汽车起重机转台有限元分析及优化
QYU160汽车起重机转台结构有限元分析_孙正兴
另 一 种 方 法 是 考 虑 螺 栓 的 轴 向变 形 约 束 节 点
焊 接 而 成 结 构 型式 大 致 对 称 但 其作 用 载 荷 不
尽 对 称 为此 我们 用 线 架模 型构 造 了 该 结构 的
, ,
的五 个 自 由度 而 在 螺 栓 的 轴 向 施 加 一 弹 性 约
束 给 予 一 定 的 位移 但 弹 性 约 束 的 刚 度 系 数 对 计 算 结果 影 响很 大
单元库
浓 淡 图 详 细 报 告 指 定 各 种 运 算 分 类和 排 序
、
、
、
2
转 台结 构 的 分析 工 况 及 力 学 模 型
2
.
的 列 表 指定 方 程 或 变量 的 数值 表等
,
。
1 工
况选取
:
,
格式 形 成 模块 则 是
CA D
ST R E S S L A B
与其它
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汽 车 起重 机 起重 作 业 时作 用 在转 台 结 构 上
/
CA E
,
软 件 数 据 交 换 和 传送 的 接 口
DS
的载 荷 有 变 幅 油缸 变 幅 力 吊臂 根 部铰 点 的 作
用 力 起 升 机 构 的 起 升 拉 力 及 起 升机 构 和 平衡
,
总之 CA D
/S T R E S S L A B 实 现 了 Ic G S
(交 互 式 计 算 机 图 形 系 统 ) 与 FE M ( 有 限 元 方
,
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它 直接 从 C A
,
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数据
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库 中 提 取 计 算 所 必 需 的 数 据 又 将 计 算 数据 存 是美 国
基于有限元的混凝土泵车转台结构研究与应用
：
Ｓ ｃ ｉ ｅ ｎ ｃ ｅ ａ ｎ ｄ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ Ｉ ｎ ｎ ｏ ｖ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｈ ｅ ｒ ａ ｌ ｄ
研 究 报 告
基 于有 限 元的混 凝 土泵 车 转 台结 构 研 究 与应 用①
江爱林’ 曾洁如 杨瞻勇’ 胡国清’ （ １ ． 三一重工股份有限公司 长沙 ４ １ ０ １ ０ ０ ； ２ ． 三一重型能源特种 装备有限公司 北京
振动系数１ ． ３ 。 根 据 力学 知 识 及 分析 经验 ， 旋转。 因此 转 台不 仅 结 构 复 杂 ， 而且 工况 繁 车 型 转 台进 行 了改 进 优 化 以 降 低 重 量 ， 满 工 况 ， 即臂 架 全 部 水平 展 开 状 态 ， 考 虑 臂架 多， 如 果 转 台结 构 设 计不合 理 ， 不 仅 会 出现 足 企 业生 产 需 要。
Ａｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ ＝ Ａｐ ｐ ｌ ｙ ｉ ｎ ｇ ｔ ｈ ｅ Ｆ ＥＭ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｍｅ ｔ ｈ ｏ ｄ ａ ｎ ｄ ａ ｄ ｏ ｐ ｔ ｉ ｎ ｇ ｅ ｎ ｔ ｉ ｔ ｙ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ，ｉ ｔ ｈ ａ ｓ ｄ ｅ ｔ ａ ｉ ｌ ｅ ｄ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｚ ｅ ｄ ｔ ｈ ｅ ｓ ｔ ｒ ｕ ｃ ｔ ｕ ｒ ｅ ｏ ｆ ｐ ｕ ｍｐ ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｔ ｕ ｒ ｎ ｔ ａቤተ መጻሕፍቲ ባይዱｂ ｌ ｅ ．
