彎曲工況的案例
彎曲工況下車輪強度、疲勞分析方法對比
5 結論
本文采用HyperMesh軟件對車輪利用5種建模方式進行離散，在彎曲工況下進行強度分析和疲勞分析，研究對比了分別用殼單元與體單元離散車輪，在螺栓安裝面是否模擬預緊力與接觸，接觸模擬方式不同（接觸對與GAPUNI單元）時，車輪的強度與疲勞分析結果，可知采用模型4的方法（殼單元離散，考慮預緊力，用GAPUNI模擬接觸）強度、疲勞分析結果最為準確，且此方法使用殼單元建模簡單，GAPUNI單元相比接觸對建模簡單，分析易收斂，考慮螺栓預緊力，能正確模擬車輪彎曲試驗工況的受力狀態，保證了結果的精確度。
刮板輸送機過彎曲段工況下力學特性研究
在進行實驗的過程中，測試點位置先后2次進入彎曲段，如圖6、圖7所示，刮板輸送機啞鈴銷的載荷曲線的波動能夠反應出啞鈴銷與啞鈴窩接觸力狀態。在實驗至200 s時，物料裝載使得啞鈴銷受力發生突變，可以看出有貨載時4枚應變片應力突變極值分別為300、282、137、450 kN；在820 s時測試位置進入彎曲段時，應力出現更大的一次波動，對應為刮板機推溜動作對中部槽啞鈴銷產生的較大沖擊力作用，遠離煤壁側啞鈴窩內的啞鈴銷軸由于被推移而產生偏轉角，在彎矩的作用下，使得啞鈴銷軸承受的拉力載荷激增，最大值達到600、153 kN；且由于彎曲角的存在靠近煤壁側啞鈴窩內的啞鈴銷所受拉力作用在瞬時顯著減小后又恢復，可見在進入彎曲段過程中，遠離煤壁側啞鈴銷軸為受力的薄弱點。
3 結語
(1）研究刮板輸送機過彎曲段工況動力學特性。研究結果可知:瞬時接觸力峰值約大于穩定載荷的1個數量級（6～10倍）。中部槽向前時，啞鈴銷與啞鈴窩的接觸力最大值同時發生在遠離煤壁側過彎曲段的過程中。
圖6 遠離煤壁側啞鈴銷軸應力變化曲線圖
圖7 靠近煤壁側啞鈴銷軸應力變化曲線圖
(2）通過實驗分析手段驗證了過彎曲段工況下刮板輸送機啞鈴銷與中部槽啞鈴窩接觸力特性理論分析的正確性。
(3）主要針對過彎曲段工況進行研究，探究了同一時刻彎曲段處中部槽的速度、位移、夾角變化情況。
參考文獻
[1] 毛君,謝春雪,孫九猛,等.故障載荷下刮板輸送機動力學特性研究[J].機械強度,2016,38(6):1156-1160.
[2] 姚國華，高知睿，李小賽．中國煤炭資源承載能力評價[J]．中國礦業，2020,29(8):1-7.
[3] 趙巧芝．我國刮板輸送機發展現狀、趨勢及關鍵技術[J]．煤炭工程，2020,52(8):183-187.
