有限元分析-最新法兰算例

题目：成都石化设计院用于某容器上的带增强法兰的球封头，结构尺寸如图，工作载荷为内压0.8Mpa ，螺栓载荷为535574N ，材料为20R 。

请按照分析设计的要求分析该结构在上述工况下操作时的各类应力并进行强度校核。

一、载荷分析 1.用户数据根据设计图，计算基础数据如下：2.结构参数以下所有厚度均为有效厚度，长度单位：mm中心接管参数图1: 带增强法兰的椭圆封头-中心接管参数示意图封头参数图2: 带增强法兰的椭圆封头-封头参数示意图法兰参数图3: 带增强法兰的椭圆封头-法兰参数示意图3.材料参数4.载荷条件接管端面已自动施加由内外压差引起的边界等效压力。

二、结构分析根据法兰结构特点，应进行带增强法兰的椭圆封头的应力分析，建立力学模型如下：(1)力学模型根据带增强法兰的椭圆封头的结构特点和载荷特性，采用了三维力学模型。

图4: 带增强法兰的椭圆封头网格图(2)边界条件位移边界条件图5: 带增强法兰的椭圆封头X方向约束图6: 带增强法兰的椭圆封头Y方向约束图7: 带增强法兰的椭圆封头Z方向约束力边界条件参见“载荷分析”。

(3)单元选择网格剖分采用8节点六面体单元和6节点三棱柱单元。

三、应力分析结果图8: 带增强法兰的椭圆封头变形图及σp3应力分布图四、强度评定图9: 第1条分析路径局部图第1条分析路径(内节点2917, 外节点883)总体薄膜应力强度：S I = 29.53 < KS m t= 144.20MPa薄膜加弯曲应力强度：S III = 35.39 < 1.5KS m t= 216.30MPa 一次加二次应力强度：S IV = 35.39 < 3.0KS m t= 432.60MPa图10: 第2条分析路径局部图第2条分析路径(内节点572, 外节点673)局部薄膜应力强度：S II = 37.27 < 1.5KS m t= 186.90MPa薄膜加弯曲应力强度：S III = 37.27 < 1.5KS m t= 186.90MPa 一次加二次应力强度：S IV = 42.18 < 3.0KS m t= 373.80MPa图11: 第3条分析路径局部图第3条分析路径(内节点3573, 外节点3600)总体薄膜应力强度：S I = 5.92 < KS m t= 124.60MPa薄膜加弯曲应力强度：S III = 6.59 < 1.5KS m t= 186.90MPa 一次加二次应力强度：S IV = 6.59 < 3.0KS m t= 373.80MPa图12: 第4条分析路径局部图第4条分析路径(内节点4676, 外节点677)局部薄膜应力强度：S II = 13.06 < 1.5KS m t= 171.90MPa薄膜加弯曲应力强度：S III = 13.06 < 1.5KS m t= 171.90MPa 一次加二次应力强度：S IV = 25.13 < 3.0KS m t= 343.80MPa 该容器强度校核合格。

法兰盘有限元分析报告姓名：学号：学院：机械学院法兰盘有限元分析报告一，总述本报告依托于。

，针对一个法兰盘，运用Hypermesh9.0进行有限元分析前处理，并用软件自带的RADIOSS求解器进行求解分析确定法兰盘的设计尺寸。

二，研究背景某自卸车转向节设计：转向节的结构形式如下图所示：本报告针对的是上图标号为10转向节的法兰盘进行设计。

充分考虑到自卸车的工况，进行力学分析，得出此法兰盘的应力分布情况，进而确定此法兰盘的结构及尺寸（主要是法兰的厚度设计）。

具体做法是：首先通过UG建模，然后导入Hypermesh9.0进行画网格，并用RADIOSS 进行求解应力分布，获取完全满足材料的屈服极限及疲劳强度的结构。

最终结构及设计尺寸如下模型所示，分析证明这种结构完全满足了自卸车转向节的力学性能且材料经济性。

三，模型的建立1，UG建模法兰盘的厚度是本报告最主要的设计尺寸。

根据经验和同型号其他车型的设计尺寸，初取法兰盘厚度为30mm，在UG中建模如下图所示。

2，画网格将上述UG模型导入到Hypermesh9.0中进行有限元分析前处理，选用五面体和六面体实体网格，画网格后如下图所示3，设置材料参数定义材料属性：弹性模量E=2.1×105 Mpa，泊松比μ=0.3，设置对话框如下图所示4，施加载荷与约束根据法兰盘的受力情况：受到周向力矩，将其装化成沿周向的切向力，故在8个安装孔中心处施加8个大小相等的周向力153KN；在安装面φ400mm上被压紧，没有位移，故在φ400mm上添加约束。

