导语：如何才能写好一篇有限元分析论文，这就需要搜集整理更多的资料和文献，欢迎阅读由公务员之家整理的十篇范文，供你借鉴。
在NX仿真导航器中激活FEM文件，将其设为显示部件，选择“3D四面体网格”工具，选用具有较高计算精度的“10节点四面体单元”对零件进行网格划分。在NX仿真导航器中激活仿真文件，将其设为显示部件，在约束类型中选择“固定约束”工具，选择尺寸100的平面定义固定全约束。在载荷类型中选择“力”工具，选择固定约束对面椭圆面（事先适当分割面），设置作用力为500N，力的方向为100平面的垂直方向。有限元模型建立后，可进行模型检查，如网格、节点/单元、载荷、约束及材料等，检查没有错误，进行求解，求解完成后，对分析结果进行综合评定，如图2所示。
变形输出excel文件格式，经过后处理输出的excel文件详细地记录了各坐标点上的变形量，如表1所示。有限元分析施加载荷和边界条件时，添加的力和约束与实际加工时工件的夹紧力、支撑点应相符合，以模拟工件实际受力情况。
2数控编程加工
3结语
关键词：齿轮轴UG有限元分析优化
0引言
行星齿轮减速器因具有体积小、重量轻、承载能力高、结构紧凑、传动效率高等优点而广泛应用于冶金机械、工程机械、轻工机械、起重运输机械、石油化工机械等各个方面。UG软件是集CAD/CAE/CAM为一体的三维化的软件，它是当今最先进的计算机辅助设计、分析、制造软件，广泛应用于航空、航天、汽车、造船、通用机械和电子等工业领域。UG的CAD/CAE/CAM功能模块有复杂的特征建模、装配、运动仿真和有限元分析等功能。实现UG有限元分析功能，必须要遵从UG有限元分析的一般过程，构建有限元模型，其中包括自动网格划分、添加约束与载荷，利用图形的方式得到模型应力、应变的分布情况。机械优化设计，就是在给定的载荷和约束条件下，选择设计变量，建立目标函数并使其获得最优值的一种新的设计方法。
1齿轮轴几何参数的初选
通过常规设计方法设计计算出齿轮轴的几何参数，齿轮轴的齿形为渐开线直齿。分配减速器传动比，计算齿轮模数，并根据传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件确定齿轮的齿数。齿轮轴的齿轮基本参数如表1所示。
2齿轮轴的三维建模
利用UG/Modeling模块建立齿轮轴模型，如图1所示（去掉网格后的实体模型）。
2.1网格划分
图1齿轮轴的网格划分
2.2定义材料特性
齿轮轴材料选择20Cr，其材料属性如下：质量密度7.850e3kg/m^3，杨氏模量205000N/mm^2（MPa），泊松比0.29，屈服强度等于540N/mm^2（MPa）。
2.3施加约束和载荷
齿轮轴两端由两个滚子轴承支撑，限制了空间5个自由度，只允许转动。本论文只考虑齿轮轴齿轮处的应力进而对其进行优化，所以为齿轮轴加载荷及约束，安装轴承处加圆柱形约束，在轴端即与联轴器相连处施加大小为175.083N·m的扭矩。约束和载荷施加情况如图2所示。
图2齿轮轴的载荷施加
2.4求解和结果查看
UG软件的结构分析模块提供了强大的后处理功能，可以自动生成计算分析报告。齿轮轴的VonMises应力图如图3所示。单元节点最大应力为325.8MPa，基本接近材料屈服强度的60%。总体来说，输出轴在强度方面不仅满足了设计要求，而且还有很大的裕量，材料的承载能力并没有得到充分的利用，这为齿轮轴的优化提供了很大的空间。
图3VonMises应力图
3齿轮轴的优化
设计目标：
最小化模型重量
设计约束：
模型VonMises应力，上限=320000.000000
设计变量：
a：：p53，初值=38.000000，下限=32.000000，上限=38.000000
最大迭代次数：20
优化结果如图4，图5所示。
由图6迭代分析结果可以看出，在进行第三次迭代的过程中，应力值超出上限，所以，以第二次的迭代结果为准，此时的齿宽为35mm，应力值为295MPa，比较理想。所以常规设计方法得到的齿宽b=38应变为优化设计方法得到的齿宽b=35，此时的应力值为295Mpa，亦满足强度要求。
4结束语
本论文利用UG的高级建模功能，在对行星齿轮减速器齿轮轴进行参数化建模的基础上，建立了有限元模型并进行了有限元分析，得到了齿轮轴的VonMises应力图，替代了常规校核的设计方法，大大提高了设计效率。同时对齿轮轴的齿宽进行了优化设计，使得设计方案比原常规设计方案在齿轮轴重量上下降了2.02%。为多个设计变量（如模数、齿数）的单或多目标函数优化奠定了基础。
参考文献：
[1]孙恒，陈作模.机械原理.7版[M].北京：高等教育出版社，2002.
[2]濮良贵，纪名刚.机械设计.8版[M].北京：高等教育出版社，2001.
[3]吴春兰，王世杰.井下专用行星减速器中心齿轮有限元分析.沈阳工业大学学报，2004，26（4）.
