主應力分析的案例
常規巖土力學試驗主應力組成分析與疲勞仿真驗證
在此種條件下，巖土材料樣件中對應某一節點的主應力可以用1,2,3表示，在此種狀態下，樣件的應力狀態可以用主應力空間中的隨機一點P表示[4]。將主應力空間劃分為若干個平面，隨機一個主應力平面上都應當存在正向應力分量，但無論分量如何發生變化，第一主應力都應當保持不變，此時，第一主應力可以用下述公式計算得到。
式中：I1代表第一主應力。
在此種條件下，主應力主要由平面上的剪應力構成，剪應力計算公式如下：
式中：τπ代表平面上的剪應力；J2代表第二偏應力不變量。
完成上述計算后，以巖土力學試驗中的有限元仿真試驗為例，進行主應力分布特點的具體分析[5]。在此過程中，采用數值計算的方式，進行力學試驗中相關數值的模擬，計算過程中，可按照表1，設定巖土力學試驗中巖土材料樣件對應有限元模型的技術參數。
表1 巖土力學試驗中巖土材料樣件對應有限元模型的技術參數
研究過程中，進行建立帶模板與不帶模具的仿真結構模型，將兩個模型標注為(1)、(2)，對樣件的底部節點施加全約束，將其頂部與豎向垂直方向發生耦合，在頂部的中心節點位置，施加一個垂直向下的作用力，將其作為主應力，構件的主應力分布如圖2所示。
圖2 主應力分布云圖
2 疲勞仿真驗證
2.1 建立疲勞仿真計算模型
通過上文試驗獲得主應力組成，將其大致分為三個部分，分別為：單軸貫入中的純壓分布、雙軸貫入中的純拉分布和純剪中的拉壓復合應力組成。結合上述得到的主應力組成方式下的疲勞荷載仿真算例，實現對研究試件在疲勞荷載方式下的主應力分布情況分析。該計算實例是一種以拉、剪、壓為交變應力的彈塑性材料為研究對象，以有限元方法模擬其疲勞加載特性。具體如圖3所示。
圖3 疲勞仿真計算模型
該模型是一種長方體，其長為101 mm，寬為50mm，厚度為50 mm。
展開 主應力是凸的，應力張量是凸的
我在看論文的過程中，看到文章中提到主應力是凸的，應力張量是凸的，這里的”凸“是什么意思呢
ABAQUS實用子程序SPRINC提取主應力
實用子程序SPRINC
在ABAQUS中使用UMAT子程序時有時會使用到最大主應力進行計算。通過查閱幫助文檔，ABAQUS實用子程序SPRINC可以在UMAT中計算最大主應力和最大主應變，SPRIND可以計算最大主應力和最大主應變的方向。
下面是ABAQUS幫助文檔關于實用子程序SPRINC的介紹：
SPRINC (calculate principal values)
Interface
CALL SPRINC(S,PS,LSTR,NDI,NSHR)
Variables to be provided to the utility routine
S
Stress or strain tensor.
LSTR
An identifier. LSTR=1 indicates that S contains stresses; LSTR=2 indicates that S contains strains.
NDI
Number of direct components.
NSHR
Number of shear components.
Variables returned from the utility routine
PS(I), I=1,2,3
The three principal values.
展開 有限元軟件結構主應力計算
在Workbench的幫助文檔看到一段求解Mises的程序代碼，而程序求解Mises應力時是通過三個主應力進行求解的，而我們知道根據有限元求解問題時，最先得到的已知量是位移，再根據物理方程即可得到應力分量，而主應力的求解依然需要利用應力分量根據相關公式進一步計算。
Mises應力是結構的第四強度等效應力，其計算公式如下：
上式通過六個應力分量求解Mises等效應力，用主應力的形式表示即為：
上式中的三個應力為主應力。
程序代碼計算如下：
該段程序是一段函數，聲明變量是張量tensor，該張量的列向量即是節點的六個應力分量，為弄清楚該段代碼采用的公式，查相關文獻，得到主應力的計算公式，如下，參考文獻《王凱. 主應力的計算公式[J]. 力學與實踐, 2014(6):783-785.》
式中：
上述代碼中定義了一個很小的數值，用于比較，當三個切應力同時小于這個極小值時，可以認為三個正應力即可當作主應力。
當三個切應力分量不是同時小于這個極小值時，需要根據公式進行計算，代碼中分別定義局部變量A、B、C、p、q、R、z和phi，最終返回三個主應力S1、S2和S3.
