有限元分析的定義及網格的劃分工作,并且輸出了格式為*.ans的AN-SYS可識別文件。
   
打開此文件可以看出:在前處理部分設置了節點的全局直角坐標,并按順序列出了模型節點的所有編號和節點坐標,接著聲明了單元體類型、幾何參數屬性和材料等,并列出了單元的編號和構成單元的節點編號(本文模型共有4605個節點和18943個單元體),然后設置了邊界條件及載荷。
   
由于此文件完全遵循ANSYS文件格式,因此能靈活地被ANSYS軟件所識別和使用,避免了在ANSYS軟件中對模型的修補工作,在提高分析精確度的同時提高了工作效率,進而為后續的在ANSYS環境中進行分析計算和后處理做好了準備.

3 ANSYS有限元的求解和分析輸出
   
啟動ANSYS分析軟件,讀入Pro/ MECHANICA軟件生成的鍵齒模型有限元分析文件,ANSYS將自動生成如圖3所示的模型網格圖,然后依次選擇“solution"/" solve"/" current LS"進行該模型的運算求解。在該階段完成了有限元分析的計算過程并生成了結果文件,分別輸出了鍵齒應力云圖(見圖4)與受力變形圖(見圖5)。

從花鍵齒的應力應變圖可以看出,鍵齒的受力變形沿軸方向增加,并在鍵齒的自由端面側達到最大。在鍵齒的應力圖上,應力最大值出現在MX處,當載荷增加時,鍵齒的齒面壓潰失效由此處的撕裂開始,齒根處由于存在小尺寸的退刀槽而出現了一定程度的應力集中現象,周期反復的應力作用容易造成鍵齒的剪斷或彎曲折斷,應力應變最大數值如圖4和圖5所示。

4 與傳統分析方法的比較
   
為了進一步論證本文方法分析計算的準確性,現將同一模型直接導人ANSYS進行有限元分析,由于鍵齒存在小尺寸的倒角特征,經過對幾何模型的修補,將倒角特征忽略,而以直角代替,再進行必要的定義和網格劃分,經過運算得到如圖6所示的模型應力云圖。
 
在實際加工花鍵齒時,為了減少齒根處的應力集中現象要專門加工出圓滑的退刀槽。由于直接導入ANSYS,忽略了小尺寸,使齒根變成了直角,造成了圖6齒根處應力過度集中且數值偏大,這與實際情況不吻合。

比較圖4與圖6可以看出,兩圖應力集中區域不完全相同。在圖4中,自由端面側齒根處有應力集中現象,相對于整條齒根線這是一個特殊的位置,此端面變形值最大,必然使對應齒根處出現最大應力集中現象,而圖6的對應處則不明顯。從失效的花鍵軸可以看出,有相當數量的失效形式是從此處的撕裂開始的,所以用本文的方法計算分析得到的應力圖更接近實際情況.相同載荷下的最大應力值增加了20%,鍵齒變形增加了約14%。按照《機械設計手冊》對此模型進行強度計算,所計算出的結果與圖4的計算值更接近,這表明按照本文方法所得到的應力應變數值更接近于實際工作狀況,即計算結果比傳統計算方法更科學,對花鍵軸的設計更具有指導性。
   
造成這些結果數據差異的原因:一是倒角(退刀槽)特征的忽略造成擠壓面面積增大,使鍵齒的整體承載能力增強,在同樣的載荷下應力值下降,造成鍵齒的最大應力減小;二是網格劃分方式的不同;三是進行模型修補方面的原因,造成修補前后模型的不一致性,進而計算得到了不同的數據,影響了計算的準確度。
   
本文計算分析所選用的花鍵軸屬于含有少量小平面特征的模型,另外鍵齒模型的尺寸與所受載荷(500 N)均較小,具有典型性,如果將此方法用于重要設備的關鍵零件的應力應變分析,得到的結果對于計算零件的疲勞壽命起到重要的作用。

5 結論
   
1)對于含有小尺寸曲面特征的機械零件,用本文方法進行有限元分析時模型特征信息完整,計算出的數值更接近實際狀況,保證了計算的準確性,提高了計算效率。
   
2)本文將Pro/MECHANICA與ANSYS相結合,既克服了復雜模型在ANSYS中難以建立的缺點,又避免了將proe文件直接導入ANSYS造成圖形錯誤的情況,切實提高了ANSYS對復雜型面零件的有限元分析能力。

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