论文关键词：振动,时效,有限元分析
承德石油高等专科学校
无论在国内还是国外，振动消除残余应力都己经被广泛应用。目前，振动消除残余
应力不但被用在传统的重型机械和大型焊接构件、床身铸件、煤机产品、锅炉制造等方
面，而且许多其它行业也开始应用振动消除残余应力技术。目前，该项技术在铝合金试
件、化工设备领域、建筑领域、风机制造等方面都发挥着它的魅力。本文通过对试件进行振动时效处理，验证了对振动时效机理的分析及振动时效效果的判据。在此基础上，提出了用有限元模拟振动时效的想法，井作了初步的探讨。
一、振动时效前残余应力的有限元模拟
有限元分析以试验所用的对接焊薄板为研究对象，试件的尺寸单位为毫米，材质为低碳钢，焊缝与母材材质相同。我们近似认为它是以焊缝为对称轴，在考虑残余应力时只要考虑焊缝一侧即可。由于残余应力在沿焊缝方向的分布大致相同，所以将其看成无限大板，分析时选取一部分即可。
图1为模拟振前残余应力的网格划分及加载图。模型左端为焊缝处，延长度方向10等分，因靠近焊缝处应力较大，故在距左端0.1处进行网格细化。有限元采用面单元，119个节点，面面之间用强接触处理。左边和下边单向约束，右边自由，上边加载。
图2、3为第一、第二主应力分布图。
图1模拟振前残余应力的网格划分及加载图
图2第一主应力分布图
图3第二主应力分布图
二、振动时效的有限元模拟
上面通过对模型加载模拟了振动前残余应力的分布，现在要加上激振力，模拟振功
时效过程。图4.8为模拟激振力的网格划分及加载图，图4.9为Y方向上的应力。
图4模拟激振力的网格划分及加载图
图5Y方向上的应力分布
三、结果分析
加激振力前后沿远离焊缝方向节点的Y方向应力见表1。
表1节点对应的应力值
从上表可见，对残余应力的模拟与实际测量的应力值有一致的分布趋势。加上激振
力后残余应力的变化也与实际测量得到的变化趋势一致。当然，实际的振动时效过程是一个非常复杂的过程，涉及到各种参数的变化以及材料本身各种物理性能的变化。因此，用有限元来模拟整个振动时效过程是比较麻烦的事情，受到诸多方面因素的影响。如何模拟振动时效过程使其更贴近实际情况仍需做大量的工作。
参考文献
1孙丰华等.振动时效消除金属工件残余应力效果检测.大连理工大学学报,1994,34(3):28-33
2WalkerCAetal.VibratoSrtessRelief一一anInvestigationoftheUnderlyingPoreess.Eoll93IMeeEh.proe.Josut.Meeh.Engrs,1995,209:52-57
3房德馨等编著.金属的残余应力与振动处理技术.大连:大连理工大学出版社,1989
4李洪升等.振动时效对焊接构件材料性能的影响.大连工学院学报,1987,26(3):41一50
关键词：安全气囊ECU；有限元方法；结构；动刚度
在车辆发生碰撞时，安全气囊是否起爆是由ECU通过采集车身加速度响应的曲线与寄存器算法中固化的曲线进行对比来判定的。因此ECU采集到的车身加速度信号的准确性对于气囊起爆的控制精度起着至关重要的作用。大部分的气囊ECU都是安装在车身结构上，如果车身安装点结构的动刚度不足，对ECU采集加速度信号就会有干扰，影响信号的质量。目前，绝大部分的气囊ECU厂家对于ECU的安装点动刚度都有相应的要求和标准。在某微车开发过程中，ECU厂家通过对安装点进行锤击法动刚度试验发现，车身结构的动刚度没有达到企业的设计标准，因此需要通过改变车身结构以提高ECU安装点的动刚度。
1动刚度有限元分析
1.1有限元模型建模
1.2有限元分析求解
分析计算采用NASTRAN求解器。NASTRAN求解器具有完善的频率响应分析功能，在分析模型中采用直接频率响应法进行求解，输出激励点的位移、速度和加速度。
1.3动刚度结果后处理
在NASTRAN的计算结果OP2文件中，可以找出激励点随频率变化的位移值，绘制成频响位移曲线。加载的单位激励力为100N，通过计算激励力和位移的比值即可得到对应频率下动刚度。
如图2所示，德国BOSCH公司对ECU支架X、Y、Z三个方向上的动刚度要求在50～2000Hz频域内都不能低于2000N/mm（目标线）。原方案计算发现，车身ECU安装点的动刚度（曲线）明显不满足要求，与试验的结论是一致的。
2车身结构改进
通过有限元分析的结果，发现车身前地板动刚度低的原因主要是：
（1）前地板为0.8mm的单层钢板，地板垂直方向的刚度很难提高。
（2）前地板上的加强筋形状设计不够合理，在某些频率下，加强筋没有起到加强的作用。
（3）前地板与发动机舱连接的拐角的抗弯刚度不足，在ECU安装点受到X向冲击时，发动机舱挡板不能提供支撑，增加刚度。
根据发现的问题，设计了五种新的加强结构方案，并进行了对比分析。
2.1方案一
在地板上部增加1.2mm厚槽型加强板，这可以增加地板与发动机舱挡板之间的抗弯刚度，见图3。但是由于ECU上方设计了水杯托架，这个加强方案受其影响不能设计的太大，因此效果不明显。从分析结果可知，在300Hz～450Hz之间，X和Z向的动刚度均低于目标值。
2.2方案二
在方案一的基础上将前地板通道的形状进行优化，以增加前地板的刚度。通过计算发现安装点Z向的动刚度有了明显的提高，基本达到了设计要求，但是X向的动刚度仍然不足，该方案不能满足要求。
2.3方案三
设计了一个新的支架用于连接地板和圆管梁。前地板下方有一根圆管梁，刚度比地板要大。在地板和圆管梁之间增加连接件可以提高地板的刚度。通过有限元分析发现，前地板动刚度仍然低于目标值。
2.4方案四
在前地板ECU安装处增加0.7mm厚的加强板。但是效果并不理想，动刚度只有略微的改善。
2.5方案五
基于前四种方案，设计了一个组合型的结构，既连接前地板和圆管梁，也增加前地板局部的料厚，这样一来可以把前几种方案的改进效果叠加在一起，通过分析计算，效果非常明显，前地板ECU安装点在X、Y、Z三个方向的动刚度都达到了设计要求的目标值。
3结论
本文通过有限元分析方法，对安全气囊ECU安装点动刚度进行了分析计算，并对安装点的结构进行了改进设计，方案五的结构动刚度有了明显的提升，达到了设计要求。最后的验证试验也表明安装点结构的改进是有效的。
[1]NXNASTRAN5.0QUICKREFERENCEGUIDE.