ＪＩ ＡＮＧ Ａｉ Ｌ ｉ ｎ ’ Ｚ Ｅ ＮＧ Ｊ ｉ ｅ ｒ ｕ ＹＡＮ Ｇ Ｚ ｈ ａ ｎ ｙ ｏ ｎ ｇ ’Ｈ Ｕ Ｇ ｕ ｏ ｑ ｉ ｎ ｇ ’
（ １ ． Ｓ ａ ｎ ｙ Ｌ ｉ ｍｉ ｔ ｅ ｄ ｂ ｙ Ｓ ｈ ａ ｒ ｅ Ｌ ｔ ｄ Ｈ ｕ ｎ ａ ｎ Ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ｓ ｈ ａ ４ １ ０ １ ０ ０ ； ２ ． Ｔ ｈ ｒ ｅ ｅ ｏ ｎ ｅ ｈ ｅ ａ ｖ ｙ ｅ ｎ ｅ ｒ ｇ ｙ ｓ ｐ ｅ ｃ ｉ ａ ｌ ｅ ｑ ｕ ｉ ｐ ｍｅ ｎ ｔ Ｃ ｏ ．Ｌ ｔ ｄ ． 。Ｂ ｅ ｉ ｊ ｉ ｎ ｇ ，１ ０ ２ ２ ０ ２ ）
100吨汽车起重机转台的有限元计算与分析
长安大学工程 机 械 学 院 （ 收稿日期： )++.!+)!)’/ 工程机械
!"# 信箱（ #$""%! ）
!与受载分析
转台受力情况如图 / 所示。转台主要承受变幅
外， 当卷扬钢丝绳靠近转台一侧时， 其单绳拉力 " 也 将使转台两侧受力不一致。将力偶及卷扬钢丝绳偏 置时产生的反力与对称载荷作用的铰支座反力相叠 加， 得到不等的左右两个支座反力。 此处按最恶劣的 受力状况考虑计算。转台计算载荷见表 -。
设 计 计 算 ・
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据。 — )- —
!++ 吨汽车起重机转台的有限元计算与分析
四川长江工程起重机有限责任公司 王美成
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摘 要：转台是汽车起重机的三大主要承载结构件之一， 构造及受力复杂。以有限元方法为工具， 对 !++"0 汽车起 重机的转台进行强度和刚度有限元分析， 其分析结果对产品开发设计具有指导意义， 并为大吨位汽车起重机设计和转
表# 工况 一 二 两种工况下转台的计算载荷
设 计 计 算 ・
液压缸和起重臂传来的载荷。起重臂承受的计算载 荷包括考虑载荷系数在内的吊重、 自重、 起重臂回 转切向水平惯性载荷和风载荷， 以及由于吊重偏摆 引起的水平载荷等。通过由转台、 起重臂、 变幅液压 缸、 起升滑轮组组成系统的受力分析， 可求得转台 上的载荷。 图中， #, 为通过起重臂根部铰支座沿起重 臂轴线作用于转台上的力； #+ 为沿变幅液压油缸轴 线作用于变幅铰支座上的力； " 为起升钢丝绳单绳 拉力； $ 为全部配重重量。 根据国标 89$$1.1023!04$ 《 汽车起重机轮胎起 重机试验规范结构试验》 施加载荷： 工况一： #:!-!!"# 工况二： #:!!"#； #(:!!!!"# 式中： —— #—起升载荷 —— #(—水平载荷 —— 取 -2/4 !#—载荷系数， —— -..$& !!"#—最大额定起重量， —— 取 .2.5 !/—水平侧载系数，
汽车起重机回转支承的有限元计算与分析_张平
本文所选用的单排四点接触球式回转支承是属 于滚动支承式回转支承装置。其尺寸紧凑、性能完 善， 可以同时承受垂直力、水平力和倾翻力矩， 密封 和润滑条件好， 回转阻力小， 是应用最广的回转支承 装置。此回转支承由内外座圈、滚动体、隔离体组成。 起重机的上车回转部分利用螺栓连接固定在回转支 承的外圈上， 内圈是用螺栓连接固定在底盘座圈上， 内圈无法转动。因此外圈主要承受了外界给予的负 载， 通过滚动体再传到内圈及底盘座圈上面。 １．２ 实体模型建立及网格划分
Ｄｅ ｓ ｉｇｎ ａ ｎｄ Ｃａ ｌｃｕｌａ ｔｉｏｎ
工程机械
第 ３９ 卷 ２００８ 年 ５ 月
设 １．３ 发动机与变矩器或者联轴器的连接尺寸
要根据装载机燃油箱的位置来确定进、回油管的长
计
（ １） 确定发动机飞轮的相对位置和连接螺纹尺 度。
计 寸， 从而确定变矩器弹性盘或者联轴器的外形尺寸，
（ ３） 根据发动机空压机接口尺寸确定装载机储
— ４３ —
Ｄｅ ｓ ｉｇｎ ａ ｎｄ Ｃａ ｌｃｕｌａ ｔｉｏｎ
工程机械
第 ３９ 卷 ２００８ 年 ５ 月
· !
