強度分析的案例
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模具強度分析#Lsdyna成形接觸力提取 ￥60
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問題描述：模具成形過程中在沖壓力的作用下模具變形的控制至關重要，其大小對成形精度有著顯著影響，模具強度分析研究模具在沖壓力作用下模具變形大小，發現模具薄弱位置，問題在于直接研究必須將上下模具定義為柔性體，模具本身體積較大導致離散后單元數量十分龐大，仿真計算周期漫長。本例通過簡單U形件模型詳細介紹模具剛體化進行沖壓成形分析，然后提取界面接觸力施加于模具本身進行變形研究在模具強度分析中的應用。
內容包括：
1、模型前處理（幾何前處理+網格劃分，工具：Hypermesh）
2、載荷集、約束集創建，只需創建節點集合（工具：Hypermesh），載荷及約束可在后續編寫關鍵字文件（工具：Lsdyna）時添加
3、模具剛體化，用上下模具模面代替模具整體進行沖壓成形分析及接觸力提取（工具：Lsdyna）
4、數據處理（工具：Matlab），步驟3中的接觸力為不同時刻的接觸力，在模具強度分析時需要將各個時刻的接觸力轉化為載荷施加在模具上，兩種數據格式不一致，需進行格式轉化。
5、成形過程中各時刻模具強度分析（工具：Hypermesh-Optistruct）
注：將整個沖壓成形分析分解成研究模具在各個時刻的靜力分析進行模具強度研究。
展開 船舶與海洋工程結構極限強度分析
一般而言，船體結構的極限強度可通過估算結構對下列四種破壞形式中任一種的抵抗能力來決定：
1、屈曲或后屈曲失穩；
2、由屈服引起的塑性破壞：
3、過載下的脆性斷裂；
4、因應力脈動的反復作用而產生的疲勞斷裂。
三、船舶和海洋工程結構極限強度分析
1、加筋板的極限強度分析
船體板是船體結構的基本組成部分，研究船體結構的極限強度計算，首先得從板的極限強度計算分析開始。船體板及加筋板的極限強度研究方法從數學手段上看，可以分為解析法、半解析法和數值方法。從分析方法上可分為利用有效帶板寬度概念的方法、利用試驗數據回歸的經驗公式法和應用相關方程的方法。
Paik等研究了彈性扭轉約束邊界條件下板的屈曲強度特征，并得到了支撐構件沿一邊或四邊彈性扭轉約束條件下的屈曲強度的簡單設計公式。Steen等推導了雙軸向壓應力和側向壓應力共同作用下板的屈曲和極限強度的簡化方程。Paik等推導了在雙軸向壓應力、邊緣剪應力和側向壓應力作用下，簡支板的彈性屈曲方程，后來又將殘余應力考慮到屈曲設計公式中去。Yao等研究了單軸向壓應力作用下焊接殘余應力和初始變形對板的屈曲和極限強度的影響。大多數船級社關于船體板的彈塑性屈曲強度的計算采用的是Johnson-Osten-feld公式，該公式是通過一種修正系數的方法把塑性屈曲強度用彈性屈曲強度來衡量。Paik和Fu-jikubo等通過建立在非線性有限元方法基礎上的曲線擬合得到了新的塑性屈曲強度修正經驗公式。
2、船體板架極限強度分析
船體板架是船體結構最主要的組成部分。對船體板架穩定性的計算分析，是船體結構極限強度分析的主要內容之一。早期對船體板架穩定性問題的計算分析，主要是基于經典的邊界條件下進行，即假定船體板架邊界是簡單支持或剛性固定。
展開 裝配體強度分析又失敗了？解決辦法看這里！ | 操作技巧
裝配體強度分析又失敗了？解決辦法看這里！ | 操作技巧
在使用SOLIDWORKS Simulation進行強度分析時，你遇到過只能進行零件強度分析，裝配體強度分析總是得不到結果的情況嗎？但裝配體和零件之間的受力是相互影響的，只分析零件受力無法解決實際問題！
實際上裝配體結構強度分析失敗的結果無非兩種，一種是網格化分失敗，一種是求解過程中失敗。一起來看看為何會失敗，以及其解決方法吧。
1、網格化分失敗
如下圖所示，在劃分網格過程中，即網格填充過程中會出現網格劃分失敗，沒能網格化的零件會有相應提示。
