HyperMesh

HyperMesh（精选8篇）

HyperMesh 篇1

摘要：有限元分析的精度与网格单元的质量关系密切,一般来说,相同尺寸的结构网格较非结构网格的分析精度要高,但其划分往往受到模型几何形状的限制,而非结构网格的应用则受限于网格质量。为了提高非结构网格的分析精度,通过设定偏斜度等准则,以链轮为模型,运用HyperMesh对非结构网格的质量的定量评估及优化进行研究,再将优化后的非结构网格的分析结果与结构网格相对比,结果表明所设定的网格质量优化体系是合理的,同时结合实际分析网格质量的选取原则。

关键词：有限元,精度,网格质量,评估,优化

1 引言

随着计算机辅助技术的快速发展和普及，有限元方法得到了快速发展和应用，成为一项能够降低生产成本、缩短研究周期的高效数值分析技术。目前数值分析方法已日渐完善，有限元分析的重点逐渐由早期的数值分析方法的研究转向处理网格质量与求解精度的关系上来[1,2]。结构网格的质量比非结构网格的质量要高，但其划分经常受到模型几何形状限制[3]，难以实现全局的结构网格划分，导致前处理周期过长，其对模型结构拟合程度不佳也在一定程度上影响了分析精度。非结构网格的前处理周期相较结构网格要短很多，但网格质量却很难得到保证。因此，通过设定偏斜度、塌陷值等准则，对非结构网格的质量进行定量的评估，并在此体系的指导下优化网格质量，改善网格质量的同时减少前处理周期，有利于提高分析精度以及有限元分析的效率。

2 三角形单元与四边形单元的精度比较

基于Hamilton原理的有限元公式被广泛应用于获得逼近真实解的离散的系统方程，Hamilton原理可以表述为：在所有可能随时间变化的位移中，最精确的解使拉格朗日泛函取得最小值。其建立方程的步骤分为三步[4]:(1)构造形函数矩阵N;(2)利用矩阵N推导出应变矩阵B;(3)组装有限元方程。

其中，B=LN,L为微分算子矩阵，据此分析线性三角形单元和矩形单元的精度。

2.1 线性三角形单元

令形函数Ni=ai+bix+ciy,i=1,2,3，根据形函数的性质以及初始条件，可以求得9个常数ai,bi,ci(i=1,2,3)的值，并进一步推导得出其应变矩阵B的表达形式为：

2.2 线性四边形单元

以线性矩形单元为例，假设其长和宽分别为2a和2b，定义物理坐标(x,y)和局部坐标(ξ，η)之间的坐标映射，使得ξ=x/a，η=y/b，记节点j的自然坐标为(ξj，ηj)，其中，ξj，ηj=±1，则可得形函数Nj=(1+ξjξ)(1+ηjη)/4,j=1,2,3,4，并推导得到相应的应变矩阵B，即

很明显，线性三角形单元的应变矩阵B是常数矩阵，根据ε=Bde(de为单元的位移向量矩阵，为常数)以及σ=cε(c为材料常数矩阵)，也就是说单元内应变ε和应力σ都是常数，而实际上应变和应力在结构内都是变化的，将造成单元间应力的不连续，单元间存在应力突变，如果单元尺寸过大，得到的结果将很不精确。而矩形单元的应变矩阵不是常数矩阵，可知整个单元内的应变和应力不会是常数，其构造的单元质量比三角形单元要高出一些。对体单元来说，非结构网格通常是指四面体单元，一般由三角形单元构成，结构网格则是由矩形或类似矩形的四边形单元构成，因此，在单元长度尺寸大小一致时，结构网格的分析结果要比非结构网格更加精确。

3 单元质量评估指标

有限元分析的误差主要来两个方面，一是模型误差，二是计算误差，其具体分类如图1所示[5]。其中，计算误差指采用数值方法对有限元模型进行计算产生的误差，属于数值分析的范畴，在此不作进一步分析;边界条件误差因不同模型等而异，所以无法进行分析。几何离散误差是指离散后的数值模型与原有形状的差异，张俊等[5]已进行过相关的研究，在此也不作特别分析，本文所用模型将通过弦差算法控制等操作来降低几何离散误差，这些操作允许自动改变曲面边缘的节点密度，对于细小几何特征处加大网格密度[6]，特别是对应力梯度变化剧烈的位置，有利于降低几何离散误差，从而提高网格的质量。本文主要对前人研究较少的单元形状误差和物理离散误差进行深入分析。

单元形状误差是指单元形状与理想形状的偏离程度，本文将通过长宽比[7]、偏斜度、塌陷值等计算准则来表征单元形状误差，对非结构网格的质量进行定量评估和优化。

4 实例分析

基于HyperMesh软件平台，选取了结构上稍复杂而又相对较易实现结构网格划分的链轮模型，如图2所示，链轮的其中28个轮齿同时受力，每个轮齿受力298N，同时在中心的8个螺栓孔处施加约束(图中没有显示螺栓的数值模型)。

通过将链轮划分为结构网格的数值模型，获得图示检测点高精度的应力值，根据分析，可以将结构网格的分析值作为参考值，与非结构网格质量优化前后在该点应力值进行对比，验证所设定的网格质量优化体系的合理性。

将结构网格单元大小从6mm开始，每次减小0.5mm,执行多个分析，检查检测点的Von Mises应力值[8]，获得数据如表1所示。

从表1可以看出，网格越密，其相应应力值越往35.44MPa靠拢，也就是说精确度越高，根据分析结果，以35.44MPa作为标准值，获得收敛曲线如图3所示[9]，考虑精度水平与计算周期等因素，选取应力值为35.42MPa作为参考值，其应力分布如图4所示，以相应的1.5mm的单元长度划分非结构网格，获得网格27.5万个，设置同样的边界条件，分析结果如图5所示，检测点的应力值为33.89MPa，以35.42MPa为标准值，该精度达到95.68%，这个结果说明非结构网格的分析精度也是比较可靠的。

