车架优化

2-2010

改进设计的计算分析
SAE 框架结构
Nagurbabu Noorbhasha
内华达大学拉斯维加斯分校

请按照以下操作和其他工作: http://digitalscholarship.unlv.edu/thesesdissertations
机械工程共同性的一部分

资料库引文
Noorbhasha, Nagurbabu, “一个 SAE 下框架结构改进设计的计算分析” (2010)。大学论文、论文、专业论文和 Capstones。736. http://digitalscholarship.unlv.edu/thesesdissertations/736

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改进设计的计算分析

框架结构

的

Nagurbabu Noorbhasha

机械工程技术学士
尼赫鲁科技大学, 印度
2003年4月

在部分履行的要求提交的论文

机械工程专业硕士
机械工程系
休斯工程学院

研究生学院
内华达大学, 拉斯维加斯2010年12月

版权所有 Nagurbabu Noorbhasha 2011
保留所有权利

研究生学院

我们建议由Nagurbabu Noorbhasha在我们的监督下编写的论文
题为

改进型下架结构设计的计算分析

被接受在部分履行的要求的程度

机械工程理学硕士

Toole, 委员会主席

穆罕默德帕勒莫, 委员会成员

雷诺道格拉斯, 委员会成员

Aly M 说, 研究生教师代表

罗纳德. 史密斯博士, 研究和研究生研究副总裁, 研究生院院长

2010年12月

抽象

改进设计的计算分析
框架结构

的

Nagurbabu Noorbhasha

Dr. Toole, 考试委员会主席
机械工程系副教授
内华达大学拉斯维加斯分校

巴哈 SAE 是一个校际的竞争设计, 制造, 和种族的一个小, 单一的乘客, 越野车辆由10马力布里格斯 & 斯特拉顿4冲程汽油发动机的动力。所有的巴哈 SAE 车辆的竞争是由一个小型发动机, 因此, 大部分的车辆性能取决于车辆的加速度和机动性, 这是比例与底盘和 rollcage 的重量。由于重量对实现车辆性能的提高至关重要, 必须在 rollcage 的强度和重量之间找到平衡, 以确保驾驶员的安全。
本研究的目的是根据 SAE 制定的指导原则, 优化轧辊笼的设计, 并进行有限元分析验证设计。初步设计了基于竞争规则的 rollcage, 并利用 CAD 生成了3维模型。为了研究应力和变形对框架构件的影响, 采用有限元方法对 rollcage 模型进行了不同加载条件下的线性静力冲击分析。本研究的静态分析主要是为了获得 rollcage 结构的最佳网格尺寸。对现有的设计做了修改, 以承受应用负载为基础的最佳网格尺寸的分析结果。该设计被认为是安全的, 如果产生的辊笼冯米塞斯应力低于屈服强度的材料和挠度的成员是有利的, 以安全的驱动程序。研究还提出了实现辊笼优化设计的不同方法。新设计受到有限元分析
进行验证。

还对汽车底盘进行了动态分析, 以审查底盘车架的结构刚度。对车辆的等效质量分布进行了整车建模。初始速度为6.7 米/秒 (15 英里/秒) 被归因于整个车辆模型, 以影响固定刚性墙研究的影响, 动态应力, 能量, 反应力和加速度的框架成员在最坏的情况下加载方案。在本研究中还讨论了降低底盘加速度的不同方法, 以保证驾驶员的安全。

确认

我衷心地感谢我的导师 Dr. Toole 信任我在这个项目上的工作能力。他的宝贵的指导, 建议, 思想贯穿整个研究工作的全过程是无价之宝。能够与他共事是非常有益和令人满意的经验。我还要感谢内华达拉斯维加斯大学机械工程系, 为我提供机会攻读硕士学位。
我要感谢 Dr. 帕勒莫, Dr. 雷诺和 Dr. Aly 在审查招股说明书, 参加答辩和咨询的论文作为委员会成员的时间。
最后但不是最不重要的, 我要感谢我的父母, 家人和朋友, 和所有其他人, 我没有提到以上, 但帮助我在某种程度上完成我的论文学位。我想藉此机会向那些曾帮助我把这篇论文以他们的知识、帮助和合作成功结束的人表示谢意。

目录

… iii

确认… v

数据清单…viii

表格列表…。ix

1 章介绍…。1

1.1 背景…1
1.2 SAE 下一帧设计目标…2
1.3 正面冲击测试…。6
1.4 研究的目标…。10
2 章有限元分析…12

2.1 预处理器 HyperMesh…12
2.2 规划 OptiStruct …。14
2.3 规划求解…。16
2.4 后处理器 HyperView…17
3 章线性静态正面影响分析…。20

3.1 设计方法…。20
3.2 开发初步设计…。23
3.2.1 设计指南…。24
3.2.2…25
3.2.3 适当的操作空间…25
3.3 几何发展…26
3.4 材料选择…30
3.5 线性静态正面影响分析…。33
3.5.1 加载/边界条件…34
4 章结果 & 讨论静态分析…。37

4.1 网格独立…。37
4.2 加强机制…。49
4.2.1 提供角的关键节点的框架…50
4.2.2 尺寸对应力集中的影响…51
4.3 框架的承载能力…56
4.4 设计修改…59
5 章动态正面撞击分析…。62

5.1 动态分析…。62
5.2 动态分析设计方法…64
5.3 几何发展…65
5.4 材料…66
5.4.1 MAT_PLASTIC_KINEMATIC …。67
5.5 接触面…67
5.5.1 CONTACT_TIED_SURFACE_TO_SURFACE…68
5.6 刚性壁…。69
5.6.1 RIGIDWALL_PLANAR …。69
5.7 装载和边界条件…69
5.7.1 INITIAL_VELOCITY_NODE …。70
5.8 正面影响分析结果讨论: …。71
6 章总结、结论和今后的工作…。78

6.1 研究总结和结论…78
6.2 未来的工作…81
参考)…。82

附录 A …。85

附录 B 示例 LS 程序…96

…99

数字列表

图1.1 全宽度和正面偏移碰撞试验…。7
图3.1 设计过程通用图解流程图…。22
图 3.2 rollcage 框架的专业/工程师模型…。27
图 3.3 rollcage 框架构件的 HyperMesh 模型…。28
图 3.4 rollcage 模型的放大视图…。29
图 3.5 2D 元素质量报告…。30
图4.1 各种网格大小的网格配置…。40 图4.2 用于各种网格大小的最大冯米塞斯应力的位置
…42
图4.3 最大米塞斯应力的网格独立性研究图
…44
图4.4 最大位移的网格独立学习图…。44
图4.5 点选地点…。45
图4.6 在选定位置的应力的网格独立研究图
…46
图4.7 选定的位移的网格独立性研究图
…。47 图4.8 在框架节点上提供角…。51 图4.9 节点大小对帧最大应力的影响
…55
图4.10 节点尺寸对最大值的影响。frame55 的位移
图4.11 冲击载荷对最大应力的影响…。58
图4.12 冲击载荷对最大位移的影响…。58
图4.13 机箱架/rollcage 的新设计…。60 图4.14 在帧中的 31138 N 的应力分布
对…。60
图4.15 在 31138 N 冲击载荷的框架内的位移…。61
图5.1 底盘/Rollcage 多体动力分析模型…。66
Figure5.2 rollcage 结构的速度剖面…。72 图 5.3 rollcage 结构的刚性壁力历史剖面在期间
的影响…。73
图5.4 框架构件在不同阶段的变形
影响…。75 图5.5 撞击载荷的能量图形…。75
图5.6 在撞击过程中的加速度剖面…。76

表列表

表3.1 框架的材料性能…。33
表4.1 最大应力和位移对网格尺寸的影响…。41 表4.2 在影响加载后的选定位置上的 “米塞斯应力”
…46
表4.3 撞击后所选地点的车架位移
…47
表4.4 网格大小对计算时间 & 内存的影响…。48 表4.5 节点大小对最大值的影响。框架的应力
…53
表4.6 节点尺寸对最大值的影响。框架的位移。54
表4.7 冲击载荷对米塞斯应力和位移的影响。57
表 5.1 LS-动力材料模型…。67

1章导言

1.1 背景

校际是由汽车工程师协会 (sae) 组织的本科生和研究生工程专业的工程设计竞赛。竞争的目标是模拟真实世界的工程设计项目及其相关的挑战。一队学生 (SAE 巴哈团队) 必须设计、制造和比赛一辆由10马力布里格斯和斯特拉顿汽油发动机供电的越野车辆。根据这些车辆的判断, 典型的能力是爬山, 负重拉, 岩石爬行, 加速度, 机动性和陆地以及水的耐力。
所有 SAE 批准的巴哈车辆需要使用10马力四冲程发动机。发动机不能以任何方式提高, 以确保整体车辆设计的统一比较。因此, 汽车性能的很大一部分取决于驱动的列车和车辆的机动性。通过提高列车的传动效率, 使车辆加速, 达到较高的最高速度。汽车性能的另一个贡献因素是加速度和机动性。汽车总重量包括驾驶员重量对性能有显著影响。总的来说, 由于发动机的容量是固定的, 轻型车应该表现得更好。
驾驶员安全是汽车设计中的一个重要问题。机箱的 rollcage 部分是驱动程序的主要保护。为了确保驾驶员安全, rollcage 必须具有结构刚性。由于重量在小型发动机驱动的车辆中至关重要, 因此必须在车辆的强度和重量之间找到平衡。因而底盘设计变得非常重要在车表现。
1.2 SAE 下架设计目标