展開 多工況彎曲板加筋優化
當優化結構的有限元分析模型中存在多個工況時，TOSCA bead優化可以組合這些工況。當然，最好的辦法是對這些工況獨立的定義其設計響應，然后在目標函數的定義中為這些工況設定合適的權重系數。本文基于后者的思路，以一個薄板受彎的樣條優化為例，展示tosca對多工況的處理方法。
模型信息：
薄板承受兩個方向的荷載，如圖1所示，一個豎直方向，一個水平方向。
優化問題：
設計區域：所有節點
優化約束：節點邊界條件
優化目標：最大化剛度
最大加筋高度：5
為了考慮兩個工況，分別為這兩個工況定義其設計響應，如圖2所示。
本例中需要限制加筋的高度，因此需要把加筋高度定義為設計響應，如圖3所示。
由于考慮了兩個荷載工況，需要在目標函數中定義荷載工況對設計響應的權重系數，如圖4中所示。
最后的加強筋優化結果，如圖5所示。
多工況彎曲板加筋優化.pdf
展開 卡車氫系統的框架結構有限元分析及優化
約束方式與水平彎曲工況相同。
經有限元分析，應力云圖如圖5所示。該車身在水平彎曲工況下的最大應力為79MPa，最大應力集中在電堆支架的側面。安全系數為2.17，強度滿足要求。
圖5 急轉彎工況下的應力云圖
綜上，整理結果如表3所示。
表3 原系統結構3種工況各總成最大應力及變形情況
3 氫系統的框架結構的優化方案
3.1 氣瓶支架改進方案
根據Hyper works的分析結果得知，氣瓶支架的最大應力出現在極限工況下的型鋼與槽鋼焊接的邊緣位置，大小為165MPa,且大多在80MPa以下。在極限工況下，許用應力小于500MPa認為安全；在彎曲工況下，許用應力小于250MPa認為安全，因此，將序號1的橫梁尺寸由50*30*2.5變為50*30*1.5，因緊急制動工況下變形較大，故主橫梁尺寸不變，結果如圖6所示。
圖6 氣瓶支架改進方案
3.2 電堆支架改進方案
電堆支架的整體應力相對較小，變形也相對較小，且大部分集中在100MPa以下，故將電堆支架的上部橫梁由50*50*2改為50*30*2.5。最大應力出現在急轉彎工況的支架兩端，大小為130MPa，應力裕度比較大，故在電堆支架的豎梁由50*50*2改為50*30*2.5。如圖7所示。
圖7 電堆支架改進方案
3.3 輔助散熱器支架改進方案
因輔助散熱器支架的應力裕度較大，未出現應力集中的情況，故將支架橫梁截面面積40*30*2.5改為40*30.1.5。如圖8所示。
圖8輔助散熱器支架改進方案
4 改進后對比分析
4.1 水平彎曲工況
該系統結構在水平彎曲工況下的最大應力為120MPa。結果如圖9所示。
展開 
客車骨架典型強度分析
（1）水平彎曲工況
水平彎曲工況下，車身骨架承受的載荷主要是由車身、動力總成、備用輪胎、電瓶、散熱器、壓縮機、油箱和油、司機座椅、乘客、行李箱、清潔水箱、玻璃等的質量在重力加速度作用下而產生的。該工況模擬客車在平坦路面以較高車速勻速行駛時產生的對稱垂直載荷。它是經常行駛于平坦道路上的大客車主要運行情況，其車速較高、車身骨架扭轉角不大，它主要承受由垂直振動所引起的較大的彎曲載荷。載荷與邊界條件
水平彎曲工況下，車身骨架承受的載荷是主要質量在重力加速度作用下而產生的。本文根據車載質量的空間布置情況將它們換算節點載荷施加在其布置位置的梁的節點上。
此外，為消除車身骨架的剛體位移，需要對骨架與懸架的裝配位置的節點進行約束。水平彎曲工況下，其邊界條件為:約束前輪裝配位置處節點的三個平動自由度UX, UY, UZ，從而釋放三個轉動自由度ROTX, ROTY, ROTZ;約束后輪裝配位置處節點的垂直方向自由度UZ，釋放其它自由度。