根据网格单元评估准则，检查上述非结构网格的数值模型，并根据设定的参考值对网格质量进行优化，具体检查内容如下：

(1)偏斜度。偏斜度用来表征单元的偏斜程度，对三角形单元来说，偏斜度指的是一条边的中线与另外两条边中点连线的夹角，并用90°减去这些夹角中的最小值，从定义可以看出，偏斜度的取值范围为0°～90°，理想值为0°。对四面体单元来说，用体积偏斜度来代替偏斜度，它的值VS=1-形状因子，其中，形状因子是指用四面体的体积除以该四面体外接球的内接正四面体的体积，因此，体积偏斜度以0为理想值，以1为最差值。

对于四面体中的三角形网格来说，设定偏斜度少于45°，检查发现，原模型不达标网格数为1270个，经过优化后，不达标数目为0个;对四面体单元来说，设置体积偏斜度小于0.5，经检查，原模型不达标网格为3519个，优化后，不达标数目为433个，这个数量是存在达到0个的可能性的，但可能要经过成百上千次优化，这样前处理周期就过长了，根据经验，一般将不达标数目控制在占总网格数0.5%以内，对于本模型，其不达标数目就控制在1350个以内，对于其他优化指标也是采用这个标准。当然，不达标数目越少，总体网格质量越高，因而在不达标数目降低到433个时停止优化。

(2)长宽比。对面网格来说，长宽比是指单元的最长边与最短边或最短高线的比值，理想情况下，这个值为1。对四面体单元来说，用体积长宽比来代替长宽比，其值定义为单元的最长边除以单元体最短的高线，对其它三维网格单元来说，该值定义为单元的最长边与最短边的比值。

设定四面体中的三角形网格的长宽长小于3，发现不达标数目为300个，对于四面体单元来说，将体积长宽比同样设置为小于3，不达标单元为430个，经过优化，两项指标不达标数目皆为0个。

(3)四面体塌陷值。四面体塌陷值描述四面体与正四面体的接近程度，其计算公式为：

其中，hi指四面体第i个顶点对应的高，Si指与第i个顶点相对的三角形的面积。

显然，四面体塌陷值的取值范围为0～1，值越小，塌陷越严重，对于正四面体来说，T=1。设置四面体塌陷值大于0.6，检查发现，高达5590个网格不达标，优化后不达标网格数为1271个。

其中，部分指标并没有直接对三维网格进行直接评估，针对这种情况，一般将三维网格上所有的面分别采用二维网格的指标进行评价，并将最差的评估值作为该三维网格的质量值。

根据以上设定的网格质量优化体系如表2所示，设置相同的边界条件，分析结果如图6所示，其中，检测点的应力值为34.53，精度达到97.49%，除此之外，整个模型的应力分布以及最大最小应力大小也更加接近标准分布。

以上分析结果可以得出结论，本文所定的单元质量评估指标是合理的，通过检测所有网格单元的偏斜度、体积偏斜度、长宽比、四面体塌陷值等指标，根据设定的指标值，对不合格的单元进行批量的优化，指高单元质量，减少单元形状误差，可以获得更加精确的分析结果。

改善单元质量是提高有限元分析精度的一种重要方法。此外，从图1中可以看出，影响有限元分析精度的因素还有物理离散误差。物理离散误差是插值函数与真实函数之间存在的差异，其大小与单元的阶次等因素有关，一般来说，单元的阶次越高，也就是插值的阶次越高，物理离散误差越小[10]。以二阶单元为例，这类单元在单元内应变矩阵B不是常数，应变和应力呈线性变化，从几何的角度讲，二阶单元的棱边上还存在一个边节点，对模型的离散精度相对一阶单元要高，对于本模型来说，直接将一阶单元转化为二阶单元，结果表明，其精度相较一阶单元有所提高，如图7所示。有限元分析方法获得场变量的分布是通过求解系统的联立线性代数方程组，对于非线性的问题，在求解联立方程组时需要比线性问题多一层迭代循环，在迭代过程中需要把非线性方程简化为线性方程，计算周期随之加长。虽然由一阶单元转为二阶单元的所需处理时间比改善单元质量所需时间要短很多，但其计算时间却高达原来的20倍，对计算机硬件的要求也高出许多，因而在改变单元阶数时要慎重考虑计算机的硬件水平。

5 结论

以上主要分析了单元质量评估指标以及物理离散误差与有限元分析精度的关系，通过分析可以得出以下结论：

(1)通过改善单元的翘曲度、偏斜度、长宽比、四面体塌陷值等单元质量评估指标，使单元偏离理想单元的程度减小，减小单元的形状误差，可以有效地提高有限元分析的精度;

(2)通过提高单元的阶次可以在基本不提高前处理周期的基础上提高有限元分析的精度，但这种做法对计算机内存、处理器等要求较高，应用时要充分考虑计算机的硬件水平;

(3)获得高质量的网格一般是以牺牲前处理或计算周期等为代价，在进行实际分析时，也要考虑分析精度的要求，因为精度要求不同，对网格质量的要求也随之变化，而精度要求相同时，由于求解参数不同，对网格质量的要求也不尽相同，比如对求解位移和应力这两个因素的精度要求相同时，由于有限元分析首先计算节点的位移，然后再推算出相应的应变值和应力值，也就是说位移的准确性要高于应变和应力，在这种情况下，求解位移的数值模型的网格质量要求要低于求解应力的模型。

在有限元分析的过程中，要根据不同的分析类型、几何特征、计算机硬件水平、精度要求等因素来确定网格单元，并经过不断的摸索和验证，才能保证建立符合实际的高效率的有限元模型。

参考文献

^[1^]陈锡栋^,杨婕^,赵晓栋^,等.有限元法的发展现状及应用^[J^].中国制造业信息化^,2010^,39⁽11^):6-12.