SAE 下架的设计受到竞争组织者制定的安全规则的严重影响。这些规则每年更新, 以解决新的安全问题。本报告中讨论的框架设计符合2009下 SAE 规则 [1]。这些规则以两种方式定义框架设计。首先, 规定了对最小框架截面抗弯强度的具体要求。这种弯曲强度可以通过任何材料和截面几何的组合来实现。更小的成员可以使用与更强的材料。它们还定义了框架几何的具体要求, 例如最大长度、宽度和高度以及驱动程序和框架成员之间的最小间隙。在做出有关材料选择、设计几何和对设计的任何附加修改的决策时, 会参考这些要求。在设计阶段结束前, 对不同类型的机箱设计和规则进行了全面的回顾 [2、3、4]。这一审查不仅包括该指南的文字, 而且还讨论了意向。在任何一种规则的明确性或含义有疑问的情况下, 与 SAE 规则委员会联系以确保遵守。
在设计过程中, 使用了以下功能和设计要求作为指南。功能上, 车应该 [5]:

1. 允许方便的驱动程序进出

2. 赏心悦目

3. 坚固耐用、可靠且易于维护

4. 能够跨粗糙的地形进行操作

5. 成本少于2500美元

6. 维护安全作为主要考虑因素

设计的范围包括 [5]:

1. 一个四轮车辆与一个适当的支撑辊笼, 满足或超过 SAE 迷你巴哈竞争的所有要求

2. 优化整车的强度/重量比以提高性能

3. 一种框架, 其结构为至少含碳量为0.18% 的钢管, 外径为0.0254 米 (1.0), 壁厚为0.0021 米 (0.083), 或具有等效强度和弯曲模量的材料.

4. 一个框架, 旨在将连续长度的油管在可能的情况下, 以减少焊接和提高强度.

5. 考虑所有部件的可靠性和安全性, 包括框架、悬挂、驱动系统、制动器和转向
   这辆车是设计和生产的半熟练劳动力在一个相对较高的产量, 根据概念, 引进一个新的产品的消费工业市场从一个虚构的公司。该团队使用学习过的工程实践来设计、构建、测试和竞赛这辆车与其他学生团队, 在一系列的竞争项目, 奖励团队良好的工程和机械实践。大学 SAE 下底盘/rollcage 的设计, 以最大限度的强度和耐用性, 同时最小重量和保留可制造性 [6]。在竞争中, 大学 SAE 的团队相对于大多数学校来说是比较缺乏经验的。该小组选择了最便宜的钢管材料, 并选择了直径和壁厚, 以满足规则中规定的最低强度要求。这导致了相对地微弱的材料和大管材维度比许多竞争者。框架的初始布局是根据团队成员的最佳判断和最高/最大驱动程序的尺寸选择的。当团队成员了解框架规则时, 添加了其他成员。3年期间的最终结果是符合规则中指定的设计要求但不是最佳的框架。它没有优化, 因为团队没有资金购买高强度钢, 他们没有在他们的设计/制造阶段开始的分析能力。ameter 和壁厚满足迷你
   为了最大限度地优化平衡强度, 重量, 耐久性和可制造性, 使用计算机辅助设计 (CAD) 建模和有限元分析技术是非常有用的, 除了传统的分析。它包括 SAE、材料选择、结构分析和设计修改所要求的设计约束。它将最终覆盖实际的现实世界使用的框架设计的结果。
   框架配置设计为在可能的情况下将连续管长度合并在一起。这有助于保持框架尽可能强大, 提高了材料的使用效率, 减少了焊接所需的数量和缩短了制造时间。
   框架构造了以以下重要特征 [5]:

6. 防火墙滚箍从垂直的角度向后倾斜, 以节约空间.

7. 滚动保持架加宽前面到后面增加乘客

辅助.

3. 油管接头布置优化, 以提高辊笼的强度.
4. 在可能的情况下利用油管的连续截面, 通过弯曲油管而不是焊接边角来提高车架的可制造性.
5. 可调节座椅, 以适应团队中驱动程序的高度差异
   1.3 正面冲击测试

研究表明, 大多数汽车死亡或死亡发生的原因是头部或正面的崩溃。为了减少与交通有关的伤亡, 所有车辆必须通过正面碰撞试验。在正面撞击或碰撞试验中, 车辆在特定的速度下迎头撞上刚性混凝土屏障。联邦法律要求所有客车通过13.4 米/秒 (30 英里/秒) 正面碰撞测试, 而 NCAP 测试包括碰撞一个固定的障碍在15.64 米/秒 (35 哩/秒) [7]。仪器拟人假人被安置在司机和乘客位子为测试。在碰撞过程中, 加速度计也被放置在车辆上以记录结构的响应。这些测试是为了测量乘员在碰撞中的头部受保护的程度。在测试中, 仪器的假人被放置在全束的位置, 以测量冲击力的胸部, 头部和腿部。该测试程序只处理耐撞, 并表明汽车如何能保护其乘员在正面碰撞。
有两种类型的固定屏障测试, 以测量车辆的耐撞性差异 [8]。它们是全宽刚性屏障正面碰撞试验和抵消刚性屏障正面撞击试验。

图1.1 全宽度和正面偏移碰撞试验 [8]

固定刚性屏障碰撞可以代表严重的汽车撞击。这项测试是在汽车上进行的, 以获得有关减少乘员伤害和评估结构完整性的价值信息。屏障装置可以是几乎任何配置, 如平, 圆, 抵消等。这一标准测试方法的主要目的是提供对车辆和乘员在与固定物体碰撞时的作用力的逼真模拟。对结构荷载和挠度的测量、乘员动力学的测定以及有关特殊事件的摄影和后观测, 可能有助于确定设计标准。
全宽度和偏移测试相互补充。将车辆的全部宽度撞成刚性屏障, 可以最大限度地吸收能量, 使乘员舱或安全笼的完整性能够在所有但非常高速的碰撞中保持完好。全宽 rigidbarrier 测试产生高乘员舱减速, 所以他们特别要求约束系统。在偏移测试中, 只有车辆前端的一侧, 而不是整个宽度, 会撞上障碍物, 以便结构的较小区域必须管理碰撞能量。这意味着在被击中的一侧的前端粉碎超过了全角测试, 而且侵入乘员舱的可能性更大。底线是, 全角测试是特别苛刻的约束, 但对结构的要求更低, 而反过来是正确的偏移。

在额距碰撞试验中评估的三因素-结构性能、损伤措施和约束/虚拟运动学-确定每辆车的总体正面偏移抗撞性评估。

a. 结构/安全保持架: 结构性能基于测量, 表明在偏移测试期间侵入乘员舱的数量和模式。这一评估表明, front-end 粉碎区如何管理的碰撞能量, 以及如何良好的安全笼限制侵入驱动空间。通过比较这9点的 precrash 和 postcrash 位置, 在驾驶员座位区的9地方进行入侵测量。(方向盘入侵分为向上和向后的组成部分, 以获得共10测量。更大的入侵数字表明安全笼的倒塌。

b. 伤害措施: 从驾驶员座椅上的第五十个百分位男性杂交假体中获得的伤害措施, 用于确定驾驶员对不同身体区域造成持续伤害的可能性。从头部、颈部、胸部、腿部和脚部记录的测量结果表明, 该部位的应力/应变水平。因此, 更多的数字意味着更大的压力/应变和更大的伤害风险。
c. 限制/虚拟运动学 (运动): 严重的伤害风险可能是由于不希望的假运动学造成的-例如, 从乘员的部分弹射 compartment-in 没有高伤害措施。这方面的性能涉及如何安全带, 安全气囊, 转向柱, 头部限制, 和其他方面的约束系统相互作用, 以控制假动作。

有不同的规则和测试程序来评估乘用车的测试结果。虽然没有一套明确的规则来估计越野车辆的耐撞性, 但根据现有的规则和程序对测试方法进行评估。
1.4 研究的目标

本研究的目的是为中巴哈汽车的分析制定指导方针。针对几种最坏的情况, 对当前大学下架进行了广泛的分析。考虑到改进的强度和安全性的框架的修改。这项工作的分析建议应提供指导方针, 使下一大学团队能够设计出更优化的车架。
具体目标是:

a) 根据 SAE [1] 提供的规范开发初步设计, 满足上述要求并在专业/工程师野火4.0 中生成 rollcage 模型.
b) 执行线性静态分析, 通过有限元技术模拟从正面影响的负载。对 rollcage 结构不同加载条件下的应力和位移进行了分析。该设计的目的是安全因素不少于1.25。线性静态结构分析包括:
i. 网格独立 (2)。确定安全装货条件 iii.。节点设计 iv. 的效果其他设计修改
c) 使用 LS 动态来执行对正面撞击碰撞载荷的多体动力学分析, 以确定在框架结构的撞击和反作用力作用下的加速度响应、能量耗散.

2章有限元分析

有限元分析是一种强大的设计工具, 大大提高了工程设计的标准和设计过程的方法论。有限元分析的引入, 使产品从概念到生产线的时间大大缩短。它主要是通过改进的初步原型设计, 使用有限元, 测试和开发已经加快。总之, 有限元分析的好处包括提高精确度、增强设计和更好地洞察关键设计参数、虚拟原型、更少的硬件原型、更快、更便宜的设计周期、提高生产率和增加收入.本部分包括了本研究中使用的有限元分析工具, 并简要介绍了每个
工具.

