有限元分析论文范文

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第1篇

西门子NX是一个完全集成的CAD/CAM/CAE软件集，具有强大的计算机辅助设计、分析和制造功能。本文通过西门子NX的CAD/CAM/CAE来完成建模、有限元分析及数控编程。首先，在NX的CAD模块进行三维建模，完成建模后进入NX的结构分析模块，创建新分析方案，选择解算器，这里用NXnastran，材料设置为steel，即对应的45钢。网格划分是有限元分析的基础，其目的是将结构转化为离散的连续实体，有限元网格划分的质量，直接影响到分析结果的精确度和分析所用的时间，在保证解算精度的情况下尽量提高数值计算的速度。

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

利用excel的计算功能，将原始点和变形量进行比较，得到变形后的坐标点。将这些坐标点输入NX软件，用NX的建模功能三维建模，得到变形后的椭圆模型，因为NX平面铣适用于侧壁垂直底面或顶面为平面的工件加工，故选用NX的平面铣类型，加工轮廓刀具选用D40立铣刀，30°斜面选用60°成型刀，选择加工面，设置相关参数，生成轨迹后，后处理输出G代码。实际加工中可以通过测量工件夹紧后的变形量来控制夹紧力。本例在有限元分析时添加的力为500N，分析椭圆200mm尺寸变形量为0.516mm。加工时工件夹紧后，实际测量椭圆200mm尺寸变形量达到0.516mm时停止夹紧，这时有限元分析时添加的力与实际工件夹紧力应基本相等。实际加工时上下方向可增加辅佐支撑，以防止数控加工时工件震动。

3结语

第2篇

【关键词】旅游资源环境经济价值生态系统服务价值风险损失损益分析

随着旅游业的迅速发展，它对于生态环境社会等方面的消极影响逐渐暴露出来。如何对开发利用进行合理的规划，在开发中保护生态环境，使区域社会经济与生态环境协调持续发展是目前首要研究的问题。自然生态环境具有价值，生态服务功能是人类生存与现代文明的基础，科学技术能影响生态服务功能，但不能完全替代。

旅游行为具有两重性，一方面旅游行为能够促进社会经济和文化的发展，另一方面也加剧了环境耗损和地方特色的消失。当前，对于旅游业这两方面的作用，人们往往注意前者而忽视后者，认为其是无烟产业，投资少、见效快、产出高，而旅游消费又是一种精神消费过程，旅游资源不存在枯竭问题。实际上，过度开展旅游活动、不合理开发和游客的大量涌入，也会排出废物、污染环境、消耗资源。主要包括：自然环境的污染与破坏、自然资源破坏、旅游资源破坏、生态破坏、社会污染。

一、自然生态区生态系统服务价值评估

1、自然生态区生态系统服务功能的价值

人们的思维惯性认为，自然生态区如果没有进行旅游资源开发，它的存在就是没有价值的，甚至某些专业旅游人士也存在这样的看法。原因在于：虽然它的存在有其自身价值，但这种价值并没有通过货币形式体现出来，或只体现其中的一部分价值可以通过货币形式得以体现，而一旦进行旅游资源开发，门票收入、住宿收入、出售纪念品的收入等等大量的资金收益，让人们看到资源开发后形成旅游区带来的利益，进一步认识到开发的价值。正是由于这种观念的存在，使人们在进行旅游资源开发的时候，一味只重视开发后的经济收益，忽略资源的固有价值。导致对资源的野蛮开发，使生态环境遭受到一定程度的破坏。因此在旅游开发的时候要把生态系统服务功能价值考虑在内。

2、生态系统服务功能价值评估

通过一系列方法可以对生态系统服务功能价值进行评估。如印度加尔各达农业大学德斯教授就曾经对一棵树的生态价值进行了计算：一棵50年树龄的树，以累计计算，产生氧气的价值约为200美元；吸收有毒气体、防止大气污染价值约62500美元；增加土壤肥力价值约31200美元；涵养水源价值37500美元；为鸟类及其它动物提供繁衍场所价值31250美元；产生蛋白质价值2500美元。除去花、果实和木材价值，总计价值约196000美元。

根据生态经济学、环境经济学和资源经济学的研究成果，生态系统服务功能的价值评估方法可分为两类：（1）替代市场技术法。它以“影子价格”和消费者剩余来表达生态服务功能的经济价值，评价方法很多，包括费用支出法、市场价值法、机会成本法、旅行费用法和享乐价格法等等。（2）模拟市场技术法。又称假设市场技术法，它以支付意愿和净支付意愿来表达生态服务。功能的经济价值，其评价方法为条件价值法。目前，常用的方法为条件价值法、费用支出法和市场价值法。

二、旅游资源开发的风险损失评估

1、旅游资源开发风险评估步骤与方法

（1）充分了解旅游资源开发地区自然和环境的基本状况，包括地质构造、气候、土壤、河湖分布、植被分布、社区分布等等。社会经济状况调查主要目的是为了了解社会经济发展与环境的相互作用。旅游开发项目的社会经济调查围绕项目开发与区域经济发展、人民生活、人群健康以及社会文化的相互作用展开。主要包括：区域经济发展水平、产业结构、开发区的产业发展情况、毗邻的工矿企业等。具体包括区域总人口、城乡比例、人口密度、人均耕地与水资源、收入水平与主要来源、居住特点与村镇分布、占地拆迁问题及安置办法、区域社会文化特点，有无特别风俗、教育普及程度、人口文化素质、人文景观与历史文化保护目标。

（2）分析旅游资源开发活动可能影响的地区范围。旅游资源开发活动可能影响的地区范围包括开发活动的直接影响范围和间接影响范围。按照程序，可分为调查范围、分析范围和影响范围。按照受影响因子的性质，可分为植被、动物、土壤、地表水、地下水等不同因子相应的调查与评价范围。一般确定此范围所考虑的因素是：地表水系特征、道路交通状况、地形地貌特征、生态特征、旅游开发项目特征等。可以把旅游资源开发活动及其影响范围分为三级，如表1所示。

（3）风险识别。逐项分析旅游资源开发活动可能产生的对自然环境社会因子各方面的影响，综合分析风险种类及风险发生概率。历史记录法——历史上许多类型的生态环境破坏事件不断重演，如一定频率的暴雨、洪水都有出现期。通过查阅区域的地方志可了解当地历史上的生态环境破坏事件及灾害事件，再根据区域旅游开发活动的现状，分析历史环境破坏在当前条件下发生的可能性及其可能损失。成因分析法——对于自然环境破坏不仅可分析发生原因，还可以找出其发生的规律，揭示其发生的可能性及时空分布。预测法——根据区域的地理位置、自然条件、区域旅游开发的性质和强度，预测未来可能发生的生态环境破坏事件。

（4）风险估算。不同的风险种类具有不同的风险估算方法，应用这些方法，分析各种风险可能产生的损失，最后进行加和，得到总的风险损失，估算方法如表2所示。

（5）风险评价。对风险损失严重程度进行评价，计算规避风险可能付出的代价，进行全面动态综合比较，以确定具体的旅游资源开发活动是否应在这些可能产生风险的地方有所规避，或进行先期预防，并制定风险规避防范对策与建议。其中主要包括：主要对象——旅游开发建设项目。主要目的——保护生态环境和自然资源，解决优美和持续性问题，为旅游资源开发区域长远发展利益服务。评价因子——生物及其生境，污染的生态效应，根据旅游开发活动影响性质、强度和环境特点来筛选。评价方法——重生态分析和保护措施，定量和定性方法相结合，综合分析评价。工作解度——阐明生态环境影响的性质、程度和后果。评估生态风险损失，采取有效措施使生态环境功能达到可持续发展的要求。措施——合理利用资源、寻求保护、恢复途径和补偿、建设方案及替代方案。评价标准——法定标准、背景与本底、类比及其它、具有研究性质。

三、旅游资源开发的损益分析

通常，在对旅游资源开发收益情况进行分析时，一般考虑开发的费效比问题，即开发后产生的经济收益与开发所需的资金及日常维护费用之间的差值，而忽略生态环境的价值，低估环境破坏的社会成本。产生这种现象，原因在于在市场中环境的社会价值通常得不到正确的反映，造成市场失效。这主要由于以下因素导致：第一，由于很难制定资源的所有权与使用权，正如空气一样。第二，有些从环境中获取的资源可以市场化，而其它的则不能，比如森林、木材可以市场化，由分水岭保护而产生的环境服务则不能市场化。因此，一些非市场的收益经常被忽视。第三，公共可取性资源导致它们可以被所有人开发。如开发者并没有认识到森林资源对环境产生的影响，从而导致大量开采。

在将生态环境价值和损失纳入到分析系统中之后，旅游资源开发的最终收益及区域最终长远价值计算不再只是单一的经济因素，而是包括了3个方面：自然生态区未开发前的自然环境价值A；自然生态区旅游资源开发的潜在风险损失B；自然生态区旅游资源开发的费效比（旅游资源开发后产生的收益——开发所需的资金及日常维护费用）C。

在将生态环境经济价值及生态环境损失纳入到旅游资源开发的损益评价之中去后，自然生态区旅游资源开发的最终收益将变为：C-B，而不是简单经济增长计算中的C，自然生态区旅游资源开发后的最终长远价值将为：A＋C-B。通过这种方法，在对自然生态区进行资源开发之前，对生态系统服务价值和生态环境损失进行货币化计算，是将环境问题外在化处理的一种方法。这种计算，把旅游区未开发前的自然生态系统的环境价值与开发的潜在风险损失，纳入到开发的收益和旅游区的长远价值计算中去，使开发的损益分析前后综合成为一个完整的系统。这样，旅游工作者们在制定旅游规划时，以及在进行资源开发时，就不会单纯考虑到开发的费效比C的最大化问题。而是把原生态环境经济价值A与开发的风险损失B一并考虑进行计算。因此，通过这样的方法和步骤，在一定程度上，可以避免开发的盲目性及单纯追求经济效益的旅游开发行为对区域整体环境造成的长远破坏，从而在经济、社会、环境三个关键领域寻求一种平衡，促进旅游业可待续发展（见图1）。

【参考文献】

[1]曾贤刚：环境影响经济评价[M]，化学工业出版社，2003.