水平彎曲工況加載示意圖
(2)極限扭轉工況
整車滿載水平放置，后兩輪固定，前軸間加一極限扭矩(前軸負荷的一半乘以輪距)，相當于客車單輪懸空的極限受力情況，模擬客車在崎嶇不平的道路上低速行駛時產生的斜對稱垂直載荷。極限扭矩計算公式:T =P x L/2，其中T表示計算扭矩、p表示前橋懸掛負荷、L表示前輪輪距。扭轉工況下的動載，在時間上變化得很緩慢，所以慣性載荷也很小，因此，車身的扭轉特性也可以近似地看作是靜態的，而試驗結果也證實了這一點，靜態扭轉試驗和動載試驗所測得的骨架的薄弱部位一致。即靜態扭轉時骨架上的大應力點，就可以用來判定動載時的大應力點。
展開 有限元技術在某自卸車結構改進中的應用
根據實際使用條件，模擬了三種工況：彎曲工況，扭轉工況，轉彎工況。計算時，由于動力總成、駕駛室、油箱，電瓶等相對于載荷質量較小，且考察的主要指標是整體鑄造橫梁，它們質量對整體橫梁影響很小，所以計算時忽略了這幾處的質量。
2.2.6 單元質量檢查
在單元劃分時，殼單元主要控制了斜度（skewness）、錐度(taper)、雅可比（jacobian）、及長寬比（aspect ratio）。實體單元主要控制了棱長比（aspect ratio）、面翹曲（warping）及雅可比（jacobian）。
3 車架的有限元分析結果
圖3.1 各個評價點示意圖
3.1彎曲工況計算結果
圖3.2 彎曲工況等效應力示意圖
表3.1 彎曲工況新結構改進前后最大等效應力對比表
評價點
A1
A2
A3
A4
A5
A6
A7
A8
原結構/MPa
613.7
645
1166
1050
810.4
1079
1020
599.7
新結構/MPa
288.5
344
517.3
440.7
499.7
451
418.3
511.7
經過計算得到應力云圖3.2所示，在彎曲工況下，新結構改進前后的最大等效應力分析結果見表3.1所示。
展開 SimSolid在某載貨汽車車架上靜載分析的應用
模型靜力學分析
車輛行駛過程中，作用在車架上的載荷很復雜，本文對車輛在三種工況下進行靜力學分析，即滿載彎曲工況、滿載扭轉工況、緊急制動工況。
滿載彎曲工況時，約束左前輪的x、y、z方向平動，右前輪y、z方向平動，左后輪x、z方向平動和右后輪z方向平動；載荷考慮駕駛室、動力系統、貨箱、載貨以及車架自重。將駕駛室、動力系統等載荷以集中載荷的形式加到車架對應的部位上；對于車架自重，則以密度的形式折算到車架上進行模擬，對于貨箱以及貨物重量，其加載范圍較大，以均布載荷的形式施加在車架相應位置上。計算結果如圖3、圖4所示。
圖3 滿載彎曲工況下應變圖
圖4 滿載彎曲情況下的應力圖
圖3、圖4為車架在滿載彎曲工況下的應變、應力圖，最大變形量為0.621mm；最大應力值為70.632MPa。
滿載扭轉工況時，約束左前輪x、y、z方向平動，右前輪y、z方向平動，左后輪x、z方向平動，釋放左后輪y向旋轉，釋放右后輪；載荷同彎曲。計算結果如圖5、圖6。
圖5 滿載扭轉工況下的應變圖
圖6 滿載扭轉工況下的應力圖
圖5、圖6為滿載扭轉工況下的車架應變、應力圖，最大變形量5.894mm；最大應力值為189.2MPa，此時行駛車輛一側車輪會懸空，所以懸空處應變會變大。
緊急制動工況時，約束左前輪和左后輪的x、y、z的平動，右前輪和右后輪y、z方向的平動，載荷同彎曲。計算結果如圖7、圖8所示。
圖7 緊急制動工況下的應變圖