本文位轉載，旨在分享知識，侵刪。
展開 
有限元軟件結構主應力計算
有限元軟件結構主應力計算
今天在Workbench的幫助文檔看到一段求解Mises的程序代碼，而程序求解Mises應力時是通過三個主應力進行求解的，而我們知道根據有限元求解問題時，最先得到的已知量是位移，再根據物理方程即可得到應力分量，而主應力的求解依然需要利用應力分量根據相關公式進一步計算。
Mises應力是結構的第四強度等效應力，其計算公式如下：
上式通過六個應力分量求解Mises等效應力，用主應力的形式表示即為：
上式中的三個應力為主應力。
程序代碼計算如下：
該段程序是一段函數，聲明變量是張量tensor，該張量的列向量即是節點的六個應力分量，為弄清楚該段代碼采用的公式，查相關文獻，得到主應力的計算公式，如下，參考文獻《王凱. 主應力的計算公式[J]. 力學與實踐, 2014(6):783-785.》
式中：
上述代碼中定義了一個很小的數值，用于比較，當三個切應力同時小于這個極小值時，可以認為三個正應力即可當作主應力。
當三個切應力分量不是同時小于這個極小值時，需要根據公式進行計算，代碼中分別定義局部變量A、B、C、p、q、R、z和phi，最終返回三個主應力S1、S2和S3.
展開 ANSYS經典三個主應力代數和云圖顯示方法（UPFS子程序）
三個主應力代數和？算這個有什么用呢？還真有用，壓力容器分析設計標準
JB4732里有明確的校核條款，見下圖。
JB4
732很多條款是參考美國ASME標準的，所以ASME 8-2 也有一樣的要求。
ANSYS經典界面后處理并沒有這個項目，那么我們如何得到
三個主應力代數和的云圖呢？
ANSYS UPFS二次開發
userOut.F子程序可以完美解決這個問題。如果想進行
UPFS二次開發，首先需要搭建開發環境。
ANSYS燈具散熱殼穩態熱分析-主分析文件
燈殼散熱，參數10顆燈珠，每顆燈珠設定50W完全用于發熱。
選用AL材料，對流系數是曲線值。在200℃及以上的熱導率是170W/m^2*K。
環境一：
設定環境溫度40℃，自然對流系數25W/m^2*℃。自然散熱面是去掉內側面的所有外側面。
發熱量在10個小燈珠區域，總計設為500W。熱對流只設置在外表面。對流系數25W/m^2*℃。
劃分網格，求解最高溫度。
初始溫度Initial temperature溫度設為22℃或者40℃結果最高溫度是130℃。
按照氣體強制對流設置參數80W/m^2*℃，結果最高溫度在75℃。
強制對流，發熱功率20W，最高溫度54℃。
自然對流，發熱功率20W，最高溫度76℃。
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結構二：
散熱貼緊面厚度從1.5mm增長到3慢慢厚，得出的計算結果。
最高溫度143℃（溫度增長13℃）。
設置氣體強制對流系數80W/m^2*℃，最高溫度為85℃。
展開 【JY】主成分分析與振型分解
【主成分分析法】
（詳見《多元統計分析》）設對某一事物的研究涉及p個指標，分別用X1，X2，…，X。表示，這p個指標構成的p維隨機向量為X=(X1，X2，…，Xp)'。設隨機向量X的均值為μ。
對X進行線性變換，可以形成新的綜合變量，用Y表示，也就是說，新的綜合變量可以由原來的變量線性表示，即滿足下式：
而它的幾何意義在于，在處理涉及多個指標問題的時候，為了提高分析的效率，可以不直接對p個指標構成的p維隨機向量X=(X1，X2，…，Xp)'進行分析，而是先對向量X進行線性變換，形成少數幾個新的綜合變量Y1，Y2，…，Yp，使得各綜合變量之間相互獨立且能解釋原始變量盡可能多的信息。這樣，在以損失很少部分信息為代價的前提下，達到簡化數據結構，提高分析效率的目的。