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[5]张俊.有限元网格划分和收敛[J].CAD/CAM与制造业信息化,2010(4):99-103.

[6]宋少云,尹芳.有限元网格划分中的圣维南原理及其应用[J].机械设计与制造,2012(8):68-70.

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[8]李楚琳,张胜兰,冯樱,等.Hyperworks分析应用实例[M].北京:机械工业出版社,2007.

[9]古成中,吴新跃.有限元网格划分及发展趋势[J].计算机科学与探索,2008,2(4):248-259.

[10]BABUSUKA I,et al.Practical Aspect of A-posteriori Estimation for Reliable Finite Element Analysis[J].Comp&Stru,1998,66(5):627-664.

HyperMesh 篇2

基于Hypermesh的小型清扫车车架有限元分析及优化

介绍了某小型电动清扫车车架的强度刚度的`有限元分析方法,以组合单元法建立了车架有限元分析模型,运用有限元法分析了该车架在典型工况下的应力水平和分布情况,在此基础上对该车架进行优化,为小型电动清扫车的设计提供了一种设计思路.

作 者：周全 李卫平作者单位：武汉理工大学汽车工程学院,湖北武汉,430070刊 名：专用汽车英文刊名：SPECIAL PURPOSE VEHICLE年，卷(期)：“”(1)分类号：U469.6+9.02关键词：车架 有限元 Hypermesh 优化

HyperMesh 篇3

关键词：前板簧支架,静强度分析,可靠性

引言

重型汽车的钢板弹簧支架是汽车行驶系统中的一个重要构件, 它的功用是将汽车在行驶过程中路面作用于车轮上的力传递到车架上, 以保障车辆的正常行驶[1]。车辆在行驶时, 由于用户超载、路况差以及共振等原因, 板簧支架受力比较复杂[2], 如果设计的支架强度不能满足使用要求, 会对车辆行驶安全造成极大的安全隐患。着计算机仿真技术的发展, 在产品设计初期, 利用有限元分析技术可以有效的进行设计改进和缩短开发周期, 从而获得最佳结构设计。它能在工程结构设计的初始阶段为设计者提供一个概念性设计[3]。本文通过Hypermesh软件对某轿运车前板簧支架进行有限元结构分析, 在满足强度要求的同时达到减重的设计目标。

1、材料属性和边界条件

约束:前板簧支架与车架连接孔位三个。约束纵梁两端节点自由度1~6;载荷:在提供的装配模型中找到加载位置, 分别对制动、左转向、右转向和垂向四种工况加载扭矩。

2、设计优化

参照原模型结构, 结合设计经验对模型进行优化减重[4], 优化后模型质量5.16g, 较原模型减重1.01kg。

3、静强度分析

对该前板簧支架优化前后模型各工况静强度分析结果如下图[5]:

4、结论

经过对原模型和优化后模型制动扭矩工况、左转弯扭矩工况、右转弯扭矩工况、垂向扭矩工况的静强度分析计算, 优化设计后模型在减重1.01kg的条件下, 各工况静态安全因子都大于1, 均满足强度要求;从轻量化角度而言, 新方案优于原方案。

参考文献

[1]陈本军.基于UG的汽车板簧弹簧前支架有限元仿真.制造业自动化.2009.

[2]韩建保等.某型装甲破障车车体结构强度有限元仿真研究.机械强度.2006.

[3]王望予.汽车设计.北京:机械工业出版社, 2003.

[4]周中坚, 卢耀祖.机械与汽车结构的有限元分析.长春:同济大学出版社, 1997.

HyperMesh 篇4

近年来随着国内经济的高速发展, 叉车等搬运设备的使用已经逐步代替了人力搬运。现今的叉车是以货叉为主要工作装置, 其他简单、特殊的工作装置为辅助手段。当遇到筒状物如纸卷、油桶等物体, 就需要专业的属具, 如纸卷夹来实现货物的快速搬运, 并可减少对货物外形的损坏。根据造纸行业的统计, 使用普通不带纸卷夹的叉车, 纸卷的破损率高达15%, 并且存在二次搬运的弊端。根据国外公司的统计, 在不到1年的时间内, 破损纸卷的损失就抵上一台属具的价格, 而购买纸卷夹且使用频繁的用户会在更短的时间内收回成本。

1 结构设计

1.1 纸卷夹组成

纸卷夹主要有由液压马达1、减速箱2、滑架3、夹板4、活动臂5、夹持油缸6、回转支承7、固定臂8组成, 见图1。

液压马达1通过减速箱2驱动回转支承7的回转圈, 回转支承7的固定圈与滑架3连接, 回转支承7的回转圈与固定臂8连接, 活动臂5铰支在固定臂8上, 夹持油缸6的两端分别固定在活动臂5和固定臂8上, 当液压油缸6有压力时, 活动臂5运动来夹持纸卷, 当液压马达1有压力时, 整个纸卷夹随着固定臂8和活动臂5一起转动, 夹板4分别安装在活动臂5和固定臂8上, 用来和纸卷接触, 而不损伤纸卷。

1.液压马达2.减速箱3.滑架4.夹板5.活动臂6.夹持油缸7.回转支承8.固定臂

2.2 夹持范围

本纸卷夹可以夹持直径330~1 150 mm的纸卷, 纸卷重1 300 kg。如图2。

3 受力分析

当夹持圆筒直径为1 150 mm时, 纸卷夹承载1 300 kg, 在这种状态下, 对纸卷夹受力分析如图3。

f为夹板与纸卷的综合摩擦系数, 由于夹板表面的特殊处理, f>0.8;n为安全系数, 取值范围1.5~2.5, 本文取最大值n=2.5, Fmax=n·G/f=40625N。

然后根据Fmax来推算油缸推力P:

最后来推算油缸直径D:

D=10.44 cm, 取整为105 mm。p为工作压力16.0 MPa, D为夹持油缸直径。

4 CAE分析

4.1 水平状态分析

旋转抱夹综合承载1.3 t。在水平加持工况下, 抱夹长臂承受40 625 N支撑反力, 方向垂直于夹板。

短臂承受40 625 N的支撑反力同时也承受13 000 N的货物重量, 方向也是垂直于夹板。

约束上滑块水平面的y向移动自由度, 倾斜面的z向移动自由度, 同时约束货叉架下横梁在底板z向移动自由度。

考虑1.25倍动载系数, 水平夹持工况下模型的加载方式如图4所示。

4.2 竖直状态分析

由于旋转抱夹在使用过程中可以360°自由旋转, 因此其竖直夹持工况下的应力分布情况也应该模拟分析。

在竖直夹持工况下, 抱夹长臂同样承受40 625 N支撑反力, 方向也垂直于夹板, 另外还承受竖直向上的摩擦力6 500 N。

短臂承受40 625 N的支撑反力同时也承受约竖直向上的摩擦力6 500 N。

约束上滑块水平面的y向移动自由度, 倾斜面的z向移动自由度, 同时约束货叉架下横梁在底板z向移动自由度。

考虑1.25倍动载系数, 竖直夹持工况下模型的加载方式如图5所示。

5 尺寸优化设计

5.1 初步改进方案

底板和安装底座的应力值在300 MPa以内, 并且在实际建模时底板上的结构有所删除, 因此实际的应力值可能还会小一些, 所以底板和安装底座选用Q345材料。另外尺寸统一采用16 mm厚的板材, 这样可以减少原材料的种类。

在两种工况下油缸支座的应力都比较大, 考虑到它是直接受力件, 因此把它的厚度增加10 mm, 同时材料选用Q345。

根据表1和表2中的数据, 其余部件的结构材料选用Q235A。

5.2 尺寸优化

由于纸卷夹的自重直接影响到整机的综合承载能力, 因此评价纸卷夹的自重显得非常重要, 我们将初步设计的纸卷夹自重与国外两大属具制造商生产的同类型同吨位纸卷夹进行了比较。

通过对比可以看出, 初期设计方案自重相比较重, 因此利用Hyperworks提供的优化工具Optistruct对现有结构进行优化。

5.2.1 Optistruct结构优化设计方法简介

Optistruct是基于有限元法的结构优化设计工具, 它提供拓扑优化、形貌优化、尺寸优化、形状优化以及自由尺寸和自由形状优化, 这些方法被广泛应用于产品开发过程的各个阶段。

5.2.2 结构优化的数学模型及名词描述

优化三要素:1) 目标 (Objective) 优化设计的目的就是要求所选的设计变量使目标函数达到最佳值min (max) f (xi) ;2) 设计变量 (Design Variables) :是在优化过程中发生改变从而提高性能的一组参数xi, i=1, 2, 3, …, n。3) 设计约束 (Design Constraints) 优化设计的约束值是对设计变量取值的限制, gj (x) ≤0, j=1, …, m。

5.2.3 纸卷夹的尺寸优化

尺寸优化是Optistruct中提供的另一种优化设计, 是设计人员对模型形状有了一定的设计思路后进行的一种细节设计, 它是通过改变结构单元的属性, 如壳单元的厚度、梁单元的横截面属性等, 以达到一定的设计要求。

从纸卷夹的初期方案来看, 长臂、短臂、长短臂外弧板均选用10 mm材料为Q420的板材, 且为整体结构使用量最大的一种板材, 而分析结果显示长短臂的应力最大。因此在保证长、短臂应力满足条件的前提下, 对此种板材厚度进行优化, 可能大幅降低结构的自重。

优化问题描述如下:

响应:体积响应, von mises应力响应;

设计目标:体积最小 (体积响应) ;

约束:应力小于400MPa (von mises应力响应) ;

设计变量:壳单元厚度在5~10 mm之间;

设计空间:长臂、短臂。

1) 水平夹持工况尺寸优化结果。共进行了8次迭代, 查看out文件可以看到:厚度变化范围从5~8 mm时, 通过优化找到最佳厚度为6.55 mm。

2) 竖直夹持工况尺寸优化结果。共进行了9次迭代, 查看out文件可以看到:厚度变化范围从5~8 mm时, 通过优化找到最佳厚度为7.654 mm。

两次优化结果的板材厚度分别是6.5 mm和7.654 mm, 考虑现有钢材品种, 最终选取8 mm厚、材料为Q420的材料制作长短臂及长短臂内外弧板。

最终优化结果纸卷夹结构件质量为305 kg。

5.2.4 优化后新方案校核

对优化后结果重新建立有限元模型, 重新计算校核纸卷夹结构, 验证优化结果。从分析结果可以看出, 新方案完全符合要求。

5.3 结论

分析结果来看, 纸卷夹质量降低53 kg。

预设使用1.5 t叉车安装纸卷夹, 优化前纸卷夹质量M=378 kg, 水平重心CGH=205 mm, 计算得出CN=1 055 kg;优化前纸卷夹质量M=325 kg, 水平重心CGH=189 mm, 计算得出CN=1 098 kg, 有效地提高叉车和属具的综合承载能力。

摘要：根据纸卷夹工作状态、夹持物体形状, 初步确定其结构, 整体进行CAE三维建模, 导入Hyperworks软件进行静力学分析, 并通过分析的结果进行尺寸优化设计, 从而降低了纸卷夹的质量, 提高了纸卷夹的综合承载能力。

关键词：纸卷夹,优化设计

参考文献

[1]李芳, 凌道盛.平面应力问题的结构拓补优化[J].浙江工业大学学报, 2000, 28 (3) :220-223.

[2]Mlejnek H P, Schirrmascher R.An engineer’s approach to optimal material distribution and shape finding[J].Comput Method Appl Mech Engrg, 1993, 106 (1-2) :1-26.

[3]陆植.叉车设计[M].北京:机械工业出版社, 1991.