加载后如下图所示：三，计算结果使用RADIOSS求解器求解法兰盘的应力与应变云图如下图所示：应变云图应力云图附，计算结果运行时间四，计算结果分析根据计算结果对比厚度为30mm ，25mm ，20mm 三种情况的应力与应变分布情况，综合考虑力学性能和经济性，选择厚度尺寸为25mm 。

根据上表可知，厚度为25mm 时，最大变形量为0.05mm ，最大应力为98.47MPa 。

– 80 –（5）其余不变，结果如图4-2-23所示。

图4-2-23 计算结果结果评估：① 前一个模型左右角几乎为90°，梁之间为焊接。

② 后一个模型左角约为90°，右角明显小于90°。

③ 对比Total Shear Force 、Total Bending Moment 、Total Displacement ，前者对称分布，最大量值均在中间；后者不对称，最大量值偏向左边，且Total Bending Moment 出现拐点。

4.2.4 Beam 单元实例运用螺栓是机载设备设计中常用的连接件之一，具有结构简单、拆装方便、调整容易等优点，被广泛应用于航空、航天、汽车以及各种工程结构之中。

螺栓是否满足强度要求，关系到机载设备的稳定性和安全性。

针对螺栓的有限元分析，可以使用Beam188或实体单元进行计算，两者结果只存在细节差别。

对于实体单元由于实体完整，特别在15.0版本之后加入了螺纹接触，可以看到应力细节，缺点是加载预紧力后易出现应力集中现象，应力结果存在一些偏差；对于Beam188单元由于采用二维模型，忽略模型细节，可以得出整体的受力结果，对于大批量螺栓分析易于处理，缺点是忽略了螺栓实体本身的刚度，在螺母和螺栓头所在区域，应力是不真实的。

下面以法兰盘螺栓连接分析为例，分别以Beam188和实体建模，对比分析结果。

先以梁单元分析为例，简要说明计算流程。

（1）在DM里建模。

思路：首先建立一对法兰盘，然后基于小圆孔建立梁模型。

具体操作如下所示。

①在XYPlane建立Sketch1，建立一同心圆，实体拉伸（Extrude1）；再建立Sketch2，绘制一小孔，实体拉伸（Extrude2）；最后阵列（Pattern1）小孔。