通過網格失敗診斷，可以知道是零件哪些地方網格劃分失敗，如下圖所示：
通常找到提示有問題的地方，進行局部網格控制，能解決大部分網格故障。
有仍然出錯的情況，可能是在裝配體接觸關系中采用默認的“接合”接觸，而接合接觸的兼容網格劃分容易導致網格劃分失敗，這個時候，采用不兼容網格會解決此問題。
如果還出錯，那極有可能是模型的問題，模型轉化成中間格式會出現小面以及破面，導致網格劃分失敗。
2、求解失敗
在網格劃分成功之后，設置好邊界條件，開始運行求解，這個時候也容易出現求解失敗。因為裝配體靜應力分析是線性的，如果出現大位移或大變形，SOLIDWORKS Simulation會提示你是否打開大位移，如下圖所示：
如果沒有打開，則視模型為線性分析，分析結果精度不高；如果確認打開，就相當于打開了非線性功能，求解有可能不收斂。這個時候是因為在求解過程中，網格發生畸變，或者接觸不穩定導致求解不收斂。
另外一個比較常見的是，出現了剛體位移，導致求解失敗。出現剛體位移的原因一個是接觸關系不穩定，所以在分析之前模型不要有間隙以及干涉（過盈配合允許有干涉，但是要采用冷縮配合的接觸關系）。
展開 
基于HyperWorks的扭力梁強度分析
本文應用HyperWorks進行扭力梁強度分析，找出了扭力梁開裂的根本原因。通過對扭力梁結構進行優化設計，達到了扭力梁的強度疲勞設計目標。
關鍵詞：HyperWorks 扭力梁 強度 優化
1 引言
某工裝車在可靠性道路試驗中，發現扭力梁下加強板多處開裂，如圖1所示。扭力梁作為后懸架重要的支撐和性能部件，如果不及時整改，將會嚴重影響整車的可靠性、操縱穩定性、平順性等性能的充分發揮，甚至會產生嚴重的安全隱患問題。所以，必須找出引起扭力梁開裂的根本原因，從源頭上解決該問題以提高產品質量，滿足汽車研發中扭力梁可靠性使用要求。
本文通過HyperWorks軟件，建立扭力梁有限元模型進行強度分析，分析結果發現扭力梁開裂處出現極大的應力集中，容易導致疲勞開裂，這與試驗結果十分吻合。通過對扭力梁進行結構優化和強度分析，達到了扭力梁的強度疲勞設計目標。
2 扭力梁強度分析
2.1有限元模型
根據扭力梁的結構特點，對整個扭力梁和焊縫均采用殼單元在HyperMesh中進行網格劃分，實心扭力桿和橡膠襯套采用六面體單元模擬，有限元模型如圖1所示。
2.2 材料屬性
為了提高計算結果的精度，計算中考慮了材料非線性和幾何非線性，所以扭力梁使用的各種材料（如B510L、Q235、DC04等等）不僅給出了它的彈性模量和泊松比，還給出了材料發生塑性變形后的應變和應力的關系曲線。
2.3 強度分析工況和設置
懸架系統承受路面沖擊載荷的大小與車輛行駛速度、路面狀況和載重量等因素有關。采用慣性釋放方法，本文主要分析扭力梁在扭轉極限工況下的強度，扭轉極限工況下扭力梁各個接附點的載荷已通過多體動力學軟件計算得到，如表1所示。
展開 基于ABAQUS和Isight的液壓支架底座強度分析與優化
摘 要：為了降低某液壓支架底座工作時的最大應力，提高其安全性，使用ABAQUS軟件對3種工況下的底座進行強度分析，找出底座的薄弱點。對底座重新進行參數化建模，使用Isight軟件聯合Catia和ABAQUS對底座進行優化分析。優化后，液壓支架底座在3種工況下最大應力值有顯著降低，且整體重量下降9.7%.對液壓支架底座的分析與優化，降低了底座的最大應力，提高了其安全性；同時實現了底座的輕量化，提高了其經濟性。
關鍵詞：液壓支架;底座;ABAQUS;Isight;安全性;輕量化;
液壓支架是廣泛應用的煤礦機械，在煤炭開采過程中，不僅提高了礦井的安全性，也提高了煤炭的開采效率。液壓支架主要由底座、連桿機構、掩護梁、頂梁及控制元件組成，底座是液壓支架的關鍵部件[1]. 李海寧等[2] 僅研究了某液壓支架底座的強度，并未進行優化。萬麗榮等[3]研究了沖擊載荷作用下液壓支架關鍵零件及底座的受力及強度。田立勇等[4]研究了各工況下液壓支架底座的強度及不同板厚對底座強度的影響，并簡單進行優化。以上對底座的研究主要集中在強度分析方面，優化方面的研究比較少。底座的安全性和輕量化在傳統設計中往往不能兼顧。基于前人的研究，本文使用ABAQUS軟件和Isight軟件對某液壓支架底座進行強度及優化分析，在提高底座安全性的同時，實現底座的輕量化。
