LMU结构的强度分析

LMU结构的强度分析（精选九篇）

LMU结构的强度分析 篇1

随着吊装行业的不断发展,履带式起重机向大型化、复杂化发展,要求强度越来越高,对设计的方法和手段提出了更高的要求[1]。履带式起重机桅杆是臂架拉板和变幅卷扬钢绳之间的支撑联接部件。起重机作业前,臂架需要在地面组装好,然后通过变幅系统将臂架起臂到工作角度。目前,在我国履带起重机桅杆设计中只对正常作业工况下的桅杆结构做了受力分析,忽略了非作业工况下桅杆的设计要求。由于桅杆结构起升的特殊性,使得桅杆结构往往因局部受力强度过大而出现弯曲或损坏的现象[2,3]。对于履带起重机桅杆设计问题的分析尚缺少有效的方法,很少有文献发表。

本文针对桅杆起升机构的结构进行有限元分析,不仅可以得到在作业工况和非作业工况下其结构中的应力分布规律和变形情况,找出结构中应力值较大的关键点,检验结构强度,还能进一步了解各种载荷对桅杆结构应力分布的影响,为桅杆起升机构的设计提供依据。

1 履带起重机桅杆结构的建模

运用Solidworks软件对履带起重机桅杆结构进行三维实体建模,运用ANSYS与Solidworks的专用接口将桅杆的三维实体模型导入有限元分析软件ANSYS中形成履带起重机桅杆的有限元模型[4]。

1.1 履带起重机桅杆结构的三维实体建模

应用Solidworks软件将桅杆结构的二维图形转化为三维实体模型是本课题的第一步工作。根据现有的某型号履带起重机桅杆的二维图样、图片和相关技术资料,首先确定了桅杆各个部分的结构尺寸,然后在Solidworks中应用曲面建模的方式建立桅杆的三维实体模型,生成在Solidworks软件下的Part文件[5,6]。论文所研究的履带起重机桅杆结构主要是由薄壁板焊接而成的箱型门字形框架结构。

1.2 履带起重机桅杆结构的有限元模型建模

ANSYS与Solidworks有专用接口,先将Solidworks的Part文件储存为 *.x_t的格式,然后在ANSYS内,应用Import命令,即可导入桅杆的Solidworks模型。由于桅杆焊缝的强度与桅杆钢板钢材基本一致,将钢板与钢板之间的焊缝看成是一体,选取相同的材料属性。建立桅杆结构的有限元模型关键是选择合适的单元。本文选用主要材料参数如表1所示。网格划分采用总体单元尺寸控制,桅杆约划分为15 669个单元。根据板的不同厚度尺寸,桅杆结构的壳单元共有5种厚度,如图1所示为桅杆有限元模型[7,8]。

2 桅杆的性能特性及结果分析

运用有限元分析软件ANSYS对桅杆进行有限元静力学分析,主要进行最大吊重作业工况、起臂非作业工况和桅杆自起非作业工况分析。强度是金属材料在外力作用下抵抗永久变形和断裂的能力,是评价履带起重机桅杆结构性能的重要指标之一。满足强度要求是履带起重机桅杆结构设计的主要目标之一。本文将计算分析以上几种工况下的桅杆整体弯曲强度,并通过计算结果来分析桅杆结构设计的合理性。

2.1 边界约束及载荷处理

在最大吊重作业工况和起臂非作业工况下的边界约束相同,都为桅杆转动轴位置的节点位移为零。分别计算了在以上两种工况下的桅杆弯曲应力分布,由于桅杆自身重力相对钢丝绳拉力较小,所以在此情况下计算将重力忽略。在变幅滑轮组14个滑轮中心位置处取14个力的作用点,如图2所示,观察桅杆结构的应力分布情况;然后通过ANSYS软件计算整体弯曲情况。

在桅杆自起非作业工况下,桅杆受力最大情况发生在桅杆旋转到45°时,本文对这种情况进行了分析。在桅杆受力最大时由于油缸处于溢流状态,所以边界约束为桅杆转动轴轴心位置和滑轮组中心的节点位移为零。加载点有以下几个:桅杆的重心点、与油缸连接处和托架与桅杆的接触面。观察桅杆结构的应力分布情况;然后通过ANSYS软件计算整体弯曲情况,如图3所示。

2.2 应力计算结果及分析

最大吊重作业工况和起臂非作业工况下,均布载荷的应力分布如图4(a)、图4(b)所示。从图4(a)、图4(b)中可以看出在这两种工况下应力的分布基本一致,这说明虽然工况不同并没有改变桅杆的整体应力分布。图4(a)中桅杆所受到的最大应力值为174 MPa,出现在桅杆根部;最大位移出现在格架横梁处,位移值为2.002 mm;桅杆上端滑轮组受到的应力较小。图4(b)中桅杆所受到的最大应力值为469 MPa,最大位移值为5.403 mm,上端滑轮组受到的应力较小。纵观最大吊重作业工况下桅杆的应力云图,最小安全系数达到了1.46,桅杆强度足够,有较大的余量。

如图5所示为履带起重机桅杆自起非作业工况下的等效应力云图。从图5中可以看出,桅杆结构的等效应力大部分在123 MPa以下,其最大值为368 MPa,在桅杆材料的屈服极限应力值(σ=567 MPa)以下;应力值相对较大的危险点处于托架处,最大位移值为0.44 98 m,主要原因是由于变幅钢丝绳拉力增大而使油缸顶升力瞬间增大。纵观桅杆自起非作业工况下桅杆的应力云图,与设计准则中的桅杆结构自起非作业工况位移的参考值(YL≤ L2c×10-5=0.1 m)相比[9],均处于合格范围内,并且具有较大的裕量,可供优化设计时降低制造成本使用。

3 结论

通过以上计算与分析,可以得到以下结论:

1) 在保证安全条件的前提下,桅杆根部梯形面可以改成矩形面从而增加抗弯模量。

2) 桅杆与油缸连接处可以选用球铰接结构,球铰接结构可以减小偏载。

3) 桅杆结构的整体弯曲强度、局部弯曲强度均符合要求,可以通过合理的改进措施将其结构和选材确定在合理的范围内。

4) 桅杆结构有限元模型建立、分析方法能使设计者在产品的设计阶段就可以评估未来系统的性能特性,从而为履带式起重机桅杆结构的设计及优化提供了一个理论分析依据。

参考文献

[1]刘金江.履带起重机产品现状及发展趋势[J].建筑机械,2009,(3):32-36.

[2]贾秋枫.大型履带式起重机吊装市场现状及发展趋势[J].建筑机械,2008,(10):20-25.

[3]Ismail Algelli Sassi Ehtiwesh,!eljko"urovi#.ComparativeAnalysis of Different Control Strategies for Electro-hydraulic ServoSystems[J].World Academy of Science Engineering and Tech-nology,2009,(56):906-909.

[4]王在伟,焦青.Solidworks与Ansys之间的数据交换方法研究[J].煤矿机械,2011,32(9):248-250.

[5]薛大维,赵雨肠.客车车架有限元静力学分析[J].哈尔滨工业大学学报,2006,38(7):1075-1078.

[6]李小彭,赵志杰,聂慧凡.某型数控车床床身的模态分析与结构优化[J].东北大学学报,2011,32(7):988-991.

[7]WANG Dazhi,DONG Guang,ZHANG Jinhuan.Car Side Struc-ture Crashworthiness in Pole and Moving Deformable Barrier SideImpacts[J].TSINGHUA SCIENCE AND TECHNOLOGY,2006,11(6):725-730.

[8]王晓楠,邸洪双,梁冰洁.轻量化设计的重型卡车车厢应力有限元数值模拟[J].东北大学学报,2010,31(1):60-63.