具体设置及模型如图4-2-24所示。

图4-2-24 法兰盘建模②切分模型，将模型一分为二，如图4-2-25所示。

– 81 –。

1 概述螺栓是机载设备设计中常用的联接件之一。

其具有结构简单,拆装方便,调整容易等优点,被广泛应用于航空、航天、汽车以及各种工程结构之中。

在航空机载环境下，由于振动冲击的影响，设备往往产生较大的过载，对作为紧固件的螺栓带来强度高要求。

螺栓是否满足强度要求，关系到机载设备的稳定性和安全性。

传统力学的解析方法对螺栓进行强度校核，主要是运用力的分解和平移原理，解力学平衡方程，借助理论和经验公式，理想化和公式化。

没有考虑到连接部件整体性、力的传递途径、部件的局部细节(如应力集中、应力分布)等等。

通过有限元法，整体建模，局部细化，可以弥补传统力学解析的缺陷。

用有限元分析软件MSC.Patran/MSC.Nastran提供的特殊单元来模拟螺栓连接，过程更方便，计算更精确，结果更可靠。

因此，有限元在螺栓强度校核中的应用越来越广泛。

2 有限元模型的建立对于螺栓的模拟，有多种模拟方法，如多点约束单元法和梁元法等。

多点约束单元法(MPC)即采用特殊单元RBE2来模拟螺栓连接。

在螺栓连接处，设置其中一节点为从节点(Dependent)，另外一个节点为主节点(Independent)。

主从节点之间位移约束关系使得从节点跟随主节点位移变化。

比例因子选为1,使从节点和主节点位移变化协调一致，从而模拟实际工作状态下，螺栓对法兰的连接紧固作用。

梁元法模拟即采用两节点梁单元Beam，其能承受拉伸、剪切、扭转。

通过参数设置，使梁元与螺栓几何属性一致。

本文分别用算例来说明这两种方法的可行性。

2.1 几何模型如图1所示组合装配体，底部约束。

两圆筒连接法兰通过8颗螺栓固定。

端面受联合载荷作用。

图1 三维几何模型2.2 单元及网格抽取圆筒壁中性面建模，采用四节点壳元(shell)，设置壳元厚度等于实际壁厚。

法兰处的过渡圆弧处网格节点设置密一些，其它可以相对稀疏。

在法兰上下两节点之间建立多点约束单元(RBE2，算例1,图3)或梁元(Beam, 算例2,图4)来模拟该位置处的螺栓连接。

试试看分析一下5 ．试试看分析一下这里用相同形状的模型试试做一下从应力分析、屈曲分析，特征值分析有关的模型定 义到分析为止的过程。

象在分析步骤中所说得那样，在这里所表示的操作步骤与前面所做的步骤稍微有点不 同，但操作内容大致相同。

将至今所学到的 FEM 本身所有的术语和表现形式，以及怎么适用于实际的模型中的， 请随着每个步骤来确认一下。

另外，请比较一下对于单元划分的多及划分的少进行求解会有怎样的变化。

5.1 应力分析以下的构件一端固定，求另一端以 1lbf 力拉伸时的变形和应力。

材料的物理数据：弹性模量 2.9×107lbf/in2，泊松比 0.32,板厚 t=1。

形成 FEM 模型的步骤，因所使用的前后处理程序的不同，而有所不同。

这里以如下所示的那样来进行。

96第二部 CAE 基础5.2 屈曲分析以下的构件固定住一端求另一端以 1lbf 力压缩的情况的屈曲载荷和屈曲模态。

材料的物理数据：弹性模量 2.9×107lbf/in2，泊松比 0.32 板厚 t=1。

97试试看分析一下形成 FEM 模型的步骤，因所使用的前后处理程序的不同，而有所不同。

这里以如下所示的那样来进行。

5.3 特征值分析求以下一端固定时的构件从低阶开始的 3 个固有频率和固有振动模态。

98第二部 CAE 基础材 料 的 物 理 数 据 ： 弹 性 模 量 2.9×107lbf/in2 ， 泊 松 比 0.32 ， 板 厚 t=1 ， 密 度 7.33145×10-4·sec/in。

形成 FEM 模型的步骤，因所使用的前后处理程序的不同，而有所不同。

这里如以下所 示的那样来进行。

99试试看分析一下第 3 部 应用篇 CAE 的应用这部份是对有关的 CAE 进一步深入学习作为目的而作的。

对于理解不了的地方，跳过去不读也行。

在进一步积累经验的基础上，再来挑战阅读这部份的应用编时，就会觉得有许多确实 对自己的业务是很有用的内容，从而提起了兴趣。

弯矩作用下带NiTi垫片的法兰连接有限元分析诸士春;刘雪东;刘文明;陆晓峰;巩建鸣【摘要】Flange joints with NiTi shape memory alloy gasket were studied using finite element analysis (ABAQUS),and the conclusions were compared with those flange joints with spiral⁃wound gasket or aluminum gasket.The results show that stresses dis⁃tribution of flanges and bolts are affected little by NiTi gasket,while stress level is higher than those joints with other two kinds of gaskets.The angle of flange rotation with NiTi gasket is much lower than the requirement of 0.3° in ASME code and slightly larger than other two.Gasket contact stress uniformity of NiTi is better than other two.Maximum contact stress of NiTi gasket is smaller than aluminum gasket but larger than spiral⁃wound gasket.%用ABAQUS 分析了外弯矩作用下带有NiTi形状记忆合金垫片的不同规格法兰连接，并与同等加载条件下使用金属石墨缠绕垫片、纯铝平垫片进行了对比。