[2]马彦：我国西部旅游资源的可持续性开发[J]，武汉工业学院学报，2001.

[3]T.阿姆达尔：挪威风险评估的新准则[J]，水利水电快报，2001.

第3篇

[关键词]生态旅游；现状；原则；开发

一、生态旅游概念的衍变与真正内涵

生态旅游是针对旅游业对环境的影响而生产和倡导的一种全新的旅游业。1988年，生态旅游的定义是：生态旅游作为常规旅游的一种特殊形式，游客在观赏和游览古今文化遗产的同时，置身于相对古朴、原始的自然区域，尽情考察和享乐旖旎风光和野生动植物。这时期生态旅游的概念是指一种旅游业中的“复归自然”、“返朴归真”的观念。1993年，国际生态旅游协会把生态旅游定义为：具有保护自然环境和维护人民生活双重责任的旅游活动。生态旅游的内涵更强调的是对自然景观的保护，是可持续发展的旅游。生态旅游不应以牺牲环境为代价，而应与自然和谐，并且必须使当代人享受旅游的自然景观与人文景观的机会与后代人相平等，即不能以当代人享受和牺牲旅游资源为代价，剥夺后代人本应合理地享有同等旅游资源的机会。真正的生态旅游是一种学习自然、保护自然的高层次的旅游活动和教育活动，单纯的盈利活动是与生态旅游背道而弛的。同时，生态旅游也是一项科技含量很高的绿色产业，需要生态学家、经济学家和社会学家的多学科论证，方能投产。

二、生态旅游资源的分类

按照生态旅游资源的属性，可以把生态旅游资源分为自然生态旅游资源、人文生态旅游资源和保护生态旅游资源三大类。(如表1)

三、我国生态旅游资源开发的现状

母庸置疑，我国拥有丰富的生态旅游资源。截至2005年底，我国已建立起各类自然保护区2194个(列为国家级的243个)，被正式批准加入世界生物圈保护区的有26个。各类森林公园1900多处，其中国家森林公园627处。这些保护区和森林公园集中了我国自然生态系统和自然景观中最精华的区域，是生态旅游的理想处所。一些自然保护区已经成为带动当地旅游业发展的“龙头”。但人们那种“旅游业是无烟工业”的观念还较流行，生态旅游的发展大多还停留在初级阶段，强调到大自然中旅游，强调对旅游资源的开发而忽视了旅游本身对环境的影响和资源的破坏。实际上，我国旅游业的发展已经给环境带来较严重的污染，具体表现在以下几个方面：

1.旅游资源的粗放开发和盲目利用。许多地区的政府有关部门在开发旅游资源时，缺乏深入的调查研究和全面的科学论证、评估与规划，便匆忙开发。特别是新旅游区的开发，开发者急功近利，在缺少必要论证与总体规划的条件下，便盲目地进行探索式、粗放式的开发，造成许多不可再生的贵重旅游资源的损害与浪费。

2.风景区生态环境系统失调。近10多年来，景区的人工化、商业化、城市化使我国风景名胜区，包括已列入“世界遗产名录”的一些自然风景区，已越来越受到建设性的破坏，由于在景区内开山炸石，更有一些建筑毁景障景，导致自然和人文景观极不协调，破坏了景观的整体性、统一性。以索道为例，世界各国在作为国家公园的名山上修建索道都是严格控制的，其中美国、日本是明令禁止的。日本富士山海拔3776米，公路只修到2000多米，游人再多，也是自己一步步登上去的。

3.风景名胜区环境污染严重。据旅游风景区提供的监测资料显示，这里的水土、大气都有程度不同的污染。噪音、烟尘都超过了规定的标准，大气中含有的有害物质及酸雨等情况比较普遍。

上述可见，在发展旅游与保护环境之间存在着相互矛盾的关系。那种把生态消费摆在首位，不惜以生态资源的消耗为代价来获取利润的作法，必须引起高度重视，走出生态旅游的认识误区已经成为我国旅游业开展生态旅游首先应解决的问题。

四、生态旅游资源的开发原则

旅游资源开发作为一项经济活动，只有按照旅游经济活动的规律进行，才有可能获得成功。为此，生态旅游的开发遵循一定的科学原则就显得尤为重要。

1.永续利用原则。“永续利用”是时代的产物，它是一种使人类在开发旅游资源时不但顾及到当代人的经济需要，而且还顾及到不对后代人进一步需要构成威胁和危害的发展策略。尽管它不意味着为后代和将来提供一切，造就一切，但它却通过对经济效益、社会效益、生态效益三者的协调，使当代人用最小的代价获取最大的旅游资源利用，造福子孙后代。

2.保护性开发原则。针对生态旅游资源的开发而言，开发和保护的关系应体现的总的原则是：开发应服从保护，在保护的前提下进行开发。资源得到妥善保护，开发才能得到收益；开发取得收益，反过来可促进保护工作。但是，一旦开发与保护出现矛盾，保护对开发拥有绝对否决权。

3.特色性原则。旅游资源贵在稀有，其质量在很大程度上取决于它与众不同的独特程度，即特色。有特色，才有吸引力；有特色，才有竞争力。特色是旅游资源的灵魂。

4.协调性原则。生态旅游资源开发必须与整个生态区的环境相协调，既有利于突出各旅游资源的特色，又可以构成集聚旅游资源的整体美，使游客观后感到舒适、自然。

5.经济效益、社会效益和环境效益相统一的原则。市场经济就是追求效益最大化，生态旅游作为旅游的一种形式，也追求效益最大化，但这个效益不仅是指经济效益，还包括社会效益和生态效益，三者必须高度地协调统一。而当三者出现矛盾时，以生态效益和社会效益高于一切为指导原则，即经济效益必须从属于上述两种效益。

五、生态旅游资源的开发措施

生态旅游资源要开发、要持续发展，应是一种不以牺牲环境为代价，与自然环境相和谐的旅游，必须把握适度的开发速度，控制接待人数，增强环境意识，否则，游客太多会对目的地的环境造成过大的压力。破坏了生态旅游赖以生存的环境，生态旅游也就不可能持续发展。其主要开发措施如下：

1.加强森林公园建设，保护森林资源。森林公园是在社会文明的发展中形成的一个相对独立的生态经济系统，是以人类、生物和环境的协同发展为原则，以自然资源的持续利用和生态环境的改善为宗旨，它们所追求的目标是：既满足当代人的生活需求，且自身得到发展，又要保护生态环境，不对后人的发展构成危害。这就为在此基础上开展各项生态旅游活动提供了一个理想的区域环境。1982年，我国建立了第一个森林公园——张家界国家森林公园，她以神奇的地貌和优美的环境向世人一展森林公园的风姿，为中国的生态旅游开创了一个成功的范例。截至2005年底，全国已建立不同类型、不同层次的森林公园1900多处，年吸引游客达2亿多人次。随着森林公园旅游人数的增加，旅游活动与生态环境的保护必然产生矛盾，引起诸如土壤、植被、水质和野生动植物的环境问题。另外我国森林公园大都是在国有林场的基础上建立和发展起来的，因经营方式的转变，这就带来了一个更新观念和提高对森林价值和生态环境的再认识问题。因此，有效地保护生态环境、加强森林公园建设是保证生态旅游资源得以正确开发的一项重要措施。

2.统一规化、有序开发。做好旅游开发规划，贯彻资源和环境保护的思想，这不仅是使开发取得成功的保障，也是预防资源和环境遭到破坏的重要措施。因此，在编制旅游区总体规划时，必须对旅游区的地质资源、生物资源和涉及到环境质量的各类资源进行认真的调查，采取积极措施，消除或减少污染源，加强对环境质量的监测。从生态角度严格控制服务设施的规模、数量、色彩、用料、造型和风格，提倡以自然景观为主，就地取材，依景就势，体现自然之美，对那些高投入、高污染、高消费等刺激经济增长的项目坚决制止。经济开发可以在风景区以外的广大土地上进行。在现有的生态技术、资金条件以及人们的环保意识还达不到维护生态平衡要求的情况下，必须将宝贵的生态资源留给子孙后代，而不是开发殆尽。另外，在旅游区的环境容量未确定之前，必须控制旅游业的发展速度。对一些重点保护的景区，必须防止太多的游人进入，即使是一般旅游区，也应严格控制超容量吸引游人。因为，环境容量是有限的，破坏容易修复难，一旦旅游超过了环境容量，造成了巨大的环境破坏，再来治理就十分困难，甚至是不可能的。

3.增强环保意识，强化法制观念。鉴于旅游作为一种产业对环境的特殊影响和累计性的破坏，生态旅游一定要加强环境立法和管理。如：对生态保护区的开发，要根据环境法律，规定哪些部分严禁开发，哪些部分可以开发，哪些地区禁止带火种，禁止狩猎和毁坏林木等。

