基于ANSYS WORKBENCH轴承的模态分析
基于ANSYS的深沟球轴承模态分析
图1轴承三维图零件固有频率理论计算2.1轴承内圈故障频率2.2轴承外圈故障频率2.3轴承滚珠故障频率（2.4零件故障频率表轴承工作时的转速为1750转/分，轴承的滚球个数，滚珠直径d=7.94mm ，轴承的节径为D=39.04mm 由公式计算得到各部件理论故障频率如表名称故障频率内圈外圈滚珠992.39656.95431.90表2零件故障频率表ANSYS 模态分析材料设置，弹性模量为1E+11pa ，泊松比率，约束如图3。
图3轴承约束添加3.4模态分析结果在Solution 中选择Total Deformation ，求解得到轴承前六阶固有频率，如图4、图5所示。
图4轴承固有频率图谱同时得到前六阶固有频率下的轴承变形量，在此列出第二阶固有频率下的轴承变形图，最大变形量为0.20269mm ，如图6所示。
4轴承谐响应分析4.1约束添加对上述的的深沟球轴承的内圈切一个小槽，形成有缺陷的轴承，对轴承进行谐响应分析与无缺陷轴承模态分析的材料设置、网格划分、模态约束相同，再添加谐响应约束，轴承工作时内圈受转矩为100N ·mm ，如图7所示。
4.2谐响应分析结果在Analysis Setting 中设置频率边界为0-1000Hz ，响中添加Total Deformation 和得到幅频特性曲线如图8。
·mm 工况下变形如图9。
根据谐响应分析结果，可知轴承在正常工况下，在轴承固有频率范围之内，随着加载频率增大，变形幅度增大，在频率为632Hz 附近时幅值增到最大，与计算出的内圈故障频率656.95Hz 相接近，故判定为内圈故障。
5结论①用ANSYS 有限元分析软件对深沟球轴承进行模态分析，得到前六阶固有频率下的轴承变形云图，在第二阶固有频率647Hz 频率下的轴承达到最大变形，变形量为0.20269mm 。
②给轴承内圈切一个小槽，对其进行谐响应分析。
谐响应分析结果显示，轴承在正常工况下，且小于轴承固有频率时，随着加载频率增大，变形幅度增大；在频率为632Hz 附近时幅值增到最大，与计算出的内圈故障频率656.95Hz 相接近，故判定为内圈故障。
基于ANSYS Workbench下曲轴的模态分析
引言在现代汽车发动机中,曲轴是最重要转动部件之一。
它不仅连接连杆等部件，也承受着复杂，交变的冲击载荷。
现代汽车的快速发展，对发动机的振动和控制噪声要求越来越高[1]。
通过经典的力学设计方法，很难适应现代发动机曲轴的性能要求。
本文对某款四缸发动机中曲轴进行建模，再利用ANSYS WorkBench 软件对曲轴进行模态分析。
以下为曲轴的参数：一、曲轴的模态分析(一)三维模型的建立与简化利用UG 软件高效的建模，对四缸发动机的曲轴进行三维造型。
完成曲轴的实体造型之后，通过ANSYS Workbench 与三维软件的接口，输出STP 实体文件的格式，导入到ANSYS Workbench 下。
曲轴的结构相对来说比较复杂，存在很多工艺孔，工艺角，安装定位孔和油道。
如果在进行有限元模型建立的时候，考虑这些细微之处，则会使得有限元模型的网格非常的粗糙，导致计算精度的降低。
在这里对曲轴进行合理的几何处理是完全有必要的。
所以对曲轴中的工艺孔，工艺角及油道，进行几何清理。
利用UG 软件的同步建模命令中删除面命令对曲轴的实体模型进行几何清理。
如图所示1曲轴简化后的三维模型[2]。
(二)曲轴网格的处理在UG 软件当中进行了特征清理之后，导出曲轴格式为STP203的格式。
利用ANSYS Workbench 中提供的几何接口，导入UG 输出的STP 格式下的曲轴。
综合考虑在有限元软件中，六面体网格的质量，计算精度和计算结果的正确性是远大于四面体网格。
所以在ANSYS Workbench ，采用六面体网格进行研究。
如图2所示曲轴的有限元模型。
收稿日期:2018-02-15基金项目:安徽省自然科学基金重点项目《网络化制造的服务描述及服务查询技术研究》(KJ2016A541)。
作者简介:胡斌(1989-),男,江苏镇江人,滁州职业技术学院教师,硕士研究生,从事机械CAD/CAE 与信息集成研究。
基于ANSYS Workbench 下曲轴的模态分析胡斌，疏剑，贾会星，龚厚仙（滁州职业技术学院，安徽滁州239000）摘要:曲轴的振动，对发动机的噪声有着显著的影响。
ANSYS WORKBENCH 11.0模态分析