法兰有限元分析1.下法兰计算1.1 下法兰计算模型下法兰卡紧方式是通过卡箍将产品法兰与加压端法兰卡紧。

经过适当简化，建立如图1所示计算模型。

图1 下法兰计算模型简图在产品法兰上端面施加全位移约束fix-all；在加压端法兰内表面施加压力F。

1.2 下法兰分析结果在t1100压力作用下，产品法兰，加压端法兰以及卡箍的应力分布情况分别如图2，图3，图4所示。

从下图可以看出产品法兰等效应力的最大值为MPa423，位于Φ199通孔6.最薄弱处（如图上Max标示处）；最大主应力的最大值为MPa456，位于Φ1995.通孔边的R100圆弧上（如图下左Max标示处）；最大剪应力为MPa184，位于8.Φ199通孔最薄弱处（如图下右Max标示处）。

图2 产品法兰应力分布图（MPa）从图3上看，加压端法兰等效应力的最大值位于面上那6个黄点上，但那是由于接触引起的局部应力集中，不予考虑，实际等效应力最大值位置位于中心Φ50通孔上，最大值为MPa452，同样位于9.4.337，最大主应力的最大值为MPaΦ50通孔上（如图右Max标示处）。

图3 加压端法兰应力分布图（MPa ）卡箍应力分布如图4所示。

其等效应力的最大值位置如图左Max 标示处，最大值为MPa 4.278；最大主应力的最大值位置如图右Max 标示处，最大值为MPa 1.292。

图4 卡箍应力分布图卡箍的变形用其位移量分布图来表示，卡箍Y 向与Z 向位移量分布如图5。

由图看出卡箍在整个装配中向外位移了mm 901.2，自身向外拉伸了mm mm mm 297.3)396.0(901.2=--。

卡箍在整个装配中轴向位移了mm 048.3，卡箍自身轴向拉伸了mm mm 651.2)863.2(212.0=---。

图5 卡箍位移量分布图（变形效果夸张100倍时效果图）2.上法兰卡抓计算2.1 上法兰卡抓计算模型上法兰卡紧方式是通过卡抓将产品法兰与加压端法兰卡紧。

6瓣卡抓均匀分布在加压端法兰的卡槽里，为了简化计算，取其中1个采用周期对称分析。

硫化罐封头法兰刚度的有限元分析赵常铭;金志浩;汤方丽;代立鹏【摘要】根据 ASME 标准，法兰刚度变化可由法兰转角反映。

对某硫化罐进行分析，利用 ANSYS 有限元软件进行有限元计算，对封头法兰端面定义路径并由路径上点位移换算成路径转角。

通过改变尺寸参数，最终得到封头法兰端面不同位置刚度变化规律并指出硫化罐端盖部分易发生泄漏位置。

%According to the ASME standard, the change of stiffness of flange can be reflected by the flange deflection angle. In this paper, the finite element computation of a vulcanizing boiler was carried out by using the finite element software ANSYS, the path on the end of head flange was defined, and point displacement on the path was converted into a path deflection angle. By changing the size parameter, change rule of rigidity of the end of head flange in different position was obtained, and the easy leakage location was pointed out.【期刊名称】《当代化工》【年(卷),期】2015(000)006【总页数】3页(P1309-1311)【关键词】硫化罐;齿啮式快开结构;法兰刚度;有限元【作者】赵常铭;金志浩;汤方丽;代立鹏【作者单位】沈阳化工大学，辽宁沈阳 110142;沈阳化工大学，辽宁沈阳110142;沈阳化工大学，辽宁沈阳 110142;沈阳化工大学，辽宁沈阳 110142【正文语种】中文【中图分类】TQ050.2硫化罐广泛应用于橡胶制品的硫化，是橡胶工业的重要生产设备，由于大多橡胶制品的硫化过程均为间歇式操作，故硫化罐端盖一般采用齿啮式快开结构。