六、生态旅游资源开发应注意的问题

1.保护生态资源，改善生态环境。在开发中我们必须清醒地认识到，环保工作必须长抓不懈，不能掉以轻心。如果生态环境遭到破坏，不仅生态环境质量会严重下降，使生态旅游无法开展，而且将会严重制约社会经济的可持续发展。所以，当务之急是保护好现有的生态资源，坚决制止对生态环境的破坏。同时，加大植树、种花、种草力度，尽快提高森林和绿地的覆盖率，力争城市的整体绿化水平有较大的提高。

2.编制生态旅游资源开发规划。生态旅游资源的开发必须规划。应对应有的生态旅游资源进行详细的调查研究，建立从可行性论证——开发规划——监督管理的科学可行的开发程序，坚决反对“一哄而上”的无规划的开发。应建立各市政府直接领导下的生态旅游资源开发协调小组，编制具有指导意义的高起点、高标准、高水平的各市生态旅游发展规划，以指导和协调生态旅游资源开发工作，制止生态旅游资源开发中的不良行为。

3.制定法规，加强科学管理。生态旅游会不会对生态环境产生负面影响，是弊大还是利大，这并不取决于是否开发旅游，而是取决于在这一过程中实现了科学管理，而科学管理的基础在于完善的法制。因此开发生态旅游必须有切实可行的法规作保障，并加强对生态旅游区的科学管理，做到“以法兴游”、“以法治游”，杜绝一切破坏环境资源的现象。

4.突出生态旅游产品的地域特色和文化内涵。我们应多吸收国内外发展生态旅游的先进经验，并结合各个地方的实际情况，立足本地资源和历史文化优势，大力开发独具特色的生态旅游产品。一是要突出特色，二是丰富生态旅游产品的文化内涵。以此建立新型的生态旅游市场体系，推动我国生态旅游的发展。

5.提高参与性，改变单一的观光结构。在21世纪中，休闲度假将取代观光旅游成为旅游的主体。而让游客能亲自参与和亲身体验是休闲度假产品风靡世界的最直接原因。在考虑旅游与生态的关系时，仅仅关注如何将生态资源利用于旅游事业是不够的，还应该掌握生态旅游者的消费心理和兴趣倾向，在提供优美的生态环境的同时，建立起使生态旅游者能够参与的新型观光结构，延长其逗留时间。

6.完善逗留设施，提高服务水平。生态旅游作为一种旅游产品，旅游接待设施和服务都是不可忽视的开发内容。必须创造出可供游客逗留的环境，这既包括硬件设施，也包括软件方面的服务和管理，两者缺一不可。必须全方位地开发食、住、行、游、购、娱六大要素互相配合的项目，进行综合性的开发。

7.加强生态旅游研究和人才的培养。生态旅游是一种新兴的特殊旅游方式，需要高素质的专业管理人才和服务人才。应利用旅游院校、培训班、专题讲座、学术会议等各种形式及请进人才、派出学习等办法培养一大批生态旅游方面的专业人才，加强对生态旅游理论和规划方面的研究，为实现旅游可持续发展提供人才保障。

参考文献：

[1]程道品，阳柏苏.生态旅游——资源分类及其评价[J].怀化学院学报，2004，23(2).

[2]吴章文，孟明浩.生态旅游资源开发与利用研究的探索[J].桂林旅游高等专科学校学报，2002，13(1).

[3]彭希喜.生态旅游可持续发展对策研究[J].国际市场，1998，(3).

第4篇

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

网格划分越密集，计算结果越精确，但是这会使计算时间加长。单元网格的划分采用UG自带的3D四面体自动网格划分，单元尺寸为3mm。网格划分情况如图1所示。

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Von Mises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3 Von Mises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 Von Mises 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Von Mises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）.

第5篇

关键词：ANSYS，直齿圆柱齿轮，接触应力，齿根弯曲应力

 

0引 言

齿轮作为在机械结构中经常用到的重要的传动零件，其强度直接影响到整个机械结构的工作性能和寿命，然而在传统齿轮设计中，齿轮的强度校核过程和设计过程主要是通过人工设计完成，计算繁琐，设计周期长且难以实现优化设计。

本文采用有限元分析法对渐开线标准圆柱直齿轮进行接触应力和齿根弯曲应力进行分析计算。并且在有限元分析中,对AYSYS[1]软件进行二次开发，即应用了APDL[2]语言，自动实现了齿轮的参数精确建模 ，自适应网格划分和有限元强度分析。

最后和传统经典方法进行了对比分析,证明了本方法的准确性。具有实际操作性和推广价值。

1.齿轮强度分析的基本要求

在机械专业中，减速机是主要的重要的传动机构，而齿轮传动是其中最常见的实现方式。因此齿轮零件的设计就显得尤为重要。其中齿轮应力强度校核是齿轮结构设计的前提，只有相互啮合的齿轮通过了接触和弯曲强度校核计算，才能进行齿轮结构设计。当然相互啮合的齿轮种类十分繁杂。这里我们为方便起见，只考虑渐开线标准圆柱直齿轮的问题。

传统的应力强度校核计算十分烦琐，需要查阅机械设计手册中大量的数据（包括图形和图表）。而传动机构中往往是多对齿轮啮合，其中有一对不符合要求，整个计算就得重来，耗费了设计者大量的精力。

因此借助计算机及相应软件完成对齿轮的优化设计十分必要。使用有限元分析软件ANSYS对齿轮进行强度分析，可对齿轮的强度设计提供可靠的依据，实现变速器齿轮的计算机辅助设计，可以加快设计进程、缩短研制周期、提高设计质量。

本文应用了APDL，即ANSYS参数化设计语言（ANSYS Parametric Design Language），设计直齿圆柱齿轮模块以及应用ANSYS有限元软件进行有限元分析方面，做一些初步的探索。

2.问题研究的主要方法及实例

本文以ANSYS软件为平台，以直齿圆柱齿轮为实例，研究了在ANSYS环境下实现直齿轮精确建模和应力分析的方法，并与弹性力学和机械手册的计算结果进行了比较。论文参考网。

2.1ANSYS软件介绍

ANSYS是一个大型通用有限元软件。在机械结构系统中.主要在于分析机械结构系统受到负载后产生的力学效应.如位移、应力、变形等.根据该结果判断是否符合设计要求。

2.2 APDL介绍

APDL即ANSYS参数化设计语言（ANSYSParametric Design Language），用于自动利用参数（变量）创建模型。很适于在系统之上根据特定的需要进行二次开发。

2.3 渐开线直齿圆柱齿轮的参数化二维建模

本文以《机械设计手册》[3]中第八章计算例题为实例。

渐开线圆柱直齿轮建模前的参数如表1所示：

表1渐开线圆柱直齿轮参数表

第6篇

关键词：驱动桥壳；ANSYS Workbench；疲劳寿命

驱动桥桥壳作为装载机的主要传力件和承载件，使用频繁，故障率较高，其生产质量和性能直接影响到车辆的整体性能和有效使用寿命。疲劳断裂是机械部件的主要破坏和失效形式之一[1]。因此桥壳必须具有足够的强度、刚度和良好的动态特性。合理地设计桥壳也是提高汽车平顺性和舒适性的重要措施。由于还必须保证车辆在加速、紧急制动和各种不同路面条件下的正常工作，所以桥壳是车辆上工作环境最恶劣的部件。本文应用ANSYS Workbench有限元分析软件对驱动桥壳工作过程中的疲劳寿命进行分析，计算桥壳的最大和最小疲劳破坏位置，以此来确定桥壳是否能满足实际工作中的要求。

1.驱动桥壳有限元模型的建立及计算

1.1驱动桥壳的参数

有限元分析采用三维实体模型[2]，ZL50装载机型的驱动桥为研究对象。驱动桥壳材料为[3]桥壳体ZG270-500、轮边支撑轴40Cr、连接板16Mn。其参数分别如下：弹性模量E=175GPa ，泊松比μ=0.3，密度ρ=7840kg/m3，屈服极限σs=270MPa，抗拉极限σb=500MPa；弹性模量E=207GPa ，泊松比μ=0.277，密度ρ=7870kg/m3，屈服极限σs=785MPa，抗拉极限σb=980MPa；弹性模量E=212GPa ，泊松比μ=0.31，密度ρ=7850kg/m3，屈服极限σs=345MPa，抗拉极限σb=660MPa。

1.2单元选择及网格划分

驱动桥壳采用solid186单元，该单元是一个高阶3维20节点固体结构单元，SOLID186具有二次位移模式可以更好的模拟不规则的网单元通过20个节点来定义，每个节点有3个沿着xyz方向平移的自由度。Solid186可以具有任意的空间各向异性，单元支持塑性，超弹性，蠕变，应力钢化，大变形和大应变能力。在建立完几何模型后，通过网格划分工具定义线的单元尺寸，进行映射网格划分。有限元分析后划分完网格模型共有90968个单元和186026个节点。

1.3边界条件及加载

驱动桥壳受到的主要是弯曲变形，选择左右两侧轮边支撑轴上的轴承处作X、Y和Z方向的约束，在弹簧座四个表面处添加Z轴负方向的受力载荷。本文研究约束驱动桥壳的轮边支撑轴的轴承位置处，在板簧座处施加2.5倍额定载荷下的力。

2.计算结果

3.结果分析

通过驱动桥壳疲劳寿命分布云图可得：驱动桥壳寿命的变化范围为4.7882e7次～1e8次，最低疲劳寿命值为4.7882e7次，在轮边支撑轴的台阶处，但均满足符合桥壳疲劳寿命高于80万次的国家标准。因为需要满足80万次的国家标准[4]，在求解安全系数结果Safety Factor时，设置设计寿命Detail life为8e5，因此通过安全系数结果得出，驱动桥壳最小安全系数为1.7051，大于1，满足设计要求。

4.结论

用ANSYS Workbench有限元分析得到的驱动桥壳在2.5倍额定载荷下的受力下的疲劳寿命分析的情况，提供驱动桥壳的疲劳寿命云图， 可以在设计阶段提前判断出驱动桥壳的应力集中的地方，并且通过对设计的修改，避免出现不合理的应力分布。因此， 使用有限元分析方法，能够减少实际中检测驱动桥壳的时间和成本，缩短产品的开发周期， 而且提高驱动桥壳的设计水平， 确保驱动桥壳的使用寿命。

参考文献：

[1]徐灏.疲劳强度[M].北京：高等教育出版社，1998：1-9.