ANSYS WORKBENCH 11.0培训教程（DS）第五章模态分析概述•在本章节主要介绍如何在Design Simulation中进行模态分析. 在Design Simulation中, 进行一个模态分析类似于一个线性分析.–假定用户已经对第四章的线性静态结构分析有了一定的学习了解.•本节内容如下:–模态分析流程–预应力模态分析流程•本节所介绍的这些性能通常能适用于ANSYS DesignSpace Entra licenses及更高的lisenses.–在本节讨论的一些选项可能需要更多的高级lisenses, 需要时会相应的标示出来.–谐响应和非线性静态结构分析在本节将不进行讨论.模态分析基础•对于一个模态分析, 固有圆周频率ωi 和振型φi 都能从矩阵方程式里得到:在某些假设条件下的结果与分析相关:–[K] 和[M] 是常量:•假设为线弹性材料特性•使用小挠度理论, 不包含非线性特性•[C] 不存在, 因此不包含阻尼•{F} 不存在, 因此假设结构没有激励•根据物理方程, 结构可能不受约束(rigid-body modes present) ，或者部分/完全的被约束住•记住这些在Design Simulation 中进行模态分析的假设是非常重要的.[][](){}02=−ii M K φωA. 模态分析过程•模态分析过程和一个线性静态结构分析过程非常相似, 因此这里不再详细的介绍每一操作步骤. 下面这些步骤里面，黄色斜体字体部分是模态分析所特有的.–建模–设定材料属性–定义接触对(假如存在)–划分网格(可选择)–施加载荷(假如存在的话)–需要使用Frequency Finder 结果–设置Frequency Finder 选项–求解–查看结果…几何模型和质量点•类似于线性静态分析, 任何一种能被Design Simulation支持的几何模型都有可以使用：–实体、面体和线体•对于线体，只有振型和位移结果是可见的。
基于ANSYSWorkbench的五自由度转向器整车模拟试验台液体静压轴承模态分析
参考文献 ： ［ ］ 张彦翔． １ 互动媒体系统平台软件 发展趋势分析 ［］ 电信技术 ， １（ ）５ — ８ Ｊ． ２ ｌ５ ： ２． ０ ６
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（） ２
（ Ｋ］一 Ｍ］ ｛ ｝＝ ［ ｉ［ ） ０
（） ４
故 对 于一个 结构 的模态 分析 ， 固有频率 和振 型 都 能从 上 面的矩 阵方程 式 中得 到 。这个 方 程 的根 其 是 ０ 即特征 值 ； ９ ， 的范 围从 １ 自由度 的数 目， 到 相应 的向量是 ｛ ， ｝ 即特征 向量 。特 征值 的平 方 根是 （ ， ｔ 它 Ｊ 就 是结 构 的 自然 圆周频 率 ， 而可 得 出 自然频 率 ＝ ２ｒ 进 ／ ７。特征 向量 ｛ ｝ 示 振 型 ， ｕ 表 即假定 结 构 以频 率
Ｏ 引 言 作 为五 自由度转 向器 整车模 拟试 验 台路 面激 励模 拟机 构垂 直 加载 缸 的支 撑部 件 ， 体静 压 轴 承具 有 回 液 转 精度 高 、 度较高 、 动平稳 、 刚 转 无振 动 、 载能力 高和 功率 消耗 小 等显 著优 点 ， 泛应 用 于 重 型 、 密 、 效 承 广 精 高 率 的机器 和设 备上 。试验 台在 工作 时 ， 垂直 液压 缸模拟 路 面激励做 垂直 往复运 动 ， 在各部 件上 产生 一定 的动 载 荷 ， 作用 力 的频率 与液体 静压轴 承结 构 的固有频 率 接近 时 ， 当该 液体 静压 轴 承将 产 生 共振 ， 而 造 成静 压 从
基于ANSYS+Workbench的高速电主轴模态分析及其动特性实验
最高转速不能超过其一阶临界转速的７５％６。本文研究电
主轴最高转速为ｌ
２ ０００
将模型自动划分网格后得到主轴有限元模型，如图４
所示二
ｒ／ｍｉｎ，远小于一阶临界转速，故该
电主轴有效地避免了共振的发生，工作转速安全。
３模态实验
模态试验是为了确定振动系统的模态参数所进行的 振动试验，包括系统固有频率、阻尼比、振型等。模态试验 通过对给定激励的系统进行测量，得到响应信号，再应用 模态参数辨识方法得到系统的模态参数：本次实验是为了
本文所研究的电主轴为２６０ｘＤＪｌ２型车铣复合加Ｔ 中心用电主轴，如图１所示。该电主轴是新一代机、电、液 一体化的加工中心用高速精密主轴，主要由壳体、主轴、
轴承、定子和转子等零件组成，主轴材料为３８ＣｒＭｏＡＩ．标 图２简化主轴转子模型 根据轴承型号口Ｊ．以查出轴承的轴向颁紧力，单个角
接触球轴承预紧后的径向刚度计算公式一为：
平压平模切机肘杆机构特性分析
张天轩，李梦群 （中北大学机械工程及自动化学院，太原０３００５１）
摘要：用机械系统自动分析软件ＡＤＡＭＳ建立模切机肘杆机构的虚拟样机并进行仿真分析，得出动平台的竖直方向 行程、速度、加速度以及水平方向的位移和摆动转角的特性曲线。为模切机的开发研究和设计制造提供有益的参考。 关键词：模切机；肘杆机构；ＡＤＡＭＳ 中图分类号：ＴＨ ６９ 文献标志码：Ａ
