云梯车旋转机构有眼元分析     番禺大石云梯车出租, 番禺大石云梯车租赁, 云梯车出租  旋转机构静力学特性分析,  基础基于ＡＮＳＹＳ有限元分析的基本流程：  旋转机构主要零部件有限元分析根据旋转机构中的旋转主轴系统的设计要求和实际工况，旋转板、齿轮齿条及旋转主轴作为整个旋转系统的主要功能部件，其材料的强度和结构的合理性有必要进行相应的探讨。基于ＡＮＳＹＳ有限元分析软件，对旋转板、齿轮齿条；及旋转主轴分别进行有限元分析。

    本文研巧的旋转机构中，齿轮通过传递扭矩，使得旋转板转动，从而实现液压支架的转动，因此，齿轮齿条的强度，对整个旋转机构的性能具有重要的影响，有必要对齿轮齿条的强度做出分析。本文基于ＡＮＳＹＳｏｒｋｂｅｎｃｈ有限元分析软件，通过建立齿轮接触仿真模型，计算两对直齿圆柱齿轮轮齿接触位置的接触应力，并将仿真结果与理论赫兹应力结果进行比较，验证有限元法分析该问题的可靠性和精确性。

   

    齿轮接触传统理论计算:  由于渐开线齿轮的齿面为复杂的曲面，其在晒合过程中的接触区域宽度远远小于齿面在接触点的曲率半径，因此，１对齿面的接触状态可用圆柱体的接触来模拟，即可将１对巧轮齿轮之间的喃合转换为２个圆柱体沿其母线的接触来进行计算，而晒合点两齿轮的齿面曲率等于两圆柱体的半径。 由机械设计手册中关于标准直巧圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度计算公式可知Ｓ，其中＆为弹性影响系数，取ＺＥ＝１８９．８ＭＰａ.   为接触疲劳许用应为，根据本次材料参数计算，将表中各物理量数据代入，计算得直齿轮副的最大接触应力为２９２ＭＰａ，且满足化斗ｆｆＨ］。

     齿轮强度有限元分析:  取旋转机构中直齿圆柱齿轮齿条的几何参数建立实体模型，直齿圆柱齿轮的齿廓曲面是一对渐开线，建模的关键是确定其精确的渐开线、过渡线和齿条的齿廓曲面，根据文献ｔ中关于构造渐开线、过渡线的方法，在＝维设计软件ＳＯＬＩＤＯＲＫＳ中建立较为精确的直巧圆柱齿轮和齿条的Ｈ维模型。并根据实际工况，进行相关约束装配，完成建模后将Ｈ维模型保存为禄准格式文件并导入ＡＮＳＹＳｏｒｋｂｅｎｃｈ有限元分析软件中进行仿真。 其中巧轮和齿条的材料参数进行设置。  由于齿轮齿条传动属于面接触问题，建立仿真单元，并进行网格划分，其中包含了１４１３４个节点、２０９６个网格单元、平均网格崎变系数为化２８。根据实际工况，对模型进行约束载荷的施加，其中传动转矩施加在齿轮与巧条咬合处，大小为６ｍｍ，在齿条两端添加固定约束，最后定义线性接触方式。 对齿轮齿条进行有限元分析，获得其表面接触应力，仿真得到其最大应力值为３００．８６ＭＰａ，远小于齿轮齿条材料的屈服极限值９３０ＭＰａ，因此可知该齿轮齿条零件的设计是满足要求的。在载荷不变的轻狂下，对齿艳齿条传动疲劳强度进行分析，获得其寿命云图，由仿真结果可知其使用次数均在１０万次上。最后进行齿轮齿条的疲劳安全因子分析，得到其安全因子值均在１．１３９３。

      

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      有限元法计算的弯曲应力与理论推到结果的误差较小，有限元法法较为可靠。且齿轮巧条传动的接触中，应力较大的部位集中在接触区域和齿根上，这个结果符合实际工况。由仿真结果可知，轮齿接触区域的局部应为沿咕合线呈带状分布，且应力值较大，最大的应为值满足Ｃ控，可见该机构中的巧轮齿条满足接触强度的设计要求.