[2]袁越锦，徐英英，张艳华.ANSYS Workbench14.0建模仿真技术及实例详解[J].化学工业出版社，2014..

第7篇

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

2 WalkerCAetal.Vibrato Srtess Relief一一 an Investigation of the Underlying Poreess.Eoll93 IMeeEh.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

第8篇

【关键词】压力容器 应力分析 优化分析 有限元ANSYS

【Abstract】Taking engineering actual demand into account， ANSYS finite element software studies and analyzes stress and deformation of pressure vessels .Then to follow the design principles as a precondition， finite element model of pressure vessels to optimize the design and analysis， which aims at minimizing the quality after meeting the strength and stiffness requirements. At the same time， optimization analysis module of ANSYS carries on the optimization with pressure and wall thickness， provide theoretical basis with optimization.

【Key words】pressure vessels；Stress Analysis；optimization；ANSYS finite element software

1 引言

随着科技的发展，压力容器在众多工业部门中有着广泛的应用，对压力容器的要求也越来越高。以往的压力容器及其部件的设计基本采用常规设计法，以弹性失效准则为基础，材料的许用应力采用较大的安全系数来保障。由于设计偏于保守使得设计的容器比较笨重，且成本较高，材料有所浪费。

随着工化设计朝着大型化，复杂化，高参数化方向发展，压力容器部件越来越多的利用有限元压力分析来完成。新的分析设计主要以塑性失效和弹塑性失效准则为基础，比较详细的计算了容器和承压部件的应力，并利用大型有限元软件ANSYS对压力容器的壁厚及承压进行优化设计分析。

2 典型压力容器有限元分析

2.1 基于ANSYS的压力容器有限元分析

在分析过程中压力容器将空间问题平面化，有限元模型选取PLANE42单元。在ANSYS软件中采用直接建模的方法，省略压力容器的其他结构（如群座、螺栓等），并设定轴对称选项，建立1/4轴对称分析模型如图2-2示。端部封头对称面各节点约束水平向位移，筒体下端各节点约束轴向位移，内壁施加均布荷载P=10Mpa.

2.1.1 对有限元模型施加边界条件并求解

有限元分析的目的是了解模型对外部施加荷载的响应。在本例中，模型受到的荷载有内压，外压，重力以及支撑力，考虑到重力，外压和支撑力相对内压的影响而言作用甚小，可以忽略。因此只对内壁施加线荷载P=10Mpa，接下来进入求解处理器进行求解，获得位移云图及应力云图，如图2-1，2-2示。

图 2-1 工作压力为10 Mpa时的位移云图 图 2-2 工作压力为10 Mpa时的应力云图

图中位移及应力大小分别采用不同的颜色表示，其中红色表示位移及应力的最大值，蓝色是最小值。从图中可以看出位移的最大值出现在筒体下端，为1.2mm；应力的最大值出现在筒体与端部过渡的弧形处，最大值为95.7Mpa。

2.1.2 结果分析

图2-1，2-2反映了筒壁受内压作用后结构模型的位移、应力情况，从图中可以看出：（1）由于受内压作用，筒壁向外膨胀，模型为轴对称图形，所受的压力是均布的，膨胀亦是均匀的，与预期相符；（2）筒壁沿轴向应力分布是不均匀的，应力最大出现在筒体与端部进气管的过渡处。这是因为模型进气管处尺寸发生了较大变化，导致应力集中，所以数值模拟结果是合理的；（3）通过对筒壁进行强度校核表明，当材料采用Q235-A时，压力容器的最大应力值远小于其许用应力（235Mpa），表明筒体的承压空间还是有一定的提高潜势的。

2.2 压力容器承压能力的分析

上述结果中表明该压力容器的承压空间还可以提升，故此对该模型分别施加线荷载P=5Mpa、15Mpa、16Mpa、17Mpa、18Mpa、19Mpa、20Mpa、25Mpa，分析其结果变化。图2-3，2-4是模型的最大位移、最大应力值随压力的变化曲线图。

从图中可以看出：（1）位移和应力均随着压力的增加而变大，变化速率由大变小最后趋于平缓；（2）分析位移及应力的变化曲线表明，自开始加载到施加荷载15Mpa，其变化为线性变化，15Mpa到加载至25Mpa时，变化增长缓慢甚至趋于平缓。这与钢材的力学性能有关：钢材从加载到拉断，有四个阶段，即弹性阶段、屈服阶段、强化阶段与破坏阶段。从加载到某一定值时曲线呈直线变化是因为钢材处于弹性阶段，再继续加载曲线出现平缓是因为钢材进入屈服阶段，产生塑性变形。所以也可以证明该有限元分析的可靠性；（3）从图中易找出曲线从直线段过渡到平缓段的临界点，即压力15Mpa，此时该模型的最大位移为2.03mm，最大应力值为168Mpa（小于许用应力235Mpa）。

图2-3 不同承压下最大位移值的变化曲线 图2-4 最大应力随承压的变化曲线

2.3 压力容器厚度的优化设计

为了充分提高压力容器的整体性能和材料的有效利用率，基于“塑性失效”和“弹塑性失效”准则，以板壳理论，弹性与塑性理论及有限元方法，根据具体工况，对压力容器各部位进行详细的应力计算及分析，在不降低设备安全性的前提下选取相对较低的安全系数，从而降低结构的厚度，使材料得到有效利用。

上述承压15Mpa时该压力容器的最大位移值为2mm，最大应力值168Mpa小于其许用应力235Mpa，故可以考虑变化筒壁厚度，使材料发挥最大强度。所以在临界承压15Mpa的作用下试将原筒壁厚度25mm变为20mm，21mm，22mm，30mm进行试算。下图2-5、2-6为最大位移值、最大应力值随筒壁厚度的变化曲线。

图2-5 最大位移值随筒壁厚度的变化曲线 图2-6 最大应力值随筒壁厚度的变化曲线

由图可以看出：（1）在临界承压15Mpa下，容器的最大位移值、最大应力值均随着筒壁厚度的增加而减小；（2）从最大应力值与筒体壁厚的变化曲线中可以看出，当壁厚为21mm时其最大应力值为231Mpa小于其许用应力。故此可以认为在临界承压下，该压力容器的最优筒体壁厚为21mm，在此条件材料能发挥较高的强度。

3结语

本文采用ANSYSY软件对压力容器的位移、应力进行了较为详细的分析，同时对压力容器在满足给定刚度和强度条件下进行厚度最小的优化设计。研究计算结果可以发现：

（1）压力容器在受内压时，筒体中间位置变形最大，最大应力则发生在端部进气管与筒体的过渡处；

（2）在该给定容器的条件中，可以得到此容器的最大临界承压为15Mpa，此时的刚度、强度及应力均满足要求；

（3）为了最大发挥材料的用途，在满足给定强度和刚度条件下对该容器进行优化设计，可以得到其最优筒壁厚度为21mm。

同时也可以看出ANSYSY软件对分析压力容器的可靠性，有效性。很大程度上减少了设计成本和设计周期，也为更复杂的结构设计提供了新的方法。

参考文献：

[1] 全国压力容器标准化技术委员会，JB4732，1995.钢制压力容器---分析设计标准[R].北京：中国标准出版社，1995.

[2] 朱爱华.应用有限元分析软件进行优化设计（期刊论文）.机械制造与设计，2005（12）.

[3]夏峰社，朱哲，淡勇.高压容器筒体结构的最优化设计〔期刊论文〕.西安石油大学学报，2010（1）.

[4] 彭翠玲，艾华宁，刘青松，向文元.基于ANSYS的压力容器可靠性分析〔期刊论文〕.核动力工程，2009（2）.

第9篇

张聿兴① ZHANG Yu-xing；杨若庸① YANG Ruo-yong

（①福州出入境检验检疫局，福州 350001；②福建江夏学院，福州 350108）

（①Fuzhou Entry-Exit Inspection & Quarantine Bureau of PRC，Fuzhou 350001，China；

②Fujian Jiangxia University，Fuzhou 350108，China）

摘要： 针对现有微耕机结构强度分析存在的计算精度低、建模难度大、效率低等问题，提出基于参数化实体建模和自动化有限元建模与分析的微耕机结构强度快速分析方法，基于二次开发技术构建了微耕机主要零部件结构三维实体模型快速重建模块和自动化微耕机主要零部件结构有限元建模模块，实现了微耕机结构强度快速分析与结果自动提取，并通过实例分析验证了该方法的可行性和有效性。

Abstract： In allusion to the deficiencies existing in current structural strength analysis of miniature farming machine such as low calculation accuracy， difficulty in structure modeling and low efficiency and so on， rapid strength analysis method for miniature farming machine structure based on parametric solid modeling and automatic finite element modeling and analyzing is presented. Then the 3D entity rapid modeling module and automatic of main miniature farming machine structure is build. And the automatic analysis executing as well as result extraction is realized. Thus， the feasibility and the effectiveness of the method is verified by a actually case.