在多数轿车和客车上，为了防止车身在转向行驶等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中均设有横向稳定杆。横向稳定杆由弹簧钢制成，呈扁平的u形横向地安装在汽车的前端或后端。汽车转向时车身侧倾，横向稳定杆一端下移，另一端则上移，而中部对于车架并无相对运动，于是横向稳定杆便被扭转。弹性的横向稳定杆所产生的扭转的内力矩阻碍了悬架弹簧的变形，从而减小汽车的侧倾，使其保持良好的姿态。
在实际工作状态中，横向稳定杆常会受到大小不同的扭力作用，随着受力次数的增加，某些部位会出现疲劳破坏。因此，疲劳寿命是设计中必须要考虑的一个重要因素，有必要对横向稳定杆进行虚拟疲劳分析。
某新型双层大客车，前、后悬架各安装一套横向稳定杆。本文基于abaqus有限元分析软件进行线性静力分析，结合nsoft疲劳分析软件，对横向稳定杆进行虚拟疲劳分析。
1、虚拟疲劳分析的方法与过程
1.1疲劳分析的方法
疲劳是在某点或某些点承受扰动应力，且在足够多的循环扰动之后形成裂纹或完全断裂的材料中发生的局部的、永久结构变化的发展过程。零件在循环加载下产生疲劳破坏所需的应力或应变循环数称为疲劳寿命。按破坏时循环数的高低，疲劳分为高周疲劳和低周疲劳。高周疲劳受应力幅控制，又称应力疲劳。高周疲劳是各种机械中最常见的，简称疲劳。低周疲劳受应变幅控制，又称应变疲劳。
根据疲劳破坏的形式，常用三种疲劳分析方法:s_n名义应力法、e-n局部应变法、lefm裂纹扩展寿命法。其中，s-n名义应力法适用于高周疲劳。
1.2虚拟疲劳分析的过程
虚拟疲劳分析是将有限元应力、应变分析结果，导入疲劳分析系统;而后在疲劳分析系统中建立材料的疲劳曲线，选择或输入循环载荷谱;在选择合适的疲劳损伤累积规则后，疲劳分析系统自动进行疲劳分析，计算出零件的疲劳寿命分布，以帮助设计人员判断设计寿命是否达到，或进行寿命优化设计。图1为虚拟疲劳分析流程图。
nsoft是ncode公司开发的一套完整的疲劳分析系统。专门为解决工程系统的疲劳问题而设计，主要由数据分析、数据显示、疲劳分析等模块组成。可用于解决数据采集、疲劳设计分析以及实验室疲劳模拟等问题。
2、横向稳定杆有限元分析
2.1几何参数及几何模型的确立
横向稳定杆结构示意图如图2所示，参数见表1,d为横向稳定杆直径。
利用ug软件建立横向稳定杆的三维实体模型，然后通过iges格式导入到abaqus有限元分析软件，将实体模型转化为有限元模型。
2.2材料参数
横向稳定杆的材料为60si2mn，材料的弹性模量e=2.06x105mpa，泊松比卜=0.29。
2.3单元类型的选择与网格划分
四面体实体单元c3d10m具有二次位移特性，可以模拟不规则形状的结构，横向稳定杆轴线有较多的转弯点，划分单元后有很多不规则的形状产生，选用该单元类型分析较有利。采用自由网格划分，前横向稳定杆有278657个节点，188694个单元;后横向稳定杆有223886个节点，150321个单元。横向稳定杆有限元模型如图3所示。
2.4载荷与约束处理
横向稳定杆的简化受力如图4所示。b,c两点是横向稳定杆与稳定杆吊臂接触的区域，简化为两支撑点;a,d两点分别受大小相同、方向相反的垂直力作用。把b,c两点作自由度约束处理，定义x,y,z三个方向的位移约束;a,d两点的受力转化为位移载荷处理。施加的位移载荷是客车满载时横向稳定杆的偏移量。
2.5静力分析
在横向稳定杆两端分别施加大小为10mm，方向相反的位移载荷进行静力分析。最大主应力(maxprincipal)前横向稳定杆为623.7mpa，位于节点140370处，后横向稳定杆为641mpa，位于节点214338处。图5为横向稳定杆的最大主应力云图。绝对值最大的主应力(absmaxprincipal)常用于疲劳寿命分析。本例中，前、后横向稳定杆绝对值最大的主应力分别和各自的最大主应力相等。
3、横向稳定杆虚拟疲劳分析
由有限元静力分析可知，前横向稳定杆最大mises应力为869mpa，后横向稳定杆最大mises应力为805mpa。上述应力均小于材料60si2mn的屈服极限;1255mpa。因此，前、后横向稳定杆在工作过程中，材料均处于弹性变形区范围，适合用s-n名义应力法进行疲劳分析。
本例中，前、后横向稳定杆的疲劳寿命要求在振幅为110mm、频率1一3hz的条件下至少达到20万次。
3.1材料的p-s-n曲线
材料60si2mn的p-s-n曲线表达式为:1gnp=ap+bplga，式中:np一存活率为p时的疲劳寿命，a一应力幅的平均值((mpa),ap,bp一与存活率有关的材料参数。具体数据见表2。
根据表2中的数据，本文采用偏安全的存活率50%的a;和b;值，在nsoft中创建了对应的s-n曲线，如图5所示。
3.2创建循环载荷谱
本例中定义一个恒幅交变载荷，载荷的极大值为1，极小值为一1。这里定义的载荷是个相对量，是相对于有限元静力分析中施加载荷的倍数。1表示疲劳载荷的大小等于有限元静力分析中施加的载荷，-1表示疲劳载荷的大小等于有限元静力分析中施加的载荷但方向相反，如图6所示。
3.3虚拟疲劳分析结果分析
图7为nsoft软件构建的横向稳定杆虚拟疲劳分析流程图。选用miner线性损伤累积规则进行虚拟疲劳分析。前横向稳定杆疲劳寿命最短的为140370节点，应力循环数为;后横向稳定杆疲劳寿命最短的为214338节点，应力循环数为。疲劳寿命云图和热点(hotspot)探测图见图8、图9。
事实上，疲劳寿命最短的节点也正是绝对值最大的主应力所在的节点。上述应力循环数满足前、后横向稳定杆20万次的使用寿命要求。
4、结论
1)大客车横向稳定杆的设计满足疲劳寿命要求。