2.1 预处理器牛郎 HyperMesh

HyperMesh 是一个高性能的有限元预处理器 [9], 它适用于许多有限元求解器。它允许工程师在高度互动和视觉环境中分析产品设计性能。HyperMesh 的用户界面易于学习, 并且支持许多 CAD 几何和有限元模型文件格式, 从而提高了互操作性和效率。HyperMesh 中的高级功能允许用户在高度复杂的模型中高效地操作几何和网格。这些功能包括广泛的啮合和模型控制, 变形技术, 以更新现有的网格, 以新的设计方案和自动 mid-surface 生成的复杂设计, 具有不同的壁厚。通过减少交互式建模时间, 实体几何增强了四网格和六的啮合, 而间歇啮合使零件的大尺度啮合不受人工清理和最小用户输入。
HyperMesh 提供了直接访问各种行业领先的 CAD 数据格式, 以生成有限元模型。此外, HyperMesh 还有工具来清理包含有间隙、重叠和错位的表面的进口几何, 以防止高质量的网格生成。通过消除错位和孔, 并抑制相邻曲面之间的边界, 用户可以跨越较大的, 更合理的模型区域, 同时提高整体的啮合速度和质量。边界条件可应用于这些曲面, 以便将来映射到基础未来数据。
HyperMesh 为用户提供了一套高级易用的工具来构建和编辑 CAE 模型。对于2D 和3D 模型的创建, 用户可以访问各种网格生成, 以及 HyperMesh 的强大的自动啮合模块。自动 mid-surface 生成
全面的层压建模师和变形提供了新的模型操作水平。HyperMesh 中的曲面 auto-meshing 模块是一种网格生成工具, 它为用户提供了交互式调整每个曲面或曲面边缘的各种网格参数的能力。这些参数包括元素密度、元素偏置和网格算法。可以为一组用户定义的质量标准自动优化元素生成。用户还可以在 HyperMesh 中使用交互式的、过程驱动的工具进行简单的模型设置, 包括使用连接器进行模型组装、创建复杂的联系人定义、应用边界条件和规划求解甲板准备。
HyperMesh 支持一大堆不同的规划求解格式, 用于导入和导出。除了完全支持的解决方法之外, HyperMesh 还通过完整的导出模板语言和用于开发输入翻译器的库, 提供了支持其他解决程序的灵活性。虽然 HyperMesh 支持不同的求解者, 但在目前的应用中, OptiStruct 和 LS 动力学求解分别用于静态分析和动态分析来解决当前的问题。
2.2 规划求解 OptiStruct

OptiStruct 是一个高度先进的有限基于软件的结构分析和设计优化。OptiStruct 用于设计、评估和改善机械结构的性能。OptiStruct 的设计模块采用拓扑优化的方法来生成创新的概念设计方案。在开发过程的初始阶段, 用户输入包空间信息、设计目标和制造过程参数。OptiStruct 生成针对给定设计目标而优化的设计方案。
OptiStruct 的分析模块使用最新的元素配方和快速, 稳健的稀疏矩阵求解线性静态, 频率, 屈曲或简单的接触问题。OptiStruct 以其大量的解决方案、材料模型和元素类型, 对结构分析进行分析, 并产生可靠和准确的结果
在现有产品组件上应用形状优化。OptiStruct 的 free-shape 优化可用于降低高压浓度。OptiStruct 也可以使用 HyperMesh 的变形
用于优化有限元网格的技术。因此, 戏剧性的形状变化是可能的, 没有网格失真。OptiStruct 可以很容易地提出设计修改, 而不需要底层 CAD 数据, 使用最少的用户交互。
OptiStruct 与 HyperWorks 环境紧密结合。因此, 模型可以完全建立在 HyperMesh。可以使用 HyperView 中的后处理工具生成动画、等高线图形和图表。OptiStruct 使用 NASTRAN 语法来确保封闭模拟过程链。此外, 通过使用 HyperWorks 中可用的强大的自动化和数据管理层, 可以轻松地实现工作自动化。
2.3 规划求解 LS 动态

LS 动态是一种用于分析三维结构的非线性动力响应的通用显式和隐式有限元程序 [10]。它的全自动接触分析能力和错误检查功能使全世界的用户能够成功地解决许多复杂的崩溃和形成问题。LS 动态是一个主要的软件的研究汽车崩溃, 并有许多默认的输入参数为碰撞模拟定制。对于碰撞仿真, 由于利用隐式积分方法, 采用了显式时间积分法。在显式积分法中, 该解是在不计算刚度矩阵的情况下进行的, 从而大大缩短了仿真时间。由于这些节省, 复杂的几何形状和大变形可以模拟。LS 动态支持一个非常广泛的材料模型库。超过100金属和非金属材料模型能够模拟弹性, 弹塑性, 弹粘塑性, Blatzko 橡胶, 泡沫, 玻璃和复合材料。
LS 动态支持完全自动化的接触分析, 这是简单易用, 稳健, 并已验证。用约束和惩罚的方法来模拟接触条件。这些方法已被证明在全面的汽车耐撞研究, 系统/成分分析和乘员安全研究中尤其奏效。LS 动态支持超过二十五接触配方, 以处理接触之间的变形对象和刚性体。
2.4 后处理器牛郎 HyperView

HyperView 是一个完整的后处理和可视化环境的有限元分析, 多体系统仿真, 数字视频和工程数据。HyperView 结合先进的动画和 XY 绘图功能与窗口
同步以增强结果可视化。惊人的快速3D 图形和无与伦比的功能设置了一个新的速度和集成的 CAE 结果后处理标准。HyperView 通过直接读取器支持许多流行的 CAE 规划器格式, 提供灵活且一致的高性能后处理环境。
HyperView 的动画客户端提供了一整套交互式后处理功能, 大大提高了结果可视性。HyperView 还支持一个先进的工具集模型查询和结果比较的单一和覆盖的模型。
HyperView 中的视频客户端介绍了读取数字视频文件的独特能力, 并将其与 CAE 动画和 XY 绘图信息进行同步, 以增强仿真后处理和关联性。视频客户端直接读取和写入大多数标准的电影文件格式, 包括 AVI、BMP、JPEG、PNG 和 TIFF。HyperView 支持以下内容:
i. 多体动力学动画与 flex 体 (2)。复杂的动画和复杂的应力计算 iii。变形的动画 iv。线性动画
五. 瞬态动画

HyperView 的绘图客户端是一个强大的数据分析和绘图工具与接口的广泛的数据文件格式数组。工程师可以生成、编辑和操作2D 曲线和3D 图形 (如瀑布、曲面和3D 线图) 一个简单的点, 单击 “环境” 可方便地访问曲线表达式、轴标签和图例、绘制页眉和页脚。此外, 还可以使用模板、内置文本和数字处理器, 用高级注释对绘图进行注释。一个复杂的数学引擎能够处理甚至最复杂的数学表达式。
发布会话导出功能允许用户将报告输出到 HTML 或活动 HyperView 会话的电源点 XML。用户可以指定要写出哪些页面, 以及指定导出的每个窗口的格式。
HyperView 通过直接读取器支持许多流行的 CAE 规划器格式, 提供灵活且一致的高性能后处理环境。可以通过用户定义的结果转换器来支持其他规划求解格式, 将结果转化为 H3D 压缩二进制格式。通过扩大支持其他商业和专有的规划求解格式的能力, 此功能进一步增加了 HyperView 的价值主张。

3章线性静态正面影响分析

3.1 设计方法学

本节的目的是提供一个基本知识的方法, 用于分析的 SAE 巴哈框架成员。图3.1 显示了设计优化过程中所涉及的主要步骤的通用说明。

1. 考虑到目标、功能、设计考虑和 SAE 的规则, 开发了框架结构的初步设计.

2. 一旦设计完成, 将使用专业/工程师野火4.0 与初步设计一起创建 CAD 模型。所创建的模型是完全参数化的, 以确保可以轻松地进行将来的更改。该模型是建立复杂有限元模型的基础。

3. 有限元 (FE) 模型是利用 HyperMesh 的壳单元建立的, 对其进行了结构分析。为优化分析确保了元素质量
   结果.

4. 分析中的下一步是选择用于设置模拟的参数。这些参数包括材料性质、截面性质、约束条件、加载情况和其他模拟相关参数。

5. 设置参数后, 使用 OptiStruct 求解器运行模拟。在初始阶段对当前问题进行了静态分析, 找出了动态分析的最佳参数。

6. 模拟的结果在 HyperView 中解释。分析确定了最高的冯米塞斯应力的强度和区域, 以及框架构件受外加载荷的变形。

7. 如果在机箱成员中产生的应力高于材料的屈服极限并且/或框架成员的变形较多, 则已修改现有框架以改善性能.

8. 新的设计已经受到了一定的输入参数的结构分析, 该过程将继续进行, 直到应力和变形达到预期的极限.

9. 最后, 考虑所有制造和成本问题以开发最终设计的设计工程师应解释结构分析的结果.