关键词 ： 微耕机；主要零部件；结构；有限元分析；快速

Key words： miniature farming machine；main components；structure；finite element analysis；rapid

中图分类号：S222文献标识码：A文章编号：1006-4311（2015）25-0069-03

基金项目：福建检验检疫局2013年度科技计划项目，项目编号：FK2013-09。

作者简介：林伟斌（1964-），男，福建福州人，处长，工程师，研究方向为机电设备检验。

0 引言

微耕机具有体积小、重量轻，便于用户使用和存放等优点，在水旱田整地、田园管理及设施农业等多种农业作业中得到了广泛应用。但国内对微耕机的研究起步较晚，设计技术和检测依然相对落后。微耕机结构分析是开展微耕机结构设计和结构检测的必经环节之一。

目前，国内微耕机的结构设计主要采用传统的类比设计方法，在静力学与运动学理论指导下，依据经验公式、图表、手册等资料，凭借设计者的经验选择设计参数，再经过反复修改与分析直至结构满足强度、刚度要求。这种设计方法费工费时，在分析结构强度和刚度时往往进行结构简化，不仅导致设计的产品结构笨重，成本高，而且容易忽略难以考虑的，重要的，甚至必要的因素，甚至形成“人为”的应力集中点，不符合实际动态情况。计算机技术和有限元分析技术的发展给微耕机结构强度分析与检测开辟了新途径，国内外学者在结构强度分析方面都取得了可喜的成果，但依然存在许多不足，主要表现在：①目前微耕机结构强度分析与检验绝大多数环节由人工或半自动完成[1-2]，检验过程繁琐、耗时长、成本高；②计算机辅助工程技术的发展为实现结构快速分析提供了途径，作为主流结构分析软件之一，ANSYS在多个领域都得到了广泛应用，但直接在ANSYS仿真环境中建立微耕机结构实体模型具有建模难度高、过程复杂、耗时长问题[3-4]；③现有研究中，在建立微耕机结构有限元模型方面主要采用手工操作的方式进行，不仅对操作者技术水平要求高，而且存在建模效率低、操作强度大等缺点，特别是在批量分析或优化设计求解时，这种操作方式的缺陷尤为突出[5-6]。

综合上述分析，研究微耕机结构强度快速分析方法，构建微耕机主要零部件的快速、自动化三维建模策略，探讨微耕机主要零部件模型的高效、高质量网格划分策略，实现微耕机主要零部件结构强度自动化快速分析和结果提取，减轻操作人员工作强度、缩短建模时间，提高分析效率，具有重大理论与现实意义。

1 微耕机结构强度快速分析机制

为提高微耕机结构强度求解精度，采用ANSYS有限元分析工具求解微耕机结构强度响应。ANSYS有限元分析环境具有强大的有限元分析计算能力，能够进行复杂结构静、动态结构强度、刚度分析。但ANSYS软件的三维实体建模能力较低，直接在ANSYS环境中构建复杂微耕机结构具有操作难度大、效率低的缺点。为提高微耕机结构建模效率，利用ANSYS有限元分析环境与Pro/Engineer三维实体环境间的无缝接口，利用Pro/Engineer实体建模环境实现微耕机结构实体建模，实现充分发挥ANSYS有限元分析能力和Pro/Engineer实体建模能力的目标。此外，Pro/Engineer的参数化建模技术和Pro/Toolkit二次开发工具箱，为实现高效微耕机结构实体建模提供的技术条件。

综合上述分析，针对现有微耕机结构强度分析建模难度大，操作繁琐，求解精度低等问题，构建微耕机结构强度快速分析机制如图1所示。数据组织模块负责组织、管理微耕机结构强度分析过程中所需的及产生的相关数据。用户通过用户接口与数据组织模块进行数据交换，实现对分析过程中控制参数的设定和结果数据的读取。微耕机结构强度分析过程主要包括微耕机结构参数及工况设定、创建微耕机结构三维模型、创建微耕机结构有限元模型、微耕机结构有限元分析、分析结果提取等5个基本模块。微耕机结构参数集工况设定主要实现对微耕机结构参数、有限元分析计算工况等初始条件的设定。初始条件设定后，数据组织模块根据设定的初始参数，基于参数化实体建模技术和Pro/Toolkit二次开发技术，在Pro/Engineer环境中快速重生成微耕机结构三维实体模型。之后，数据组织模块调用ANSYS有限元环境，通过无缝数据接口导入Pro/Engineer环境中生成的微耕机结构三维实体模型，进行单元类型设定、网格划分、边界加载等操作创建微耕机结构有限元分析模型，进而执行有限元分析计算、提取计算结果并将结果通过用户接口呈现为用户。

2 微耕机结构三维实体快速建模策略

目前，利用Pro/Toolkit二次开发工具箱实现参数化创建三维实体模型主要有以下2种方法：①调用几何特征创建函数建立三维模型；②基于参数化设计的模型样板建立三维模型。调用几何特征创建函数建立三维模型属于自底向上建模方法，柔性大，能够适应各种结构的参数化建模，但建模效率较低。基于参数化设计的模型样板建立三维模型属于自顶向下建模，建模效率高，且实现简单，但柔性较低，只能适应具有特定结构特征的实体模型。

基于参数化设计的模型样板建立三维模型的原理是通过基于Pro/Toolkit二次开发的应用程序控制修改模型样板的参数值，从而生成新的三维模型，其基本流程如图2所示。用户通过人机界面的对话框输入微耕机各零部件结构参数，系统判断当前是否已经启动Pro/Engineer环境，若还未启动则直接启动Pro/Engineer环境，并进行工作目录设置、载入结构模型样板、初始化参数环境等操作，进而根据用户设置的参数值修改模型样板的相应参数值，并在重生成模型后刷新屏幕，调整视图，为用户直观展现给定参数下模型效果，从而判断是否保存模型及退出Pro/Engineer环境。若选择保存模型，则同时保存实体模型值prt文件和实体参数至同名txt文件。

基于上述流程，在Visual Studio 2008开发环境下构建微耕机主要零部件结构三维实体快速建模模块。如图3和图4所示分别为某型号微耕机牵引架总成建模界面及三维模型。

3 微耕机结构高效有限元建模与分析

有限元模型是进行有限元分析的前提。有限元建模的任务是将实际问题或设计方案抽象为能为数值计算提供所有输入数据的有限元模型，其过程主要包括实体建模、网格划分、边界加载等3个过程。在有限元建模的三个阶段中，网格划分是关键环节之一，它对计算过程和计算结果有着重要的影响。

有限元网格划分对模型的细节提出了很多很高的要求，计算机也制约了模型的规模，简化模型是有限元建模最重要的一步。在创建实体模型时必须对实际模型进行简化，根据经验忽略螺纹孔、小半径倒角等不必要的细节。此外，网格的疏密也影响着模型的计算速度和计算精度。一般情况而言，计算变形量时，网格可以疏一些，而对应力计算，网格应当密一些。为避免网格大小划分不当对计算结果造成太大误差，采用如图5所示网格划分策略。程序开始时，用户设定初始网格大小、计算误差极限等初始条件，程序自动根据设定网格大小进行网格划分和有限元计算，若前后两次计算误差不在接受范围内，则将网格大小缩小一半，重新进行网格划分和有限元分析计算，直到前后两次分析计算结果误差满足误差极限要求，则上一次网格的规格作为有限元建模时依据的网格规格。基于上述有限元划分策略，构建了微耕机主要零部件结构网格自动划分模块。如图6所示为某型号微耕机牵引架总成网格模型。

网格划分完成后，利用APDL命令流，能够实现自动加载结构有限元分析计算边界条件，并执行有限元分析计算和计算结果提取。针对某型号微耕机牵引架总成，采用微耕机结构有限元分析模块对其进行三维实体建模、有限元建模、有限元分析计算及结果提取后，得到该结构的应力分布图和综合位移变形图如图7所示。从图中可知，该牵引架总成结构最大应力值为174.547MPa，最大变形量为1.041mm。计算结果不仅表明了该结构满足微耕机正常工作的结构强度要求和刚度要求，也验证微耕机结构有限元分析模块的可行性和有效性。

4 小结

①针对现有微耕机结构强度分析存在的计算精度低、建模难度大、效率低等问题，期初了基于参数化实体建模和自动化有限元建模与分析微耕机结构强度快速分析机制，综合发挥Pro/Engineer强大的实体建模能力和ANSYS强大的有限元分析计算能力。②基于Pro/Toolkit二次开发工具箱，提出了微耕机结构三维实体快速建模策略，实现了微耕机主要零部件结构的快速三维实体建模。③基于Pro/Engineer和ANSYS的无缝数据接口和ANSYS的Batch工作模式，构建了微耕机结构高效有限元建模与分析策略，实现了自动化微耕机结构网格划分，边界加载，结构强度分析计算和结果提取等操作，并提供了交互友好的人机界面，从而验证了微耕机结构强度快速分析方法的可行性和有效性。

参考文献：

[1]PATEL R， KUMARA， MOHAND. Development of an ergonomic evaluation facility for Indian tractors [J]. Applied Ergonomics， 2000， 31（3）：311-316.