LMU结构的强度分析 篇2

【关键词】28天实体强度；配合比；施工；养护和检测龄期

0.引言

混凝土强度是混凝土结构中影响承载受力的最重要参数，一向都是施工质量检验中最关注的问题。由于预拌商品混凝土只是以半成品的形式进入工地现场，其强度影响因素较多，有时会出现28天实体强度达不到设计强度要求的情况。只有从分析影响28天实体强度的因素入手，才能找出问题所在，并按相关规范规定进行检验和验收。

1.影响实体28天强度因素分析

混凝土建筑使用的商品混凝土，从原材料、配合比、施工、养护、检测龄期以及到最后的施工验收的整个过程，对混凝土的强度均有不同程度的影响，主要从以下几个方面对实体强度不足进行分析：

1.1掺合料和外加剂

现在，掺合料和外加剂在预拌商品混凝土中的使用已经被普遍接受，但掺合料和外加剂的种类繁多，作用机理和使用方法也有很大的差异，这就需要商品混凝土企业有一批懂技术的专业人员。例如，市场上较多的Ⅱ级粉煤灰等量取代水泥时，会降低早期强度（7d），甚至28天强度达不到基准混凝土强度，这就需要减少掺量或者与矿粉等复掺，甚至降低水胶比来使28d强度达到设计要求。另一方面，外加剂的使用不当也会导致28d强度达不到设计要求。外加剂与水泥等材料不相容或过量使用，均会导致混凝土长时间不凝，出现离析、泌水现象，早期易产生塑性收缩，引起混凝土内部出现早期裂缝，或难以振捣密实，混凝土内部出现较大的孔洞等，均影响混凝土28天实体检测强度。

1.2施工操作

预拌商品混凝土运至工地后，交付施工方进行现场浇筑、振捣，由于具体施工操作人员大部分为农民工，缺乏专业的技能培训，对混凝土的施工操作很难达到标准要求。

1.3养护方式

施工环节完成后，混凝土养护成为一个重要的环节。不同种类混凝土的养护方式、养护龄期也存在差异。例如，冬季施工的混凝土需要保温养护，大体积混凝土需要降温养护，防止内外温差过大，导致温度应力，产生收缩裂缝。粉煤灰及其它火山灰混凝土需要保湿养护，且养护龄期需要适当延长。

1.4拆模龄期

模板拆除在《混凝土结构工程施工质量验收规范》GB50204-2002（2011版） 4.3[1]中有明确的规定，但模板特别是底模拆除后，混凝土上的人、仪器及其它构件的重量若超出混凝土此时的承载能力，则有可能导致结构构件内部产生裂缝，对混凝土28d的实体强度检测造成影响。

1.5实体强度检测龄期

随着混凝土技术的发展，矿物掺合料已成为混凝土的第六组成部分，但掺矿物掺合料的混凝土与胶凝材料全部为水泥的混凝土其强度发展有很大区别，因此混凝土强度的检测龄期也有所不同。

对于以粉煤灰为主要掺合料的粉煤灰混凝土而言，《混凝土结构工程施工质量验收规范》GB50204-2002（2011版）中指出[1]：“当混凝土中掺用矿物掺合料时，确定混凝土强度时的龄期可按现行国家标准《粉煤灰混凝土应用技术规范》GBJ146等的规定取值”，现行《粉煤灰混凝土应用技术规范》GB50146-2014中指出[2]：“粉煤灰混凝土的设计龄期应根據建筑物类型和实际承载时间确定，并宜采用较长的设计龄期。地上、地面工程宜为28d或60d，地下工程宜为60d或90d”。

《混凝土结构设计规范》GB50010-2010中4.1.1指出[3]：“混凝土强度等级应按立方体抗压强度标准值确定。立方体抗压强度标准值系值按标准方法制作、养护的边长为150mm的立方体试件，在28d或设计规定龄期以标准试验方法测得的具有95%保证率的抗压强度值”。

2.强度检验与评定相关规范要求

《混凝土结构工程施工质量验收规范》GB50204-2002（2011年版）[1]混凝土强度评定与检验相关规定：

（1）对涉及混凝土结构安全的重要部位应进行结构实体检验。结构实体检验应在监理工程师（建设单位项目专业技术负责人）见证下，由施工项目技术负责人组织实施。承担结构实体检验的试验室应具有相应的资质。

（2）对混凝土强度的检验，应以在混凝土浇筑地点制备并与结构实体同条件养护的试件强度为依据。混凝土强度检验用同条件养护试件的留置、养护和强度代表值应符合本规范附录D的规定。对混凝土强度的检验，也可根据合同的约定，采用非破损或局部破损的检测方法，按国家现行有关标准的规定进行。

（3）当同条件养护试件强度的检验结果符合现行国家标准《混凝土强度检验评定标准》GBJ107的有关规定时，混凝土强度应判为合格。

（4）当未能取得同条件养护试件强度、同条件养护试件强度被判为不合格或钢筋保护层厚度不满足要求时，应委托具有相应资质等级的检测机构按国家有关标准的规定进行检测。

（5）当混凝土结构施工质量不符合要求时，应按下列规定进行处理：

1）经返工、返修或更换构件、部件的检验批，应重新进行验收。

2）经有资质的检测单位检测鉴定达到设计要求的检验批，应予以验收。

3）经有资质的检测单位检测鉴定达不到设计要求，但经原设计单位核算并确认仍可满足结构安全和使用功能的检验批，可予以验收。

4）经返修或加固处理能够满足结构安全使用要求的分项工程，可根据技术处理方案和协商文件进行验收。

3.结束语

综上所述，掺加矿物掺合料（如Ⅱ级粉煤灰）混凝土的强度与纯水泥混凝土相比，早期强度偏低，但后期强度发展较快，在温度较低条件下更为明显。故掺加矿物掺合料具体龄期应由设计部门规定。一般在下列四种情况下可予以验收：设计部门规定的试验龄期内混凝土试块强度评定合格时；或经有资质检测单位按国家有关标准的规定检验达到设计要求的；经有资质的检测单位检测鉴定达不到设计要求，但经原设计单位核算并确认仍可满足结构安全和使用功能的检验批；经返修或加固处理能够满足结构安全使用要求的，可根据技术处理方案和协商文件进行验收。 [科]

【参考文献】

[1]中华人民共和国建设部，中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局.GB50204-2002混凝土结构工程施工质量验收规范[S].北京：中国建筑工业出版社，2011.

[2]中华人民共和国住房和城乡建设部，中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局.GB50146-2014粉煤灰混凝土应用技术规范[S].北京：中国计划出版社，2014.

汽车防撞梁的结构强度分析及优化 篇3

1 防撞梁结构失效的判定准则

判定原则包括: (1) 发生严重形变的防撞梁结构; (2) 大幅度降低结构承载能力。因为材料的特性极限无法承受载荷, 这是造成结构失效的主要原因。可以把防撞梁的结构失效分成以下两种: (1) 塑性大变形失效; (2) 强度失效:其中包括断裂失效和屈服失效。在汽车的碰撞过程中, 屈服失效很发生在防撞梁和纵梁系统中, 而断裂失效通常发生在很大碰撞冲击力的情况下。

在考虑前防撞梁以及前纵梁的前提下, 实现在模型中对汽车碰撞结构强度的分析研究, 这是基于防撞梁与车底纵梁相连接的特点完成的。要严格校核和分析前纵梁和前防撞梁的结构, 这是因为在汽车碰撞的过程中, 防撞梁可能会产生很大的现状改变和位置移动, 这时车身、发动机船或者乘客都会收到严重的伤害。防撞梁的结构变形图是在对模拟仿真计算结果的总结概括的基础上构建的。基于对有关文献资料的分析研究可知:前防撞梁和纵梁系统发生的形变的最大可能是在0.05时刻, 这是在整车碰撞过程中, 基于对车辆的加速度、能量、速度以及位移的结果数据分析预测得出的。前防撞梁和纵梁的结构变形中最小的是100%正面碰撞, 然后是40%偏置, 最大的是正中撞树。