HyperMesh 篇5

目前轻型卡车车轮的故障模式主要有两种:一种为轮辐的开裂,另一种为车轮的失圆。其中市场反馈的轮辋失圆问题,实际测量故障件后发现绝大部分轮辋并未失圆,其根本原因是车轮动平衡失效导致车辆抖动,进而反馈为轮辋失圆,此类问题与轮辋总成结构关系不大,故本文主要对轮辐开裂问题进行探讨。

市场反馈某轻型卡车车轮总成开裂故障率较高,主要表现为轮辐通风孔与通风孔连接处开裂(如图1所示)。对故障件的尺寸、材质及金相进行检测,发现均满足图纸及标准要求,排除该问题是由零部件的质量问题引起的。

根据上述情况,初步怀疑设计结构不能满足用户的使用强度。对车轮总成进行CAE分析,确定设计结构强度。

2、CAE分析

依据GB/T5909《商用车辆车轮性能要求和试验方法》,应用hypermesh模拟车轮总成动态弯曲疲劳试验。结合车轮实际受力情况及台架试验方法,以尽可能模拟车辆行驶过程的实际情况为原则,确定CAE分析工况:

(1)固定方式:由于轮辋底部变形量最小,故将其看作无变形,采用“固定”约束将轮辋底部的面固定;

(2)连接方式:①由于在hypermesh中轮辋与轮辋的连接较为困难,且开裂位置不是轮辐与轮辋间的焊接结构,故其连接强度可不考察,为简便操作可在UG中求和做成一体,②6个螺栓孔分别用RBE2模拟螺栓连接,为使结果更为接近实际连接范围应与球面范围一致;

(3)施加载荷及力臂长度确定:该种车轮总成型号为5.5F,由于市场上货车超载严重,无法得到各车型实际最大载荷质量,因此无法根据整车来确定车轮的受力情况,在此可认为轮胎的最大负荷能力即为轮辋的最大载荷(如超过最大负荷能力则会出现爆胎危险),因此可确定该车轮的最大受力,即规格为7.50R16 14PR的轮胎的单胎负荷能力1500kg;按下列公式确定弯矩M (力×力臂):M=(μ·R+d).Fv.S式中,M一弯矩,单位为N·m。

μ一轮胎与路面间设定的摩擦系数,取0.7。

R—车轮或车轮制造商规定的该车轮配用的最大轮胎的静态负荷半径,为0.375m。

d—车辆的内偏距或外偏距,为0.127M

Fv—车辆或车轮制造商规定的车轮额定负载值。在此选所用轮胎的最大单胎负荷,即(1500×9.8) N。

S—强化试验系数,取1.10。

计算的M=(0.7×0.375+0.127)×1500×9.8×1.1,其中,可将(0.7×0.375+0.127)=0.3895m设为力臂长度,在UG中车轮中心线下侧距轮辐平面0.3895m创建一个点,作为受力主点,将其用RBE2与6个通风孔的REB2中心点相连;(在实际试验当中,载荷作用在加载臂上,加载臂通过安装螺栓与轮辐相连接;本文中CAE模拟将加载臂及螺栓连接结构均用RBE2连接来简化模型,对分析结果影响不大)。

则1500×9.8×1.1=16170N为施加载荷;为了更为合理的分析应力情况,将施加载荷方向设为沿螺栓孔方向;

(4)材料:轮辐实际材料为BG380CL,轮辋为12LW,分析时均设为一种材料;

(5)网格:采用三维网格,网格大小2;

对模型进行求解,结果显示轮辐最大应力在螺栓孔附近在320MPa左右,市场轮辐开裂是在螺栓孔与通风孔之间,故查看通风孔处应力,最大应力位于靠近螺栓孔的圆弧过渡处,最大应力为140MPa左右。而轮辐的材料为BG380CL,其抗拉强度为(380～480) Mpa,由上述分析可知螺栓孔附近最大应力已接近抗拉强度,易发生开裂,且车辆实际运动中,车轮总成承受交变载荷,使轮辐疲劳开裂的风险大大增加。

根据轮辐实际开裂均为螺栓孔与通风孔之间及CAE分析结果,必须对螺栓孔附近进行加强,同时需要对通风孔结构进行优化。

3、结构优化

通过上述分析并与公司其他车轮的轮辐通风孔、螺栓安装孔、轮辐截面形状、材料、料厚等进行分析,最后确定两个主要因素对轮辋应力影响较大:(1)通风孔形状、尺寸(2)材料料厚。

3.1 通风孔优化

要减小通风孔应力必须减小通风孔的面积尺寸,同时要兼顾制动的散热效果,重新设计通风孔。

对新技术状态车轮总成进行CAE分析并与老状态的分析结构进行对比,分析模型建立同本文中第二项CAE分析中的建立方法及工况。

结果显示,最大应力由320MPa下降到300MPa,通风孔处最大应力由140MPa下降到125MPa,应力有一定的下降,但考虑CAE分析与实际的符合性可能存在误差,并不能实际说明改善情况;需要通过试验测量是否真的有所改善。按两种技术状态,贴应变片进行应力测试试验,结果如表1所示。可以确定,通风孔减少可以有效减小通风孔处应力。

注:试验测量应力远小于CAE分析值,主要是由于通风孔最大应力部位无法贴取应变片,故应力值较小。

3.2 轮辐料厚增加

考虑对轮辐料厚进行增加,厚度由8mm提升至10mm,为保证加厚的车轮不会对转向等相关结构造成影响,应将轮辐厚度向车轮总成外侧加厚。

首先进行CAE分析确定加厚对车轮总成应力大小的影响。(分析的轮辐均采用新通风孔结构)。

CAE分析数据见表2:

经过加厚的轮辐最大应力值相比加厚前下降了20.6%,效果明显;为充分验证新车轮的动态弯曲疲劳强度,分别对问题轮辋、修改通风孔的轮辋及料厚加厚的轮辋进行动态弯曲疲劳强度台架试验。试验结果如表3所示。