[2]杨懿，曾兴宁，等.微耕机自动测试系统研究[J].自动化与仪器仪表，2010（3）：106-110.

[3]张季琴，杨福增.山地微型遥控耕地机的设计与试验[A].中国农业工程学会2011年学术年会论文集[C].

[4]颜华，吴俭敏，等.环形土槽微耕机试验平台设计[J].农业机械学报，2010，41（S1）：68-72.

第10篇

关键词：安全气囊ECU；有限元方法； 结构；动刚度

中图分类号：U461.91 文献标志码：A 文章编号：1005-2550（2013）02-0050-03

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

ECU安装在驾驶室前地板上，车身后部结构对该点的影响甚微，为了缩短分析计算的时间，因此可以截取B柱以前的车身结构进行分析研究，如图1。在模型中约束车身前悬架安装点和截取边界节点的全部平动自由度，并在ECU安装的螺栓孔上方20 mm处的节点上施加X、Y、Z三个方向上的单位载荷100 N，激励的频率范围0～1000 Hz，有限元模型前处理采用Hypermesh软件，车身结构的阻尼比取0.02。

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100 N，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50～2 000 Hz频域内都不能低于2 000 N/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0.8 mm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1.2 mm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300 Hz～450 Hz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0.7 mm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。

参考文献：

[1] NX NASTRAN 5.0 QUICK REFERENCE GUIDE.

第11篇

[关键词] 颈椎；胸椎；腰椎；脊柱畸形；有限元

[中图分类号] R682[文献标识码] A[文章编号] 1673-7210（2014）05（a）-0167-03

Application progress and prospect of finite element analysis in spine malformation

QIU Yunpeng HUO Hongjun

Department of Spine Surgery, the Second Affiliated Hospital of Inner Mongolia Medical University, Inner Mongolia Autonomous Region, Hohhot 010059, China

[Abstract] Spinal finite element method is a relatively new research method in recent years in spine biomechanics, which has been widely used now. This study describe the development process of the finite element method, finite element method in cervical, thoracic and lumbar spinal; the article evaluate the present situation of the development and prospects of the finite element model in scoliosis and kyphos.

[Key words] Cervical vertebra; Thoracic vertebra; Lumbar vertebra; Spine malformation; Finite element method

有限元法又称有限元素法[1]，其基本思想是20世纪40年代由国外学者首先提出，并在20世纪60年代由平面弹性论文中用“有限元法”这个名称命名，这标志着有限元法的正式诞生。1970年，随着计算机和软件的发展，有限元又跟医学的发展紧密相连，并在骨科方面中得到充分的利用。通过有限元合理赋值得到接近正常的人体模型，从而可以有效地对人体结构的应力、应变及模拟分析，得出正确的结论，由于有限元模型具有重建不规则、复杂材料特性结构的能力以及易于重复模拟复杂静止或动态负重状态下的应力而应用越来越广泛。现阶段开发的有限元软件总体功能强大，模块齐全，在我国的市场占有量也最大，现在有限元分析法已经成为动物模型和尸体模型研究方法之后单独作为骨科生物力学研究有效方法和手段之一。

1 有限元分析法在脊柱外科中的应用优势

近年来由于随着计算机技术发展和软件的开发的不断进步，有限元法已经成为了解脊柱力学变化及脊柱疾患的研究非常有用的工具之一，模拟的条件不断进步并越来越接近正常、结果使人更加信服。与其它方面研究生物力学方法如动物标本和尸体标本相比较，有限元法更具有的优势，体现在多方面，可以显示脊柱内部生物结构受力及形变等情况[2]，并能将这种受力和形变情况以直观的图形来展示，如对脊柱的椎体、椎间盘和小关节在受力和形变情况下应力分布的显现，描述局部椎体及椎间盘在各种内固定条件下承受的应力变化等；可以对脊柱手术应用的内固材料本身的受力分布情况，分析内置物局部应力集中点等数据，如直观的显示椎弓根螺钉的局部应力分布等；可以在同一脊柱模型上反复进行试验研究，从而确保所施加的对象完全一致，从而在比较不同干预措施下的脊柱生物力学效果及所得数据更加准确等[3]。

2 有限元分析法在人体脊柱中的应用现状

有限元在人体脊柱外科领域的应用发展迅速。自国外学者首先建立腰椎的三维有限元模型，并进行模拟生物力学分析之后，国内外相关脊柱方面的研究逐渐从腰椎、颈椎、胸椎模型建立到全脊柱模型并从脊柱有限元模型的构建发展到脊柱疾患发病机制的研究、脊柱手术术前规划及术后疗效评估等方面的研究。

2.1 颈椎有限元模型的研究

1991年Saito等[4]建立了二维有限元模型，此模型是比较简单，它是在简化小关节的基础上的几何生物模型，导致了模型内部的压力分布、负荷分配的结果与实际结果相差较多。1993年，Kleinberger等[5]建立了第一个颈椎三维有限元模型，它虽然简化了许多重要结构，如缺乏关节突关节等，其应力结果分析不太理想。但是将颈椎的模型带入了三维时代。1997年Voo等[6]建立了局部节段颈椎模型，包括椎间盘及椎体使颈椎三维有限元模型构建了较为成熟的。固定下位椎体使上位椎体在其各个方向旋转时受力所得结果与体外实验相对比，结果较为符合实际。2006年陈强等[7]应用CT扫描所得的断层图像并对其重建的方法，建立了全颈椎三维有限元模型。2011年林国中等[8]建立了全颈椎三维有限元模型具有详细解剖结构，最终验证结果表明，该模型具有良好的生物逼真度。颈椎有限元分析经历了相对简单的二维模型到以CT扫描和三维重建技术为基础的单一椎体精细有限元网格构建，在到多节段颈椎椎体建模并在一定程度上再现椎间盘、小关节、韧带等非骨性结构的发展过程以及具有高仿真度仿真模型出现，经历了30余年时间，把对颈椎生物力学的研究带入了一个全新的领域，开辟了新的天地。有限元在颈椎模型方面研究及生物力学应用发展迅速。

2.2 胸椎有限元模型研究

人体胸椎连接胸廓结构复杂，从而使胸椎的有限元模性建立较晚，模型建立与生物力学研究结果与实际相差较大，2008年胡辉莹[9]等利用有限元软件辅助建立的人体胸廓三维有限元模型具有较高的真实性和精确度，为下一步人体胸椎包括胸廓有限元模型的分析提供了基础。2010年费琦等[10]建立了胸椎后凸的三维有限元模型，实验结果表明，当给予轴向压力后，椎间盘、终板及椎体整体的应力也成相应增加。2010年李筱贺等[11]在CT扫描结合逆向工程软件建立下胸椎三维有限元模型，通过计算机软件实现从CT图像中提取数据建立下胸椎，完成数据与逆向工程软件间的衔接，并将逆向工程技术引入模型的建立中，成功建立了表面形态和内部组织结构都与实体一致的模型，该模型具有结构完整、空间结构准确度高及单元划分精细等特点。实现了以用于计算机辅助设计、快速成型、有限元分析等领域的研究，从简单的胸椎模型到加入胸廓三维模型重建到生物力学的研究胸椎有限元模型真实性、精确度不断完善，并随着计算机软件技术成熟完善，得到进一步完善，应用越来越广。

2.3 腰椎有限元模型的研究

腰椎的有限元研究较早，自1975年Liu等[12]建立了第一个真正包括椎间盘的腰椎三维有限元模型，并模拟不同情况下的椎体的受力情况，将腰椎有限元的建立分析带入了全新时期，但对其椎体附件等结构未进行详细分析，1998年Goel等[13]首次通过应用CT扫描建立了局端腰椎的复杂三维有限元模型，此后又连续进行了脊柱外伤、椎体融合及椎间盘退变等临床研究。2004年Zander等[14]利用L3/～4的有限元模型，模拟依次切断部分韧带计算剩余韧带的应力。结果显示韧带的存在明显影响腰椎各节间的活动范围。2006年Rohlmann等[15]利用有限元模型评估在不同下所需躯干肌的肌力，通过考虑肌肉的作用后，脊柱三维有限元更逼真，有限元分析更符合实际情况。2009年闫家智等[16]研究表明，在给予施加轴向压缩力时，腰椎纤维环最大应力集中于髓核和终板中央，应力随轴向压缩力的增加而增大。EI-Rich等[17]建立了L2/3活动节段三维有限元模型，该研究表明，俯屈和伸展时应力的分布不同，从而使骨折的发生部位亦明显不同，该实验认为椎体后部结构在维持脊柱稳定性上起着重要作用。腰椎有限元从基础的椎体模型的建立到分节段椎体生物力学分析，再到腰椎全节段的模型建立在治疗腰椎疾病及术后评估发展迅速如，已成为研究脊柱外科的重要方法之一，并随着计算机软件的开发将越来越普及的应用。

3 有限元在脊柱畸形方面的研究现状

目前有限元分析法已进入脊柱侧凸、后凸及两者合并存在等热点的研究领域，学者们借助有限元分析方法，构建脊柱侧凸后凸的模型并深入的探讨了脊柱畸形的发病机制，相关结构的应力分布及结构改变所致身体其他部位的所连带的身体机能的改变，同时应用有限元研究脊柱疾患生物力学分析、内固定器械受力分布及脊柱手术术前规划、术后评估等问题。