本文分析前防撞梁的结构强度的过程中, 基于对整车碰撞仿真的计算可以获得数据, 从而实现约束和加载防撞梁和纵梁的目的。其次, 当防撞梁和纵梁遭到最大冲击力的时候, 判断材料的屈服应力极限在防撞梁和纵梁符合的范围内, 从而保持防撞梁和纵梁的有效性, 这样就达到了优化防撞梁和纵梁结构的效果, 同时针对防撞梁和纵梁系统的强度在实现结构的优化后进行分析。

2 防撞梁有限元模型的建立

在网格划分整车模型过程, 假如几何尺寸设置的太过精细, 就会致使过大的网格规模, 防撞梁有限元模型就是根据该原则简历的。对整车模型进行了适当简化, 同时选择了大约25mm的网格, 采用壳单元应用于大多的结构, 这样就简化了防撞梁结构。在文章, 基于对防撞梁的结构强度的分析, 精确的前防撞梁和前纵梁三维几何模拟的建立有着重要的意义。同时, 网格密度需要结合分析对象和计算机计算能力进行。

本文分析的为大众公司生产的捷达2010款, 其防撞梁结构为典型的冲压钢板, 属于薄壁板壳缓冲结构。并且, 在此结构上有经过冲压形成的分散应力孔, 在过渡处有连接加强肋。然而, 这些结构影响到整体碰撞结果, 在许多研究者进行的分析中都进行了简化, 而本文在为了获得更加准确的结构, 将这些结构都进行的创建。由于前防撞梁的前表面横向弯曲弧度很小, 简化为直钢梁。

在前防撞梁和纵梁系统的质量己知情况下, 加速度值已知, 结合整车碰撞过程和防撞梁所受冲击力的分布情况的分析, 在保证所受总冲击力之和不变的前提下, 将防撞梁和纵梁系统所受的冲击力合理加载在防撞梁节点上 (如100%正面碰撞冲击力主要加载在纵梁和前防撞梁的结合部位, 40%偏置碰撞冲击力主要加载在碰撞一侧的纵梁前端, 正中撞树冲击力主要加载在防撞梁的中部) , 纵梁的尾端面自由度全部约束。等效分析在最大冲击力的情况下防撞梁和纵梁的结构强度。

3 防撞梁结构强度的分析及优化

在经过建立FEM模型后, 通过软件结算获得了前防撞梁和纵梁在最大冲击力时的结构应变和应力的计算结果。由于在实际中可能存在由于碰撞导致大变形, 出现断裂, 选择两种形式来验证碰撞结果, 并进行对比强度结果。根据计算结果, 所获得的前防撞梁和前纵梁的应力和应变云图如图1。为100%正面碰撞, 前防撞梁和纵梁的变形图和应力云图。

根据以上结果可知, 在当进行100%正面碰撞过程, 前防撞梁和纵梁的局部应力已经接近了所使用材料的强度极限, 而正中撞树前防撞梁和纵梁的应力局部应力已经超过材料的拉伸强度极限, 这对于汽车的安全性非常的不利。因此, 必须对以上结构采用优化方法, 对出现局部应力过大的区域进行重新设计, 保证期符合安全性要求。在以上应力的结果中, 防撞梁的中部、防撞梁和纵梁的交接部位往往应力过大, 这都是由于焊接工艺集中区域。此外, 前纵梁的过渡结构应力分布也较集中。本文指出这些位置需要重新考虑, 进行优化结构, 从而提高防撞梁和前纵梁的结构强度, 达到能够缓解应力集中的效果。

摘要：汽车前防撞梁对于汽车的安全有着重要的意义, 它前连吸能盒和保险杠, 后连前纵梁。在进行遇到安全事故时, 它能够有效地吸收正面碰撞冲击力, 将其转化到中, 通过防撞梁将能量传递给前纵梁, 前纵梁吸收能量并传递给车后的其它结构, 尤其是在撞树模型中, 必须依靠前防撞梁才能将力分散到车后。然而, 本文的研究假设就是认为前横梁结构正常, 因此, 从受载和强度分别进行分析了前防撞梁。

关键词：汽车防撞梁,结构强度,优化

参考文献

[1]T.W.Kim, H.Y.Jeong, W.Jin.Astochastic-analysis on variation in injury numbers at automobile frontal crash tests.Int.J.Au-tomotive Technology.2010.

[2]刘伟香, 周忠于.汽车与汽车碰撞交通事故分析模型[J].汽车科技, 2003 (05) .

LMU结构的强度分析 篇4

摘 要：机车在发运过程需要吊装，机车发运吊具的强度决定了吊装的安全性。本文依据有限元分析软件I-DEAS，采用有限元数值模拟的方法，分析了香港机车发运吊架和车体吊销的强度和刚度，并校核了钢丝绳的强度。计算分析结果表明，机车发运吊具结构的强度满足要求，性能可靠。

关键词：机车；吊具；强度；有限元

中图分类号：TP391.77

机车发运吊装时，吊车一端吊起钢丝绳，钢丝绳通过机车吊架的支撑吊起安装在底架的吊销，来实现机车的吊装。机车发运吊具必须具有足够的强度才能保证机车吊装时的安全。

本文分析了香港机车发运吊具的强度以满足其发运吊装的要求。

1 机车发运吊具概况

本次分析计算的机车发运吊具主要由机车吊架、车体吊销和钢丝绳组成。机车吊架主要由材质均为Q235-A的横向和纵向撑杆组装而成。纵向撑杆主要由L100×100×8和L50×50×5的角钢焊接而成；横向撑杆主要由L100×100×8和L50×50×5的角钢焊接而成。车体吊销为圆柱形，材质为45号钢。钢丝绳型号为6×19+FC-φ40，查国家标准钢丝绳规格（GB/T 20118-2006）得到此钢丝绳的型号见表1。

机车吊具在载荷作用下应能达到如下所述的安全系数：车体吊架的安全系数不小于2.2，σs=107MPa；车体吊销的安全系数不小于2.5，σs=142MPa；车体吊钢丝绳的安全系数不小于5。

2 机车发运吊具模型

2.1 几何模型建立

本次计算使用的程序是NX I-DEAS 5.0。该软件集CAD与CAE成一体，建模效率高，求解迅速，后处理功能强大。

在有限元数值模拟计算中用的几何模型和实际结构是有区别的，是经过简化的符合计算要求的模型。在有限元分析中薄板主要采用二维壳单元模拟，形状复杂和厚板结构采用三维体单元模拟，所以在几何建模时采用面和体结合的建模方法。具体几何模型及装配见图1～5。

2.2 有限元模型

由于机车吊架基于纵向中心面对称，并且所受的载荷也是对称的，因此取1/2结构进行有限元分析。采用四节点四面体单元和壳单元进行结构离散，共划分379073个单元和212687个节点。由其结构特点和力学性质可得：当取1/2结构进行有限元分析计算时，约束施加在吊具结构的对称面上；载荷施加的大小为11.895t。

车体吊销采用六面体单元进行模拟，共划分87600节点76080单元，载荷18.75t分别作用在钢丝绳与其接触的位置；在吊销销体的相应位置设置轴向约束。吊销有限元网格划分，如图7所示：

3 机车吊具有限元强度分析

3.1 机车吊架应力分析

经过有限元分析计算，机车发运吊架节点的最大位移为1.59mm，节点的最大Mises应力为94.7MPa，发生在端板与纵支承槽钢的交接处。实际安全系数为235/94.7=2.48，大于设计要求的2.2，即小于材料的许用应力107 MPa，节点的Mises应力分布如图8、9所示。

3.2 吊销应力分析

经过有限元分析计算，车体吊销节点的最大位移为0.127mm，节点位移分布如图10所示；最大Mises应力为112MPa，发生在吊销体与底架侧梁接触处。实际安全系数为355/112=3.17，大于设计要求的2.5，即小于材料的许用应力142MPa，节点的Mises应力分布如图11所示。

4 车体吊钢丝绳强度校核

车体吊钢丝绳的型号为6×37+FC-φ48，由表1得钢丝绳破断拉力总和不小于1423.9kN，钢丝绳的安全系数为K=5，钢丝绳的许用拉力為：

钢丝绳的许用拉力=钢丝绳破断拉力总和/K=1423.9kN/5=284.8kN

用四根钢丝绳吊75t重的机车，每根绳长13.5米，联接机车端钢丝绳承受的拉力为F1，联接吊车端由结构特点得所承受的拉力F2：

F1=75×9.8/4=183.75kN

按力的分析得出联接吊车端承受的拉力F2为213.13kN，大于F1，小于钢丝绳的许用拉力284.8kN。

5 结束语

香港机车发运吊架和吊销结构的实际安全系数均大于设计预定的安全系数，即应力均小于许用应力，强度满足要求，性能可靠。采用有限元数值模拟的方法计算吊具的强度，可以提高设计效率，保证安全，为机车的发运吊装提供依据。

参考文献：

[1]GB/T 20118-2006，一般用途钢丝绳[S].