adams0引言adams软件使用交互式图形环境和零件库约束库?库创建完全参数化的机械系统几何模型其求解器采用多刚体系统动?学?论中的拉格朗日方程建立系统动?学方程对虚拟机械系统进?静?学运动我国模切机产品的技术和产业化已经达到较高的水平其主要标志体现在
制造业信息化
盔墨墨墨面墨田墨墨墨互置ＳＺ墨仿■，毽疆，ｃＡＤ，ｃＡＭ，ｃＡＥ，ｃＡＰＰ■■■■●■—●■■●■●■■■■■■■■■—————●■■■■■■—一
安世亚太：基于ANSYS WB平台的滑动轴承分析工具(一)
本文主要针对Tribo-X inside ANSYS的功能及各方向应用实例进行介绍，限于篇幅关系会分五篇进行介绍，第一篇主要结合软件的需求、理论、功能及应用方向进行介绍，第二篇至第五篇将结合具体应用方向的示例进行介绍。
本篇为第一篇。
一、滑动轴承计算应用场景滑动轴承大量用于旋转机械结构，系统力学行为与滑动轴承的特性参数密切相关，有必要对滑动轴承进行计算以获取轴承参数，研究轴承受力状态，如油膜压力、油膜间隙、轴承剪力、油膜刚度、油膜阻尼等。
但滑动轴承计算在本质上属于复杂的多物理场问题，涉及流体力学、结构力学、热力学，而且尺度极小，通常间隙量仅为数十到数百微米，经典三维CFD或者有限元计算难度很大。
基于ANSYS WB平台开发的滑动轴承计算工具Tribo-X inside ANSYS是基于热弹油膜动力学的滑动轴承求解器，它采用合理简化算法，实现从3D计算到2D计算的转换，基于简单模型快速完成滑动轴承计算。
Tribo-X inside ANSYS将Tribo-X求解器集成到ANSYS Workbench环境中，基于ANSYS环境建模、设置滑动轴承计算参数并驱动Tribo-X求解器实现滑动轴承快速计算，解决了传统CAE 方法难以计算滑动轴承的困难，可以获取轴承重要参数，研究轴承受力状态，预测旋转轴承系统的稳定性，对轴承参数进行设计优化，并可以将轴承计算与ANSYS Mechanical结构计算联合，精确考虑轴承特性对系统力学特性（如转子动力学）的影响。
二、Tribo-X inside ANSYS概述1、适用的轴承目前版本功能支持的滑动轴承类型如图所示：图-适用于TriboX-inside ANSYS进行分析的轴承（红线框内）2、合理假定油膜间隙远小于轴承尺寸厚度方向压力不变3、理论公式TriboX-inside ANSYS基于TEHD（热弹油膜动力学）的油膜轴承求解器，图-润滑方程图-三维NS方程(CFD)与二维雷诺方程（Tribo-X）计算结果对比●RDE与CFD计算结果存在微小偏差●RDE计算时间明显低于CFD的计算时间4、应用方向Tribo-X求解器集成在ANSYS Workbench环境中，二者优势互补。
ANSYS轴承分析
轴承座实体建模及静力学分析姓名：张健，学号：200901042033，班级：机设09-3班一：主要参数：图2中镗孔上的推力Pa和座孔向下的作用力Ps为Pa=1000+33=1033pa，Ps=5000+033=5033pa图1 轴承座实体结构图2 轴承座受载及约束情况二：关键操作步骤：1.实体建模：(1)建立长方体Main Menu>Preprocessor>Create>Block>By Dimensions输入x1=0,x2=3,y1=0,y2=1,z1=0,z2=3(2)平移旋转工作平面Utility Menu>WorkPlane>Offset WP by IncrementsX,Y,Z Offsets 输入2.25,1.25,.75 >ApplyXY，YZ，ZX Angles输入0，－90 >OK。
(3)创建圆柱体Main Menu>Preprocessor>Create>Cylinder> Solid Cylinder在Radius里输入0.375, Depth输入－1.5>OK。
然后生成另一个圆柱体Main Menu>Preprocessor>Copy>Volume拾取圆柱体>Apply, DZ输入1.5>OK (4)从长方体减去这两个圆柱体Main Menu >Preprocessor>Operate>Subtract Volumes先拾取被减的长方体，单击Apply,然后拾取减去的两个圆柱体>OK，再将工作平面与笛卡尔坐标系保持一致,Utility Menu>WorkPlane>Align WP with> Global Cartesian(5)创建支撑部分Main Menu>Preprocessor >Modeling>Create>Volumes-Block> By 2 corners & Z>输入数值:WP X = 0,WP Y = 