姚谏(通信作者)，男，教授，博士生导师，主要从事钢结构稳定、FRP研究，(Email)。摘要：板件受压性能是构件力学性能研究的基础，不锈钢板件的受力性能与普通碳素钢存在较大不同。论文对不锈钢薄板纵向受压性能进行研究。根据既有试验结果建立不锈钢薄板纵向受压的有限元分析模型，通过数值分析得到其稳定曲线，提出不锈钢薄板受压极限承载力和箱型截面构件局部屈曲承载力的建议计算公式。研究表明，材料本构采用Quach方程所得数值模拟结果具有较高精度。
关键词：冷弯薄壁不锈钢；板件受压；有限元分析；稳定曲线；局部屈曲承载力
FiniteElementModelingofStainlessSteelPlates
inCompressionandStructuralBehavior
ZHUHaochuan1,YAOJian2,1
(1.InstituteofStructuralEngineering,ZhejiangUniversity,Hangzhou310058,P.R.China;
2.CollegeofUrbanConstruction,ZhejiangShurenUniversity,Hangzhou310015,P.R.China)
Abstract:Thebehaviorofplateincompressionplaysabasicroleinrelevantresearch.Therearesignificantdifferencesbetweenstainlesssteelandcarbonsteelplatesinstructuralbehavior.Analysisonthebehaviorofstainlesssteelplateincompressionwaspresented.ThedevelopmentofFEmodelsforanalyzingstainlesssteelplatesincompressionwasdescribedbasedontheresultsofRasmussenstest.AndthestrengthcurvewasachievedbysuchadvancedFEmodelswithahighdegreeofaccuracy.Theexplicitstrengthequationsanddesignmethodwereproposedfordeterminingthelocalbucklingstrengthofstainlessplateandcoldformedrectangularhollowsectionincompression.ItisshownthatthenumericalsimulationresultsachievedbyusingQuachmodelareaccurate.
Keywords:coldformedstainlesssteel;plateincompression;FEmodel;strengthcurve;localbucklingstrength
不锈钢材料具有良好的抗腐蚀性能，易于维护，造型精美，是一种外观及使用性能优异的建筑材料，广泛应用于建筑装饰和结构承重等领域，如建筑墙面、屋面板、空间桁架等。不锈钢材料的本构关系非线性、比例极限低、应力应变曲线无屈服平台、各向异性、拉压性能差异明显、应变硬化性能显著。这些力学性能特点与普通碳素钢存在较大不同，对构件受力性能产生显著影响。中国现行设计规范《钢结构设计规范》［1］、《冷弯薄壁型钢结构技术规范》［2］主要是针对普通碳素结构钢和低合金高强度结构钢的，其设计方法与公式并不适用于不锈钢材料。目前中国对不锈钢力学性能方面的研究相对较少，可供分析的试验数据不充分，更无针对不锈钢的设计标准/规范，致使工程实践缺乏相应的理论支持与技术指导，极大地限制了不锈钢材料在建筑结构中的应用与发展。
由于试验研究的复杂性和不确定性，研究人员越来越多地依靠有限元软件来模拟实际构件的受力情况，以数值模拟结果作为力学分析的依据。但若未对模型细节进行足够考虑，数值模拟结果与实际试验结果将有很大偏差而失去研究价值。因此如何调整模型参数使其更符合实际受力情况进而得到精确结果，是研究过程中非常重要的步骤［3］。
本文对简支不锈钢薄板纵向受压情况进行数值模拟，将模拟结果与Rasmussen等［4］所得试验数据进行对比，通过参数调整得到高精度有限元分析模型；并对板件力学性能进行数值分析，提出不锈钢薄板受压极限承载力和箱型截面构件局部屈曲承载力的建议计算公式。〖=D(〗朱浩川，等：不锈钢薄板纵向受压的有限元模拟及受力性能〖=〗1数值模拟
煤矿井下转载机支撑车是煤炭开采系统中的重要设备之一，占煤炭开采的成本比重较大，但存在原转载机械的安全系数偏高，机器的制造材料消耗及使用不够合理等问题。论文运用ANSYS软件中对支撑车三维模型进行了有限元仿真分析，优化了支撑车车体的结构。通过这一优化，降低了车体的重量，为企业降低了生产成本，同时节约的大量的资源。
关键词：结构优化;煤矿井下;转载机;支撑车;有限元分析
分类号：TH243+.2
引言
煤矿井下转载机支撑车是煤炭开采系统中的重要设备之一，占煤炭开采的成本比重较大[1]，但存在原转载机械的安全系数偏高，机器的制造材料消耗及使用不够合理等问题，造成了成本偏高。为了解决这一问题，在不影响其使用性能的前提下，本文采用ANSYS软件和正交试验方法对其进行了结构优化。
1静态有限元分析与强度校核
1.1创建模型
建立的三维实体模型如图1所示，因为支撑车车体选择的材料是40Mn2钢，两侧的焊接板是WZB-NM360钢，两者都属于合金钢系，特性参数选择如表1所示。本文运用Pro/E进行三维实体建模[2]。忽略了对结构强度没有影响的次要因素，采用了IGES格式文件作为中间数据进行交换或使用接口程序连接Pro/E和ANSYS[3]，将三维实体模型导入至软件ANSYS中。
图1支撑车车体三维实体模型
Fig.1Supportthethree-dimensionalsolid