图3.1 设计过程通用图的流程图
3.2 初步设计的发展

该车架是用来提供一个基础上安装的各种外围设备所需的自。车架是任何车辆的 “骨架”。辊笼提供了一个框架, 以保护操作员免受危害和伤害。在发生翻转事故时, 滚动保持架的设计可以尽可能地吸收尽可能多的惯性, 以减少对操作者的碰撞力。这意味着, 底盘的设计, 以最大限度的强度和耐久性, 同时尽量减少重量和保留可制造性。它必须支持所有操作员控制系统, 前面和后方悬浮系统, 和引擎和驱动火车。框架设计的目的是满足这些功能, 同时符合 SAE 规则, 特别考虑到乘员的安全, 制造, 成本, 质量, 重量和整体吸引力。其它设计因素包括车架的耐久性和可维护性。
要开始框架的初始设计, 首先必须设置一些设计准则。这不仅包括设计的特点和制造方法, 而且还要在设计中使用的工具。从这一点, 应该分析的设计, 可能显示薄弱或高负荷的领域, 应确定的应力集中, 应进行分析。
3.2.1 设计指南

在开始设计框架之前, 做出一些全球性的设计决定是很重要的。这些细节包括预期的转向和悬挂设计, 还有预期的制造方法。虽然这些决策对框架的分析并不重要, 但它们对于理解设计是很重要的。关于框架几何和驾驶员安全的规则也必须考虑。
由于构建团队的能力和技能以及设计指令的局限性, 预期的制作是很重要的。目的是尽量减少框架上焊接接头的数量, 以利于弯曲的构件。弯曲是更少的时间消耗, 当正确地做显示一个更低的应力集中。随着设计的进展, 可制造性不断地与组建团队进行评审。这确保了设计中没有不可能的功能, 并且团队对它的建设感到自信。与材料类型一样, 整体框架几何遵循严格的规则。这些规则在整个框架的设计中不断被引用, 以确保法规遵从性。如上所述规则变动逐年, 为此他们附有附录 A。框架的相互作用和严格的安全规则要求框架设计一个坚实的建模软件包。

3.2.2 小巴哈指南

SAE 制定了一套指引和规则, 每辆车都应该遵守。这些准则是根据设计专业人员的建议和测试进行的。为创建初步设计, 遵循这些准则, 包括在机箱的框架成员。最初未添加其他成员, 因此获得最小权重的帧。
这些元素的尺寸被选择, 牢记 SAE 规定的规则。未添加其他成员。在任何可能的情况下都采用了自适应设计的方法, 并考虑了驾驶员的工效学。这些成员包括在初步设计和最小可能的部分是采取的, 即外径 = 25.4 毫米 (1.0 in.), 内径 = 19.3 毫米 (0.76 in.), 材料: AISI1020 合金钢。
3.2.3 足够的操作员空间

rollcage 设计的另一个目标是为驾驶员的舒适度提供足够的操作空间。该设计将允许1.9 米 (6 英尺3英寸) 的驱动程序的高度, 90.7 公斤 (200 磅) 的重量, 以适应舒适的框架。据推测, 一个司机被放置在框架中的驱动位置和测量, 使一定的所有
SAE 安全规则得到了满足。

3.3 几何发展

一个初步的设计是由大学 sae 团队根据 sae 为巴哈竞争制定的规则和准则。由于计算机辅助设计 (cad) 模型是建立复杂有限元模型的基础, 因此开始了开发 cad 模型的探索。初步设计不存在 CAD 数据。为了创建 CAD, 车辆是手动测量的尺寸。在参考维度的支持下, 开发了一个 CAD 模型。从开发的模型中进行了 CAD 绘图, 并对原始尺寸进行了框架设计验证。图代表在临/工程师野火4.0 为初步设计开发的底盘实体模型。
该框架的 CAD 模型完成后, 将 Pro/工程师部分模型导入到 HyperMesh 环境中, 这是 HyperWorks 软件包的一部分。将 HyperMesh 作为有限元啮合工具用于优化研究。这是确保所有的表面是进口到 HyperMesh 正确没有任何几何问题。下一步是提取固体管模型的 midsurface。HyperMesh 可以从对称剖面自动生成 mid-surface。表面编辑工具将允许变形生成的 mid-surface, 便于二次啮合。mid-surface 几何被 “清洗” 为啮合准备。这意味着导入的模型中的某些行从边缘线切换到隐含 (或流形) 线, 这样它们就不会表示人为的边缘, 这将迫使有限元素对它们进行不必要的对齐。对线的误读发生在 CAD 模型中创建的圆角和半径特征的位置, 因为这些特征在 IGES 变换中被错误地解释为不同的曲面。

图 3.2 rollcage 框架的 Pro/工程师模型

一旦清除了几何, 框架成员的曲面就被编辑为适当的啮合。在每个接头处分别进行表面分离, 使接头可以先与相邻的管成员啮合。这样可以提高网格的质量。利用 HyperMesh 的 auto-mesh 特征, 设计空间容积用四边形单元填充。根据要求选择网格大小。选择齐次优化判据, 根据预设条件优化网格质量。所得到的网格作为拓扑优化研究的设计空间可以从图中看出
3.3 & 3.4。

图 3.3 rollcage 框架构件的 HyperMesh 模型

图3.4 网状 rollcage 模型的放大视图

为了保证模型的准确性和效率, 模型的网格需要满足网格质量标准。网格的质量将影响仿真的时间步长计算和计算时间。时间步长与元素的特征长度直接相关, 因此最小元素的大小尤为重要。严重扭曲的元素会影响结果的准确性, 因为由于失真, 元素的刚度增加。三角形元素的百分比应小于组件中元素数的 5%, 因为三角形元素将人工刚度传递给建模的零件。这将导致机箱框架的不切实际的行为。图3.5 概述了重要的网格质量标准。

图 3.5 2D 元素质量报告

3.4 材料选择

在笼中使用的材料必须符合 SAE 设定的某些几何要求和其他限制。在选择卷笼材料时, 我们考虑的主要标准是安全、成本和耐久性。在巴哈会翻身的情况下, 所用的材料必须足够坚固, 以保护驾驶员免于致命的伤害。由于车架是用于赛车, 重量是一个关键因素, 必须考虑。适当的平衡完成设计要求和最小化重量是关键的成功的设计 [12]。
规则定义要用与以下规格相等同的材料制成的笼子 [1]:
具有至少相等弯曲刚度和弯曲强度的钢构件, 1018 钢具有圆形截面, 具有 25.4 mm (1 英寸)
外径和壁厚2.10 毫米 (0.083 英寸)

这一声明的一个关键因素是, 框架结构只允许钢构件。然而钢的合金是可定义的, 只要它符合等值要求。这些值需要计算出最小值的坐标轴。这种方法的强度和刚度的计算确保了非圆截面的管即使在最坏的情况下也会是等价的。规则继续定义弯曲强度和
刚度:

弯曲刚度与 EI 乘积成正比,

弯曲强度由 SyI/c 的值给出,

(为1018钢价值是;Sy = 370 兆帕斯卡 (53.7 ksi) E = 205 GPa

(29700 ksi)
E = 弹性模量

I = 第二片刻区域的横断面关于轴给最低值
材料的屈服强度单位面积 c = 从中性轴到极端纤维的距离
虽然规则设置了许多因素的材料的几何, 有其他的限制。这些限制包括制造方法和材料的工业标准。该框架将建立使用弯管结构和 TIG 焊接接头。几何受工业标准的限制。重要的是要利用普遍可用的油管尺寸和材料。考虑到上述因素, 对框架材料考虑了1020级配筋。表3.1 给出了1020钢的材料和截面特性。
3.5 线性静态正面冲击分析

在底盘上进行线性静力分析, 以测试不同的加载条件, 并找出产生的应力和变形的框架成员。了解当前设计对不同加载条件的反应, 将使设计者在物理原型之前进行更改。此外, 线性静力分析是动态或非线性有限元分析的基础。如果一个设计无法在线性静态应力分析中幸存下来, 那么在移动到更复杂、耗时和昂贵的动态或非线性分析之前, 必须先进行固定。
表3.1 框架的材料性能 [6]
S。
属性
值
1
材料 (钢)
1020
2
外径 (mm)
25。4
3
内径 (mm)
19。3
4
截面厚度 (mm)
3
5
惯性区域转动惯量 (mm4)
8324。6
6
杨氏模量 E (MPa)
247749
7
屈服强度 Sy (MPa)
594。6
8
密度 (Kg/m3)
7861
9
泊松比
0。3

设计过程的下一个阶段是进行有限元线性静力分析, 对框架构件的应力和变形模式进行回顾, 并对框架构件进行修正, 以减小应力和变形, 从而承受应用荷载。虽然, 车辆需要不同类型的有限元分析, 以验证其设计, 针对当前的问题, 进行了正面的影响分析, 研究了加载对框架的影响。
正面撞击模拟的假设:

1. 机箱材料被认为是各向同性和均匀的

2. 底盘管接头假定为完美接头

3. 撞击屏障不是可变形的.

3.5.1 加载/边界条件

正面撞击是一个动态事件, 但用线性弹性准静态分析方法进行初步分析比较容易。因此, 我们需要确定一个在静态分析中使用的力值, 它大致相当于撞击时观测到的峰值动力或平均动力力。估计最大允许力的一种方法是从简化的损伤判据开始。研究发现, 人体将在负荷超过9倍的重力或9克的力量。价值 10 G 的被设置了作为目标点为极端最坏的案件碰撞 [13]。在静态正面撞击分析中, 假设车辆的重量为272.16 公斤 (600 磅), 则假定在车辆上的负荷相当于 26698 N (相当于 6000 lbf) 的静力, 则为10克的减速。
佛罗里达理工学院分析了来自 “汽车保险维修研究中心” 的数据, 估计下一辆车将看到的最大 g 力是7.9 克的 [14, 15]。为了计算用于分析 7.9 G 撞击的力, 牛顿的第二定律被使用。力计算如下所示的方程。F = ma m = 272.16 公斤 (600 磅)
a = 7.9 X 9.81 米/秒 = 77.5 米/秒

F = 272.16 x 77.5 = 21092.4 N (相当于 4750 lbf)

冲击力的3.5.2 分析计算

车为 SAE 巴哈是设计的最大速度为 17.88 m/s (40mph) 为竞争 [15]。车辆的总重量, 包括司机估计是272.16 公斤 (600 磅)。
对于完全非弹性碰撞, 可以使用下面的公式估计冲击力:

W net = 中 2最终
W net = f x d

该方程指出动能的变化等于所做的净功, 而停止汽车所需的功等于力乘以距离。

12
f x d = − mv初始
2

它为静态分析被考虑车来到休息0.1 秒在冲击以后 [16]。对于17.88 米/秒 (40 英里/秒) 的速度, 车辆在撞击后的行程是1.79 米。

• 272.16 * 17.88 2 *
  影响力量 =1. = 24304 N
  只要在这种情况下保护驱动程序, 框架就不需要在崩溃负载下生存。在这里, 我们有三种不同类型的负载, 即 26698 n (10G 力), 21092 n (7.9G 力) & 24304 n (分析值)。在初始阶段, 目前的框架设计是为了抵御冲击负荷 33262 N (7500 lbf)。如果不是, 它被确定框架承受冲击装载 26698 N (等效于 6000 lbf) 极小值, 以安全的设计因素1.25。

为解决结构运动学分析问题而采用的有限元分析软件程序是 OptiStruct。对不同网格尺寸进行了正面撞击分析, 并对每个机箱构件的应力和位移的影响进行了评述。对机箱成员进行了相应的更改或修改, 以承受冲击载荷 (即生成的米塞斯应力应小于材料的屈服应力)。

4章静态分析的结果 & 讨论

4.1 网格独立

网格大小是一个重要的参数, 以考虑在数值分析, 由于人工定义的分布位移或应力在
元素, 无论是建模是基于连续或连续的方法。网格大小或网格大小在解决方案的收敛性和精确性方面都起着重要的作用。理论上, 网格尺寸越细的计算模型得到的结果就越准确。虽然, 高密度网格的使用提高了模拟的准确性, 但在计算上昂贵, 有时解决方案可能是不可能的。另一方面, 太细的网格可能不会产生更准确的结果, 因为其他因素, 如时间步长和边界条件可能会控制建模精度。课程网格用于快速检查规划求解设置和边界条件。这意味着, 粗网格的数值模型比细网格的计算时间要短。因此, 进行网格独立研究, 以获得一个优化的网格大小。
网格独立性是网格密度变化的结果的 non-variation。这是为了确保在计算过程中使用理想的网格大小, 从而避免了不必要的计算空间和时间。这是在经济上充分利用现有资源的一种方式。针对当前的问题, 通过模拟各种网格大小的正面影响分析, 实现了网格的自主化。比较了各网格尺寸的计算结果。最初一个粗网与大小5.08 毫米 (0.2 in.) 用于研究正面冲击的影响在 SAE 下底盘框架。网格大小为进一步分析减少了到4.57 毫米 (0.18 in.), 4.24 毫米 (0.167 in.), 3.6 毫米 (0.14 in.), 3.05 毫米 (0.12), 2.54 毫米 (0.10), 2.23 毫米 (0.088), 1.9 毫米 (0.075) 和1.27 毫米 (0.05 in.) 随后, 元素的数量增加。对于每种情况, 对正面撞击的分析是运行的, 并列出了冲击后最大应力和位移的值。网格大小稳定或网格的独立性, 如果在撞击后的框架的应力和挠度小于 10%, 不同的格子大小图4.1 代表了不同网格大小的相似管道的网格配置。

网孔尺寸: 1.27 毫米 (0.05)

网孔尺寸: 1.9 毫米 (0.075)

网孔尺寸: 2.23 毫米 (0.088)

网孔尺寸: 2.54 毫米 (0.1)

网孔尺寸: 3.048 毫米 (0.12)

网孔尺寸: 3.56 毫米 (0.14)

网孔尺寸: 4.24 毫米 (0.167)

网孔尺寸: 4.57 毫米 (0.18)

网孔尺寸: 5.08 毫米 (0.2)

图4.1 各种网格大小的网格配置

表4.1 表示最大的米塞斯应力和位移对网格尺寸的影响。结果表明, 随着网格尺寸的减小, 最大应力增大。在撞击后, 框架的挠度小于 10%, 不同的网格大小, 并假定是独立的网格大小。结果表明, 收敛应力是选择网格尺寸而非挠度的主要判据。

表4.1 最大应力和位移对网格尺寸的影响
s 号
网
大小
毫米)
不。的
元素
不。的
自由度
最大.
冯米塞斯
压力 (MPa)
最大.
位移
毫米)
1
1.27
597443
(本地化网格
细化)
3561360
2192.53
21.54
2
1.91
507408
3030570
1751.27
21.89
3
2.24
385244
2299686
1503.06
22.81
4
2.54
294141
1762104
1337.58
21.79
5
3.05
210290
1258626
1054.90
21.16
6
3.56
151870
904548
1020.42
21.69
7
4.24
103134
613647
958.37
25.10
8
4.57
94286
560526
917.00
22.40
9
5.08
75071
448404
848.06
23.06

在所有的模拟中, 最大应力不会发生在相同的位置。对于大多数的分析, 最大应力的位置要么在左边, 要么是右边的约束, 如图4.2 所示。对于网格尺寸 4.24 mm 最大应力的位置是在前保险杠。由于最大应力不是在同一位置的所有情况下, 这是不公平的, 得出的网格大小的独立基于最大应力收敛。为了准确地测试网格的独立性, 对不同位置的应力和挠度的框架的行为进行了研究。

图4.2 各种网格尺寸的最大冯米塞斯应力的位置在表4.2 中显示了米塞斯应力和五个选定点位置的挠度, 图中为分析绘制了4.3.The 结果, 如图表 4.2 & 4.3 点位置所示, 如图4.5 所示, 被选中, 以找出框架的确切行为的应力和挠度在关节和框架的中间, 在前面和后面的机箱的各种网格大小。从结果中可以看出, 在所有选择的位置, 如图 4.6 & 4.7 所示, 米塞斯应力随网格尺寸的增加而减小。撞击后的挠度对网格尺寸影响不大。该表表明, 在不同的网格尺寸下, 加载后的位移变化小于10%。

当两个网格大小的解在预定公差范围内时, 该有限元模型可以实现网格独立。对于同一位置, 在所有给定的网格大小中, 观察到的最大百分比差异在米塞斯应力值中小于10%。因此, 根据应力的最大值选择网格尺寸, 因为所有网格尺寸的不同点 B、C、D & E 的位移变化几乎是一致的。此外, 还应根据计算时间和解决问题所需的内存要求, 选择网格的独立性。

图4.3 最大米塞斯应力的网格独立性研究图

图4.4 最大位移的网格独立性研究图

图4.5 点的选定位置

表4.2 在撞击荷载后在选定地点的压力
s 号
网格尺寸
毫米)

米塞斯压力 (MPa)
点-A
点-b
点 C
点 D
点 E
1
1.27

965.27
747.39
342.05
36.75
2
1.91
14.46
917.69
739.12
327.43
39.92
3
2.24
18.42
910.11
698.44
333.22
40.20
4
2.54
17.68
901.83
658.59
318.12
38.33
5
3.05
13.95
823.92
685.13
299.58
37.51
6
3.56
15.39
774.28
617.22
295.03
39.09
7
4.24
17.35
905.28
568.68
314.06
42.09
8
4.57
16.49
790.83
597.78
296.06
36.34
9
5.08
16.02
704.64
591.78
272.21
39.33

图4.6 在选定位置的应力的网格独立研究图表4.3 在撞击后所选地点的框架位移
s 号
网格尺寸
毫米)

位移 (mm)

点-b
点 C
点 D
点 E
1
1.27
16.22
6.81
2.49
2.62
2
1.91
16.31
6.83
2.56
2.61
3
2.24
16.76
7.13
2.66
2.75
4
2.54
16.36
6.91
2.56
2.64
5
3.05
15.90
6.72
2.46
2.51
6
3.56
16.27
6.77
2.44
2.53
7
4.24
18.80
7.83
2.90
2.98
8
4.57
16.82
7.05
2.58
2.66
9
5.08
17.19
7.22
2.67
2.78

图4.7 在选定位置的位移的网格独立研究图
表4.4 网格大小对计算时间 & 记忆的影响
s 号
网
大小
毫米)
不。的
元素
不。的自由度
计算
时间
分钟)
内存
运行模拟
mb)
1
1.27
597443
3561360
108.85
1541
2
1.91
507408
3030570
59.33
1312
3
2.24
385244
2299686
235.1 *
1237
4
2.54
294141
1762104
22。5
948
5
3.05
210290
1258626
147 *
679
6
3.56
151870
904548
5.88
488
7
4.24
103134
613647
2.25
331
8
4.57
94286
560526
2.75
304
9
5.08
75071
448404
2。3
244

• 在不同的服务器上运行分析

一般而言, 用2的系数来细化网格会导致问题大小增加4倍。问题大小的增加增加了自由度, 这反过来又增加了计算时间。这显然是不可接受的一个软件的一部分, 打算作为一个工程设计工具操作, 以紧凑的生产期限。自由度越多, 所需的内存越多, 解决问题和保存结果就越多。在某些情况下, 元素数量的增加可能导致啮合问题。表4.4 表示解决问题所需的计算时间和内存。在目前的情况下, 网格大小1.27 毫米造成了很大的啮合问题。因此, 而不是均匀地啮合1.27 毫米以上, 联合区域是网状的要求长度为1.27 毫米和其余地区等价与适当的网格大小。从下表可以推断, 对于当前问题, 网格大小 4.24 mm 的内存需求和计算时间是最佳的。
这可以从上述图表和表的冯米塞斯应力, 位移和计算时间和内存要求, 4.24 mm 网格大小是最佳的独立于 SAE
巴哈车与当前设计。

