[求助并讨论]WB分析的结果可靠吗？

torry

最近用WB分析了一个零件，对一个活塞加压50MPa，分析出的应力达到1000MPa，对于27SiMn钢，早已失效了（屈服极限好像是800MPa左右），计算的结果让我产生了怀疑。但是我同事用SolidWorks分析出的应力结果却在屈服极限之内，另一方面，实际做完试验，零件没有任何损伤。
还有就是之间把活塞与杆连接处的圆角网格细化(源文件网格划分按默认取的)，结果变化很大，往往从700MPa变到1000MPa，
WB的分析到底可靠吗？

[ 本帖最后由 torry 于 2008-8-13 23:21 编辑 ]

torry

如果大家方便，先做个网格划分的讨论吧，大家把自己认为满意的网格划分文件上传一下，或者说明一下网格划分的步骤，我觉得网格划分一直是我的弱项，谢谢啦

姜虎东

希望楼主能展示下自己的强项

imlini

没有绝对好的网格划分吧。一般是根据模型结构，对结果的要求，计算能力来取一个相对最好的网格吧。

想我这样的菜鸟，一般也就是默认划分，再打开应力convergence，如果结果收敛，就认为是可以接受的。不过有的模型太大，我只有4G内存，很多时候系统会报错，说不能再往下细分网格。

至于AWE和solid计算结果的区别。我没有用过solid，但是用过proE的模块pro/mechanica。我的感觉是，如果模型从proE到AWE，在圆角处并不是非常好的平滑，再加上自动划分网格的时候在圆角处一般不是特别好，会有尖角，所以AWE计算很多时候在圆角处会有应力集中情况。但是proE里面如果设置得当（用单通道而不是多通道），是会忽略这些应力集中情况的。我想solid也是同样道理吧，因为不精确，网格很大，反而避免了应力集中。

zhaohui_wen

个人认为关键是如何判断结果的准确性。
像你的这个模型左端都是轴对称的，但是有这么，变截面大部分位置的应力是600左右，有位置超过1000，应该这个高值是个奇异点，
另外，将面在此处SLINCE试试，然后再计算，看有嘛样的结果。
只用一个方法计算，不一定就是准确的结果，建议多用几个模型和方法计算。

yuanweian

其实，如果选用相同的模型、离散、算法，各软件之间结果相差不大。
问题的关键恰恰在于模型、离散、算法这三个方面。
如果LZ要关注连接处的应力集中，那么楼主的模型实在不适合。
一个最简单的判断，LZ的模型是近似轴对称的，因此端部单元密集处的应力等值线近似一个圆，但是在连接处，等值线明显震荡，说明这里的计算结果不可信，误差较大。

至于什么是好的网格划分，前几天刚刚有人问过。
http://forum.simwe.com/thread-842884-1-3.html

yuanweian

可以很负责任的说，如果楼主的模型没错，那么那个同事算得不准。
你可以看下他的结果中连接处有没有应力集中。

yuivan

说说自己的看法：
不知道楼主是用什么方式划分网格，如果用得是Automatic的话是很用可能出现这种情况，我相信你如果改用四面体划分，结果就会和SolidWorks分析的结果比较相近，但是这样就没有六面体划分的准确。应力集中体现在网格密到一定程度的时候，应力就不用再增加，就像楼上的朋友说的用convergence去检查一下，看收敛不。
但是还有一种情况也是有限元分析不可避免的，那就是应力奇异现象，表现在网格越密，应力越大，无极限。
希望对你有帮助，我觉得SolidWorks分析的根本不准，推荐六面体去分析应力。

torry

谢谢大家的关注参与讨论，那问题的关键问题就是如何处理应力集中了，算应力最终的问题就是看零件哪些部位应力集中，现在目前的问题，分析出来的应力不可靠，好像应用目的与结果的矛盾了。这就好像是我们为了凉快买了空调，但是空调不制冷。
大家再讨论一下应力集中结果的处理吧

liumech

there were not continous through elements at end of connection

yuanweian

请注意，LZ给的模型在连接处是有倒角的，不是直角连接。
如果是直角连接，单元越密，应力集中越趋向于无穷大，
但是如果有真实尺寸的倒角，单元越密应力应该越接近真实值。
我贴出的结果是在单元不断加密直到最大应力收敛的结果，楼上不妨自己算下。

我赞同使用六面体单元来计算，我在前面的帖子也说过。但是LZ给的模型实在不适合六面体离散。

最后，LZ认为计算结果失真，我提醒两点，1，材料模型问题，真实材料模型不是理想线弹性。2，最大应力超出屈服极限就会失效？不见得吧，最简单的反例：一个有密度的实心球放在平板上，最初的接触点一定屈服，但是球会失效么？

linuaries

AWE计算没有问题，楼主请关注自己的载荷，尺寸不过300mm的构件要承受50MPa的内压？工程上有这样的产品么，这种压力在压力容器行业估计都要算为超高压了吧？也许是我孤陋寡闻。

此外，要将AWE的结果与SolidWorks对比，请确保使用相同的边界条件。不同软件面向不同领域，专业的技术人员使用专业的软件，就像如果我做CAD设计，我肯定不用DM一个概念。选择适合自己的，然后深入，探其究竟，成为高手指日可待。祝楼主使用AWE顺利。

以下.rar文件中为我在DM中做的切割及在DS中做的网格设置。

torry

回答兽兽版主的关于超高压的问题。
本例题中是德国“达尔达(Darda)液压岩石分裂机”中的一个零件，属于液压专业(在液压行业50MPa这个压力也属超高压，不多见)。
这是一种便携式工具,可替代爆破和传统的破碎方法,在采石场的荒料开采领域也具有很大的技术优势.