3.1 脊柱侧凸畸形三维有限元研究

脊柱侧凸畸形有限元及内固定器材料的研究现阶段非常广泛，国内外的相关报道较多，Stokes等[18]将有限元模型应用于脊柱侧凸，将内固定器械应用于侧凸矫形生物力学的研究。2002年Grealou等[19]利用有限元对切除肋骨对脊柱侧凸畸形矫形的生物力学影响，并检测对胸廓的整体影响机制。2008年汪学松等[20]利用计算机软件成功地建立特发性脊柱侧弯的有限元模型，具有良好的仿生效果及生物逼真度，2010年韦兴等[21]腰椎侧凸螺钉内固手术矫正效果影响的定节段对有限元分析中建立了高仿真度腰椎侧凸模型，并得出结论：在保持一定固定范围条件下，间断减少非弧顶固定螺钉。在三维有限元模型上可得到较好的矫形效果。目前，对脊柱侧凸畸形的有限元模型的重建、对于脊柱侧凸的发生机制、脊柱侧凸畸形病程不断恶化的过程、脊柱侧凸形成过程中存在的相关机制以及对脊柱侧凸畸形手术术前规划，术后效果评估成为了大家关注的焦点。

3.2 脊柱后凸畸形的三维有限元研究

2003年程立明等[22]利用有限元软件构建脊柱后凸畸形的有限元模型，证实脊柱胸腰段后凸畸形改变了相应椎间盘的负荷应力分布，可能加快椎间盘退变并使其椎间盘后方易受损破坏。同年张美超等[23]利用三维有限元模型在正常与后凸畸形胸腰椎体力学性能比较中的应用中"在纵向压缩载荷下正常脊柱T12～L1段椎体后部容易损伤和骨折后T12～L1后凸脊柱T12～L1段椎体前部容易损伤和骨折。2004年国内学者建立了颈椎后凸畸形有限元模型并验证全椎板切除可以明显改变颈椎正常前凸转变为后凸：颈椎间盘和韧带结构对全椎板切除后颈椎曲度有显著影响，颈椎椎间盘、韧带结构对颈椎生理曲度有双重作用，颈椎椎间盘、韧带结构弹性模量减少，将加剧颈椎后凸曲度。另有学者利用CT扫描资料，输入有限元软件重建胸腰段椎体的三维有限元模型，其结构完善、外观逼真、数据精确性好，并模拟L1椎体骨质疏松性压缩性骨折及椎体后凸成形术治疗，总体来看对于脊柱后凸模型的建立及生物力学分析相对于脊柱侧凸研究较少，但未来的发展空间较大，利用模型应用于脊柱后凸矫形术前规划反面作用突出，将成为研究脊柱后凸畸形的重要方法之一[24-25]。

4 三维有限元在脊柱畸形方面应用的展望

高质量人体脊柱模型的建立成为进行有限元分析的关键，是进行脊柱畸形方面疾病研究的基础。现国内外已有脊柱的各节段高仿真有限元模型的建立的报道，并随着计算机软件开发及联合应用建模功能的发展强大，成功仿真模拟了脊柱侧凸、脊柱后凸的三维模型的建立，这种有限元分析方法将能够为脊柱侧凸、脊柱后凸的发病机制的及生物力学研究提供量化指标，协助医生研究脊柱畸形发病机制，预测患者的矫形过程和效果，并能针对具体患者进行个体化的仿真模拟操作和生物力学分析，为临床实践提供一定的理论依据，并为今后医生制定和优化脊柱侧凸、脊柱后凸的临床治疗方案开辟了新的途径。随着脊柱矫形生物力学研究的深入和计算机可视化技术发展，计算机辅助制订矫形策略可能是临床的发展趋势。

[参考文献]

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第12篇

关键词：蜂窝；低周反复水平荷载；有限元分析；耗能

Abstract: In this paper, based on the practical engineering needs, the honeycomb beam - column steel frame structure stress characteristic, this paper designs the language ( APDL ) compilation command stream using the ANSYS parametric, does the analysis of the nonlinear finite element whole process to the two layer two cross honeycomb beam - column steel frame under the low reversed cyclic loading performance.

Key words: honeycomb; horizontal low cyclic load; finite element analysis; energy consumption

中图分类号：TU352.1+1 文献标识码：A文章编号：2095-2104（2012）

蜂窝构件是指用H型钢或普通热轧工字钢经切割再扩高焊接而成的空腹构件[1].与原型钢相比，蜂窝构件提高了截面的利用率，且自重轻，构造品种单一，防腐蚀性能好，运输方便，便于建筑管线的穿越[2].蜂窝框架是蜂窝梁和蜂窝柱采用栓焊或焊接的形式连接而组成的钢结构体系，蜂窝构件组成的框架具有自重轻和造型美观经济等优点，适合建造多层的楼房、无大型吊车的厂房和轻钢结构别墅等建筑[3]．从长远的眼光来看，综合考虑经济效益和社会效益，采用蜂窝式梁-柱钢框架的住宅钢结构体系能够与其他材料、结构形式的建筑体系竞争，有些方面甚至具有较大优势．蜂窝梁与蜂窝柱在实际工程中已有较为广泛的应用，但有关蜂窝式梁-柱钢框架结构的研究与应用还很罕见，特别是关于此类框架动力性能的研究更是几近空白．

1ANSYS参数化程序设计语言

ANSYS参数化程序设计语言（APDL）[4-5]实质上是由类似于FORTRAN77的程序设计语言部分和1000多条ANSYS命令组成.从功能上讲，ANSYS命令包括定义几何模型、划分单元网格、材料定义、添加荷载和边界条件、控制和执行求解和后处理计算结果等指令.ANSYS强大的前后处理功能可为建立蜂窝式梁-柱钢框架结构有限元分析模型带来极大的方便.利用APDL编写出参数化的程序，可以实现有限元分析的全过程，即建立参数化的CAD模型、网格划分与控制、材料定义、荷载和边界条件定义、分析控制和求解以及后处理.

2有限元分析依据

本文保证了蜂窝式梁-柱钢框架结构有限元模型的建模方法，约束条件，加载方式，计算控制完全和考虑腹板屈曲后强度的钢框架模拟时的设置一致，以此对蜂窝式梁-柱钢框架结构的抗震性能进行非线性有限元分析.

3非线性有限元全过程分析

3.1结构模型的建立

框架模型尺寸，扩高比 (,为蜂窝构件高,为原型钢高)取1.5，梁柱所开孔洞均为正六边形孔，满足“蜂窝构件端部至第一个蜂窝孔的净跨距宜大于250mm”和“蜂窝孔孔距应不小于100mm”的构造要求[6-7].尺寸比例符合实际结构构件及节点的构造要求.为了消除柱顶施加竖向荷载时对顶层节点的转动所造成的约束，柱上端设计了高300mm的悬臂段.

3.2结构模型荷载的施加

模拟过程中，先加竖向荷载并稳定保持不变，按照轴压比的要求，边柱上加载367KN, 中柱上加载374KN，然后以框架弹性屈服位移（=35mm）的倍数分级施加水复位移荷载，直至框架的荷载-挠度曲线出现下降段，荷载下降到峰值荷载的85%，这时可以认为框架已经破坏.

3.3破坏机制

往复荷载在1.5正向循环加载过程中，水平位移达到43.75mm时，顶层左跨梁左端部蜂窝孔处截面翼缘应力值达到了屈服强度235MP，即出现塑性铰，水平位移达到52.5mm时，中柱柱脚处右侧翼缘应力值达到了屈服强度235MP，即出现塑性铰，，这充分说明模型框架属于梁铰破坏机制，体现了强柱弱梁的概念.

模型最终破坏时，各柱柱脚蜂窝孔处截面均出现了严重的屈曲变形，其中左柱柱脚翼缘处应力值最大，可以说明破坏终止于此处发生屈曲变形；左跨顶层梁左端蜂窝孔处截面、右跨顶层及底层梁右端蜂窝孔处截面均出现了较为明显的屈曲变形，其余梁端蜂窝孔处截面应力值亦较大。框架中节点应力值较大，但节点域未发生明显的屈曲变形，顶层角节点与底层边节点应力值均较小，体现了强节点弱构件的设计概念。

3.4滞回特性

滞回曲线是指结构或构件在循环往复荷载作用下得到的荷载—变形曲线。滞回曲线能够反应出结构刚度退化、强度衰减、耗能能力及延性性能等特性.它是结构抗震性能的综合体现，也是结构进行弹塑性地震反应分析时确定恢复力特性的主要依据.

本框架模型在顶层水平往复荷载作用下经历了屈服、最大荷载，最后框架模型的荷载—位移滞回曲线均出现荷载下降段，表明框架不适于继续加载.

3.5延性与耗能

低周往复循环荷载作用下，各框架滞回曲线的峰值点的连接(外包线)即为骨架曲线.它与一次性加载曲线相接近.骨架曲线上能够反应出模型的屈服荷载和位移、极限荷载和位移等特征点，同时它反映了在正反交替荷载作用下，结构或构件吸能耗能、延性、强度、刚度及退化等力学特征.根据抗震规范的要求，将各个P-Δ滞回曲线的各级加载的峰点连起来可以得到各相应框架顶点的P-Δ骨架曲线.