设
起重机上车部分的实际结构和材料特性比较复
表 ２ 回转支承的材料属性
计
杂， 在建立其有限元模型时通常都要进行一些合理
材料牌号 弹性模量 Ｅ／ＭＰａ 泊松比 " 屈服强度 #ｓ／ＭＰａ
基于有限元技术的桥式起重机主梁分析及优化设计
基于有限元技术的桥式起重机主梁分析及优化设计摘要：社会经济的发展带来了网络技术的发展，特别是近些年来，网购事业拔地而起，大大地带动了物流行业的蓬勃发展。
物流物品的增长同时也提高了在运输过程中起重机的使用。
由于起重机的运用十分广泛，还能大大减轻工人的工作量，提高整体的工作情况，所以不断对起重机进行优化具有一定的研究意义。
本文利用有限元概念对桥式起重机主梁进行了分析，提出了具体的优化设计措施。
关键词：桥式起重机；主梁；有限元；优化设计随着制造业的不断发展，工业物品的体积和重量不断提高，因此起重机的应用也越来越广泛。
近些年来，由于吊运物品的特殊性，起重机事故频繁发生。
目前设计人员对起重机进行设计时，考虑到实际工作条件的需要，往往选取的安全系数都比较大，这就导致起重机的尺寸偏大和所需材料的浪费。
同时，由于起重机运行环境与工作级别的不匹配，设计出来的起重机无法现场对工作场景进行模拟就直接投入使用，有一定的安全隐患。
综合以上情况，只有不断的对起重机结构进行优化，才能够在保证安全性的前提下，优化起重机的结构，减少材料的浪费。
一、有限元法及优化设计1、有限元法在求解问题时，有的问题是比较复杂的，将这种复杂的问题分成很多个可以逐个解决的小问题的方法就是有限元法。
逐个对小问题进行攻破，在进行整合，就能获得最终的答案[1]。
由于分解问题的过程是把繁杂简化，得出的答案肯定是有一定的误差的，但是这种求法已经是比较快速且接近于正确答案的，从某种意义来说是有效的，而且也避免了在计算整个复杂问题中出现错误的情况。
传统的有限元法是通过手工演算，这种方式虽然有效但是用时较久，而且一旦一步出现错误就会导致整个问题无法解决。
现代社会的发展带来了计算机网络信息技术，将这种技术与有限元理论结合，极大的促进了有限元技术的发展。
2、结构的优化设计对结构进行优化设计，一般来说就是通过各种优化的策略对某结构进行优化。
优化设计的前提是建立模型，模型要满足整体的设计要求，然后，针对所需优化的参数进行模拟，直到找出最优参数，再运用这些参数建立最优的模型。
正面吊车架有限元分析与结构优化
决定 ， 并可 依据 Ａ 得 到 相 应 的特 征 向 量 ， 即 振 型 Ｉ 。
２ 车 架 有 限 元模 型 的 建 立
正 面 吊 车 架 是 由钢 板 拼 焊 而 成 的 复 杂 结 构 体 。 鉴 于 Ａ ＮＳ ＹＳ软 件 建 立 复 杂 模 型 的 功 能 薄 弱 性 ， 可 先 在
Ｓ ｏ ｌ ｉ ｄ Ｗｏ ｒ ｋ ｓ软 件 中 建 立 车 架 的 实 体 模 型 ， 然 后 另 存 为
３ ． “ 中 南大 学 一 中铁 五 新 集 团 ” 联 合研 究 中心 长 沙
摘 要 ： 车 架 作 为 正 面 吊运 机 的 骨 架 结 构 ， 其 动 力 学特 性 直 接 影 响 着整 车的 性 能 。为 了提 高整 机 的行 使 安 全 性 和 舒 适 性， 应 用有 限元 方 法 对 某 型 正 面 吊车 架 进 行 了模 态分 析 ， 根 据 所 得模 态 参 数 ， 并结 合 外 界 激 励 频 率 对 车 架 结 构 进 行 了低 频 动 态特 性 的 优 化 ， 优 化 结 果表 明 ， 车 架 结 构低 阶弹 性 模 态频 率及 振 型 都 有 较 大 的 改善 。
（ ３ ） ： ３ ４ ５ — ３ ４ ８ 撼
（ 编 辑 功 成 ）
Ｉ 囤２ ０ １ ３ ／ ７
机械制造 ５ １ 卷 第５ ８ ７ 期
表 ３ 结 构 优 化 前 后 的 模 态 对 比
阶 次 优化前模态／ Ｈ ｚ 优 化 后 模 态， Ｈ ｚ
qy75汽车起重机转台有限元分析及测试
Ｉ ■
Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ｓ ｃ ｉ ｅ ｎ ｃ ｅ ａ ｎ ｄ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ￣ Ｒ ｅ ｖ ｉ ｅ ￣
环 冷机台车球饺支座位置确定及相关技术问题探讨
李Hale Waihona Puke 强 （ 唐 山冶 金矿 山机 械 厂 河北 唐 山 ０ ６ ３ ０ ０ ０ ）
［ 摘 要］ 文章通过对环冷机台车合理地划分区域 ， 进行受力分析并建立力学模型 ， 提出了一种通过合理确定环冷机台车球铰支座位置 ， 从而使台车两侧车 轮 轮压基 本相 等 的可行 方法 。 ［ 关键词］ 环冷机 台车 球铰支座 回转台车 中图分 类号 ： Ｔ Ｆ ３ ２ １ ． ４ ． 文献标识 码 ： Ａ 文章编 号 ： １ ０ ０ ９ —９ １ ４ Ｘ（ ２ ０ １ ３ ） ３ ８ — ０ ０ ３ ２ 一 Ｏ １
在ｓ １ 区域内， 台车体倾斜向下， 不与三角梁接触。 此区域内台车体受 自重 Ｇ１ ， 车轮支反力Ｆ ａ ｌ 、 Ｆ ａ ２ ， 其合力为Ｆ ａ 。 在ｓ １ 范围内的台车体 自重主要是车轮 装置及轴端密封的重量， 其余部分自重很小， 因此可认为Ｇｌ 的作用点在车轮轴 线与台车体对称中线０－０的交点Ａ点上 。 假设两车轮的支反力也相等 ， 即 Ｆ ａ ｌ ＝ Ｆ ａ ２ ， 则其 合 力作用 点 即在 Ａ点上 。 对于 区域 ， 即高度为ｃ 的梯形区域， 其受力包括物料对台车的压力Ｆ ｃ ｌ ， 冷 却风的压力Ｆ ｃ ２ 、 台车体自身的重力Ｇ ２ ， 这三个力均为均布载荷， 其合力的作用 点在等腰梯形Ｓ ２ 的重心位置ｃ 点。 对于台车体位于侧栏板及球铰侧三角梁下部 分， 这部分结构是为了防止物料散落而形成的重叠部分， 其自重很小， 且重心也 大致位于Ｓ ２ 重心处 ， 为计算方便 ， 可将此部分 自重合并至Ｇ ２ 对Ｓ ３ 区域， 这部分为台车体的水平面与三角梁底面接触区域， 受三角梁的 均布压力载荷及风压 ， 回转部分的其余载荷（ 圆转框架、 侧栏板等） 均通过此处 作用于 车 轮上 。 其 合力Ｆ ｂ 作用 点位 于Ｓ ２ 的重 心位 置 ， 即台车体 中轴 线 吐 。 球铰支座对台车体垂直向上的拉力Ｆ ｄ 位于Ｄ点， 其在Ｏ — Ｏ 断面上的受力。 在垂直方向上 台车体受力平衡 ， 有 ：做Ａ Ｃ 连线， 将等腰梯形ＡＢ Ｅ Ｄ 分割 为两个三角形ＡＡＢ Ｃ 和ＡＡＣ Ｄ， 连线Ｃ 至ＡＢ 中点， Ａ至Ｂ Ｃ 中点， 确定三角形 △ Ａ ＢＥ 重心Ｅ 点， 同样方法可确定三角形 △ＡＣ Ｄ重心Ｆ 点， 则线Ｅ Ｆ 与Ｏ — ｏ 的 交点 即为梯 形的 重心 。 ． 点。 求出ｅ 值后 。 即可通过式（ ３ ） 求得啪 值， 由 ３ ， 计算宴倒 以某工程环冷机为例 ， 其回转中￣Ｒ－ － ２ ７ ． ５ ｍ， 台车分度 ａ－ － ４ ． ５ 。 ， 台车宽度 Ｂ ＝３ ． ５ ｍ， 料层 厚度ｈ — １ ． ４ ｍ． 风 箱内冷 却 风压 力Ｐ － ４ ０ （ ￣ Ｐ ａ ， 回转部 分的 总重量
基于ANSYS多功能抢险救援车转台有限元分析
基于ANSYS多功能抢险救援车转台有限元分析
多功能抢险救援车是一种设备齐全，能够在灾难救援过程中提供多种功能支持的专用
车辆。
其转台是车身的重要部分，因为它承载着车身的重量和所有设备。
本文使用ANSYS
有限元分析软件对多功能抢险救援车转台进行了模拟和分析，以进一步了解其结构的强度
和稳定性。
首先，我们需要将三维CAD模型导入到ANSYS中并进行网格化处理。
模型由轴承座、
端盖、绞盘等组成，其中轴承座和端盖都是铸铁件。
因此，我们需要将这两个零件进行网
格划分，并选择合适的单元类型。
由于铸铁的材料性能是各向同性的，因此我们选用六面
体单元（SOLID186）进行网格划分。
绞盘采用了钢材质，因此我们选择了六面体单元（SOLID185）进行网格划分。