圖8 緊急制動工況下的應力圖
圖7、圖8為車架在緊急制動工況下的應變、應力圖，最大變形值為0.598mm；最大應力值為71.597MPa。
展開 基于optistruct汽車車輪輪輞結構強度分析 ￥15
分析背景
依據GBT5334-2005乘用車車輪性能要求和試驗方法，對汽車車輪輪輞結構強度進行仿真分析，主要分析工況有：彎曲工況、徑向工況、沖擊工況。
分析結果
彎曲工況：
徑向工況：
沖擊工況：
具體操作方法、模型文件見附件。如購買本案例的朋友針對案例中的問題，我將免費解答。還是那句話，我們不玩虛的，玩虛的沒意思！
客車骨架結構優化
六 對車頂進行優化
主要考慮車頂材料在考慮的工況范圍內能有較好的材料布置，在扭轉和彎曲兩種工況下進行拓撲優化。
1 建立車頂優化區域
設置車頂優化區域并添加空調及電池載荷
2 設置設計變量
注意設置對稱優化，保證一定的制造可行性
3 創建體積響應及多工況聯合響應
4 體積響應設置為優化約束
5 設置為優化目標
6 分析及后處理
七 根據拓撲優化結果重新布置車頂組件
1 重新建立幾何，創建有限元模型
2 完成模型彎曲及扭轉靜力學分析
彎曲工況下最大應力降低32Mpa
展開 純電動客車骨架結構優化（模態分析、極限工況分析、靜力分析、拓撲優化）
六 對車頂進行優化
主要考慮車頂材料在考慮的工況范圍內能有較好的材料布置，在扭轉和彎曲兩種工況下進行拓撲優化。
1 建立車頂優化區域
設置車頂優化區域并添加空調及電池載荷
2 設置設計變量
注意設置對稱優化，保證一定的制造可行性
3 創建體積響應及多工況聯合響應
4 體積響應設置為優化約束
5 設置為優化目標
6 分析及后處理
七 根據拓撲優化結果重新布置車頂組件
1 重新建立幾何，創建有限元模型
2 完成模型彎曲及扭轉靜力學分析
彎曲工況下最大應力降低32Mpa
展開 在 COMSOL 中進行靈敏度分析
我們可以通過在一側加固對角梁，同時在另一側削弱對角梁，為彎曲荷載工況引入扭轉度。這樣做會破壞對稱性，使塔頂響應彎曲載荷而扭轉。對于扭轉載荷工況，可以通過加強對角梁來減小扭轉度。
繪制了彎曲載荷工況（左）和扭轉載荷工況（右）的扭轉靈敏度。
傾斜度和扭轉度對水平梁的變化都不敏感，這表明可以移除它們，從而降低結構的成本。然而，這將導致垂直梁的長度加倍，結構將變得更容易受到局部屈曲的影響。
本文來自：COMSOL
基于靈敏度分析的白車身尺寸優化
圖8 創建名為SPC的load
圖9 定義載荷SPC的屬性
因此對白車身結構進行彎曲剛度分析時，所加約束及載荷的整體效果圖如圖10所示。
圖10 彎曲工況的邊界約束與載荷模擬
3)結果分析與數據處理
整車白車身結構變形情況如圖11所示，為了更清楚的顯示計算結果，在白車身的前后縱梁、門檻梁上左右對稱各選取14個點進行測量如圖12所示。將測得各點Z方向變形量轉換成曲線圖形式，如圖13所示。
圖11 白車身彎曲工況變形云圖
圖12 監測點選取圖
圖13 監測點變形趨勢圖
由圖13可知彎曲工況白車身結構最大變形量為0.32mm，可根據公式1對白車身彎曲剛度進行計算。
白車身扭轉剛度分析
在轎車車身結構上施加反對稱的垂直力時，車身結構將處于扭轉狀態。如果對左右輪施加的力不相等，車身將發生扭轉變形。
展開 CAE前處理 | 選擇合適的網格密度：實體單元（2）
然而實際結構千變萬化，不可避免本文得到的一些規律只能適用于一類變形模式，對于更加復雜工況下的變形仍然會出現偏差，所以對于結論的理解和使用大家仍需謹慎。
對比模型及工況篩選