通风孔减小且料厚增加后,疲劳寿命增加45%,台架试验破坏位置为螺栓孔与通风孔之间,与市场实际情况及CAE分析结果一致。

4、改进

通过CAE分析及台架试验结果来看,通风孔减小且料厚增加的新设计车轮相比问题车轮有很大改善,满足切换条件。但充分为用户的使用安全性考虑,还需进行可靠性路试。小批量试装试验车辆后,超载1.5倍进行可靠性路试,车轮没有开裂。对现有问题轮辋进行批量切换,对切换后该种型号轮辋进行市场跟踪,新车轮市场表现良好,投放市场一年后开裂故障率下降为0。

5、结论

本文对车轮总成中的轮辐开裂问题应用CAE分析进行模拟分析,避免结构优化过程中资源及时间的浪费,同时为后续的设计工作及同类问题解决提供了方法和依据。

参考文献

[1]陈家瑞汽车构造.机械工业出版社,2008.

HyperMesh 篇6

随着生活水平的提高, 人们对轿车的舒适性与操控性提出了较高的要求。副车架的刚度、强度对整车的振动舒适性、行驶平顺性、安全性及寿命有着很大的影响。因此, 副车架的强度和刚度在整个汽车设计中显得十分重要。

本文采用计算机仿真方法对某汽车前副车架进行结构强度分析仿真研究。依据厂家提供的性能要求, 对比分析仿真结果与实验结果, 确定仿真结果是否准确, 验证仿真方法的正确性, 从而为汽车前副车架的优化设计提供理论依据[1]。

1副车架几何模型

在HyperMesh输入数据的过程可以是Files/import/GEOM下输入Catia的model格式文件[2], 或者在Catia中将模型文件另存为IGES或STEP中间数据格式, 然后Files/import/GEOM, 导入的CAD模型装配体共含46个部件, 主体部分由1 890个片体 (即曲面) 组成, 如图1。

2有限元模型的建立

本文采用板壳单元模型, 单元总数55 032, 其中四角形单元51 433个和三角形单元3 599个, 零件之间的连接采用837个刚性单元和16个梁单元进行模拟。

有限元模型见图2。

3副车架的静力分析

随着有限元法在汽车结构性能分析中的应用与发展, 汽车车架结构静力有限元分析已经成为汽车车架结构性能分析必不可少的内容。副车架刚度是其本身的固有特性, 反映的是车架抵抗变形的能力, 是评价副车架结构性能的重要指标之一。而且车架刚度对车架的其他性能, 如强度、振动、噪声和疲劳特性等也有很大影响。满足刚度要求是车架结构设计的重要目标之一[3]。

3.1边界约束及载荷处理

本文模拟台架试验下的副车架垂直受力工况下, 副车架实际安装固定点简化成六个自由度完全约束, 载荷施加在减震器座上, 力的大小是25 kN, 方向相反。如图3。

3.2材料参数

计算中所使用的材料参数如下:

弹性模量:206 GPa, 切变模量:79.4 GPa, 泊松比:0.3, 长度单位为:mm。

3.3应力计算结果与分析

计算得到的应力集中部位与台架试验的破坏部位对比如图4、图5, 图片进行对比可以看出, 有限元计算出的应力集中部位和台架试验疲劳破坏处吻合。

4结论

通过利用有限元软件HyperMesh计算得到的结果与台架试验的结果进行对比, 说明对汽车零部件进行分析是可行的, 同时也说明CAE分析过程中的假定、简化、建模与分析方法基本正确, 从而为副车架改进设计提供了理论根据。

摘要：利用HyperMesh软件对某引进车型前副车架进行有限元分析, 解决了在CAE软件中修改和重建几何模型的关键技术问题。建立了副车架结构的几何模型和以壳单元为基本单元的副车架有限元分析模型。对副车架进行结构静力分析, 计算该副车架在垂直受力工况下的刚度、强度, 并对比台架试验结果, 可为副车架结构改进提供依据。

关键词：HyperMesh,副车架,有限元

参考文献

[1]张胜兰, 郑冬黎, 郝琪, 等.基于HyperWorks的结构优化设计技术.北京:机械工业出版社, 2007

[2]于开平, 周传月, 谭惠丰.HyperMesh从入门到精通.北京:科学出版社, 2005

HyperMesh 篇7

HyperMesh软件是美国Altair公司的产品,是世界领先的、功能强大的CAE应用软件包。它支持很多不同的求解器输入输出格式,这样在利用HyperMesh划分好模型的有限元网格后,可以直接把计算模型转化成不同的求解器文件格式,从而利用相应的求解器进行计算。

应用HyperMesh进行有限元分析的流程如图1所示[1,2,3]。

2建立几何模型

本文利用HyperMesh进行齿轮的受力分析。

首先采用SolidWorks2004建立齿轮的几何模型,模型建好后将其另存为IGES格式,然后通过HyperMesh任意页面下的files/import/GEOM/IGES页面导入IGES格式的齿轮。图2是导入到HyperMesh中的齿轮几何模型。导入后,模型全部变成由原来实体的外表面组成的闭合面,其尺寸大小及外表面几何特征信息无任何改变,导入的模型质量良好。

在HyperMesh中所有数据均可通过任意页面下的collectors来创建、存储和管理。通过任意页面中的collectors//crea//mats来设置材料的弹性模量、泊松比和密度等参数,所有参数尽量都采用国际标准单位。当设置完材料参数后,通过任意页面下的collectors/creat/comps为下一步要生成的网格选择单元类型和材料属性。HyperMesh处理后的齿轮模型[4]见图3。

3对齿轮进行受力分析

3.1 对齿轮传动系统进行动态特性分析

通常对齿轮传动系统进行动态特性分析的主要内容如下[5,6]:

(1) 对齿轮系统的固有特性进行分析。其中包括运用集中参数法对齿轮传动系统的固有频率及其振型进行研究;然后利用有限元法对齿轮轮体结构与箱体结构的固有频率和振型做计算;最后通过对灵敏度的分析和动态优化设计方法的研究对系统的固有频率和振型、几何参数与结构参数的关系进行结构动力修改。

(2) 动态响应分析。即在动态激励作用下齿轮系统的动态响应,它包含两轮齿之间的动态啮合力;轮齿激励在整个系统之间的传递;还有传动系统中各零件之间的动态响应与箱体结构之间的动态响应。

(3) 动力稳定性分析。齿轮啮合系统可以认为是一种参数激励系统,相较于一般的动力传动系统,它具有动力稳定方面的问题。通过对齿轮啮合的参数激励动力稳定性的分析来确定影响稳定性的因素、稳定区和非稳定区,目的是为齿轮系统的设计提供指导。

(4) 齿轮啮合系统的参数对动态特性的影响。对啮合系统的各种动态性能进行研究时,主要考虑它的自身结构和自身几何参数对齿轮动态性能造成的影响。以系统动力学模型为基础,对参数的灵敏度进行分析,可以定量地了解各类参数的灵敏度程度,为整体结构方面的设计或修改提供重要的帮助,也可以在此基础上对齿轮啮合系统的动态优化设计进行详细的分析与研究。

(5) 动强度分析。主要采用有限元的方法对齿轮传动系统的动强度进行详细分析,分析系统的各零件在动载荷的作用下的应力状态。对于齿轮副而言,则侧重分析主动齿轮和被动齿轮的齿根弯曲应力和齿面接触应力。

3.2 静态运算

图4和图5分别为齿轮的静态计算应力和应变分布图。在高速转动的状态下,齿轮副失效形式主要来自齿轮之间接触应力引起的疲劳点蚀,由图5可知,齿轮变形较小。

3.3 动态运算

在齿轮轮齿的啮合过程中,动力方面的因素会对轮齿的受力和变形产生较大的影响,尤其在轮齿啮入与啮出的时候,由于轮齿受力引起变形,会在一定程度上引发较大的啮合冲击力。因此一般情况下要首先精确地建立齿轮轮齿的几何模型,然后在对齿轮啮合静力分析的基础上进行动力接触的有限元分析,从而有效地对齿轮轮齿啮合过程中的应力变化情况进行直观明了的仿真分析,得到轮齿应力在整个啮合过程中随时间的变化情况。

轮齿啮合的过程中,齿轮啮合状态主要包括单齿对啮合和双齿对啮合两种情况,并且两种情况交替变化。主动齿轮的轮齿由啮入到啮出之间,齿根处的应力会随着啮合点的变化呈现增大的趋势,单齿对和双齿对两者啮合的状态交替变化并产生或大或小的波动,并且在轮齿即将退出啮合过程时,齿根应力会迅速减小。同时,产生轮齿啮合时接触应力的突变,即在双齿对啮合的状态下其应力值呈现较低的趋势,在单齿对啮合状态下应力值会明显升高,而两种状态进行相互转换时的应力值更是会发生明显的变大。其原因是:当由一对齿轮轮齿啮合进入双齿啮合状态时,两齿对之间载荷分配会产生较为明显的变化,中间轮齿逐渐演变为主要承载的轮齿,导致啮合处的应力变得很高;前一对轮齿在退出啮合后,会进入中间轮齿单独啮合的状态,啮合处的应力值比双齿啮合时明显增加;而当下一对齿轮轮齿进入啮合状态时,中间轮齿啮合处的应力值又随之变小。图6和图7分别为齿轮的动态应力和应变图。

由图6和图7可知:最大应力为537 MPa,产生位置为两齿轮啮合处;最大位移为0.196 mm,发生在主动齿轮齿顶处。通过计算发现,在大齿轮转动的过程中,小齿轮的齿根处有最大的主应力,该处应力最大值为537 MPa,小于经验值1 100 MPa,满足设计要求。

4小结

本文从现实应用问题着手,通过对有限元分析软件的有效运用,对相互啮合齿轮的轮齿动态啮合进行了仿真与计算分析,对分析轮齿啮合过程中应力分布与变化有积极的意义。

摘要：运用三维软件对双啮合斜齿轮进行建模,将模型导入HyperMesh软件中进行网格划分。并对经由HyperMesh处理后的几何模型进行了静态和动态的受力分析。

关键词：斜齿轮,HyperMesh,受力分析

参考文献

[1]卢玉明.机械零件的可靠性设计[M].北京:高等教育出版社,1989.

[2]杨生华.齿轮接触有限元分析[J].计算机力学学报,2003,20(2):159-194.

[3]Lin Hong,Binoniemi Robert R,Fett Gregory A.Contactfatigue tests and life simulations using computational fracturemechanics[J].SAE Technical Paper,2005(1):3806.

[4]Lin Hong,Binoniemi Robert R,Fett Gregory A.Contactfatigue tests and contact fatigue life analysis[J].SAETechnical Paper,2005(1):795.

[5]陶振荣.齿轮接触疲劳强度计算方法的探讨[J].机械设计与制造,2007(7):15-17.