接下来，我们为每个单元设置材料属性和边界条件。
根据图纸和实际测量结果，我们
确认了材料的弹性模量、泊松比和密度等物理属性，并在ANSYS中设置。
结构上，我们将
卡扣销和螺旋弹簧处设置了弹性支撑边界条件，而轴承座卡口处设置了固定边界条件。
在启动ANSYS求解器后，我们对转台进行了应力分析。
结果显示，转台的最大应力集
中在轴承座附近，这是由于该区域承载了很大的载荷。
应力分析还显示了绞盘的最大应力，这是由于绞盘在牵引时承受了很大的力量。
在完成应力分析后，我们还进行了模态分析，
以确认转台的自然频率和模态形式。
总的来说，ANSYS有限元分析软件的使用使我们可以更好地理解多功能抢险救援车转
台的结构强度和稳定性，为我们提供了在生产和使用过程中进行改进和优化的重要信息。
一种起重机门架模态化有限元分析与优化设计方法
一种起重机门架模态化有限元分析与优化设计方法摘要：集装箱门式起重机，采用有限元软件ANSYS对门架结构在实际工况下的应力分布和应力集中两个方面进行评价和比较，可以得到比较合理的数据结果。
关键词：门架；模态化；有限元分析；优化设计集装箱起重机中最为复杂的故障是门架变形，其中，门架的下挠变形，对起重机的正常运行危害最大。
本文采用有限元分析软件ANSYS建立了起重机的有限元模型，对其进行结构应力分析、模态分析，从应力分布和应力集中两个方面对该起重机进行评价和校核。
1起重机门架结构有限元模型的建立集装箱起重机门架是由标准型钢构成，结构对称。
首先建立起重机门架整体三维模型。
1.1起重机主要性能参数。
该起重机主要性能参数为：额定载荷320T；跨度25m；桁高12m；起升速度9.5/19 m/min；最大起升高度10/12m；小车轮距3035mm；小车质量5t；吊钩总重2T；材料全部采用Q235。
门式起重机门架的主要结构与参数如图1所示。
1-前端梁2-道轨3-后端梁4-主梁5-前上横梁6-后上横梁7-门腿8-底横梁1.2起重机有限元模型单元选择采用ANSYS中的三维梁单元，划分单元建立有限元分析模型。
门架结构有限元模型划分后的单元95401个，节点数182120。
图2为该起重机划分单元后的有限元网格模型。
2应力分布分析2.1固定载荷按图1所示的工况位置，要求额定起门力：工况1（16T）、工况2（在门架中间带运行吊重11T运行）工况3（10T）、工况4（9T）、工况5（（悬臂处5T）；规定起重机主梁方向为Z方向，垂直地面向上方向为Y方向，X向垂直于起重机平面。
2.2移动载荷起升载荷16T，同时，取动力系数1.25；起重机自重，在建模过程中单位采用SI（MKS），取重力加速度g =10；抓斗和小车结构自重共为5T；水平惯性载荷：根据有关文献，取加速度0.13 m/s2，取加速度放大倍数1.5。
选择对门架最危险的工况1、工况2和工况5载荷组合进行分析，如果这三工况没有问题，其它工况也就没有问题。
起重机优化及有限元(参考教案新部编本)
教师学科教案[ 20 – 20 学年度第__学期]任教学科：_____________任教年级：_____________任教老师：_____________xx市实验学校第一章现代设计方法概述机械设计方法分为常规设计方法(传统设计方法)和现代设计方法。
1.1 常规设计方法常规设计方法是指采用一定的理论分析和计算，结合人们在长期的设计和生产实践中总结出的方法、公式、图表等进行设计的方法。
1) 理论设计是根据现有的设计理论和实验数据所进行的设计。
2) 经验设计是根据同类机器及零件已有的设计和长期使用累积的经验而归纳出的经验公式，或者是根据设计者的经验用类比法所进行的设计。
经验设计对于那些使用要求变化不大而结构形状已典型化的部件，是很有效的设计方法。
3) 模型实验设计即把初步设计的零、部件或机器做成小模型或小样机，通过模型或样机实验对其性能进行检验，根据实验结果修改初步设计，从而使设计结果满足工作要求。
这种方法对于那些尺寸特大、结构复杂、难以进行理论计算的重要零件的设计是一种很有效的方法。