modelofvehiclebody
图2支撑车车体的有限元网格模型
Fig.2Supportthevehiclebodyofthefinite
elementmeshmodel
1.2划分网格
本文采用了等级为5的网格密度对车体进行单元划分，有限元网格模型见图2所示，网格共划分生成了190362个单元和305158个节点。
1.3施加载荷
支撑车工作时车体受到的力主要来自与皮带运输系统的重力与皮带运输系统工作时的动态冲击力，因此为了计算支撑车车体的受力，首先要计算出皮带运输系统在工作时的静态重力。考虑到皮带运输系统各组成部件，如：皮带、托辊和支架等，又考虑到皮带系统工作时的动态冲击下，各部分的等效重量估算如下。
表1材料特性表
Table1Materialcharacteristicstable
材料的密度ρ（kg/m3）
泊松比弹性模量E（N/m2）
7.85×103μ=0.32.06×1011
皮带运输系统上运输的矿物质量为：mm=BHLρ=0.8×0.07×50×103=2800kg
按每米8kg估算，则120米的皮带质量mg=8×120=960kg
按每个托辊1.2kg，则共162个托辊的重量m1=1.2×162=194.4kg
估算皮带运输系统的支架每米20kg，则其总的重量为mv=20×50=1000kg
再将其他附件的总质量按大的估算为mf=200kg
则皮带运输系统的的总重量G为：m=mm+mg+ml+mv+mf=5154.4kg
G=mg=5154.4×9.8N=50513.12N
由于共20辆支撑车支撑此皮带运输系统，因此每个支撑车的静态受力为：
P=G/n=50513.12/20=2525.656N
1.4施加约束
由于车体在底端处有支撑架设计支撑，对模型的静力分析时，为了便于计算，支撑架的支撑可以被看作为刚性支撑，而且支撑架横杠在支撑车体底座时看作为是均匀间断的。边界条件定义为多处且均匀间断的全约束。
此外还要考虑支撑车的安全性能，取其安全系数为1.2，则每个支撑车的车体受力为3030.7872N。支撑车车体模型所受载荷及约束的情况如图3所示。
1.5仿真分析
在求解类型中我们选择Static模式，进行有限元分析求解。求解完成后，得到如图4～7所示的支撑车车体变形图、位移云图、应力云图和应变云图。
图3定义约束和载荷后的模型图
Fig.3Modelchartafterincreaserestraintandload
图4支撑车车体的变形图
Fig.4Supportthevehiclebodydeformationfigure
图5位移矢量云图
Fig.5Displacementvectorsumcloudchart
图6支撑车车体的应力云图
Fig.6Stresscloudchartofsupportthevehiclebody
图7VonMisesstress图型
Fig.7VonMisesstresschart
从图4和图5可知，支撑车车体的变形发生在支撑车车体上导轨的中部;从图6和图7中可知，最大应力发生位于支撑车车体上导轨的中下部，VonMisesStress最大值为13.7Mpa。根据所选材料特性可知，我们得到的最大应力值远远小于40Mn2钢的许用应力。
1.6仿真结论
上述仿真中可以看出，本文最初对支撑车车体的结构设计是合理的，该结构完全满足实际需要的刚度和强度，但由于材料的选择及结构的利用率不是很合理，所以有必要对结构进行优化。
2支撑车车体的优化设计
本文主要是以对支撑车的结构尺寸和车体材料对原有的设计结构进行优化，在保证支撑车使用性能的前提下，考虑改变支撑车车体的结构尺寸和材料等对支撑车进行优化设计。
2.1建立优化方案
我们采用了ANSYS自带的优化功能模块对支撑车车体的结构尺寸进行优化分析，得到了优化方案，再使用ANSYS将优化的方案导入其中进行有限元的分析论证。由于支撑车车体最容易破坏的地方应力最大，因此在有限元的分析过程中必须保证此危险处有足够的强度，根据支撑车车体的结构得到以下四种参数组合方案。如下表2所示。
表2支撑车车体结构参数方案
Table2Supportingvehiclebodystructureparameterscheme
方案车体的前侧厚度（mm）车体的中侧厚度（mm）
13030
23025
32525
42020
2.2仿真优化
根据表中支撑车车体的结构参数，确定支撑车的模型，再按前文所述的有限元分析步骤，再次进行分析，共得到16个分析效果图，其中第一种4个效果图已在前有阐述。综上四种方案的有限元分析数据如下表3所示：
表3分析数据
Table3Analyticaldata
方案
位移（m）应力（Pa）应变
最小值最大值最小值最大值最小值最大值
重量
（kg）
100.137E-080.023178.0701.37E-09274.42
200.159E-080.022738.83901.59E-09244.45
300.193E-080.029529.23101.93E-09210.71
400.240E-080.0215915.26402.40E-09170.62
2.3优化结果
由上述优化可知，方案4的模型优化效果最佳，此方案的支撑车车体重量为最小，虽然支撑车车体的最大位移、最大应力应力和应变在四种方案中是最大的，但此方案也能很好地支撑车车体工作时的强度和刚度要求。在模型改进前，支撑车车体的重量274.42kg，改进后降低为170.62kg，重量减轻约了37.8%，所以整个支撑车的重量得到大幅的下降，同时也提高了整个支撑车的性能。
3总结
通过对煤矿井下转载机支撑车的有限元分析，优化了支撑车车体结构，从而降低了车体的重量，为企业降低了生产成本的同时也节约了大量的资源。
[参考文献]
[1]陈维健.矿山运输与提升设备[M].徐州：中国矿业大学出版社，2006.