1 某液壓支架底座強度分析
液壓支架底座在井下受力較為復雜，為了分析底座的強度，提取底座的3種典型工況進行分析。
1) 工況1:支架底座兩端受扭轉載荷。
2) 工況2:支架底座左側受偏載荷。
3) 工況3:支架底座右側受偏載荷。
1.1 簡化模型
為了提高強度分析的效率，在分析前對底座進行簡化。
底座主體結構由鋼板焊接而成，鋼板間的焊縫強度視為與鋼板相同。去掉對強度影響不大的孔、倒角等結構。
展開 基于optistruct＋ncode汽車車輪輪輞彎曲強度分析之疲勞分析-02 ￥100
本案例在于講述如何對汽車車輪輪輞結構強度進行彎曲工況仿真分析，尤其是如何對某點施加隨時間變化的動載荷，大家可根據實際需要并結合GBT5334-2005乘用車車輪性能要求和試驗方法去修改載荷譜。 輪輞與輪輻焊接后與輪胎組成一個整體，共同承受汽車的重力、制動力、驅動力、汽車轉向時產生的側向力及所產生的力矩，還要承受路面不平產生的沖擊力。
分析結果：
輪輞隨時間變化的受力變化動態云圖
分析模型：
模型及加載
加載載荷（位移加載，位移加載大小為下圖載荷的0.0001倍）：
與前期發的基于optistruct＋ncode汽車車輪輪輞彎曲強度分析之疲勞分析-01不同之處在于：前期發的案例加載是力隨時間變化的載荷，本案例加載是位移隨時間變化的載荷。
以上這部分分析在optistruct中完成，接下來根據上述彎曲強度分析的結果在ncode中進行疲勞仿真分析。
疲勞分析中所用的材料AL_ALLoy_UML_UTS400，其材料參數如下圖：
材料AL_ALLoy_UML_UTS400的S-N曲線,含應力修正，如下圖。
展開 proe建模_patran Nastran強度分析_fatigue疲勞分析
(1)
對模型進行強度分析，找出應力分布圖。（本人已解決）
(2)
對模型進行S-N疲勞壽命分析，找出模型的壽命云圖。材料隨便,是鋼材就行,載荷要求兩個面上的壓力30分鐘作用一次。（期待高人解決）
2 模型建立
三維建模軟件roE
強度分析:msc.patran，msc.nastran(2005R2版本)；
疲勞分析：msc.fatigue(2005R2，獨立版)
3 三維建模
三維模型很簡單，在proe中用mmns_part_solid模板建立模型，即單位為毫米，噸。模型尺寸為：兩段都為矩形梁，截面為正方形，邊長分別是30mm，15mm，長度分別是100mm，80mm，兩端方形梁的過渡段倒圓角半徑為5mm。建立好的模型如下圖：
4 模型轉化
將模型另存為ACIS文件，格式為sat文件。轉化的目的是為了更好的導入到patran中，當然也可以用其他格式導入。
5.強度分析
5.1 模型導入
啟動Patran，新建文件FromBeginToEnd，選擇File-Import導入模型。設置如下圖。
注意“ACIS Options…”，點擊進入單位設置，出現
點擊“Model Units…“，設置成如下圖
說明：此步驟的單位設置很重要，即在Patran中我們將使用工程單位：mm，Mpa，N，Tone等。
展開 依維柯汽車獨立懸架前梁總成的強度分析
依維柯汽車獨立懸架前梁總成的強度分析
依維柯汽車獨立懸架前梁總成強度分析.part1.rar
依維柯汽車獨立懸架前梁總成強度分析.part2.rar
Abaqus在風電輪轂靜強度分析的應用
Abaqus在風電輪轂靜強度分析的應用
輪轂是風力發電機中非常重要的部件，它的安全運轉直接影響著風機的正常運行，因此在進行輪轂設計時不僅要考慮其輕量化，更應該保證其強度安全性。
Abaqus依靠其強大的非線性分析能力，被越來越多的使用到風機的設計校核中，能夠為風機輪轂的強度校核提供準確、快速的求解結果。結合強大的前處理軟件ANSA，能夠快速的建立高質量輪轂分析模型。兩者的完美結合，為風機的強度分析提供了完整的解決方案。