[ 本帖最后由 torry 于 2008-8-15 21:24 编辑 ]

torry

兽兽版主，你上传的是不是比11版更高的版本啊，打不开啊。
今天又让同事用SolidWorks做了一下，结果最大应力在900MP左右，估计之前我看到的800MPa左右的结果应该是网格划分的比较粗。
在一本关于SolidWorks有限元介绍的书籍有这么一段：根据弹性理论，在尖角处的应力应该是无穷大的。由于离散化误差，有限元模型并不会产生无穷大的应力结果，这一离散误差掩盖了建模时的错误。如果目的是确定最大应力值，那么，忽略圆角的存在，尖角处的应力是非常大的，甚至是无穷大，如果想了解圆角附近的应力情况，那么不管圆角的尺寸再小，都应该在模型中将其包含进来。

大家的讨论让我相信了计算结果的正确性。尤其是yuanweian“最大应力超出屈服极限就会失效？不见得吧，最简单的反例：一个有密度的实心球放在平板上，最初的接触点一定屈服，但是球会失效么？”的论述。
我现在要做的就是应用计算结果指导设计了，原圆角值是1mm，我尝试改大点，1.5mm或更大。


我算完了，把圆角由原来的R=1.0改为R=1.5，然后在网格划分时，插入“face sizing=0.01”，在结果插入了Convergence，头一次用，大家帮我看一下。我用笔记本跑的，比较慢，大家如果有用SolidEdge的，可以改改模型的圆角。
从结果上看，最大应力比兽兽版主的1149MPa下降到1059MPa。

需要说明的是之前圆角没有变化时，没有插入face sizing=0.01，所以现在的分析结果与上面的有点接近，大家可以下载我的文件按同样的步骤计算一下吧，我的本子太慢了。
再次谢谢大家的关注

[ 本帖最后由 torry 于 2008-8-16 00:16 编辑 ]

liumech

对一般的工业，兽兽是对的。但对国防和深海钻探，这样的零件很多。我当前的零件，是１３０MPa （９９mm diameter cylinder）。  针对楼主的当前的元角和模型， 我的建议是：
１）尽量简化模型 如取１／４，２D axisymmetrc.（我Ansys １１SP０ 打不开你的模型，不清楚具体情况）。 做一下converge 曲线:No. of Elements vs Stresses。直到你发现收敛后的应力，那就是以当前圆角大小尺寸的理论应力。你应该相信它。
２）如果应力高于许可应力而实验没有fail，按照理论也绝对是正常的。但不代表你的零件是安全的。因多数实验是静态的。Depends on your safety factor's requirement defined in your design specification,you should change your material or design应该换材料，或改设计。

如果是repeat or cycle load（有疲劳的问题），一个零件的测试是不能说明问题的。你更应该换材料，或改设计。

liumech

还有，不管你用什么有限元商业软件，你得到的结果应该是接近的。
最关键是你能不能合理的应用这些软件。
我曾试过Nastran，Marc，COSMOSWORKS，Anys得到的结果都非常接近。
做工程的，最忌讳把设计搞的太复杂。能简单就要简单。越简单，越可靠. Fast and low cost. 有限元分析也是一样。软件应用也是一样。这就是为什么choose Ansys WB。

linuaries

多谢Torry和Dennis的解释，开了眼界了：）

此外，Torry你可以结合DM中的FaceDelete和Blend功能，可以基于你的Parasolid文件.x_t直接建立参数化倒角，然后研究倒角半径与最大应力的关系。

torry

[localimg=400,300]2[/localimg][localimg=400,300]2[/localimg][localimg=400,300]2[/localimg]兽兽版主的参数化计算我还不会，倒是给我提了个醒，我可以分别计算圆角分别在0.5、1、 1.5、 2、 2.5、 3mm下零件的最大应力，同时为了降低运算时间，分析1/4部分，然后加载frictionless support(参考了本版块中“找不到对称约束”一文)，然后约束条件不变，集中零件下的圆角面划分均是 Face sizing=0.0005。
下面是我计算的结果。大家参考一下吧

[ 本帖最后由 torry 于 2008-8-16 14:40 编辑 ]

torry

这个课题又有了新的进展。
同事刚做完试验回来，一问才知道上面分析的模型时仿制，我把我分析的结果告诉他后，他意识到这个零件的不可靠性。经过我和他的讨论和不断计算，设计了下面这个模型。最大应力527.74MPa，安全系数n=835/527.74=1.58（材料27SiMn，屈服极限835MPa）。
   介绍一下改动细节：
    1 在活塞与杆连接处，加大圆角至R=5，同时加了砂轮越程槽（以前分析的模型里没有，可以看出以上模型还只是试验件，还未完全定型）；
     2 将两个槽（深的槽为密封圈槽，浅的为支撑环槽，支承环不起密封作用）的位置交换。新模型里，在高压下，支撑环槽不受力，密封圈槽受高压；
      3 将杆径由48增至50；
      4.还有就是草图中的32和20两个尺寸，加厚R5圆角处厚度。

[ 本帖最后由 torry 于 2008-8-20 22:53 编辑 ]

torry

上传一下源文件吧，大家在帮忙看看有什么不妥的地方。
      经过这次分析，我经历到“理论指导实践”的过程：经过分析，
发现问题，采取措施；解决新问题，出现老问题，再采取措施……。
       这次经历，坚定了我使用WorkBench的信心，它与CAD的无缝
连接与及时更新、良好的操作界面，为工程设计节省了很多的时间！