[2]王咏梅康显丽张瑞萍.Pro/ENGINEERWildfire4.0中文版机械设计案例教程[M].北京：清华大学出版社，2009.
拓扑优化形状优化精密铸造后悬置支架有限元分析
论文摘要:本文主要阐述借助于Alatir公司的Hyperworks结构优化软件，对精密铸造产品进行结构优化设计，且以对某汽车驾驶室后悬置支架的结构优化为例，着重介绍了拓扑优化和形状优化在精密铸造产品结构设计上的应用方法及功能。事实表明拓扑优化和形状优化的联合应用，对精密铸造产品的结构设计起到非常关键的帮助作用，最后通过此软件对优化后的产品结构进行有限元分析，验证优化后产品结构的强度和刚度。
HyperWorks在精密铸造产品优化设计中的应用
一、引言
在当前的汽车工业中，减轻设计重量和缩短设计周期是两个突出的问题，在传统的设计中，由于机械产品机构的复杂性，长期以来主要应用经验类比设计，对产品结构作定性分析和经验类比估算，在决定实际结构时，一般都取较大的安全系数，结果使得产品都是“傻”、“大”、“粗”，使材料的潜力得不到充分发挥，产品的性能也得不到充分的把握。所以传统的汽车设计思路已经不能满足当前设计的需要。汽车轻量化设计开始占据了汽车发展中的主要地位，它既可以提高车辆的动力性，降低成本，减少能源消耗又能减少污染。但是，简单的汽车轻量化设计却是一把双刃剑，它在减轻汽车重量的同时，也牺牲了车辆的强度和刚度，甚至对产品的结构寿命也产生影响，在此情况下，有限元分析方法在汽车设计中的合理应用就得到了充分体现，经过近几年的实践证明，Altair公司的有限元分析技术以及拓扑优化技术在汽车行业获得了非常成功的应用。特别是对于一些结构复杂的汽车铸造结构件，Hyperworks的有限元分析技术、拓扑优化和形状优化技术的推广使得材料的潜能及铸造的优势得到了充分的发挥。
本文将详细介绍利用Hyperworks的拓扑优化和形状优化技术对东风商用车驾驶室后悬置支架进行减重优化设计的应用过程。以及如何应用Hyperworks验证改进结构后的应力和应变情况，使该后悬置支架减重优化后的结构能够满足产品的使用性能和铸造工艺性要求。
二、有限元法的概念和优化设计流程确立
2.1有限元法和有限单元的概念
另外从实体单元能够把三维图形原封不动地适用于结构分析的模型上这一点来说，对于结构复杂的零件，采用实体单元是很好用的单元。实体单元有六面体、五面体、四面体，在用自动生成的情况下使用四面体较多。从分析精度而言，使用六面体为好，自动生成的三维形状也有必须限制用于六面体的等等，五面体单元在评价应力时尽量不使用此方法为好。壳单元有三角形和四边形单元，对于板单元尽量使用四边形单元，对于实体单元尽量使用六面体单元。使用三角形或四面体单元与使用四边形或六面体单元时相比有使结构增加刚性的模型化倾向。在本文我们所做的驾驶室后悬置支架的优化计算中，由于结构和受力状况的复杂性，我们采用实体单元与壳单元相结合的划分方法。
2.2确立优化设计流程
在利用Hyperworks软件做优化分析时，通常的流程是首先读入CAD模型，然后划分网格，添加边界条件，设置优化分析模型参数。优化分析模型一般是由目标函数、约束条件、优化设计变量三个方面组成，借助于Hyperworks软件的OptiStruct模块，对于后悬置支架的轻量化设计，在现有的计算机条件下可以很方便的实现。首先，在轻量化分析过程中，一般选取优化设计变量为支架的体积的减少量，然后采用传统的拓扑优化方法，将总体的应变能作为目标函数。在本次后悬置支架的优化分析中，主要采用OptiStruct模块的拓扑优化和形状优化。首先，拓扑优化可以获得一个最佳的结构布局——即最佳的材料分布；然后在这个最优结构布局的基础上按照实际设计需求形成一个新的设计方案，并反馈到CAD软件中，形成新的CAD模型，最后应用更仔细的形状优化工具，同时添加适合铸造的约束条件，得到最有效的细节设计方案。
图(1)代表了该后悬置支架的简单优化设计流程，从最初的模型导入，以及之后的约束条件与目标函数的设定，同时包括制造工艺参数的设定，最后通过形状优化得到的最终设计方案。
根据优化需求，将三维模型
进行非安装部位的材料填充
导入三维模型
图（1）拓扑与形状优化流程图
三、有限元模型建立和边界条件确定
3.1有限元模型建立
3.1.1后悬置支架原始结构分析
由于驾驶室后悬置系统布置方式比较复杂，整个驾驶室后悬置系统由安装于浮动横梁上的左右各一个橡胶缓冲块支撑，两个悬置支架对称的垂直立于车架大梁上，中间用一弧型横梁连接，在悬置支架的两侧对称的布置两个筒式减震器，而本文所要优化分析的后悬置支架是整个系统中受力最为复杂的关键零件。该零件在原始设计中，由于整个机构的复杂性，对产品的性能未能充分把握，在进行设计时只能作定性分析和类比估算，确定实际结构时，选择的安全系数过大，致使设计出来的产品结构过于笨重，粗大，缺乏美观。另外，由于对实际的受力点未能牢牢把握，导致结构材料分布不够均匀，铸造工艺性较差。原始结构见图（2）