[2]何翠微.机车整体吊装装置的选择[J].内燃机车，1990（12）：13-16.

[3]李伟.NX Master FEM 基础教程[M].北京：清华大学出版社，2005.

[4]俞利平，陈利法.利用专用钢架吊装蒸汽机车[J].浙江冶金，2012（03）：46-47.

作者简介：王玉艳（1977-），女，黑龙江鸡西人，讲师，硕士，研究方向：机车车辆结构强度分析。

作者单位：大连交通大学 交通运输工程学院，辽宁大连 116028

LMU结构的强度分析 篇5

关键词：碳强度,产业结构,碳排放

在全球气候环境持续恶化的背景下, 2003年, 英国首先提出了低碳经济的概念, 通过技术、制度的不断创新, 优化产业结构, 开发无污染的新能源, 减少生化燃料等高碳能源的消耗, 从而实现经济社会的健康发展与生态环境的有效保护。当前, 我国正在大力实施城镇化建设, 能源消耗持续增长, 导致环境污染日益严重, 近年来频繁出现的雾霾天气就是环境污染的极端表现。

结合国际上对碳强度的强大压力与我国基本国情的情况, “十二五”规划对经济发展速度适度进行调降, 加快转变经济发展模式, 优化产业结构, 降低碳排放强度, 注重经济发展质量。所谓碳排放强度, 也称碳强度, 特指单位GDP的实现所导致的二氧化碳排放量。碳强度的高低取决于生化能源的碳排放系数与结构以及它在能源消费总量中所占的比例, 此外, 碳强度业余技术进步、经济增长、产业结构和城镇化进程有关。一般情况下, 碳强度随着技术进步和经济增长而下降。

随着我国改革开放进一步向深水区发展, 城镇化水平不断提高, 随之而来的是产业结构也在不断调整。第一产业产值比重大幅下降, 第二产业产值比重存在波动 (这点与国家对经济的刺激方式有关) , 而第三产业的产值则在大幅度上升。2010年我国第一产业产值的比重为10.2%, 第二产业产值为46.8%, 第三产业产值则为43.0%, 与之相对应的是三大产业的从业人数呈现反比例调整。从整体上来看, 我国的产业结构已经得到了很大的优化, 但是短期内实现低碳强度的经济转型还面临着极大的困难与挑战。

一、能源消费的畸形结构短期难以改变

长期以来, 我国能源结构中, 煤炭比重一直占70%以上, 近年来随着能源结构多元化的发展, 略有下降。在当前我国工业化和城镇化快速发展的背景下, 城市和农村的基础设施建设以及居民消费结构的升级, 对重化工产品的需求越来越大, 与之相对应, 能源消费也水涨船高。据相关预测, 到2020年我国的能源需求量在50亿吨标准煤以上。两个因素导致煤炭消费量持续加大, 碳排放强度居高不下。目前我国已经是世界第二大温室气体排放国, 未来面临的环境污染和应对气候变化方面的压力不容乐观。

二、产业结构调整面临的阻力较大

当前, 我国三次产业之间的比例“1:5:4”的状态长期以来一直没有得到根本性的改观, 产业结构严重失调, 经济增长对于工业尤其是重化工业的依赖程度偏高, 能耗较低的第三产业比重依然偏低。

就第二产业而言, 目前我国的能源效率低于世界先进水平10%, 全国除部分地区外, 大部分未能完成“十一五”规划中单位GDP能耗比下降20%的目标。部分行业仍然存在工艺和设备落后、能耗比高的中小企业, 由于所在地区未能实现产业结构转型, 加上部分地方保护主义者作祟, 高投入、高能耗以及低效率的问题相当突出。低碳技术的发展步履维艰, 一方面缺乏强有力的政策支持, 另一方面, 我国低碳技术项目尤其是大规模的示范项目投资主要依靠政府临时拨款或者贷款, 部分吸收国际机构的捐款或者贷款, 既没有形成稳定政府投资体系, 也没有实现项目自身收益, 缺乏长远规划。而这一结果也导致金融系统对于低碳技术项目的投资缺乏积极性, 严重制约了低碳技术的发展。

三、整体科技水平落后, 技术研发能力有限

《联合国气候变化框架公约》规定发达国家应该采取具体措施限制温室气体排放, 向发展中国家提供资金和技术, 帮助实现低碳经济的转型。但是现实中, 我国的低碳技术主要依靠市场引进。这种情况下, 我国发展低碳经济面临着沉重的资金压力。与此同时, 发达国家利用其资金、技术以及国内完善的市场环境, 通过碳关税等所谓绿色贸易壁垒, 限制发展中国家的经济转型发展。例如在哥本哈根会议期间, 欧盟和美国强迫中国答应其提出的减排要求, 否则就要采取单边贸易制裁。这些也对我们的经济发展造成了负面影响。

党的十七大提出了科学发展观, 以人为本, 统筹兼顾, 转变经济发展方式, 实现经济和谐、可持续的全面发展。这就要求发展低碳经济, 降低单位GDP的资源损耗, 通过对自然环境的投资逐步恢复和扩大资源存量, 更新设计工艺与产业流程, 提高资源利用效率, 实现社会整体的和谐发展。通过低碳经济的发展, 实现产业结构的调整与转型升级, 提高资源与能源利用效率, 降低发展的碳强度, 促进经济结构和工业结构的优化。大力发展低碳经济也是我国实现跨越式发展的可行路径。也有助于我国开展国际合作, 参与经济分工, 与发达国家共同开发低碳技术, 直接参与国际游戏新规则的讨论制定, 增强国家在国际经济分工中的上游优势地位。

四、推动产业结构调整

兼顾经济发展与环境保护, 建立健全低碳经济发展有关的配套政策措施, 加强政策引导, 充分利用市场规律, 逐步调整优化产业结构, 降低单位GDP的碳排放强度。

在这一前提下, 首先重点发展信息技术、新能源、生物医药、高端制造业以及航天航空等能耗低、科技含量高的产业。同时降低高能耗产业比重, 加大对重点行业和高耗能企业的节能技术改造, 大力发展现代服务业, 推动低碳技术产业化, 逐步降低其能耗, 提高资源利用效率。

其次改造当前碳强度过高的能源、工业、建筑与交通体系。提高煤炭替代燃料例如石油天然气等的比重, 推进核电能建设, 提高无污染或低污染能源在一次能源消费中的比重, 力争到2020年达到15%以上。提高建筑节能标准, 大力发展节能建筑材料。改革城市公共交通体系, 发展轨道交通, 淘汰高耗能的运输设备, 提高运输效率, 降低能耗。