1,Width = 1.5,Height = 1.75,Depth = 0.75>OK (6)再偏移工作平面Utility Menu> WorkPlane > Offset WP to > Keypoints + >拾取实体块的左上角作为关键点>OK(7)创建支架的上部Main Menu> Preprocessor > Modeling-Create > Volumes>Cylinder > Partial Cylinder+>输入参数:WP X = 0,WP Y = 0,Rad-1 = 0,Theta-1 = 0,Rad-2 = 1.5,Theta-2 = 90,Depth = -0.75>OK(8)在轴口位置建立圆柱体Main Menu:Preprocessor >Modeling>Create>Volume>Cylinder>Solid Cylinder +>输入参数:WP X = 0,WP Y = 0,Radius = 1,Depth = -0.1875>Apply再输入参数:WP X = 0,WP Y = 0,Radius = 0.85,Depth = -2>OK(9)去掉圆柱体形成轴孔.Main Menu: Preprocessor -> Modeling-Operate ->Subtract -> Volumes +>拾取构成支架的两个体>Apply>拾取大圆柱>Apply>拾取(8)中的两个体>Apply>拾取小圆柱体>OK>合并重合的关键点>Main Menu > Preprocessor > Numbering Ctrls > Merge Items >将Label 设置为Keypoints>OK(10)在底座的上部边缘线的中点建立关键点:Main Menu>Preprocessor > Modeling>Create > Keypoints > KP between KPs +>拾取两个关键点>OK>RATI = 0.5>OKMain Menu > Preprocessor > Modeling>Create >Areas>Arbitrary>Through KPs +>拾取孔座和基座的交点，拾取轴承孔上下两个体的交点，拾取基座中间的关键点>OK完成了三角形侧面,沿面的法向拖拉三角面形成一个三棱柱。
【完整版毕业论文】毕业设计论文基于ANSYS的轴承座的模态分析
河南科技学院2013届本科毕业论文（设计）论文题目：基于ANSYS的轴承座的模态分析学生姓名：刘x所在院系：机电学院所学专业：机械设计及其自动化导师姓名：完成时间：2013年5月8日摘要轴承座在机械生产中很常见，在各类机器、机构中都有它存在的身影，由于轴承座本身结构并不是太复杂，所以本文并没有借助其他类型的三维软件建模，而是在ANSYS环境下建立的模型。
轴承座的受力主要是分布在轴承孔圆周上，还有轴承孔的下半部分的径向压力载荷。
为了提高结构的抗振性，本文借助于ANSYS软件强大的模态分析功能，运用ANSYS软件建立了轴承座的三维模型，并对轴承座进行模态分析，并给出前20阶的固有频率和振型，以此来指导结构的优化设计[1]。
关键字：轴承座，模态分析，有限元，ANSYSAbstractBearing seat is common in the machinery manufacturing, it exists in all kinds of machine, figure, because the bearing seat structure itself is not too complicated, so this article does not use other types of 3 d software modeling, but established under ANSYS environment model. Stress is mainly distributed in the bearing hole of the bearing on the circumference of a circle, and the bearing hole of the bottom half of the radial pressure load. In order to improve the vibration resistance of structure, in this paper, with the aid of powerful modal analysis function of ANSYS software, and the 3 d model of the bearing was established by applying the ANSYS software, and the modal analysis was carried out on the bearing seat, and give the top 20 order natural frequency and vibration mode, in order to guide the optimization design of structure.Keywords: bearing seat，modal analysis，finite element ，ANSYS。