常规设计方法有如下不足：（1）方案设计过分依赖设计者个人的经验和水平；技术设计一般满足于获得一个可用方案，而不是最佳方案；（2）受计算手段的限制，难以进行真正的理论分析，简化假定较多，影响了设计质量；（3）设计工作周期长、效率低，不能满足市场竞争激烈、产品更新速度加快的新形势。
传统设计法的优点是比较简单，设计费用低廉。
尽管现代设计方法已经兴起，但常规设计方法仍然是目前广泛和长期所采用的设计方法。
1.2 现代设计方法20世纪80年代以来，随着各种现代数学的高速发展及计算机的普及，现代设计方法得到了迅速发展。
现代设计方法是指在近二、三十年发展起来的更为完善、科学、计算精度高、设计与计算速度更快的机械设计方法。
到目前已有几十种现代设计方法。
如：设计方法学、优化设计、可靠性设计、有限元法、机械动态设计、计算机辅助设计、反求工程设计、三次设计、摩擦学设计、相似性设计、模块化设计、疲劳设计、并行工程、人机工程、工业艺术造型设计、价值工程、智能工程、专家系统、工程遗传算法、人工神经元计算方法、模糊设计、方案设计、虚拟设计、创新设计、稳健设计、绿色设计等。
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汽车起重机转台的有限元分析及优化摘要：汽车起重机的转台是用来安装吊臂、起升机构、变幅机构、回转机构、上车发动机、司机室、液压阀组及管路等的机架。
转台通过回转支承安装在起重机的车架上，为了保证起重机的正常工作，转台应具有足够的刚度和强度。
对于汽车起重机，为了有较好的通过性和较低的成本，应尽量减小转台的外形尺寸及重量。
随着计算机辅助工程（CAE）技术在工业应用领域中的广度和深度的不断发展，它在提高产品设计质量、缩短设计周期、节约成本方面发挥了越来越重要的作用。
目前CAE分析的对象已由单一的零部件分析拓展到系统级的装配体，如挖掘机、汽车起重机等整机的仿真，而且，CAE分析不再仅仅是专职分析人员的工作，设计人员参与CAE分析已经成为必然。
关键词：汽车起重机；转台；有限元分析1.引言1.汽车起重机转台作为起重机三大结构件之一，负责起重机上车和底盘之间力的传递。
在现今高强板大量使用的情况下，如何简化结构、减少重量是起重机设计的难题之一。
经典ANSYS有限元分析界面是用板壳单元在ANSYS里面建模并进行计算，但是存在建模过于复杂，难以修改，模型无法导出的问题，属于验证性计算，而使用ANSYS Workbench Enviroment（AWE）则可以用PRO/E 软件建立模型，再导入AWE进行计算，且在PRO/E中修改模型后再次导入可以保留之前设置的边界条件，设计效率成倍提高。
ANSYS Workbench Enviroment（AWE）作为新一代多物理场协同CAE仿真环境，其独特的产品构架和众多支承性产品模块为整机、多场耦合分析提供了非常优秀的系统级解决方案。
具体来讲，AWE具有的主要特色如下：1.强大的装配体自动分析功能针对航空、汽车、电子产品结构复杂，零部件众多的技术特点，AWE可以识别相临的零件并自动设置接触关系，从而节省模型建立的时间。
而现行的许多软件均需手动设置接触关系，这不但浪费时间还容易出错。
除此之外，AWE还提供了许多工具，以方便手动编辑接触表面或为现有的接触指定接触类型。
AWE提供了与CAD软件及设计流程之间的超强的整合性，从而发挥CAE对设计流程最大限度的贡献。
最新的AWE使用接口，可与CAD系统中的实体及曲面模型双向连接，具有更高的几何导入成功率。
当CAD模型变化是，不需要对所施加的负载和支撑重新定义。
AWE与CAD系统的双向相关性还意味着，通过AWE的参数管理可方便的控制CAD模型的参数，从而提高设计效率；AWE的这一功能，还可对多个设计方案进行分析，自动修改每一设计方案的几何模型。
2.自动化网格划分功能许多CAE用户都花大部分的时间在建立网格上，AWE在大型复杂部件，如起重机组装配件的网格建立上独具特色，自动网格生成技术可大大节省用户的时间。