此外, 加强环境保护建设, 加强林业建设, 提高森林覆盖率, 从而增加碳汇也是低碳经济发展的重要环节。

五、加强低碳技术研发与引进

低碳技术的开发应用是发展低碳经济的决定因素。从政府层面上, 随着财政实力的增强, 增加低碳技术的研发投入并确保其稳定增长。同时, 运用市场规律和政策扶持鼓励和引导金融机构调整信贷结构, 加大对低碳技术研发与产业化的支持力度, 营造良好的适于地毯技术创新与产业化的金融环境。加强对国家有关鼓励企业技术创新政策的落实, 减免低碳技术与产品创新投入的税收力度, 鼓励大中型企业对低碳技术的研发, 加强企业作为创新主体的地位;引导并支持企业对低碳技术与产品的开发, 提高企业、高校以及科研院所科技创新的积极性, 提高低碳技术的自主创新能力, 加快其商业化与产业化的发展。

充分利用国际社会现有的条约和相关规则, 推动发达国家对减排温室气体相关资金与技术的转让, 通过气候变化国际合作机制, 引进、消化和吸收国际先进的低碳技术, 加强我国重点行业或者领域的低碳技术、设备与产品的研发与推广。促进低碳强度、高能效的技术研发与应用, 建立包括节能、煤炭清洁、新能源和可再生能源等在内的多元化低碳技术体系;加快研发燃煤高效发电、二氧化碳的捕获封存、高性能电力存储以及高效热力泵等技术, 为低碳经济转型与增长方式的转变提供技术支撑。

六、加快碳排放权交易市场的发展

随着清洁发展项目的增长, 国际碳排放交易市场规模越来越大, 碳排放权交易价格逐年攀升。据预测2020年全球碳排放权交易市场规模将达到3.5万亿美元。近年来, 我国碳排放交易市场有了较大的发展, 不过与发达国家相比, 还有很大的提升空间。

为了进一步加快并规范我国碳排放交易市场的发展, 要结合国际碳排放交易市场的实践, 系统研究分析国内交易市场发展规律与趋势, 借鉴和参考国外先进的交易模式、培训体系以及市场管理等等;逐步建立健全碳排放权交易市场有关的各项法律法规;从基本国情出发, 建立符合实际的碳排放权税收政策, 利用调控机制引导产业结构的调整。

七、转变公众消费方式

通过各种宣传渠道, 普及气候恶化与低碳经济知识, 提高公众对气候变化认识的重要性与紧迫性。降低碳强度, 提高能效比是每一个公民应有的责任。

在此基础上, 引导公众转变消费方式, 倡导理性消费和绿色消费, 通过市场机制倒逼产业结构调整, 降低碳强度。拒绝高能耗的便利消费陋习;拒绝"一次性"消费品, 例如一次性筷子、包装等;改变高能耗、高排放为代价的奢侈消费, 发展低碳饮食, 改变传统的不良饮食习惯与生活方式;鼓励选择高效能、有益于健康的出行方式, 发展低碳强度的公共交通体系。

总之, 在当今碳强度约束力日益加大的趋势中, 我国必须推动产业结构的调整、转型与升级, 加强低碳技术的引进、研发一斤产业化发展, 加快促进碳排放权交易市场的发展与规范, 转变公众消费方式, 实现整个经济与社会的和谐发展。

参考文献

[1]贾立江, 范德成, 武艳君.低碳经济背景下我国产业结构调整研究.经济问题探索.2013年2期

[2]李健, 周慧.中国碳排放强度与产业结构的关联分析.中国人口·资源与环境.2012年1期

[3]何建坤.我国"十二五"低碳发展的形势与对策.开放导报.2011年4期.

LMU结构的强度分析 篇6

目前, 已有一些研究者利用ANSYS有限元法对家具的结构强度进行了可行性研究[2,3,4], 得出了一些结论, 但利用人机工程学并结合有限元软件对实木椅类家具进行结构设计与强度分析的专项研究尚未看到。在利用人机工程学设计出安全、舒适座椅的基础上对实木椅进行有限元模拟, 分析实木椅在静力作用下产生的应力与应变, 并根据材料的相关参数进行比较分析, 能够很好地设计出安全耐用、强度合理的实木椅结构。

1 根据人因工程学设计座椅

舒适安全的座椅, 可使人提高工作和学习效率, 减轻疲劳强度, 不损害人体健康。那么, 座椅的高度, 深度和宽度, 座位的基准点, 两脚与地面的支撑情况等必须符合人体的生理结构和尺度。

1.1 座面高度

座高应以人的座位基准点为准来设定, 座椅的高度要适中, 不能过高或过低。适当的座高应使就座者大腿保持水平, 小腿呈自然垂直的状态, 双脚平放于地面。经研究测定, 如果座椅高度大于人体下肢长度500 mm时, 人的两足悬空不能落地, 会使大腿内侧受压, 久坐则会血液循环不畅, 肌腱发胀而麻木。如果高度小于380 mm, 人的膝盖就会拱起, 大腿不能平放在椅面上, 体压过于集中在坐骨节点上, 久坐则会产生酸痛感, 人起立时显得困难。

通过对人体的坐姿分析, 符合上述要求的工作椅座高为:“小腿加足高”- (10 mm~15 mm) 。这样得出的座椅高度与GB/T10000—1988坐姿人体尺寸中的“小腿加足高”基本吻合, 从而有利于获得合理的椅面体压分布[5]。

考虑中国人体尺寸的测量数据, 得到中国男女通用的工作椅坐高尺寸的调节范围为350 mm~460 mm。本文选取的座椅高度为430 mm。

1.2 座深

座深是指椅面前缘至后缘的距离, 座深的尺寸不能过大, 正确的座深应使靠背方便地支撑人体的腰椎部位。座深的设计要适中, 若座深尺寸过大, 人体不能靠背一旦靠上背就会产生很大的倾斜度, 造成腰部缺乏支撑而悬空, 使腰部肌肉强度加剧而产生疲劳及不舒适感, 同时也会使膝窝处受压而产生酸麻感, 影响人的正常起立;若座深尺寸过小, 坐者则须向座面前缘处移动, 这样会使大腿前部过分前凸, 使重量全部集中在小腿上, 久之小腿会感到酸麻不适, 影响人的健康。国家标准GB/T 3326—1997规定:靠背椅座深为340 mm~420 mm, 本文选取的座深为400 mm。

1.3 座宽

座宽是指座面的横向宽度。座宽的设定必须适合于身材高大的人, 其相对应的人体测量尺寸是臀宽。如果是单人使用的座椅, 参考尺寸是臀宽, 应以女性群体尺寸的上限为设计依据。如果是有扶手的座椅, 应以扶手的内宽作为座宽的尺寸, 一般不应小于470 mm。

座宽过小过大对坐姿舒适度都有不同程度的影响。若座宽过大, 则肘部须尽力向两侧伸展以寻求扶手的支撑, 从而导致肩部疲劳。国家标准GB/T 3326—1997规定:靠背椅座位前沿宽≥380 mm。本文选取的座椅宽度为470 mm。

根据以上人因工程学上对座椅的尺寸设计要求, 设计的座椅尺寸为:座面高430 mm, 座面宽470 mm, 座面深400 mm, 椅子腿宽度60 mm, 总高765 mm。选取的实木椅材料质分别为松木、白桦与杨木, 其材料特性见表1。运用有限元软件ANSYS对椅子的座面与椅背进行静力分析。

2 用ANSYS软件对座椅进行建模仿真

2.1 建立有限元模型

ANSYS软件在几何建模方面具有较大的局限性, 故利用AN-SYS与Pro/E的无缝衔接功能将其导入到ANSYS中, 见图1。导入过程中, 要特别注意单位的统一, 以避免出现问题。下文所进行的有限元分析中, 单位均采用与MPa, mm相统一的单位制。

MPa

选取的单元类型为Solid185单元, 材料定义为木材特性、正交各向异性模型体, 并依据表1输入相对应的弹性模量、泊松比等参数。并采用自由网格划分法对模型进行网格划分, 网格边长为20, 得到的有限元模型如图2所示。