HyperMesh 篇8

关键词：车架,板簧悬架,有限元

前言

在车架强度有限元分析过程中,板簧悬架模型至关重要,其直接关系到车架强度分析的准确性。在各种文献中,板簧悬架的模型被广泛使用,但其模型是否能够与实际相符合,一直无人探讨。

笔者以在职单位的某款轻型卡车底盘为研究对象进行实物加载试验,基于车架CAD模型和板簧悬架相关零部件的性能参数,综合利用Hypermesh,Msc.nastran有限元分析软件建立有限元模型和计算,对比分析结果与试验数据的吻合程度,为以后车架强度分析提供参考。

分析流程如下:

(1)选取具有便于加载、记录及有限元模型建立的悬架结构的轻型卡车底盘,尽可能减少其他不明确的载荷、工况等因素对分析问题的影响;

(2)对轻型卡车底盘进行加载试验,使其车架出现明显的塑性变形,记录相关试验数据;

(3)根据车架CAD模型及约束条件通过Hypermesh建立有限元模型,利用Msc.nastran计算得出理论数据;

(4)对CAE分析结果和试验数据进行对比分析,得出结论。

1、轻型卡车底盘的选取及加载试验

轻型卡车一般为两轴结构,具有前悬架和后悬架。由于轻型卡车前部及中部承受驾驶室、驾驶员、副驾驶员、发动机、变速箱、油箱等载何的作用,受力较为复杂,有限元模型难以精准模拟其真实受力情况。相反,在轻型卡车后部受力情况简单很多,特别是对于不带货箱的二类底盘,其不受多余外载荷的作用,便于验载荷的施加及确保影响因素的唯一性。

轻型卡车的后悬架多为主、副簧的板簧悬架,有副簧支架,其特点是当载荷较小时,仅主簧工作,当载荷达到一定值时,副簧与副簧支架接触,副簧开始起作用。为避免副簧支架受力对车架强度的影响,本文采用另一种副簧下置(不带副簧支架)的结构。

在汽车行驶过程中,典型的工况包括弯曲、扭转急刹制动和转弯4种工况。弯曲工况很容易通过施加验证载荷达到,且容易记录载荷和变形量。

综上所述,本文选取副簧下置的后悬架为研究对象,通过对车架尾梁施加集中载荷,使车架出现弯曲变形,具体理论模型示意图见图1。

按图1模型对车架进行逐渐逐级加载:载荷量从1000Kg开使,增量为200kg,每次加载后进行释放载荷,记录尾梁离地高度,直至加载到尾梁不能恢复到加载前的高度为止,说明此时车架已发生塑性变形,明显塑性变形位置见图2。记录下载荷为1800Kg,尾梁竖直位移量为47mm。

2、有限元模型建立

2.1 网格划分

该车架为典型的边梁式车架,车架纵梁和横梁均有薄板件冲压成型,其长度远大于厚度,可以采用壳单元来模拟。车架CAD数模在UG NX6.0中建立,由于Hyperworks对IGES格式导人效果较好,故将模型转换为IGES格式。采用HyperWorks中的BatchMesher对IGES文件进行中性面抽取和网格划分并将划分完的网格的文件导入Hypermesh中,检查其网格质量。对于错误网格应通过改变切割单元、改变节点位置等手段进行修改,保证错误网格为零。

网格质量的优劣网格质量的优劣将对计算结果产生较大的影响。因此对网格质量的控制就显得尤为重要。图3是网格质量控制参数,其中单元长宽比小于5:1:翘曲角小于15°:雅克比大于0.6:三角形单元占总单元比例不超过5%。

划分网格后的车架模型有节点31062个.单元29123个,其中四边形单元27870个。三角形单元1253个,三角形单元占总单元的比例为4.3%。网格质量见表1。

2.2 连接方式处理

车架各横梁和纵梁通过铆接连接,采用方便、快捷的点对点的rbe2连接即用rhe2将圆孔中心的主节点和圆孔周围6个从节点连接起来.再用rbe2单元连接上下两圆孔的中心,具体铆接连接模拟方式见图4。

2.3 悬架模拟

轻型卡车底盘的后悬架具体的连接方式为,板簧前端固定在车架的板簧固定支架上,板簧后端通过板簧吊耳与车架上的板簧吊耳支架连接。为研究方便,在板簧前后安装点用点来模拟,并通过rbe2将该点与车架上相应的铆接孔连接。将板簧简化成CBUSH[,分别与模拟点连接。

2.4 约束与加载

为降低计算量,截取车架后半部分为研究对象。在弯曲工况下,截面处存在弯曲变形,所以对截面的各个节点Z向及绕Y轴旋转两个自由度不予约束,其余四个自由度进行约束;板簧托即后桥为固定连接,进行六个自由度的完全约束;板簧与车架的连接不是固连,而是在一定自由度上可以发生运动:板簧固定支架处可以发生相对转动,板簧吊耳支架处可以发生相对转动和滑动,对板簧卷耳和吊耳分别施以相应的约束。

根据图1中的模型及试验加载数据,对有限元模型施以1800Kg载荷,用以车架强度计算。最终车架有限元模型见图

2.5 赋材料及属性

钢板弹簧CBUSH赋予刚度值为271N/mm;对车架纵梁、各横梁及连接板赋予510L材料,材料的力学性能见表2。

2.6 导出计算及查看结果

将hypermesh文件导出成bdf格式,用Msc.nastran打开计算并查看分析结果,图6、图7分别为车架的最大应力点及最大位移点。

3、加载试验及有限元分析结果对比

将加载试验和有限元分析得到的加载载荷、尾梁位移量、变形位置进行对比,加载试验与有限元分析数据对比见表3。

由上表可以看出,在相同位置加载相同载荷的情况下,试验和有限元分析结果均出现塑性变形且变形位置相同,尾梁位移量也基本相同。结果充分证明了板簧悬架模型的合理性。

4、结论

本文通过合理的模型选取,采用试验和有限元分析结果作对比,充分证明了在车强度分析中,板簧悬架模型的正确性,为新车架的开发提供参考。

参考文献

[1]杨莹.基于Ansys Workbench的货车车架有限元分析[J].农业装备与车辆工程,2013,51.

[2]刘素红.一种客车车架结构的有限元分析[J].机电工程,2010,27.

[3]张胜兰.HyperWorks的车架模态分析[J].机械设计与制造,2005,4.

[4]纪飞龙.基于HyperWorks的某车架铆接方式的对比分析[J].湖北汽车工业学院学报,2011,25.

[5]郭雷.轻型卡车车架应力试验及有限元分析研究[J]汽车实用技术,2013,12.

[6]王钰栋.HyperMesh&HyperView应用技巧与高级实例[M].机械工业出版社.