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基于ANSYS WORKBENCH轴承的模态分析
1有限元模型的建立
利用proe软件进行建模，可以从原件库里面直接调用，也可以重新建模，建模无需建立装配模型，只需要在单体零件中直接建立轴承内外圈和球体，选择不合并实体，从而形
成多实体的单体零件。
轴承元件之间的间隙可以消除。
•三维模型的建立
三维模型的建立是数值模拟分析中重要、关键的环节。
UG软件能够方便地建立复杂的
三维模型，企业提供的初始的轴承三维模型主体钢结构是由不同厚度的钢板焊接而成，模
型钢板之间存在较多的焊缝，导致模型存在不同大小的间隙，给后继有限元分析带来困难，而且模型结构复杂，且为三维实体，建立有限元模型的过程中，要在符合结构力学特性的
前提下建立模型，有必要对结构做合理的简化。
其主要简化说明如下：
（1）.忽略零件中一些微小特征。
螺栓孔、倒圆角等一些微小的结构对结果准确性的
影响很小，所以建模时不考虑这些微小几何图元；
（2）.所有焊接位置不允许出现裂缝、虚焊等工艺缺陷，认为在焊接位置材料是连续的，直接填充间隙；
（3）.轴承模型附件品种繁多，形状复杂，且对机架的刚度和强度影响不大，在计算
模型中只要考虑其自重即可，例如料斗、辊子、走台、链板等其它辅助设备。
•材料属性
结构用钢均采用Q235碳素结构钢材，Q235的弹性模量E=2.1e11N/m2，密度7830
kg/m3，剪切模量为81000MPa，泊松比为0.3，模型材料为各向同性。
表1 材料Q235许用应力一览表: MPa (N/mm2)
Tab.1 List of Material Q235 Allowable stress: MPa (N/mm2)
40<t≤100215 143 83 162 93 179 103
•网格划分
有限元网格数目过少，容易产生畸变，并影响计算精度；而数目过大，不仅对提高精度作用不大，反而大大增加了计算工作量[2]。
因此网格划分前对模型进行了体切割与粘接布尔用算，再采用自由划分方式，以满足计算精度与控制计算量的要求。
单元类型采用的是三维实体单元Solid 164。
将模型的单元大小设置为100mm，划分网格后的有限元模型如图1所示：
划分网格后生成：
节点数：391020个
单元数：56282个
图1轴承主体钢结构网格模型
Fig.1 Meshing model of the heavy-duty slat feeder structure
•施加载荷与约束
1.4.1约束施加
轴承钢结构与下部衔接结构部分的六个连接面和两个支撑面采用固定约束（fixed support）。
如图2所示：
1.4.2载荷施加
参考移动式散料连续搬运设备钢结构设计规范（JB/T8849-2005）确定轴承载荷定义和工况组合计算方法。
根据加载频率，轴承钢结构需要确定以下三种不同类别的载荷:主要载荷、附加载荷和特殊载荷。
在第一种工况下，按I类载荷工况分析，即按照轴承主要载荷进行加载，轴承实际承受的载荷主要有以下几个部分：钢结构自重、设备倾斜载荷（重力加速度沿平行和垂直工作面方向加载）、积垢载荷4.2t、轴承输送物料载荷42t。
图2 轴承主体钢结构约束情况
Fig.1 Constraints of the heavy-duty slat feeder structure
•模态分析
模态分析用于确定设计中的结构或机器部件的振动特性(固有频率和振型)。
它是承受动态载荷结构设计中的重要参数，同时也作为其它更详细的动力学分析的起点。
进行模态分析时，由于模态分析属于动态分析中的固有特性分析，固有特性由固有频率、振型等一组模态参数构成，它由结构本身(质量与刚度分布)决定，而与外部载荷无关[3]。
所以在对模型进行模态分析时，只需施加约束即可，约束条件与静力学分析时一致。
2. 有限元计算结果与分析
本文分析了轴承应力与变形计算结果和模态分析结果。
2.1 静力学分析结果
图3 轴承主体钢结构位移云图
Fig.3 Deformation cloud of the heavy-duty slat feeder structure