為了準確的模擬輪轂的應力，需要建立葉片、變槳軸承和主軸假體，避免應力的局部效應影響，并且考慮變槳電機對輪轂和變槳軸承的約束作用。
針對軸承中的滾動體，abaqus提供了非線性間隙單元（gap單元），能夠更好的模擬滾動體受壓不受拉的特性，獲得更好的求解結果。
針對載荷的施加問題，abaqus提供了非常方便的MPC多點約束，能夠方便的將載荷施加到葉根坐標系，并正確的傳遞到葉片上。
下圖為某輪轂靜強度分析結果，通過強度極限可知，本輪轂的安全系數為1.6。
展開 干貨分享（一）：座椅車身安全帶錨固點強度分析有限元分析規范（上）
分析用零件的截取
車身安全帶錨固點的結構分析是基于整車碰撞模型建立的，為了降低計算時間，我們需要將所需的零部件從整車模型中取出。此分析模型主要組成部分有座椅、車身、shoulder block、 lap block。其中shoulder block和lap block為標準件。
在截取車身部分時用delete element刪除截面以外的單元，不要使用delete component，這樣可以避免有用零件被剔除出模型。對于前排座椅的車身錨固點分析所需要截取的區域如右圖所示，如果有足夠計算資源可以適當增大這個區域。在刪除了截取區域以外的單元之后，清除空的component. (delete component empty)
下面是這個分析的幾個主要受力位置，截面邊界需要離這幾個位置遠些。
2. 幾何及材料屬性的處理
幾何屬性及材料屬性在整車碰撞模型里已經設置好，但對于結構強度分析模型還需要做些適當的調整。調整之前刪除無用的幾何屬性及材料屬性（delete property unused, delete material unused)在整車碰撞模型中為了節約計算時間，零件的積分計算方式設置為2，積分數量點小于等于3。對于結構強度分析為了保證模型的精度對于主要受力零件，可將積分計算方式改為16,并相應的增加積分點的數量。
此分析的主要受力區是座椅的四個地腳及安全帶錨固位置。所以需要照前面所述修改這些零部件的幾何屬性（改變積分方式和增加積分點）以增加計算精度。
由于考慮了零件沖壓后的加工硬化，整車碰撞模型的材料應力應變曲線做了相應的偏置。對于結構強度分析的模型，我們需要把這個偏置去除，具體過程如下：
（1）察看材料屬性，確認材料曲線編號。
展開 
彎曲工況下車輪強度、疲勞分析方法對比
1.6材料參數
輪輻、輪輞的材料參數如下表1所示
2 邊界條件
2.1模型1、2彎曲工況強度分析邊界條件
根據車輪彎曲疲勞試驗的工作原理 [2],因為車輪內輪輞邊緣部分被試驗臺夾具壓緊固定，不能旋轉和移動，所以對內輪輞邊緣施加全約束，即六個自由蘇全部被約束。車輪承受的彎矩是通過加載軸施加的，在加載軸的自由端施加沿y、z方向施加隨時間變化的兩個力，該力的大小等于車輪試驗彎矩除以加載軸的長度：
其中，M為試驗彎矩載荷，L為加載軸長度，t為加載時間。
2.2模型3、4、5彎曲工況強度分析邊界條件
約束車輪內側邊緣6個方向的自由度[2]，在連接件與輪輻之間的5個螺栓上施加預緊力Fp=T/kd，其中T為螺栓的擰緊扭矩，k為汽車常用擰緊扭矩系數，d為螺栓的螺紋直徑。在加載軸的自由端沿y、z方向施加隨時間變化的兩個載荷：
2.3彎曲工況疲勞分析邊界條件
模擬車輪回轉彎曲疲勞試驗，計算車輪回轉彎曲疲勞壽命，螺栓安裝孔附近應力集中比較嚴重，最大Von Mises應力超過材料屈服強度。車輪實際安裝狀態下安裝孔附近一般不具強度風險，故不對此處靜強度及疲勞壽命做重點考察。
3 分析結果
3.1強度分析結果
考察螺栓孔附近、輪輻拉伸位置、通風孔附近的von Mises應力,如下圖5所示。
3.2疲勞分析結果
考察輪輻拉伸位置、通風孔附近的疲勞壽命如下圖6所示。
展開 基于SimSolid的卡車登車梯結構模態和靜強度分析
基于SimSolid的卡車登車梯結構模態和強度分析.pdf
tizi.7z