根据分析类型不同，有很多因素影响分析的精度。
传统的专业分析人员花大量的时间和训练来掌握各种分析，手动处理模型以保证分析的精度；而对于设计人员来讲，他所关注的应该是自己的产品设计，而不是有限元方法，因此需要一个可靠的工具来替代传统的工具，尽可能实现自动化。
AWE的自动化网格划分功能如下：自适应网格划分，对于精度要求高的区域会自动调整网格密度。
自适应网格划分，生成形状、特性较好的元素，保证网格的高质量。
自动收敛技术，是自动迭代过程，通过自适应网格划分以使指定的结果达到要求的精度。
例如，如果对某一个零件的最大应力感兴趣，可指定该零件的收敛精度。
自动求解选择，AWE根据所求解问题的类型自动选择适合的求解器求解。
智能化的负载和边界条件自动处理。
工程背景汽车起重机转台作为起重机三大结构件之一，负责起重机上车和底盘之间力的传递。
在现今高强板大量使用的情况下，如何简化结构、减少重量是起重机设计的难题之一。
经典ANSYS有限元分析界面是用板壳单元在ANSYS里面建模并进行计算，但是存在建模过于复杂，难以修改，模型无法导出的问题，属于验证性计算，而使用ANSYS Workbench Enviroment（AWE）则可以用PRO/E软件建立模型，再导入AWE进行计算，且在PRO/E中修改模型后再次导入可以保留之前设置的边界条件，设计效率成倍提高。
现以我20吨起重机为例，介绍如何使用AWE有限元分析手段，进行转台部分的设计优化方法。
2.计算工况及受力分析1.绘制转台受力简图、尺寸参数图如下所示：图1 转台受力简图图2 转台尺寸参数图一图3 转台尺寸参数图二主要参数说明：O —转台后铰点A —转台前铰点(变幅后铰点)B —变幅前铰点C —臂头滑轮组D —吊臂臂头(沿吊臂后铰点O 到臂头的垂足)F —吊臂及伸缩机构重心位置H —转台中心(转台前铰点同回转中心的交点)G —额定载荷G ’ —吊臂及伸缩机构质量T —单绳拉力n1—超载系数n2—钢丝绳倍率P —转台后铰点受力N —转台前铰点受力L —吊臂长度LH —转台中心到吊臂的垂直距离T1—转台后铰点到卷扬钢丝绳的垂直距离C1—臂头滑轮组到OD 的垂直距离F1—吊臂重心到OD 线的垂直距离F2—吊臂重心过O 点平行于吊臂的距离A1—转台前后铰点的水平距离A2—转台前后铰点的竖直距离G1—转台后铰点到回转中心的水平距离R —工作幅度(重物重心到回转中心的水平距)其他参数如图示为夹角或直线距离不再特殊说明。
受力分析计算∠A=arctan(12A A ) -----------------------------------------------------------(1) rA=2221A A +-----------------------------------------------------------(2)∠B=arctan(21B B ) -----------------------------------------------------------(3) rB=2221B B +------------------------------------------------------------(4)∠C=arctan(L C 1)-------------------------------------------------------------(5) rC=221L C + --------------------------(6)∠C ’=arccos(rCR G +1) --------------------------------(7) 吊臂仰角 ∠D= ∠C +∠C ’ -----------------------------(8)∠F=arctan(21F F ) ---------------------------(9) rF=2221F F + --------------------------------(10)∠AOB=∠D+2π-∠A-∠B -----------------------(11) LOA=rB*sin(arctan(cos(∠AOB)*rA -rB sin(∠AOB)*rA ))------------------------(12) T=G*21n n --------------------------(13) 以转台后铰点O 为旋转点，根据转矩平衡求得转台前铰点正压力为N=(G*n1*(R+G1)+G ’*rF*cos(∠D-∠F)-T*T1)* LOA 1-----------------------------------------(14)∠AB=∠D-∠B+arctan(∠AOB)cos(*∠AOB)sin(*rA rB rA -) -----------------------------------------------(15)Nx=N*cos(∠AB)-------------------------------------------------------------(16)Ny=N*sin(∠AB) ----------------------------(17)由整体分析水平方向受力平衡得Px=Nx-T*cos(∠D) --------------------------------(18) 由整体分析竖直方向受力平衡得Py=Ny-G ’-G*n1 --------------------------(19)进而求得转台后铰点力P=22Py Px + ---------------------------(20) LH=2212G A +*cos(∠D+2π+∠A-arctan(2G1A )) ----------------------------(21) 后铰点力P 对转台中心H 点产生的弯矩M=P*LH --------------------------------(22)根据起重性能表在最短主臂工况下对弯矩M 逐个求解后对比可知最大弯矩点所在工况点。
依据上述公式代入已知条件可求得转台在最大吊载、最大弯矩和最大幅度下的前后铰点受力如表1所示：表1 转台载荷表建立模型使用三维软件PRO/E进行三维实体建模如下图图4 转台三维实体模型该转台使用桁架式结构：两块主立板加槽板形成主要框架，局部拼箱体，使整体结构兼具抗弯和抗扭能力。
3.模型简化简化模型是指忽略模型或装配中的细节。
由于实际结构往往是复杂的，如果完全按实物建立有限元模型，实际上是不必要的，有时候反而造成网格划分困难，影响计算精度，还会导致计算时间过长，影响效率。
因此，在进行有限元分析之前，常常将零部件上的一些细节特征进行压缩处理。
在压缩这些特征时必须注意以下两点：1.压缩特征是否会改变分析模型的特性。
2.压缩特征是否会影响敏感度和优化分析。
本例在建立转台的有限元模型时，对其进行了简化，所有的螺纹孔及通孔均不作体现。
4.分析步骤1.导入模型图5接触条件在模型导入后已经自动设置为bonded图62.划分网格因转台为板件拼接而成，为体高计算精度，减少节点、单元数量故使用六面体网格进行划分。
图7节点数：156795单元数：318253. 边界条件图8 载荷施加图例以转台底板为支撑面，设为固定约束(Fixed Support)分别在最短主臂下的最大吊载、最大弯矩、最大幅度三种工况下，对转台进行强度校核。
载荷情况按表一所示施加。
转台计算只需施加对转台影响较大的几个力，像液压阀座，回转机构产生的回转力矩，转台自重等因影响较小均未施加。
4. 设定求解参数，即设定求解何种问题，哪些物理量选择Solution>Insert>Deformation>Total;选择Solution>Insert>Stress>Equivalent(Von-Mises)如下图所示 F1F2 F3F4图9 5.求解单击Solve求解，如下图所示6. 观察求解结果通过计算，该转台在最大吊载、最大弯矩、最大幅度三种工况下下，应力云图如下所示。