2.2 施加约束与载荷

对模型中座椅与地面接触的底部施加约束, 1 020 N~2 268 N是许多椅子必须满足的性能试验规范要求的载荷, 因而适合在这里用作分析载荷, 将座椅载荷均匀分配给所有的望板。本文在椅子的座面施加1 100 N/0.2 m2即5 500 Pa的垂直载荷。根据研究, 靠背椅的靠背应能承受340 N~1 360 N的载荷, 本文在椅背施加400 N/0.08 m2即5 000 Pa的水平载荷[7]。

2.3 仿真结果与分析

下面选取落叶松材质的座椅进行结果分析, 松木椅的位移云图如图3所示, 从位移变形图可以看出, 最大变形区域位于松木椅后背的最上端, 松木椅产生的变形量与其结构尺寸相比十分微小, 其最大位移变形量仅为1.449 88 mm, 在座椅结构设计参照值允许的范围内, 并不影响座椅的安全使用。

松木椅的Von Mises应力云图如图4所示, 结果表明, 松木椅在后腿与座面结合处产生最大应力, 形成了一个实木椅最容易发生损坏的危险区域。最大应力值为4.357 45 MPa, 远小于落叶松的抗弯强度114.2 MPa和抗压强度59.2 MPa, 符合国家标准规定的椅凳类在静载荷作用下的结构强度, 不会出现失效、开裂、晃动等不安全情况。

同样可以得到白桦、杨木材质座椅的位移变形图与最大应力图, 其最大应力值与最大形变值见表2。根据分析结果, 在相同载荷作用下, 三种材质的座椅产生的最大应力区域相同, 均为座面与椅子后腿部分的结合处;最大变形区域相同, 均出现在椅子靠背的最上方。根据表2, 三种材质的座椅所受到的最大应力差别不大, 均远小于三种材质所对应的抗弯强度与抗压强度, 均不影响实木椅的结构强度。松木椅的最大形变量最小 (1.449 88 mm) , 其次为白桦椅 (1.525 25 mm) , 杨木椅产生的最大形变值最大, 为5.279 77 mm。综合考虑材料的物理性能以及变形、应力情况, 松木椅材质最优, 白桦次之, 杨木最差。

3 结语

根据人因工程学原理对实木椅进行专项设计, 并利用ANSYS对三种材质的实木椅结构进行静力分析, 结论如下:

1) 在同样大小的静载荷作用下, 三种材质的实木椅产生的位移变形量很小, 不影响实木椅的正常使用, 最大变形区域均发生在靠背的最上端。在座面与后腿的结合处产生最大应力, 是实木椅最容易发生损坏的危险区域, 因此, 在日常生活中应特别注意此区域部件的损坏, 做好防护措施。

2) 材质的性能是影响实木椅结构稳定性与强度的重要因素之一, 不同树种的木材, 其弹性、硬度、强度等物理力学性能差异很大。根据模拟结果, 综合考虑三种材质实木椅的受力情况和变形情况, 松木材质最优, 白桦次之, 杨木最差。

摘要：基于人因工程学原理, 对实木座椅进行了结构设计, 并运用ANSYS有限元软件, 对松木、白桦、杨木三种材质的实木座椅作了静力分析研究, 综合考虑三种材质实木椅的变形及受力情况, 松木材质最优, 白桦次之, 杨木最差。

关键词：实木椅,ANSYS软件,人因工程学,结构强度

参考文献

[1]马广涛, 田炜, 孙海义.基于人体静态尺寸的座椅设计[J].沈阳建筑大学学报 (自然科学版) , 2010, 26 (4) :783-786.

[2]杨诺, 柯清, 林琳, 等.ANSYS在实木椅结构设计中的应用[J].家具, 2015, 36 (5) :12-16.

[3]吕艳红, 张远群.有限元软件ANSYS在果木家具强度分析中的应用[J].西北林学院学报, 2012, 27 (6) :181-184.

[4]陈绍禹, 柯清, 郭洪武, 等.有限元软件ANSYS在实木家具结构设计中的应用[J].林产工业, 2014, 41 (2) :41-43.

[5]郭伏.人因工程学[M].北京:机械工业出版社, 2006.

[6]尹思慈.木材学[M].北京:中国林业出版社, 1996.

[7][美]卡尔·艾克曼.家具结构设计 (高等院校设计类通用教材) [M].北京:中国林业出版社, 2008.

风电塔筒结构和强度分析 篇7

1风电机组塔筒结构分析

将圆台沿横向焊接成塔筒。塔筒内部设有爬梯和平台, 有些塔筒设有电梯, 便于工人维修塔顶机组。塔身是封闭结构, 能够保证维修工人的安全, 也能够更好地避免缆线老化或破坏, 延长使用寿命。圆筒式塔筒外形美观, 得到了广泛应用。由于塔筒受载比较复杂, 而且是组合部件, 因此在进行结构分析时需要考虑的因素比较多, 比如由于自然风的风速和风向不断变化, 风的状态也可能发生湍流等状态的变化, 因此塔筒在风载作用下的静强度、疲劳强度和稳定性需要满足要求;风脱离塔筒时状态也会发生变化, 由此产生的附加载荷引起塔筒发生振动或变形, 此时塔筒的刚度和强度也需要满足要求;风电机组运行时风轮的转动激励塔筒振动, 那么塔筒的固有频率须避开激励频率以防止因发生共振而破坏。塔筒的结构尺寸非常大, 不适于用实验的方法进行结构分析。随着有限元方法的日益成熟及普遍应用, 塔筒的结构分析多采用有限元法, 在一些规范标准中, 对塔筒的细节分析也有理论计算的相关规定, 无论用哪种方法, 基本的分析内容主要包括模态分析、静强度分析、疲劳分析、稳定性分析、横振分析及细节分析。

2塔筒静强度分析

静强度分析考察塔筒承受极限载荷的能力, 是对结构强度最基础的检验, 在工程设计中往往以静强度分析结果为参考对塔筒整体尺寸进行改型设计。塔筒几何模型在Pro/eneering中创建, 模型省略了一些附属结构, 比如爬梯、平台、通风口等。这些结构的省略并不会影响分析结果的准确性, 并且可以减少建模时间, 提高工作效率。某兆瓦级风电机组塔筒 (圆筒形式) 几何模型如下图所示。

用八节点六面体单元建立塔筒网格模型, 模型中简化了连接法兰。塔筒门段的门框和门洞是焊接结构, 在有限元模型中对焊缝做等强度处理, 并对该处的网格进行适当细化。由于实体单元的节点只有三个平动自由度, 没有转动自由度, 因此实体单元建立的塔筒模型不能传递极限载荷中的弯矩, 也不能表达因受载而产生的弯曲变形。为了解决这个问题, 需要沿塔筒壁厚方向至少划分三层实体单元。单元数量为22077。建立塔筒有限元模型时, 边界条件如何施加是关键, 因此需要对模型的边界约束和加载方式进行研究。从宏观角度看塔筒结构, 可以将其理解为一根悬臂梁, 塔筒底部是边界约束的位置, 塔筒顶部是承受载荷的位置。风电机组的塔筒是固定在地基法兰上的, 底部不能沿水平面平动或转动, 也不能沿轴线平动或转动, 既塔筒底部是全约束的。由于实体单元的节点只有三个平动自由度, 因此在有限元模型中边界约束包括TX, TY, TZ。由Blade d计算出的塔筒顶部载荷是集中载荷, 需要转化成分布载荷才能加载在单元节点上。有限元软件中的多点约束单元能够有效地解决这个问题。多点约束也称载荷伞, 可以理解为通过一个节点控制多个节点。在塔筒顶部建立多点约束rbe2, 在中间的控制节点上施加极限载荷, 极限载荷中的弯矩和力通过多点约束转化成集中力平均分配到连接节点上。