图4 轴承主体钢结构应力云图
Fig.4 Stress cloud of the heavy-duty slat feeder structure
图5 应力集中
Fig.5 Stress concentration
由图3可看出轴承主体钢结构的最大位移发生在端部，最大值为3.380mm，小于许用挠度[f][4]=L/1000=15.180mm,满足刚度要求。
由图4可看出主体钢结构的等效应力大多集中在181.15Pa-60MPa之间，处于材料
Q235的安全工作范围内，满足强度要求。
图5显示，最大应力发生在约束点处，等效应力值为109.18 MPa，这是由在该处的局部约束引起，符合圣维南原理。
在有限元计算中，采用的约束为节点约束，而实际此处约束为局部分布约束，所以此处的应力集中可忽略。
2.2 模态分析结果
轴承主体钢结构的振动可以表示为各阶固有频率响应的线性组合，由振动理论可知，在结构的振动过程中起主要作用的是较低阶模态，高阶模态对响应的影响很小，并且衰减
很快，故只考虑低阶模态对钢结构的影响[5]。
低阶振动对钢结构的动态特性起决定性作用，故在进行钢结构模态分析计算时取前6阶，主体钢结构模态分析的固有频率和振型见下表
2所示：
表2 模态分析结果
Fig.2 Result of model analysis
阶次固有频率/Hz 振型描述大振幅部位及最大幅值
1 9.673 钢结构端尾水平摆动端尾，最大幅值0.253mm
2 10.482 钢结构断尾水平摆动端尾，最大幅值0.263mm
3 14.125 钢结构断尾垂直摆动端尾，最大幅值0.323mm
4 15.226 钢结构端尾垂直摆动端尾，最大幅值0.318mm
5 16.19
6 钢结构局部垂直摆动人字联结结构，最大幅值
3.534mm
6 23.346 钢结构沿垂直方向发生扭曲两端，最大幅值为0.304mm
前6阶振型如下图所示：

图6 第1阶振型图图7 第2阶振型图
Fig. 6 The first vibration mode map Fig. 7 The second vibration mode map
图8 第3阶振型图图9 第4阶振型图
Fig. 8 The third vibration mode map Fig. 9 The fourth vibration mode map
图10 第5阶振型图图11 第6阶振型图Fig. 10 The fifth vibration mode map Fig. 11 The sixth vibration mode map
3 结语
（1）通过对轴承主体钢结构的有限元静力学计算结果看出，绝大部分结构的应力小于
150 M Pa，能够满足钢材的强度要求，忽略约束处的应力集中，模型突变位置可以加工圆角减小应力集中。
主体钢结构的最大挠度也在许用范围之内，同样满足刚度要求。
（2）经过模态分析得出钢结构的前6阶的固有频率和振型，为进一步主体钢结构的响应分析提供了重要的动力学参数，同时也为改进和优化结构设计提供了理论参考。
Static analysis and modal analysis of heavy-duty slat feeder
based on ANSYS/WORKBENCH
SHEN Qing-jie
(Faculty of Mechanical Engineering, Dalian University of Technology, Dalian 116024, China) Abstract Based on the finite element theory, through static analysis and the modal analysis on the structure of heavy-duty slat feeder by the ANSYS/WORKBENCH software, the stress, deformation, the first sixth natural frequencies and vibration modes are calculated. They provide an essential theoretical basis for optimization design and light weight. The paper has some reference values on engineering.
Keyword: heavy-duty slat feeder; finite element; static analysis; modal analysis; ANSYS/ WORKBENCH。