图（2）原始结构模型图
3.1.2有限元网格划分
有限元网格划分是进行有限元优化分析至关重要的一步，有限元分析的精度和效率与网格单元的密度和几何形状有着密切的关系，并且有限元网格划分的好坏，对后续数值计算结果的精确性有着直接的影响，它不但涉及单元的形状及其拓扑类型、单元类型还有选择什么样的网格生成器、网格密度的定义、单元的编号以及几何体元素等等。所以在实际应用中，选择合理的网格单元对整体模型的分析有重要的影响。根据上述介绍，结合后悬置支架结构的复杂程度以及优化分析的要求，对其采用实体单元网格划分，同时，在非干涉和装配部位进行必要的材料填充；另外，对分析过程中涉及到的弧形横梁因结构简单，属于简化梁结构，故采用壳单元的划分方式。
具体网格划分见图（3）
后悬置支架
弧型横梁
图（3）有限元网格模型
其节点数和单元数见表（1）
表（1）后悬置支架及横梁的节点与单元数
3.2确定边界条件及设置优化参数
3.2.1确定边界条件
由于驾驶室后悬置系统是以垂直方式布置，在车辆高速行使时，路面通过悬挂系统传递到驾驶室的冲击，发动机、传动系传递到驾驶室上的振动，以及侧向减振器所带来的瞬时冲击，是我们分析时主要考虑的因素。
计算时考虑驾驶室受垂知方向4G（瞬时），侧向2.5G（稳态）的冲击，同时对支架底端与车架大梁连接处用螺栓固定，该产品受力工况及约束条件如下图（4）所示
图（4）后悬置支架受力工况
3.2.2材料属性及性能参数
该后悬置支架采用ZGD410-700制成，其材料参数如表（2）所示。
表（2）车身后悬置支架材料参数
四、拓扑优化和形状优化
4.1车身后悬置支架的拓扑优化
拓扑优化就是在产品初时设计阶段，利用优化计算得到满足设计要求的结构外形，并且可以返回到CAD，进行详细的结构设计，然后再利用形状或尺寸优化调整细节，最终得到满足要求的设计方案。对于这个后悬置支架的拓扑优化，主要问题是怎样使支架结构合理布置，以及如何最好的模拟支架所受的垂直载荷和侧向载荷。
在本次拓扑优化过程中，采用后悬置支架与横梁整体分析，但对后悬置支架单独优化的方式，这样获得的结果更趋近于真实的情况。由于拓扑优化对加强筋及凸缘刚度的敏感性较高，因此在采用传统的拓扑优化方法，定义设计变量时，将体积和应变能作为目标响应，设计空间的体积减少量作为优化的约束条件，总体的应变能作为最终的目标函数，这里的总体应变能不仅包括设计空间的应变能，同时也包括非设计空间的应变能。最后，根据拓扑优化结果云图，返回CAD模型，结合精密铸造工艺，尽可能的凸出筋骨，减少大平面，在遵循实体最小原则下重新进行三维设计造型。优化云图及结构优化方案见图（5）
拓扑优化云图（一）
拓扑优化云图（二）
结构优化方案
图（5）拓扑优化云图和结构优化方案
4.2车身后悬置支架的形状优化
图（7）
为形状优化建立了有限元模型之后，我们要将适合铸造的工艺参数、应力标准和屈曲要求作为形状优化的设计约束，将质量最小化设为设计目标函数，对于应力约束，设计约束不允许该处的最大应力超出材料的屈服极限，同时在实际优化过程中，该处结构的厚度只能要求向内侧移动，高度只能向上移动。最终经过形状优化后结构见图（8）所示：
图（8）形状优化后最终结构图
五、结构验证与对比分析
经过拓扑优化和形状优化，我们最终得到了较为理想的设计方案，为了验证该优化方案的可靠性，特对此机构进行有限元分析计算，同时对用传统的经验类比方法设计的优化方案进行分析对比。用传统经验类比方法设计的方案如图（9）
图（9）传统优化设计方案
结合实际受力情况对传统优化设计方案和拓扑优化方案分别做有限元验证分析，应力云图见图（10）
传统优化设计方案应力云图
拓扑优化方案应力云图
图（10）方案验证应力云图
由以上分析可知，传统优化设计方案最大应力高达726MPa，出现在台肩处，而拓扑优化方案的最大应力虽然达到576MPa，但是位置出现在弧型横梁上，与传统优化设计方案相比，相同位置的最大应力由710MPa减少到216MPa。其对比参数见表（3）：
表（3）优化前后结构性能对比
六、结束语
经过上述优化方案的对比，我们可以很清楚的看到，利用传统的优化方式和利用Hyperworks的拓扑和形状优化方式的差别，虽然重量相差不多，分别下降了35%和35.5%，但是在同种工况作用下，传统方式优化的产品结构多处应力超出材质屈服极限，且最大应力达到了726MPa，远远超出了材料的屈服极限，在使用过程中很容易就发生断裂；而采用Hyperworks的拓扑和形状优化方式优化的产品结构最大应力只有230MPa，低于所使用材质的屈服极限410MPa，且同一部位由传统优化结构的710MPa减少到218MPa，同比强度增加了2.65倍，刚度增加了1.27倍，并且优化后的产品结构更适合于铸造工艺。
由上述可知，车身后悬置支架的优化设计验证了HyperWorks软件的OptiStruct模块在精密铸造产品的成功应用，说明了此技术在工业制造中具有非常优秀的特点，打破了生产单位不能独立改善产品结构的历史。随着工业产业的发展，OptiStruct的优化概念将会被越来越多的人接受并有效运用，届时它将真正成为产品结构设计工程师的左膀右臂。