本文选取了几个极值工况 (包括Mxes Max, Myes Max, Mxye s Max, Mze s Max, Fxe s Max, Fye s Max, Fxye s Max, Fze s Max工况) 进行计算分析, 以Mxe s Max工况和FxMax工况为例对结果进行解读。工况MxMax为正态湍流模型工况, 该工况中包括使塔筒倾覆最严重的弯矩载荷, 由于塔筒沿轴线的筒径和壁厚不同, 导致该工况下塔筒的应力分布并不是均匀一致的, 在壁厚发生改变的位置, 正是塔筒应力发生变化的过渡位置。塔筒最大等效应力为75.6Mpa, 出现在顶部筒壁厚度由小变大处。塔筒材料为Q345C/D/E, 在顶部的屈服极限为325Mpa, 取安全系数1.1, 则许用应力为295Mpa, 大于最大等效应力, 表明塔筒强度满足要求。塔筒位移随高度增加而增大, 最大位移为160mm, 出现在塔筒顶部, 根据经典材料力学理论悬臂梁在悬空端受到弯矩时, 梁的最大挠度出现在弯矩施加的位置, 塔筒的位移分布与理论计算相吻合。工况FxMax为极端阵风工况, 该工况的极限载荷中有使塔筒倾覆最严重的力, 该工况下塔筒的应力随塔筒高度发生变化。由于X方向的力比较大, 且门洞恰好位于X轴正向上, 使得塔筒最大等效应力出现在门框上, 数值为184Mpa, 门框的许用应力为295Mpa, 大于最大等效应力, 表明塔筒在Fxes Max工况下的强度满足要求。塔筒的位移随高度增加而增大, 该工况下塔筒最大位移出现在顶部, 为570mm, 总体位移分布趋势符合经典材料力学理论。现将各工况结果列表如下进行对比分析, 如表1所示。

1) 几个极限工况下塔筒的最大位移多数分布在500m m左右, 出现在塔筒顶部, 其中Mxyes Max工况下塔筒最大位移出现在上段, 这是由于该工况中的Mx, My和Fz都比较大, 使塔筒不但在XZ平面内发生了倾覆弯曲, 而且沿轴向也有很大的位移, 两种变形趋势综合导致塔筒最大位移出现在上段。

2) 塔筒的最大等效应力都小于许用应力295Mpa, 表明塔筒强度满足要求。其中Fxes Max, Fxyes Max, Myes Max工况所包含的使塔筒沿Y轴转动倾覆的载荷比较大, 塔筒底部受这些载荷的影响最严重, 因此最大应力出现在门框处, 而其余几个工况下的最大应力大多出现在塔顶。

3) 上述应力结果的对比也表明塔筒门洞处需要有足够的强度承受压力。由于风电机组在偏航时, 风向可能在某一时刻垂直于塔筒门洞所在的平面, 使塔筒门洞受最大的压力或最大的拉力。又因为塔顶质量重心在塔筒轴线以外, 也可以增大作用在门洞上的压力值。

为了考虑门洞受压最严重的情况, 工程上对塔筒的静强度分析通常选择更保守的加载方式, 从所有极限载荷工况中选取各个分量载荷的最大值, 即取所有工况中Z向弯矩最大值Mz, 所有工况中Mx和My合成最大值, 力载荷也是同样取法, 将这样非常保守的极限载荷加载在使塔筒门洞受压最严重的载荷分量上, 再校核此时的塔筒强度。如果保守计算结果满足强度要求, 那么正常工况的计算结果一定满足要求。

摘要：分析了风电机组塔筒结构计算方法, 着重对塔筒静强度分析的建模方法进行研究。实体单元建立塔筒有限元模型的位移计算结果偏差很小, 而应力值偏差较大, 这是由于实体单元的节点没有转动自由度, 不能传递附加弯矩。且极限工况下, 塔筒局部应力过大, 可以通过增加壁厚的方法提高结构强度。

关键词：风电机组,塔筒,有限元法

参考文献

[1]王慧慧, 黄方林.风力发电机组塔架的有限元分析[J].山东交通学院学报, 2009.

工程结构多裂纹应力强度因子分析 篇8

1 应力强度因子的物理意义

应力强度因子K是表示裂端应力应变场强度的参量, 1957年由Irwin提出。应力强度因子的物理意义主要有以下四点: (1) K反映了裂纹尖端应力应变场的强度; (2) K反映了裂纹尖端应力应变场的奇异性; (3) K的临界值KC是材料本身的固有特性; (4) K是构件几何外形、裂纹尺寸和外载荷的函数, 表明了裂纹尖端受载和变形的强度, 是裂纹扩展趋势或裂纹扩展推动力的度量。

从研究方法上看, 使用ANSYS有限元分析软件计算裂纹尖端应力强度因子K值时, 只需要划分裂纹尖端1/4节点求解, 然后再沿着裂纹设定相应的路径, 即可自动求出该模型、边界条件下的裂纹尖端的应力强度因子值。

2 算例模型分析

在此次研究中, 主要是利用ANSYS有限元分析软件分别计算单孔单裂纹、单孔双裂纹、双孔双裂纹在不同平板长度、不同圆孔半径、不同裂纹长度作用下裂纹尖端的应力强度因子。最后, 比较计算出的结果, 分析数据变化的原因, 得出相关的结论。现以单孔双裂纹为例, 对其计算和分析内容如下。

如图1所示的薄平板, 其尺寸为200 mm×100 mm×5 mm, 长板条中心有一个半径为r的圆孔, 孔两边有一对长度为a的裂纹, 泊松比为0.3, 弹性模量E为220 GPa, 在均布拉应力q的作用下, 求出平板的应力强度因子K。从图1中可知, r=0.004 m, a=0.02 m, q=1 MPa, b=0.2 m。

由于长度和宽度方向的尺寸远远大于厚度方向的尺寸, 所以, 可以将该问题简化为平面应力求解。根据对称性原理, 取整体模型的1/2建立几何模型;选择8节点的四边形单元, 用PLANE183模拟加载过程, 并计算裂纹尖端应力强度因子。

计算应力强度因子得:KI=0.379 01, KⅡ=0.000 0, KⅢ=0.000 0.现简要介绍3种应力强度因子变化的情况。

情况一:平板所受均布载荷保持q不变, 裂纹长度a保持不变, 圆孔半径r保持不变。当平板长度由0.2 m逐渐增加到0.24 m时, 求解裂纹尖端的应力强度因子。其中, q=1 MPa, a=0.02 m, r=0.004 m。

研究发现, 当平板长度b逐渐增大时, 利用ANSYS软件计算出的裂纹尖端应力强度因子数值解随之减小。这是因为该模型中的平板尺寸毕竟有限, 对裂尖会产生一定的影响, 所以, 当平板长度增大时, 边界对裂纹尖端应力强度因子的影响会逐渐减小。

情况二:平板所受均布载荷保持q不变, 裂纹长度a保持不变, 平板长度b保持不变。当圆孔半径由0.004 m逐渐增加到0.012 m时, 求解裂纹尖端的应力强度因子。其中, q=1 MPa, a=0.02 m, b=0.2 m。

研究发现, 当平板中心孔径增大时, 利用ANSYS软件计算出的裂纹尖端应力强度因子数值解也随之增大。随着圆孔半径的增大, 圆孔对裂纹尖端应力强度因子的影响逐渐增大。同时, 孔径的增大使裂尖与孔边的距离更近, 应力集中的影响加大, 所以, 裂纹尖端应力强度因子呈不断增长的趋势。

情况三:平板所受均布载荷保持q不变, 圆孔半径r不变, 平板长度b保持不变, 左侧裂纹长度a保持不变。当右侧裂纹长度a由0.008 m逐步增加到0.024 m时, 求解圆孔右侧裂纹尖端的应力强度因子。其中, q=1 MPa, r=0.004 m, b=0.2 m, a=0.02 m。

研究发现, 当平板左侧裂纹长度增大时, 利用ANSYS软件计算出的右侧裂纹尖端应力强度因子数值解也随之增大。随着孔边裂纹长度的增大, 裂纹长度对裂纹尖端应力强度因子的影响逐渐增大。由于裂纹长度的增加, 使裂尖与孔边的距离增大, 应力集中的影响减小, 所以, 裂纹尖端应力强度因子增长的比较缓慢。

3 结论

通过此次研究, 得出以下结论: (1) 当平板所受载荷相同、平板长度相同、裂纹长度相同时, 平板圆孔的半径越大, 裂纹尖端的应力强度因子越大; (2) 当平板所受载荷相同、平板长度相同、圆孔半径相同时, 平板裂纹的长度越长, 裂纹尖端的应力强度因子越大; (3) 当平板所受载荷相同、裂纹长度相同、圆孔半径相同时, 平板长度越长, 裂纹尖端应力强度因子越小; (4) 当平板所受载荷相同、裂纹长度相同、圆孔半径相同、平板长度相同时, 平板圆孔数目越多, 裂纹尖端的应力强度因子越大; (5) 当平板所受载荷相同、裂纹长度相同、圆孔半径相同、平板长度相同时, 平板裂纹数目越多, 裂纹尖端的应力强度因子越大。

综上所述, 目前大多采用数值方法计算裂纹的应力强度因子, 因此, 对含裂纹构件进行数值分析在实际工作中有重要的现实意义。

参考文献

[1]李廉锟.结构力学[M].北京:高等教育出版社, 2010.