4.2 加强机制

为了减轻底盘几何引起的应力集中以及提高车架的扭转刚度, 在设计中引入了像边这样的强化机制。
4.2.1 提供角在关键关节的框架

结果表明, 框架构件的应力集中较多。为了减小应力集中的影响, 以避免框架在受力或冲击作用下的灾难性破坏, 在高应力集中区提供了角 [17]。角是薄板钢的焊接切向两个管相交在一个节点。它们通过将撞击力进一步向下分布在相交的构件上来减少应力集中。角的主要目的是增加 rollcage 的安全系数, 并在一个场景中为驱动程序提供更好的保护。它们也有助于提高整体框架的刚度, 这将有利于车辆控制和感觉在正常或颠簸的驾驶条件。虽然有不同的扣具形状可用, 在目前的分析中只使用三角形形角。尽管报告中没有提到, 但在节点中心增设一个减压孔, 可以有效地减轻重量, 而不会影响应力集中。图4.8 清楚地描述了角在滚笼中的添加。
应力集中取决于节点的尺寸 (长度 & 高度) 和长细比 (长度与厚度的比值)。在这里, 试图找出的最佳尺寸和设计的节点为当前框架成员。

图4.8 在框架接头处提供角

节点尺寸对应力集中的4.2.2 效应

对不同尺寸 (长度、宽度和厚度) 的节点进行了正面撞击分析。研究了不同节点尺寸下, 最大应力和最大位移对框架构件的影响。表4.5 表示节点尺寸对框架最大应力的影响。从结果中可以看出, 提供的扣具将使最大应力减少 17-21%。最低的冯米塞斯压力现在是751.53 兆帕斯卡为88.9 毫米 L x 88.9 毫米 H x 6.35 毫米 T (3.5 英寸) 的节点大小。L x 3.5 英寸H x 0.25 英寸T). 从图4.9 中也可以看出, 随着扣具厚度的增加, 最大的米塞斯应力减小, 同样地, 随着每边 (长度和宽度) 的增加, 最大应力也减小。在实际情况下, 角将被焊接在管子外面直径25.4 毫米。根据焊接弯管弯曲的可行性, 对分析中的节点最大厚度进行了设置。根据这个判据, 厚度的最大极限设置为 6.35 mm。
表4.6 表示节点尺寸对车架最大位移的影响。据指出, 提供扣具将使最大排水量减少11-17%。最小的位移与扣具是5.62 毫米, 为88.9 毫米 L x 88.9 毫米 H x 6.35 毫米 T 的节点大小, 是相同的为最低的冯米塞斯重音与扣具。从图4.10 中也可以看出, 随着节点厚度的增加, 最大位移减小, 同样随着节点尺寸的增加 (长度和宽度), 最大位移也减小。
因此, 从上述结果可以得出, 最佳的扣件尺寸为底盘框架构件的 88.9 mm x 88.9 mm x 6.35 mm T。
表4.5 节点尺寸对最大值的影响。框架的应力

s 号
扣具尺寸 (mm)
最大.米塞斯压力 (Mpa)
% 更改
在压力
每边长度
厚度
与扣具
没有扣具
1
88.90
3.18
786.00
958.37
17.99
2

3.81
779.11
958.37
18.71
3

4.45
765.32
958.37
20.14
4

5.08
758.42
958.37
20.86
5

5.72
758.42
958.37
20.86
6

6.35
751.53
958.37
21.58
7
76.20
3.18
792.90
958.37
17.27
8

3.81
786.00
958.37
17.99
9

4.45
779.11
958.37
18.71
10

5.08
772.21
958.37
19.42
11

5.72
765.32
958.37
20.14
12

6.35
758.42
958.37
20.86
13
63.50
3.18
799.79
958.37
16.55
14

3.81
792.90
958.37
17.27
15

4.45
786.00
958.37
17.99
16

5.08
779.11
958.37
18.71
17

5.72
772.21
958.37
19.42
18

6.35
765.32
958.37
20.14
表4.6 节点尺寸对最大值的影响。车架位移

s 号
扣具尺寸 (mm)
最大.位移 (mm)
% 更改
在压力
每边长度
厚度
与扣具
没有扣具
1
88.90
3.18
5.79
6.81
14.98
2

3.81
5.74
6.81
15.69
3

4.45
5.71
6.81
16.19
4

5.08
5.67
6.81
16.70
5

5.72
5.65
6.81
17.11
6

6.35
5.62
6.81
17.51
7
76.20
3.18
5.91
6.81
13.26
8

3.81
5.87
6.81
13.87
9

4.45
5.83
6.81
14.37
10

5.08
5.80
6.81
14.88
11

5.72
5.77
6.81
15.28
12

6.35
5.75
6.81
15.59
13
63.50
3.18
6.03
6.81
11.54
14

3.81
5.99
6.81
12.04
15

4.45
5.96
6.81
12.55
16

5.08
6.03
6.81
11.44
17

5.72
5.90
6.81
13.36
18

6.35
5.88
6.81
13.66

图4.9 节点尺寸对车架最大应力的影响

图4.10 节点尺寸对最大值的影响。车架位移
4.3 车架承载能力

在 33362 N (7500 lbf) 负载情况下, 机箱框架内产生的最大的米塞斯应力相对较高。同一加载条件下, 各工况的应力均大于材料的屈服应力。这意味着机箱框架的材料无法承受由于撞击而产生的力。由于该框架已经制造或焊接的这一设计, 大学 SAE 团队打算使用的框架, 今年的竞争, 在设计上略有变化。本研究试图找出框架构件的承载能力。
对不同加载条件下的节点框架设计进行了 OptiStruct 分析。静态载荷变化为 33362 n (7500 lbf)、31138 n (7000 lbf)、28913 n (6500 lbf)、26689 n (6000 lbf)、24465 n (5500 lbf) 和 22241 n (5000 lbf), 用于正面影响分析。表4.7 显示了不同载荷对结构构件应力和位移的影响。
图4.11 和4.12 代表了米塞斯应力和位移随冲击载荷的变化。框架材料的屈服应力是594.6 兆帕斯卡 (86240 psi), 任何压力超出这将是不可取的设计师的观点。33362 N 静态载荷为751.53 兆帕应力, 高于框架材料屈服应力。静载荷降低到 31138 N, 在该构件中诱发的应力为533.64 兆帕, 低于屈服应力, 被认为是车架的安全载荷。上述负荷的最大位移从21.16 毫米到2.59 毫米大幅减少。

表4.7 冲击载荷对米塞斯应力和位移的影响
s 号
格

大小

毫米)
节点尺寸 (LxHxT) (mm)
静态

负载

n)
冯米塞斯

应力

mpa)
位移

毫米)
1
4.24
88.9 x 88.9 x

6.35
33362
751.53
21.16
2
4.24
88.9 x 88.9 x

6.35
31138
533.65
3.51
3
4.24
88.9 x 88.9 x

6.35
28913
504.01
3.28
4
4.24
88.9 x 88.9 x

6.35
26689
472.29
3.05
5
4.24
88.9 x 88.9 x

6.35
24465
453.68
2.84
6
4.24
88.9 x 88.9 x

6.35
22241
447.47
2.59

图4.11 冲击载荷对最大米塞斯应力的影响

图4.12 冲击载荷对最大位移的影响

从上述结果可以得出, 框架设计是安全的 31138 N (7000 lbf) 静态负载。因此, 现有框架构件的安全安全系数为1.2。
4.4 设计修改

还进行了进一步的分析, 以研究附加在框架构件上的其他辅助板的影响, 如图4.13 所示。这些部件被焊接到车架上, 以放置发动机、变速器和其他部件的车辆。身体板板也添加或焊接的安全和方便的干燥器。框架设计的建议更改如下:

1. 在框架底部添加/焊接板

2. 添加/焊接板, 以覆盖驱动程序的侧面和背面

3. 添加/焊接板将发动机和变速箱放在车架的后部

4. 在框架的前保险杠上添加/焊接管道

5. 添加/焊接角在前保险杠框架成员

图4.13 机箱架/rollcage 的新设计

图4.14 在 31138 N 帧中的冯米塞斯应力分布

冲击载荷

图4.15 在 31138 N 冲击载荷的框架中的位移

最大的米塞斯应力是570.2 兆帕 (82700 psi), 这是小于屈服应力 (594.6 mpa) 的框架材料。该设计是安全的应用负载, 并考虑为动态崩溃分析。车架最大位移为4.98 毫米 (0.196
在.), 这是可以接受的司机的安全。

5章动态正面影响分析

5.1 动态分析

为研究动态加载条件下底盘的性能, 进行了多刚体动力学分析仿真。本研究利用多体动力学方法开发了一种汽车底盘模型, 对底盘/rollcage 在正面撞击下的动力响应进行了探讨。由于底盘必须提供一个基地, 各种外设, 如发动机, 动力火车组件, 悬挂, 车轮, 方向盘, 驾驶员座椅系统和其他辅助部件安装, 做了建模, 以分配车辆的质量超过它的框架成员模拟现实世界中的动态问题
分析.