主成分分析方法的幾何意義
進行主成分分析的目的之一是減少變量的個數，所以一般不會取p個主成分，而是取m<p個主成分。
展開 電氣一次主接線圖講解和分析
來源：繼保小講堂
內燃機主軸承座的強度分析
作者利用ABAQUS軟件對內燃機主軸承座進行強度分析，用大量的圖例說明其計算結果，并得出了相應的結論。其中涉及的零件有缸體、框架、主軸承座螺栓、框架螺栓、軸瓦和曲軸軸頸，涉及的工況包括螺栓裝配載荷工況、軸瓦裝配載荷工況和動軸瓦載荷工況，有一定的實際意義。
一、序言
為了保證發動機主軸承座設計的可靠性，需要對主軸承座進行強度分析。主軸承座的計算模型由兩缸中間截面之間的部分組成，具體的零件有缸體、框架、主軸承座螺栓、框架螺栓、軸瓦和曲軸軸頸，如圖1所示。
圖1 整體坐標系
二、有限元模型的建立
1.整體坐標系的定義
整體坐標系，即采用右手法則的直角坐標系，如上文中圖1所示。坐標系的中心在曲軸的中心，X軸的方向與曲軸同向，Y軸在發動機的側向，Z軸與氣缸同向。
2.主軸承座有限元模型
主軸承座有限元模型的建立采用前處理軟件HyperMesh和Patran完成，再用ABAQUS軟件進行求解。所用單元均為二階的10節點四面體單元，如表1所示。
表 1 各零件單元數和節點數
表1為汽車發動機主軸承座所需的零件、單元數（二階四面體）和節點數。
3.材料數據
各零件的材料數據，如表2所示。
表2 各零件的材料數據
三、邊界條件和載荷
本文對發動機的3個載荷工況進行了計算和分析，即螺栓裝配載荷工況、軸瓦裝配載荷工況和動軸瓦載荷工況。
1.通用邊界條件的處理
如圖2所示，在兩對稱面A、B上施加對稱邊界條件，即所有節點X＝0。
圖2 對稱邊界條件
2.螺栓裝配載荷工況
零件：框架、缸體、主軸承座螺栓和框架螺栓。
具體的邊界條件，如圖3所示。
展開 【分析】電力系統主變壓器檢修及設備狀態監測
我們通過一些設備，才用科技手段，對其進行一系列科學的監測，由此收集到主變壓器正在運行狀態時的數據參數，并進一步整理、運算、分析，通過分析得到的結果便是推斷電力設備在接下來的某個限定的工作日里的運行狀態和設備本身的健康狀況的主要依據。
同時，通過對這些數據的分析，我們還可以及時發現主設備的一些微小故障，進而以最快速度做出針對性的維修。
由此我們知道，電力系統主變壓器檢修及設備狀態監測工作屬于一種集預防和治理為一體的綜合處理手段，由此可以在減少不必要的經濟損失的基礎上，保證一個正常、穩定、高效的國家經濟建設，保證公民的正常生活。雖然在此處，我們主要對電力設備狀態監測、電力設備故障診斷以及電力設備檢修決策三項主變壓器狀態檢修進行介紹。但作為電力系統穩定發展的前提，對于電力主變壓器檢修和狀態監測還要做到另外兩種檢修，即定期檢修和狀態檢修。
展開 
家用配電箱主開關和支路開關同時跳閘原因分析
斷路器跳閘恐怕大家都見怪不怪了，之前我們也做了許多案例分析。但是還有一個問題是大家經常遇到的，那就是支路開關和主開關同時跳閘——支路開關不跳閘而主開關跳閘，如果不是因為配電箱內出現故障，就被稱之為“越級跳閘”（比如支路開關沒有漏電，而主開關加了漏電，就很容易發生這種事情），這屬于配電箱設計錯誤，我們今天不討論，有時間再慢慢和大家分析。今天，小編給大家分析一下主開關和支路開關——有時甚至包括電表箱內的開關，同時跳閘，是什么原因引起的。
一、短路