1、张国瑞有限元法北京机械工业出版社1991
2、刘惟信机械最优化设计（第二版）北京清华大学出版社1994
论文关键词：型偏心支撑钢框架,轴心压力,有限元,抗震性能
偏心支撑钢框架是在中心支撑钢框架的基础上改进的一种新型抗侧力体系，该体系结合了中心支撑钢框架强度、刚度高和抗弯框架延性、耗能性能好的优点，是适用于高烈度地震区的一种有效的抗侧力结构体系。目前，国内外对偏心支撑钢框架的研究主要集中在耗能梁段上，很少有人考虑由于层数不同而引起的柱的轴心压力不同从而引起抗震性能的影响。因此，研究柱的轴心压力不同导致其抗震性能的差异是很有现实意义的，并且能为理论设计提供有益的参考数据。
2.试件描述
2.1基本试件
为了更真实地模拟地震作用下框架的实际受力行为，
试件取底层一跨两层的一榀框架作为有限元分析的基本
试件，进行有限元分析的试件的外形及几何尺寸如图1
所示。梁、柱和支撑及耗能梁段的截面尺寸分别为：
350×200×10×16、450×300×12×20和300×200×10
×10，耗能梁段的长度为400mm，耗能梁段加劲肋的厚度
为10mm，支撑与梁柱交点处的细部构造参考《多、高层
民用建筑钢结构节点构造详图》进行设计。梁柱连接、
支撑两端与框架的连接，均采取刚性连接的形式，焊缝采
用E43型焊条，其余钢材均为Q235钢。
2.2参数试件
参数试件的设计是将基本试件的柱轴心压力进行改变，
以考察其对K型偏心支撑钢框架受力性能的影响。这组参
数试件与基本试件比较，主要是改变柱的轴向压力，参数
试件的尺寸与基本试件完全相同。
参数试件与基本试件轴心压力不同的部分见表1：
表1基本试件与参数试件一览表
试件
试件1
试件2
基本试件
试件3
试件4
轴压力(N/mm)
47
94
141
188
轴压比
0.2
0.4
关键词：有限元；桥；模拟
桁架桥是以桁架作为上部结构主要承重构件的桥梁。一般由主桥架、上下水平纵向联结系、桥门架和中间横撑架以及桥面系组成。在桁架中，弦杆是组成桁架的杆件，包括上弦杆和下弦杆，连接上、下弦杆的杆件叫腹杆，按腹杆方向之不同又区分为斜杆和竖杆。弦杆与腹杆所在的平面就叫主桁平面。大跨度桥架的桥高沿跨径方向变化，形成曲弦桁架；中、小跨度采用不变的桁高，即所谓平弦桁架或直弦桁架。桁架桥之所以广泛应用得益于其施工工期较短且施工阶段不妨碍交通，结构本身受力明确、易于分析，对于土质较差地区的地基的要求也不是十分苛刻的诸多优点。随着计算方法的改进，在同样跨径的桥梁中，因为有成熟的方法和施工技术作保障，桁架桥往往成为首选。借助于预应力技术的发展，桁架桥将会拥有一个更加广阔的前景。
1有限元法的发展
Clough在他的论文“TheFiniteElementMethodinStressAnalysis”［1］中最先引入了有限元这一术语。一些有限元分析的专著大多出自土木工程领域中的专家、学者之手，例如ADINA的研制者K.J.巴特和SAP的研制者E.L.威尔逊。随着社会经济和科学技术的快速发展，造桥技术不断进步，桥梁结构逐步向轻巧、纤细方面发展。于此同时，桥梁的载重、跨径和桥面宽不断增长，结构形式不断变化，传统的桥梁平面杆系结构程序也越来越不能满足设计要求。有限元分析软件正是这种综合程序的代表。它可以模拟桥梁钢筋预应力的松弛、混凝土的开裂［2］以及温度应力等因素对桥梁的影响，同时也可以方便的计算出箱梁的畸变应力、剪力滞效应以及桥梁构件与支撑部位的接触状态。桥梁结构是土木行业中字常见的建筑工程结构之一，对桥梁进行较为精确的受力分析，合理模拟其各种工况下的动态相应，对于桥梁的设计与安全控制有着十分重要的现实意义。
2桁架桥受力分析
近年有限元方法和计算机技术的发展,为土木工程非线性分析提供了有力工具,桥梁的有限元建模和分析,可以实现桥梁承载力的动态预测,并能方便结合数据库技术,实现桥梁的智能评价和管理。
2.1建模与加载
上下弦梁、横梁和端斜腹梁单元用BEAM4来模拟。它是一个轴向受压、扭转和弯曲的单元，每个节点有6个自由度，包括三个平动和转动自由度，本单元具有应力刚化和大变形功能。进入后处理模块，得到变形图和位移云图如下图所示：
从图1中可以看出，在载荷作用下桁架桥中间位置的桥面板及其上部构件向下发生弯曲变形最为明显，而两侧的端斜腹梁的变形最小，整个变形呈堆成分布。
2.2应力图
由图2可看出，最大应力发生在桥面板跨中位置，应力随着跨中向两侧逐渐减小并呈对称分布。
桥梁受使用环境和自然环境的长期作用,经常产生各种缺陷,如混凝土开裂和碳化、钢筋锈蚀、预应力损失等。本文通过对桁架桥的一般受力情况进行了数值模拟分析，得出了受力时的各种力学特征。模拟结果表明与实际工程中的情况吻合的较好，这表明借助与有限元方法模拟桁架结构在桥梁中的应用是可以替代部分试验研究的。