采用有限元分析软件程序求解结构运动学分析的问题。LS 动力学是一种显式非线性动态有限元编码, 它能够解决各种问题, 包括, 影响和渗透。在一个显式动态分析中, 利用虚功原理写出一个包含每个元素的牵引和边界条件的平衡方程的弱形式。这是后来总结了所有元素和集成获得的解决方案的元素加速。从元素加速度的显式解, 通过积分得到节点速度和位移。一旦已知的位移, 增量应变的计算, 以更新的应力增量, 通过材料模型和状态方程。在当前的研究中, 对不同的加载条件进行了正面撞击分析, 研究了每个加载情况下的应力、位移、速度、加速度和力的影响。对机箱成员进行了相应的更改或修改, 以承受正面撞击的撞击。
指定了一组一致的单元, 并将其用于 LS 动态建模。

在有限元模型中使用的单位是 [18]:

      力量: lbf

      长度: 英寸 (in)

      质量: lbf-s2/in

      时间: sec

根据牛顿第二定律, 使用力的定义可以对所使用的单位进行兼容性检查。
牛顿的第二定律, 我们有, F = m *

在公制系统中, 力、质量和加速度单位是 lbf 的, lbf

s2/in 和 in/秒2分别。因此, N = lbf-s2/in */ 2

N = lbf

所以使用的单位是兼容的。
5.2 动态分析设计方法

以下是动态分析设计过程中所涉及的主要步骤的一般说明。结构安全的底盘设计从线性静态分析是用来完成动态分析。

1. 从现有设计中, 将在机箱上安装的其他几何成员 (如引擎、悬挂、传输、带有座椅系统的驱动程序和其他辅助组件) 被建模为等效质量元素, 用于质量分布汽车仿真设计中的真实世界动态分析问题。
2. 有限元 (FE) 模型是利用 HyperMesh 的壳单元建立的, 进行了动态分析。为了获得最佳的铁分析结果, 保证了元素质量。
3. 分析中的下一个步骤是设置模拟的边界条件。这些参数包括材料性质、截面性质、接触约束、创建刚性壁、定义初始速度和其他模拟相关参数。
4. 在设置参数后, 将使用 LSDYNA 规划求解对崩溃分析运行模拟.
5. 模拟结果在 HyperView/LsPost 中解释。该分析确定了框架构件在适用的加载条件下所受的速度剖面、刚性壁力或反作用力、总吸收能量和加速度。
   5.3 几何发展

对于巴哈的竞争, SAE 限制车队使用标准引擎, 动力列车, 转向和其他组成部分。对所有元件的权重进行了评估, 并以实心刚性块的形式对等效权重进行建模。
重量计算被给以下 [19, 20]:
车架重量

(包括身体板 & 角)
-54.4 千克 (120lbs)
发动机重量 (布里格斯 & 斯特拉顿 10HP)
-27.2 千克 (60lbs)
轮胎总成重量

(包括悬挂式 50lbs)
-45.4 千克 (100 磅)
传输重量
-27.2 千克 (60lbs)
转向 + 刹车 & 辅助部件重量
-27.2 千克 (60lbs)
司机的重量
-90.7 千克 (200lbs)
模拟车辆总重量
-272.1 公斤 (600lbs)
为了减少模拟的计算时间, 上述分量的权重被定义为分配给节点点的集总质量单元, 或均匀地分布到使用 * ELEMENT_MASS 的不同位置的交点。图5.1 表示在底盘框架上进行动力分析的元素质量的等效分布。

图5.1 多体动态分析的机箱/Rollcage 模型

5.4 材料

对于 FEM 中的每个组件, 需要分配一个数学材料来模拟组件的行为。底盘框架是由合金钢1020和其他部件的车辆建造了不同的材料。每种材料的材料行为和性能不同于其他物质。LS 动态有超过100材料模型选择, 但由于简单的车辆模型只有其中之一是选择的分析。
5.4.1 * MAT_PLASTIC_KINEMATIC

此材料 (MAT-3) 卡用于对机箱框架成员进行建模。该模型适合于各向同性和运动学模型
硬化可塑性与包括率效应的选择。它是一种非常具有成本效益的材料, 可用于梁、壳和固体元素。表5.1 代表塑料运动学材料模型的材料特性。

表 5.1 LS-动力材料模型

• MAT_PLASTIC_KINEMATIC

$HMNAME 垫子 1steel 1020

SIGY

恶滩贝塔

17.3300E-0435933000.0 0.3000 86240。0

0.0 0。0

财政司司长

0.0 0.0 0.0 0。0

5.5 接触面

大多数的多体系统涉及不同组件之间的接触。在这种情况下, 联系人在底盘和引擎、底盘和悬挂、底盘和座椅 (包括驾驶员重量) 和底盘和保险杠成员之间定义。在实际情况下, 所有这些部件要么焊接到车架上, 要么通过可靠的接头固定, 以防止组件与机箱的运动。在分析中模拟等效效果 * CONTACT_TIED_SURFACE_TO_SURFACE 卡选择
当前问题。

5.5.1 * CONTACT_TIED_SURFACE_TO_SURFACE

为了确保在崩溃事件期间组件之间的适当交互, 必须指定组件之间的联系。在碰撞模型的各个组成部分之间提供了一个自动接触公式。在当前实现的情况下, 接口的一个表面被标识为主曲面, 另一种为从属图面。在绑定的联系人类型中, 从属节点被约束为与主表面一起移动。在模拟开始时, 每个从属节点的最近主线段都基于从属节点到主线段的正交投影。如果从属节点根据已建立的条件被视为靠近主线段, 则将从属节点移至主曲面。这样, 初始几何可能会稍微改变, 而不需要任何应力。在仿真过程中, 利用运动学约束方程, 确定了从属节点相对于主线段的 iso 参数位置。
此接触类型通常只应用于实体元素, 因为不限制从属节点的旋转自由度。
5.6 刚性墙壁

5.6.1 * RIGIDWALL_PLANAR

RIGIDWALL 选项提供了一种简单的方法来处理

变形体的刚性表面和结点。* RIGIDWALL_PLANAR 是用于定义平面的 LS 动态关键字
刚性表面。它定义了一个有限或无穷大的平面壁 (有限)。正交异性摩擦可以定义 (邻)。此外, 该平面可以具有质量和初始速度 (移动);否则, 该墙被假定为静止的。“力” 选项允许计算接触力的刚性壁上的段的规格。为了达到与力和配合曲线有关的物理反应, 可以指定力卡上的软值。
5.7 装载和边界情况

模拟机箱崩溃分析, 在实际需要建模时发生的所有负载和边界条件。由于当前的分析仅限于机箱碰撞分析, 因此忽略了轮胎和路面之间的重力载荷和摩擦载荷。在正面冲击或碰撞测试中, 车辆迎头撞向一个刚性的混凝土屏障在一定的速度. 速度必须应用到车辆的方式, 以不传授任何不切实际的加速度或导致模拟运行了一段时间.
5.7.1 INITIAL_VELOCITY_NODE

此卡用于向车辆的所有节点传递初始速度。这张卡使车辆可以从规定的初始速度开始, 没有任何不切实际的加速度。它不需要延长的时间为车辆坡道到规定的
速度.

正面撞击试验的主要目的是确保底盘框架能够驱散碰撞中所涉及的动能, 而驾驶员则受到伤害性减速力的保护。对15mph 冲击速度进行了动态分析。这种速度明显低于典型的赛道, 但在赛车正面撞击刚性墙之前, 它的速度通常是由砾石径流区和变形轮胎屏障所减少。初始速度为15英里/小时 (265 在/秒或6.7 米/秒) 被归因于整个模型, 以影响固定刚性墙。能量数据可以打印在 LS 动态文件中, 形成一个有用的分析检查。以下等式是能量守恒标准在任何时候;
E亲属+ Eint+ Esi+ Erw+ E湿+ Ehg= E亲属+ Eint+ Wext

在;E健= 当前动能

Eint = 当前内部能量
Esi = 当前滑动界面能量

Erw = 当前刚性墙的能量

E 阻尼 = 电流阻尼能量

Ehg = 当前沙漏能量

E健= 初始动能

Eint = 初始内部能量

Wext = 外部工作

在这些参量之中内部能量是主要处理的组分。在上述方程中, 内能包括弹性应变能和在永久变形中所做的功。因此, 在模型中, * DATABASE_GLSTAT 被激活, 其中的内部能量数据是
打印.

5.8 正面影响分析结果讨论:

情况: 框架的耐撞性为15米/秒 (6.7 米/秒) 速度

汽车对刚性墙壁

图5.2 显示了底盘/rollcage 结构的速度剖面, 其15米/秒 (6.7 米/秒) 对刚性墙的冲击速度。撞击的初始速度为 265/秒 (6.7 米/秒)。撞击后, 速度逐渐降低到零, 约22毫秒, 并成为负。负速度称为回弹速度。在这种情况下, 回弹速度为 27.1/秒 (2.48 米/秒)。总速度变化是292.1 在/s (26.7 米/秒)。

rollcage 结构的 Figure5.2 速度剖面

刚性壁力是在撞击或碰撞过程中对框架构件起作用的反作用力。图5.1 表示撞击期间 rollcage 结构的刚性壁力历史剖面。撞击后, 从框架结构/rollcage 的动量变化转移到刚性墙, 在初始撞击时会导致高刚性壁力。最大刚性壁力为 60353 lbf (268.5 KN)。根据牛顿的 3rd定律, 框架成员的反作用力也将是 60353 lbf (268.5 KN), 这对于在框架中引起高挠度的框架构件的截面非常高。图
5.4 显示了框架构件在不同冲击阶段的变形。

图 5.3 rollcage 结构的刚性壁力历史剖面

的影响

a. 5 毫秒后变形

b. 10 毫秒后变形

c. 20 毫秒后变形

d. 30 毫秒后变形

图5.4 框架构件在不同阶段的变形

影响

图5.5 撞击载荷的能量图形

图5.5 给出了正面碰撞模拟的能量图。总能量是51272在 lbf (5793 J) 并且是恒定的在整个模拟。这表明能量守恒是满足的。当车辆撞击 rigidwall 时, 可以观察到动能的急剧下降。动能, 最初在51272在 lbf (5793 j) 下落下来到大约3000在-lbf (339 j) 和同时内部能量增加到4.8万在-lbf (5423 j)。沙漏能量几乎为零。