     针对云梯车上的旋转机构来说，其主轴旋转系统属于是该重载机械的核也功能部件，具有大功率和大扭矩等特点，主轴部件在自身转动和巧轮接触碰撞为的作用下，引起自激和强迫振动，造成设备的振动和噪声，影响主轴系统的旋转精度和传动稳定性且在齿轮传动系统的振动是其产生噪声的主要根源，在齿轮传动系统动力学中，主要研究由齿轮赠合的动态激励产生的振动噪声，主要包括动态激励的原理、类型和性质。齿轮副在传递运动和动力的过程中，其重合度大于一，且不为整数，使得同时参与喷合的轮齿对数随时间作周期变化，这使得嗤合刚度发生突变，产生周期性的冲击，从而产生了动态激振为。齿轮副喃合刚度的时变性就是齿轮系统刚度激励的来源。此外，在齿轮副运转过程中，轮齿载荷也会发生突变，产生动态激励，同样属于刚度激励。为了使云梯车主轴旋转系统具有刚度髙、振动小、噪声小等良好的性能，需要对主轴旋转系统的动恣特性进行研究，分析并改善机构的受迫振动，减小其对云梯车整车的动态性能影响。该旋转主轴的有限元模型和模态分析是其进行动态特性分析的重要步骤，也是其动力学分析的基础。

      旋转机构的旋转主轴具有大功率、大扭矩等特点，首先，建立该旋转主轴的运动方程，并基于有限元法得到该主轴的动力学方程；其次，在有限元软件ＡＮＳＹＳ中建立主轴参数化模型，然后在己建立的参数化模型的基础上，进行有限元网格划分，并添加约束，进行模态求解。  １）模态分析理论基础针对旋转主轴的结构特点，Ｔｉｍｏｓｈｅｎｋｏ梁理论进行模型的建立，该主轴上任意点的位置坐标均与主轴位移相关。建模过程中可使主轴轴线与笛卡尔坐标系的Ｘ轴相同，主轴上任意一点绕ｙ轴旋转，绕Ｚ轴旋转，则主轴上的任意点位置坐标   —轴也坐标（ｐ—旋转角度，且主轴角速度；时间；ｒ一轴上任意一点到轴也的距离；ｒ一坐标转换矩阵.  对整个主轴妖度积分，即获得主轴单元矩阵的动力学方程；  —质量矩阵；ｃ—计算离也为的质量矩阵；ｇ—反对称陀螺矩阵；Ａ—刚度矩阵；Ｖ－轴向力引起的刚度矩阵。本节中主要选取旋转主轴在旋转过程中的实际工况下进行分析，并通过建立主轴有限元模型进行模态分析，此处不考虑其他因素的影响，通过上的理论分析，可根据质量矩阵和刚度矩阵，计算获得主轴的固有频率。

    ２）模态分析基于ＡＮＳＹＳ有限元分析软件建立分析项目，并对旋转主轴进行实体材料定义，定义主轴的材料为合金钢，其弹性模量为２０６ＧＩ＞ａ，泊松比为化３，密度为７８００ｋｇ／ｍ３。然后对主轴进斤网格划分，划分后共得到３１３２３３个节点，１９９０７３个单元。获得模型为主轴的有限元模型，其约束根据实际工况设定。由于主轴的两端通过一对轴承与机体进行固定，在有限元分析软件ＡＮＳＹＳ中选取模拟轴承的弹黨单元，由于该单元具有一维、二维或Ｈ维应用中的轴向扭转或拉伸的性能，可较好地对轴承的刚度进行模拟。弹寶单元需要输入弹寶刚度系数，本节中的主轴采用轴承的型号为角接触球轴承７０３４Ｃ。 计算单个轴承预紧后的径向刚度：  一轴承滚动体直径；ａ—轴承接触角；ＦａＯ轴承预紧力。由ＮＳＫ提供的轴承７０３４。  从主轴振型图看出，主轴第１阶模态振型为Ｙ方向振动变形；主轴第２阶模态振型为Ｘ方向振动变形；第二阶模态的固有频率与第一阶的基本相同；前两阶弯曲最大变形发生在主轴底部位置；第三阶和四阶模态振型主要是轴的挤压变形；第五和第六阶模态分别为二次弯曲振动变形，同方向振动振型的固有频率间隔相差很大，基本上不会引起振动同向上的叠加。且产生结构共振的激励频率主要为齿轮的喃合频率，咬合频率的计算。通过对主轴的模态分析，获得其前阶的固有频率，并且通过带入参数，计算得出机构峭合的激励频率，避免在设计中产生共振，为主轴旋转系统的设计分析提供参考。http://www.shundeludengchechuzu.com/

   

  

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