基于SimSolid的卡車登車梯結構模態和靜強度分析
一、簡述
牽引車一般會在駕駛室后部的車架上設有工作平臺，便于用戶連接掛車和檢查維修，而車架離地距離較大，為了登車便利常常會在車架上安裝登車梯。登車梯為懸臂梁結構，如圖1所示，為了保證結構的可靠性，需要對登車梯結構的模態、剛度和強度進行分析。本文使用SimSolid對登車梯進行了模態和靜強度分析，對建模和分析過程進行了說明，并將分析結果與Optistruct計算結果進行對比。
圖1 登車梯結構
二、SimSolid建模
第一步，導入幾何和設置材料。導入stp格式的三維幾何模型，檢查模型的完整性和干涉情況。根據軟件提示，在焊接處發幾處輕微干涉，由于可以手動建立焊縫連接，此處可以忽略。登車梯由多個薄板沖壓件拼焊而成，從Assembly目錄中每個部件的圖標可以看出，SimSolid已自動將幾何識別為薄壁結構。然后對所有部件施加材料屬性定義，設為默認的Steel材料即可，如圖2所示。
圖2 材料設置
第二步，建立各部件間的連接關系。此登車梯總成共由13個部件組成，通過螺栓和焊接連接到一起，在常規的有限元分析中，當部件過多時，連接建模也會耗費不少時間，在SimSolid中則比較簡單和輕松。一般的，如果總成模型帶有螺栓和螺母，SimSolid會自動識別并創建連接關系，但在此例中，由于原三維幾何模型中沒有螺栓螺母，因此需要在螺栓處手動創建連接關系，此外還有焊縫連接，這在SimSolid中都非常簡單。
首先手動建立焊縫連接。
展開 乘用車前擺臂和副車架的強度分析及優化
在有限元分析計算中，結構中焊縫或剛性連接處易出現應力集中現象，對于結構分析，可不考慮由于焊縫或剛性連接所引起的異常應力集中[9]。
4 副車架的優化與驗證
4.1 副車架結構優化
通過上述對副車架結構的有限元分析，己反映出副車架原結構設計中存在的不足。因此，可綜合副車架結構強度分析結果，對分析所得的危險部位從結構角度進行優化。在結構的強度分析中，副車架在制動工況下其最大應力值超過了材料的屈服極限，其最大應力發生在副車架上板的左右，故以副車架上板為副車架結構優化和改進的主要目標。所用優化方式主要為在應力集中處加一塊加強板，以實現提高強度作用。基于上述思想，結構經優化后的副車架有限元模型如圖11所示。
圖11 優化后副車架有限元模型
4.2 優化后結構強度分析
優化后提交計算后的結果如圖12所示。
圖12 優化后各工況下應力云圖
經過上述分析計算，可獲得優化后副車架各工況下的最大應力值如表8所示。
從優化前后副車架最大應力值對比來看，在加上加強板之后，副車架在制動工況下的最大應力值大大的降低了，且轉彎工況和沖擊工況的應力也有不同情況的減小。通過對副車架的優化，副車架在不同工況下都滿足了強度要求。
表8 各工況下副車架應力結果
工況
最大應力、MPa
減低率/%
轉彎
101.7
43.9
制動
274.9
19.4
沖擊
95.05
15.5
5 結果與討論
本文以某乘用車的前擺臂和副車架為研究對象，通過綜合分析副車架結構的結構強度計算結果，獲得原設計方案中的薄弱結構主要集中于副車架上板左右兩端，故從結構角度添加加強板，對該薄弱位置進行優化和改進。
展開 某行走機構多體動力學與結構強度聯合仿真分析
圖7 新結構應力云圖
通過上述分析結果，可以看到新優化結構應力水平已經大幅降低，絲杠應力為149MPa，車架應力水平130MPa，其可靠性已經得到充分保證。
4、結論
本文應用HyperWorks軟件多個模塊產品，對某產品行走機構進行了多體動力學與結構強度聯合仿真分析。分析結果與結構實際破壞情況完全吻合，說明分析結果的準確性。通過多體動力學分析進行鉸點優化，大幅降低了機構在實際工作過程的交變載荷幅值；通過對部件結構進行優化，進一步提高了結構強度。兩者共同作用，最終優化結構應力水平大幅降低，保證了產品的可靠性。
文章來源：CAE仿真學社
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