图5.6 撞击过程中的加速度剖面
加速度是测量在三不同的节点在和周围的驱动程序的位置, 以了解的运动学的驱动程序的影响。图5.6 表示机箱的结果加速–时间历史记录。从结果中讨论, 一旦车辆碰撞刚性壁, 加速度将达到峰值 0.175e6 in/s2 (4445 米/秒2), 这相当于453克的加速度。这种减速持续0.01 秒。在框架中产生的减速是非常可能导致严重头部损伤和其他伤害的司机。

6章总结、结论及未来工作

本章提供了研究的总结和概述, 对 rollcage 框架的不同结构分析的观察, 为 SAE 的巴哈竞争。最后, 讨论了今后将在这项研究基础上开展的工作的建议。
6.1 研究总结和结论

利用有限元分析方法对下下车辆车架的设计和分析具有重要的价值。本研究的目的是对 rollcage 框架进行有限元结构分析, 并对不同的加载条件进行优化设计。研究中的结构分析包括对冲击载荷进行模拟的线性静态和动态分析。静态分析的目的是确定最佳网格尺寸, 研究应力和位移对 rollcage 框架构件的影响。屈服被认为是静态分析的失效准则。
根据竞赛规则, 利用 CAD 进行了 rollcage 的初步设计。利用该 CAD 设计模型进行了有限元分析。对 33362 N (7500 lbf) 的正面冲击载荷进行了有限元模拟, 对 rollcage 框架上的1.25 的安全系数进行了设计, 以研究应力和应变对载荷的影响。该设计得到了一个网格大小的收敛
4.24 毫米。该框架的最大位移为25.1 毫米, 最大的米塞斯应力产生的网格大小是958.37 兆帕斯卡, 这是高于屈服应力的材料框架 (594.6 兆帕斯卡)。
根据框架内的应力模式, 在最大应力位置处角, 通过将撞击力进一步向下分布在相交构件上, 从而减小应力集中。对角的大小进行了正面影响分析。它被认为最佳的扣板尺寸为框架的设计是88.9 毫米 L x 88.9 毫米 H x 6.35 毫米 T (3.5 in。L x 3.5 英寸H x 0.25 英寸T). 成员的位移对驾驶员的安全是足够有利的。最大应力降低了21.87% 与角。但这种压力751.53 兆帕斯卡也高于屈服应力和设计是不安全的安全系数1.25。
试图找出车架设计的安全载荷。对不同冲击荷载的节点框架设计进行了 OptiStruct 模拟, 从 33362 n (7500 lbf) 到 22241 n (5000 lbf) 不等。从上述结果可以得出, 框架设计在结构上是安全的, 负载低于 31138 N (7000 lbf) 的静态。因此, 现有框架构件的安全安全系数为1.2。
本研究的另一目的是完成结构安全 rollcage 框架的动力分析, 以评估其刚度和损伤标准。对车辆的等效质量分布进行了整车建模。初始速度为15英里/小时 (265/秒) 被归因于整个车辆模型, 以影响固定刚性墙研究的影响, 动态应力, 能量, 力量和加速度的框架成员。
在撞击过程中, rollcage 结构的动态正面碰撞分析显示了高水平的反应力 (60353 lbf) 和加速度 (453 克)。撞击后的总能量直接由在车架上造成严重变形的框架构件转移。还必须进行进一步的研究, 以减少框架成员产生的加速度。
目前的研究提供了一个标准的有限元分析程序, 设计未来的 SAE 车底盘/rollcage。从这一研究中可以得出结论, 未来的 SAE 团队在建立 rollcage 结构之前, 应使用静态分析来评估框架内的应力和变形。一个多体动态碰撞分析是一个选项的 SAE 巴哈团队了解的确切行为的框架的正面撞击, 研究的影响的力量和加速度的影响。对现有框架构件的修改应根据安全设计的仿真结果, 在分析的每个阶段进行。本报告包括静态和动态正面撞击分析的安全设计标准。建造 rollcage 结构的工程师使用安全设计。按照标准程序可以帮助工程师减少 rollcage 的重量而不影响结构强度从而提高车辆性能和驾驶员安全。
6.2 未来工作

· 目前的研究只集中在 rollcage 结构的正面影响分析上。还有其它加载条件需要分析, 以评估框架构件的精确结构行为。其他加载条件包括翻转加载 (静态和动态), 侧面冲击载荷, 升沉加载和冲击装入
装载等

· 除了 rollcage 优化外, 还有一个范围可供进一步研究驱动列车、悬挂、刹车和车轮的优化, 以提高下车的性能.
· 当前的研究只考虑一个材料选项的辊笼。进一步的研究应探讨材料建模对减摇笼重量的影响。
· 目前的前沿冲击分析研究集中在一帧材料类型和缓冲器材料类型上, 以降低加速度。必须对材料建模进行进一步研究, 以减少 rollcage 结构产生的加速度和反应力, 并找出 rollcage 结构的最佳材料性质。
引用

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    %20Nov%202009. pdf

24. www.matweb.com

附录 A SAE 巴哈规则2009

附录 B 示例 LS 动态程序

$ $ HM_OUTPUT_DECK 创建 16:36:19 05-18-2010 由 HyperMesh 版本
9.0b121
HyperMesh 版本生成的动态输入平台: 9.0b121
使用 HyperMesh-LS-动态971模板版本生成 $ $ 9.0b121

• 关键词
• CONTROL_TERMINATION
  ENDTIM ENDCYC DTMIN ENDENG ENDMAS
  0.05
• CONTROL_TIMESTEP
  DTINIT TSSFAC ISDO TSLIMT DT2MS LCTM 侵蚀 MSIST
  0.0 0。9
• CONTROL_HOURGLASS
  IHQ QH
  1 0.1
• CONTROL_ENERGY
  HGEN RWEN SLNTEN RYLEN
  2 2 2
  _option 美元 $DATABASE–ASCII 输出的控制卡
• DATABASE_ELOUT
  1.0000E-03 1 * DATABASE_GLSTAT
  1.0000E-03 1
• DATABASE_MATSUM
  1.0000E-03 1
• DATABASE_NODOUT
  1.0000E-03 1 * DATABASE_RWFORC
  1.0000E-03 1 * DATABASE_SLEOUT
  1.0000E-03 1
• DATABASE_BINARY_D3PLOT
  DT/周期 LCDT 光束 NPLTC
  1.0000E-03
  0
• 节点
  1 -17.8038 44.11536-5.6208
  2 54.53807 9.184963 5.321385
  3 54.538 9.185 5.154101
  4 54.538 9.185 4.986802
  5 54.538 9.185 4.819503

…
…
…
230438 24.321790005316 0.5383733641691-0.423785316713 230439 24.313365290926 0.5402206805621-0.251055749391
230441 24.45014481584 0.4926461266713-0.27305628118
230442 24.442902045946 0.4970673060488-0.438509342539

• MAT_PLASTIC_KINEMATIC
  $HMNAME 垫子 1steel 1020
  17.3300E-0435933000.0 0.3 86240。0

• 部分
  $HMNAME 复合1Chassis
  $HWCOLOR 积分 1 7

1 1 1
$HMNAME 复合2Gussets
$HWCOLOR 积分 2 49

2 2 1 5 4 1

• SECTION_SHELL
  $HMNAME 道具1chassis 部
  1 0 0。0
  0.12 0.12 0.12 0.12

• SECTION_SHELL
  $HMNAME 道具2Gusset 部
  2 0 0。0
  0.15 0.15 0.15 0.15

• RIGIDWALL_PLANAR_ID
  $HMNAME 组3Front 墙
  $HWCOLOR 组 3 22
  3
  0
  67.418 6.185-2. 8350132 66.418 6.185-2. 8350131

• RIGIDWALL_PLANAR_ID
  $HMNAME 组4bottom 墙
  $HWCOLOR 组 4 53
  4
  0
  -0.0032435-0. 43971178.55183096-0. 00324350.560288268.55183096

• ELEMENT_MASS
  $HMNAME 复合7ele_mass_driver
  $HWCOLOR 积分 7 17
  118331 32733 0.02159 7
  118332 32738 0.02159 7 118333 32742 0.02159 7
  … …
  118500 16937 0.0129534 7
  118501 17095 0.0129534 7
  118502 17125 0.0129534 7
  118503 17128 0.0129534 7

• ELEMENT_SHELL
  1 1 66554 66555 66553 66553
  2 1 62539 62536 62538 62538
  3 1 61448 58454 49570 49570
  4 1 61150 61350 61149 61149
  … …
  116501 5 229081 229078 11208 11208
  116502 5 11191 228941 228938 228938
  116503 5 64048 229432 64049 64049 * ELEMENT_SHELL
  1054 1 66565 66564 66566 66567
  1055 1 66549 66565 66567 66550
  1056 1 66567 66566 66526 66525
  1057 1 66550 66567 66525 66524
  … …
  118328 1 230442 32906 32823 32824
  118329 1 32903 230441 230439 32969
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• ELEMENT_SOLID
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  227862 227864
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  227863 227865
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  … …

116485 4 228398 228399 228427 228419 228432 228428 228431
228433
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• INITIAL_VELOCITY_NODE
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• 结束

vita

研究生学院
内华达大学拉斯维加斯分校

Nagurbabu Noorbhasha

程度:
技术学士, 机械工程, 2003
印度海得拉巴大学

论文题目: 改进的下架结构设计的计算分析

论文考试委员会:
主席, Dr. Toole, 博士
委员会成员, Dr. 穆罕默德帕勒莫博士
委员会成员, Dr. 雷诺, 博士