最大的可能性是電路中發生短路——短路故障發生時，會產生巨大電流。短路電流會流經每一級斷路器，包括直接控制故障點的支路開關、間接控制故障點的主開關和電表箱開關。這部分電流會觸發斷路器內部的短路保護裝置，引起斷路器跳閘。
為什么只有這三個開關（或兩個開關）會跳閘呢？這與斷路器的脫扣速度有關，在整條線路中，只有最末端的這三級使用的是微型斷路器（小型斷路器），微斷的脫扣速度為0.1s。再上一級則開始使用塑殼或框架斷路器，脫扣速度比微斷慢。因此，微斷會在塑殼斷路器動作之前，將故障點斷開，從而避免了更大范圍的停電。
遇到這種多級連跳的情況，多半是由于電路中出現了短路點。而短路的位置，就在最后一級——支路斷路器所控制的回路內。
二、漏電
需要一個特定條件——主開關和支路開關都安裝了漏電斷路器。
如果跳閘后漏電斷路器的復位按鈕突出（或顯示窗變色），則可判定為電路中有漏電，且漏電位置在支路斷路器所控制的回路內。
復位按鈕突出來的樣子（右下角寫著“漏電指示”旁邊的藍色按鈕為復位按鈕）
這樣的多級連跳，與剛剛我們所說的短路故障類似。當多級斷路器的脫扣速度、脫扣條件都相同時，一旦脫扣條件達到，就會發生多級連跳。
展開 家用配電箱主開關和支路開關同時跳閘原因分析
斷路器
跳閘恐怕大家都見怪不怪了，之前我們也做了許多案例分析。但是還有一個問題是大家經常遇到的，那就是支路開關和主開關同時跳閘——支路開關不跳閘而主開關跳閘，如果不是因為
配電箱
內出現故障，就被稱之為“越級跳閘”（比如支路開關沒有漏電，而主開關加了漏電，就很容易發生這種事情），這屬于配電箱設計錯誤，我們今天不討論，有時間再慢慢和大家分析。
現在，電工學習網小編給大家分析一下主開關和支路開關——有時甚至包括電表箱內的開關，同時跳閘，是什么原因引起的。
一、短路
最大的可能性是電路中發生短路——短路故障發生時，會產生巨大電流。短路電流會流經每一級斷路器，包括直接控制故障點的支路開關、間接控制故障點的主開關和電表箱開關。這部分電流會觸發斷路器內部的短路保護裝置，引起斷路器跳閘。
為什么只有這三個開關（或兩個開關）會跳閘呢？這與斷路器的脫扣速度有關，在整條線路中，只有最末端的這三級使用的是微型斷路器（小型斷路器），微斷的脫扣速度為0.1s。再上一級則開始使用塑殼或框架斷路器，脫扣速度比微斷慢。因此，微斷會在塑殼斷路器動作之前，將故障點斷開，從而避免了更大范圍的停電。
遇到這種多級連跳的情況，多半是由于電路中出現了短路點。
展開 柴油機主貯油罐有限元分析
對于鞍座評定，可根據事故工況計算結果，采用設計工況的應力限值進行評定，結果是保守的，可包絡OBE 工況結果，具體評定如下：
下圖為柴油機主貯油罐承壓部件與支架的應力計算云圖。
3.5 結果分析
從圖5 可知，最大應力值發生在筒體與小封頭連接處，值為132.59MPa，此處為筒體與封頭連接處的不連續區域，而小封頭距離筒體邊緣僅334mm。因此，在有限元分析中，考慮移動小封頭的位置，使其遠離筒體邊緣，結果顯示最大應力值變小，如圖6 所示, 最大應力值仍然發生在筒體與小封頭連接處，值為130.63MPa。
4 結束語
通過有限元分析，表明柴油機主貯油罐承壓部件和支架部件在所考慮工況下滿足RCC-M 規范和設計說明書要求，確保了結構強度的可靠性。柴油機主貯油罐應力峰值發生在筒體與小封頭連接處、人孔與筒體連接處、蝶形封頭與筒體連接處附近，其中最大應力值發生在筒體與小封頭連接處。移動小封頭位置遠離筒體邊緣處，可適當降低最大應力值。此分析結果通過了國家核安全局審查，可以為實際核電工程項目提供參考。
展開 ansys中主從節點和靈敏度分析
在ansys中如何設置主從節點、另外怎樣進行靈敏度分析？望得到高手指點