一种制导航弹结构强度的有限元分析 篇9

制导航弹主要用于直接攻击重要的地面或水面固定点目标和可跟踪的活动目标, 是在普通航空炸弹的基础上增加制导装置而成的[1]。有限元仿真计算在武器控制系统的研制中起着重要的作用, 是分析、研究和设计制导炸弹的有力工具。可以加快研制速度减少试验的次数降低研制费用[2]

以航弹为研究对象, 进行了冲击力作用下的强度计算, 应用有限元法分析了其变形情况和应力分布状态, 为提高航弹性能和改进设计提供了较为可靠的理论依据。

1建立计算模型

航弹实体模型是根据设计图纸建立。为了能准确反映实际情况且达到研究目的, 在合理的条件下, 对某些次要因素和对分析结果影响微小的因素予以忽略, 如某些小圆角、倒角用直线代替。航弹是分体建模的, 按弹体结构和材料性能将全弹分为几部分, 建立实体模型如图1所示。

计算模型的网格采用三维实体单元 (SOLID95) , 该单元为20节点六面体单元, 而在引信窗口盖处采用8节点壳体单元 (SHELL63) 。为了减小计算量, 在弹体上的网格较大, 而对于比较关注的尾部, 在计算机硬件及时间允许的情况下, 尽可能地将网格细化。对航弹所建立的完整有限元模型如图2所示, 实体部分的单元总数为13 965, 节点总数为85 975;在窗盖处的壳体单元总数为2 081, 节点总数为5 709。

分析中作为静力计算要对航弹的轴向和径向加以约束, 以消除刚体位移。在已经完成的有限元模型的基础上, 完全建立航弹的力学模型, 三维实体有六个自由度 (DOF) , 则所设定的约束点要满足满秩条件[K][U]=[F], 且约束越少越好, 以减少其对强度分析所产生的影响。因此计算选取了弹体质心所在截面上的节点进行约束, 质心位于距弹前端面37.1%处。

建模时要事先考虑到不同材料的问题, 本次计算根据航弹的设计要求, 在弹体部分采用钢, 而尾部采用铸铝, 材料特性见表1, 且计算中使用国际单位制。

2冲击力下弹体强度分析

在求解以后, 就需要利用ANSYS的后处理功能来观察和分析有限元的计算结果。航弹的三维模型中, 将σx、σy、σz、 τxy、τxz、τyz、转换成主应力σ1、σ2、σ3, 再通过第三强度理论式 (1) 和第四强度理论式 (2) 计算出相当应力, 其中第四强度理论的相当应力又称Von Mises应力[3,4]。

对静力问题的处理, 可由航弹材料的屈服极限σs和断裂极限σb, 再根据设定的安全系数, 求出其许用应力[σ], 然后将ANSYS后处理器所求出的最大应力σmax作为危险应力与许用应力进行比较, 在强度分析中, 许用应力由屈服极限和安全系数的比值确定, 见式 (3) 。其中n为安全系数。

在对该航弹的研究中, 安全系数要大于1.2。

2.1弹体强度分析

弹体在距弹前端面37.1%处, 受到9 g的冲击力作用, 方向为y轴负方向 (弹体轴心在z轴上) 。以下计算得出了位移和相当应力等值线图 (相当应力由第四强度理论公式得出) 。

弹体受到的冲击力使尾锥部分上翘, 最大位移在尾部, 为0.756 mm, 如图3所示。

弹体相当应力 (mises) 最大值在受力点上, 作为钢材料弹体其影响不大;而尾锥部分相当应力 (mises) 最大值在下面的引信窗口处, 为2.06 MPa, 如图4所示。

2.2局部强度分析

为了进一步分析计算结果, 对所关注的尾锥部分受力较大处绘制了三条路径, 并得到沿路径的线性应力图。Path1为沿截面外圆周依次取的节点, Path2和Path3为引信窗口沿上、下半圆周依次取的节点, 如图5所示。

Path1位于尾锥与钢材料弹体的交接处, 位置如图6所示, 由于弹体关于XOY坐标平面对称, 因而取该处圆截面的一半对其圆周上的节点进行分析。计算得到路径上节点的相当应力值和路径距离的几何形状关系图, 如图7所示, 几何形状关系图是用彩色梯度线显示路径数据项 (即相当应力值) 。而图8-图10中以坐标形式绘制了路径数据项 (分别为相当应力、正应力、剪应力) 和路径距离的关系图。该路径上受到的相当应力值的大小和位置从图7几何形状关系图中可以直观的看到, 其对应的相当应力值可以从图8的曲线图中得到, 在该路径上的相当应力 (mises) 最大值为2.06 MPa, 位于弹体上方的连接处。

Path2位于尾锥上引信窗口处, 该路径上受到的相当应力值的大小和位置从图12几何形状关系图中可以直观的看到, 其对应的相当应力值可以从图13的曲线图中得到, 在该路径上的相当应力 (mises) 最大值为1.36 MPa, 图14和图15中以坐标形式绘制了正应力、剪应力和路径距离的关系曲线图。

Path3位于引信窗口下半圆周处, 该路径上受到的相当应力值的大小和位置从图15几何形状关系图中可以直观的看到, 其对应的相当应力值可以从图16的曲线图中得到, 在该路径上的相当应力 (mises) 最大值为1.356 MPa, 图17和图18中以坐标形式绘制了正应力、剪应力和路径距离的关系曲线图。

Path3位于引信窗口下半圆周处, 该路径上受到的相当应力值的大小和位置从图15几何形状关系图中可以直观的看到, 其对应的相当应力值可以从图16的曲线图中得到, 在该路径上的相当应力 (mises) 最大值为1.356MPa, 图17和图18中以坐标形式绘制了正应力、剪应力和路径距离的关系曲线图。

3小结

对冲击力下弹体强度进行了数值计算, 得出弹体受力变形图及应力等值线分布。分析中, 弹体材料为钢, 弹体受到的最大应力位于冲击力作用点上, 值为174 MPa;弹体尾部材料为铸铝, 受到的最大应力在尾锥与钢材料弹体的交接处, 值为2.06 MPa;引信窗口靠近弹体前端部分受力略大, 为1.36 MPa。从计算结果可以看出, 弹体各部位受力的最大值相对于该处材料的许用应力来说是安全的。

参考文献

[1]孙瑞胜, 梁卓, 胡锐, 等.一种制导炸弹控制系统半实物仿真的正交试验分析.兵工学报, 2008;29 (7) :883—886

[2]孙瑞胜, 沈坚平, 薛晓中, 等.卫星制导炸弹控制系统计算机仿真.火力与指挥控制, 2008;133 (6) :131—133

[3]荣光, 黄德武, 易文俊.小口径杆式脱壳穿甲弹膛内发射振动分析.弹箭与制导学报, 2004;24 (3) :135—138