4结论

4.1按照现行规范和规程[6-8]的有关规定所设计的一榀两层两跨蜂窝式梁-柱钢框架结构，延性较大，耗能能力较高，能满足延性框架的设计要求.

4.2两层两跨蜂窝式梁-柱钢框架结构侧移较小，水平抗力较大，滞回曲线没有明显的捏缩现象，抗震性能较好，其在工程中的应用必将带来显著的经济效益.

4.3必要时应对蜂窝构件端部加焊实腹段[9]，对节点域采取补强措施，以使框架具有更好的受力性能.

4.4预按等刚度原则设计出相应的实腹式框架，以比较扩高前后框架抗震性能的差别.

参考文献：

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[2]Finite element analysis of castellated beam maximum moment capacity Jia, Lian-Guang (School of Civil Engineering, Shenyang Jianzhu University); Xu, Xiao-Xia; Kang, Xiao-Zhu Source: Shenyang Jianzhu Daxue Xuebao (Ziran Kexue Ban)/Journal of Shenyang Jianzhu University (Natural Science), v 21, n 3, May, 2005, p196-199.

[3]李青山.圆孔蜂窝节点的有限元分析.硕士学位论文，沈阳建筑大学，2007.

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[5]王国强.实用工程数值模拟技术及其在ANSYS上的实践.西安：西北工业大学出版社，1999.

[6]李国强.多高层建筑钢结构设计[M].1版. 北京：中国建筑工业出版社，2004.

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第13篇

论文摘要:根据大客车横向稳定杆的几何参数、载荷及约束情况，建立了横向稳定杆的有限元分析模型。基于疲劳寿命预测的相关理论，结合abaqus有限元分析软件和nsoft疲劳分析软件进行虚拟疲劳分析，在较短的时间内获得了横向稳定杆的疲劳寿命分布、寿命薄弱位置等信息。结果表明，虚拟疲劳分析能大大缩短产品的开发周期，减少试验的工作量，降低开发成本。

    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=2.06 x105mpa，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(max principal)前横向稳定杆为623.7mpa，位于节点140370处，后横向稳定杆为641 mpa，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(abs max principal)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。

第14篇

关键词：薄壁零件；精车夹具；装夹变形；有限元分析

目前对装夹技术的研究主要集中在装夹方案的理论分析和装夹过程的误差分析，而工程技术人员在进行具体工装设计时，主要依靠设计人员的经验进行定位和夹紧方案的设计[1]。由于经验设计所取安全系数比较大，造成夹具材料消耗多，夹紧变形大，设计周期长。随着轻量化设计技术的推广，有限元分析工具在产品工装设计中的应用将越来越广。薄壁零件是一类生产中常见的典型零件，其结构特点是刚性差，对夹紧力要求非常严格，既要保证夹紧可靠，同时又要保证夹紧变形小。为实现薄壁零件加工夹具的快速设计和轻量化设计，本文以某薄壁舱体精车夹具为例，应用有限元方法，分析了双锥涨簧夹具机构的夹紧力、夹紧变形，为薄壁类回转零件的夹具设计提供了参考依据。

2.加工夹具设计

[2]根据零件形状特征及精车要求，内孔dl采用双锥涨簧结构定位夹紧，右端内孔d2采用单锥涨簧结构定位夹紧，如图2所示。两套涨簧全线支承薄壁加工零件内孔，使零件加工处于正确的理想尺寸状态。根据大直径薄壁件刚性弱的特点，为保证零件1.8mm的壁厚均匀，达到加工零件的同轴度Ф0.06 mm 设计要求，涨簧设计采用全圆柱面接触，以增加零件整体加工刚性。如图3所示为螺母旋紧带动活动锥体挤压双锥涨簧、涨簧变形而夹紧工件的过程。1.轴 2固定锥本 3.销 4.双锥涨簧 5.活动锥体Ⅰ

6.导向键7单锥涨簧8.活动锥体Ⅱ9.螺母

3.装夹变形接触问题分析中有限元方法的应用

在机械结构设计中，零件间的接触和配合是很常见的。对于精密薄壁零件的装夹过程而言，螺母旋紧带动活动锥体挤压双锥涨簧、涨簧变形而夹紧工件的过程即是典型的接触问题。目前，在解决接触问题方面已广泛采用有限元方法来确定接触表面上的应力、变形以及接触区域的大小。分析过程是：首先假设接触状态和可能的接触区域，然后按这些状态所对应的边界条件，依照两接触体间的接触面积和压力分布随外载荷变化而变化的特点来建立方程并求解；其结果应满足假定接触状态对应的判定条件，否则需要修改接触状态，继续求解，直到满足相应的判定条件为止。所以接触问题的求解是一个迭代求解过程，需要较大的计算资源，为进行有效的计算，理解问题的特性和建立合理的模型是很重要的。

最近几年，商业有限元软件在求解接触问题上取得了很大的发展，使用有限元分析方法目前已经成功的解决了点对线、线对线和面对面等的接触问题，应用有限元分析软件的模拟仿真功能，可以缩短产品的开发和研制时间，降低成本，为新产品的开发过程提供有利的技术支持。ABAQUS是国际上先进的大型通用有限元计算分析软件之一，特别是它的非线性力学（几何、材料、接触）分析是国际上公认的最优秀的非线性有限元分析软件，其分析接触问题的功能尤其强大，应用此软件，使得该类接触问题的简便求解成为可能。下面以薄壁零件装夹变形分析来说明该软件的应用过程：

3.1.模型建立及简化

3.1.1.零件模型的建立及简化：根据精车加工尺寸图，结合装夹的形式，判断零件变形的主要区域位于圆柱段，其斜台阶孔凹槽和4个轴向长凸台即属于非变形区域，将其模型简化为图4所示。

3.1.2.双锥涨簧的简化：根据图2和图3单、双锥涨簧及其装夹情况，由于涨簧两端和内壁面有小倒角和倒圆存在，导致在有限元分析中侧壁及底面划分网格不规则，由于该部位对变形的结果影响不大，因此可以简化，同时将固定锥体和活动锥体简化成如图5所示的离散刚体。

3.2.材料和截面属性

通过特性（Property）模块来创建材料和定义材料的参数。本文假设材料均为线弹性，如薄壁零件的材料为铝，其杨氏模量为70000MPa，泊松比为0.33；涨簧的材料为钢，其杨氏模量为210000MPa，泊松比为0.27。

3.3.网格划分

网格剖分是建立有限元模型的一个重要环节，网格数量的多少和大小将影响计算结果的精度和计算规模。由于本文分析的是接触问题，接触面上不能用3D20R和C3D20单元，否则会出现不收敛的情况，所以使用C3D8R单元进行网格划分，结果如图6所示。

3.4.定义分析步及输出要求

定义分析步：尽管装夹过程是一个动态过程，但此问题所关心的是薄壁零件在涨簧作用下的结构静态响应，所以设置分析步类型为Static，General（使用ABAQUS/Standard作为求解器）。

3.5.边界条件的设定和载荷的施加

根据模型的装夹特点，薄壁零件和涨簧是三维柔体，唯一可能出现的刚移是轴向位移U1，所以在薄壁零件的底边上施加边界条件U1=0；涨簧的轴向刚移通过固定锥体和活动锥体的边界条件来消除。

3.6.定义接触相互作用

3.6.1.活动锥体与涨簧的接触：选择活动椎体的接触面为主面，涨簧的接触面为从面。

3.6.2.固定锥体与涨簧的接触：选择固定椎体的接触面为主面，涨簧的接触面为从面。

3.6.3. 涨簧与薄壁零件的接触。4.分析结果讨论

从图7可以看出工件的变形区域位于与涨簧两端的接触面上，最大应力为240MPa，小于工件的材料许用应力值。而中心区域的应变值近似为零，说明该区域在装夹过程中未与双锥涨簧发生接触。图8中可以看出涨簧在锥体的挤压下呈马鞍形的变形方式，由此分析可知涨簧与工件并不是以全圆柱面接触的装夹方式。由以上分析可知，如果没有控制好活动锥体的移动量，工件就会出现如上图所示的变形，从而导致在车削外圆时出现过切的情况，因而，有必要采取措施控制好活动锥体的移动量。图9是工件最大变形量随活动锥移的变化图。为保证工件加工精度，需要对活动锥体偏移量进行控制5.结语

经加工实验研究和加工精度检测证明，采用有限元软件对精密薄壁零件装夹变形情况进行分析，并以薄壁零件的变形量为评价指标，对缩短夹具设计周期及有效控制夹紧力，提高零件加工质量提供了理论依据。

参考文献：

[1]周小兵.精密薄壁零件装夹变形的分析与控制研究[学位论文]2006

[2]谭晓芳，杨建贺.大型涨簧定位夹紧装置设计[J] .科技创新导报.2013

第15篇

论文摘要:根据大客车横向稳定杆的几何参数、载荷及约束情况，建立了横向稳定杆的有限元分析模型。基于疲劳寿命预测的相关理论，结合Abaqus有限元分析软件和nSoft疲劳分析软件进行虚拟疲劳分析，在较短的时间内获得了横向稳定杆的疲劳寿命分布、寿命薄弱位置等信息。结果表明，虚拟疲劳分析能大大缩短产品的开发周期，减少试验的工作量，降低开发成本。

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=2.06 X105MPa，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(Max Principal)前横向稳定杆为623.7MPa，位于节点140370处，后横向稳定杆为641 MPa，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(Abs MaX Principal)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。

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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。