篩選合適的對比工況很重要的一點就是了解各自工況下典型內力模型以及特點，如上圖為常規彎曲，拉伸，剪切和扭轉模式下結構截面應力分布趨勢，其中彎曲和扭轉工況截面應力變化更加復雜，而彎曲工況由于沿著長度方向上的變形模式比扭轉載荷更加復雜，彎曲工況沿著厚度方向應力變化和扭轉工況沿著徑向變化有異曲同工之妙，因此將彎曲載荷作為典型受載進行對比更為合適，也就是說，如果彎曲工況下網格能夠滿足要求，理論上轉化到其它工況問題也不大。
對比模型的選擇的重點在于選做對比的模型需要具有更加普遍的特點。在薄壁實體，常規實體以及狹長實體中，薄壁實體偏向于厚度方向的網格，狹長實體偏向于長度方向的網格，而常規尺寸的實體能夠更加全面的考慮網格需求，因此選用常規尺寸維度下實體進行對比更為合適。當然，對于篩選標準不同人有不同看法，只要大家覺得自己的選擇標準有道理并且能夠反向驗證即可。
展開 基于Nx Nastran有限元分析的公鐵兩用半掛車車架結構優化（下）
圖12 彎曲工況應力云圖
2.4.3 公路扭轉工況
該工況最大當量應力為172.2 MPa, 出現在牽引橫梁翼緣處，如圖13所示，小于該處材質(T700)的許用應力值280 MPa, 滿足強度要求。
圖13 扭轉工況應力云圖
2.4.4 鐵路運行時
剛度工況：車架的垂向變形為24.29 mm, 如圖14所示，小于轉向架中心距的3‰(39.92 mm),滿足剛度要求。
圖14 車架變形圖
鐵路拉伸工況：該工況最大當量應力為367.3 MPa, 出現在后端安裝座立板處，如圖15所示，小于該處材質(T700)的許用應力值387 MPa, 滿足強度要求。
圖15 鐵路拉伸工況時應力云圖
鐵路壓縮工況：該工況最大當量應力為377.9 MPa, 出大梁翼緣靠近后端梁處，如圖16所示，小于該處材質(T700)的許用應力值387 MPa, 滿足強度要求。
圖16 鐵路壓縮工況時應力云圖
通過以上優化措施，計算模型質量增加93 kg, 車架的剛度、強度均滿足要求。較初始方案，優化后的車架剛度最大提升7.11%,見表3;強度最大提升56.97%,見表4。
表3 公鐵兩用半掛車剛度計算匯總
表4 公鐵兩用半掛車強度計算匯總
2.5 建議
公鐵兩用半掛車的公路工況，因牽引噸位較小，采用傳統2根縱向大梁可承受牽引載荷作用；鐵路工況，因縱向載荷較大，為使載荷順利傳遞，傳統車架前后端均需要補強，車架前端因設有牽引銷板，可在其中央位置增大牽引縱梁截面，與牽引銷板組成箱型截面梁；車架后端因組裝零部件(配件)較多，空間有限，可在后端中央處增加工字型鋼梁與懸掛橫梁連接來傳遞縱向力。
展開 認識網格1 | “質量差”的網格不一定是差網格
分析說明
為了對比兩種網格誰更適合分析，這里需要構造幾種典型工況進行對比。由于軸體主要承受的載荷為彎曲和扭轉，因此使用以下工況進行分析對比：
如圖，固定軸體一端，在另一端通過rbe3單元施加端面的集中力和集中力矩，來模擬軸受到彎曲和扭轉載荷的工況，現在來對比兩種網格模型在典型工況下的變形和應力表現。
彎曲工況
首先我們來看下彎曲工況下兩種有限元模型的變形和米塞斯應力分布：
變形結果
應力結果
可以很清晰的看到，兩種網格模型對應的彎曲變形基本一致，米塞斯應力結果也只相差3.0%（大家也可以對比彎曲正應力）。
扭轉工況
然后來看下扭轉工況下兩種有限元模型的表現：
變形結果
應力結果
在扭轉工況下兩者相差得其實也非常小，扭轉剛度基本一致，米塞斯應力結果也僅相差3.8%（大家也可以對比扭轉切應力）。
展開 