Здравствуйте, уважаемые коллеги. Такая вот проблема:
Решил попробовать APM FEM. Построил простенькую модель прямоугольник 100х20х200. Закрепил за торец как жесткая заделка и на противоположное ребро приложил распределенную силу 1000 Н.
По результатам расчета получил максимальное напряжение равно 25,54 Мпа.
А теперь по формулам: Напряжение = изгибающий момент/ момент сопротивления.
0,2*1000/0,1*0,02^2/6=30 МПа. Разница в почти 17% довольна существенна для такой простенькой детали.
Сделал тоже самое в SolidWorks - результат 28.3 МПа , что вполне сопоставимо с расчетом.
Где ошибка, что я делаю не так? Может я не так считаю?
Попробуйте поварьировать величиной ребра конечного элемента и посмотрите на результаты, для сравнения. То же самое и в солиде можно проделать.
Изменил параметры сетки с 5 на 2 мм. Расчет длился 3.5 минуты! результат 28.1 Мпа.
Параметры сетки в Solid: глобальный размер 7.3 мм, допуск 0.3 мм. Расчет занимает около 2 секунд. Вот так она выглядит:
Время расчета в 100 раз меньше, а точность выше! мда...
Боюсь предположить как же APM считает более сложные объемы...
А если на практике попробовать? В разрывной машинке, и прикинуть перемещения? При сложных обьемах разница в результатах KSW-Ansys-NASTRAN-APM достигала 40%. На практике выдержало нагрузку в 1.5 кратным превышением по самому страшному сценарию. Кто какой запас вводит право не отвечу, это по механобработке. А вот по гибколистовым материалам наоборот, ломает. Хотя АРМ об этом нюансе на семинарах предупреждало.
Между Космосом и АРМ разница в 40%?
Между nastran и космосом.
Судя по цепочке Космос точнее Ансиса?
Цитата: Jean от 25.04.11, 14:39:21
...На практике выдержало нагрузку в 1.5 кратным превышением по самому страшному сценарию.
...
Это можно свести к разнице механики по ГОСТу и по факту.
Falcon555, судя по Вашему рис. 4 это картинка уже из солида? Просто сравните сетки. Алгоритмы разные, хоть и тот и тот бьет тетрами. Сразу могу сказать, что:
1) количество внутренних узлов на картинке с заливкой значительно большее, чем на картинке без заливки. Т.е. число неизвестных отличается похоже, что в разы. Влияние на время расчета здесь прямое.
2) форма самих элементов на картинке без заливки почти не гуляет, и очень близка к правильной. Чем правильнее элемент, тем достовернее результаты для него. Чем хуже форма элемента (есть ограничения по углам треугольника и отношению габаритов), тем сильнее погрешность. Чем больше неправильных элементов, тем больше возрастает погрешность расчета.
P.S. уже не помню есть ли в Солиде возможность бить хексами, но если таковая возможность есть, то побейте лучше хексами. задача простая, поэтому даже в таких простеньких программках по расчету МКЭ, результат будет еще ближе к теоретическому. И даже поварьируя размером ребра элемента, можно подобрать оптимум, когда количество неизвестных минимально, и при этом достоверность расчета приемлема
Цитата: -AI- от 25.04.11, 15:42:57
1) количество внутренних узлов на картинке с заливкой значительно большее, чем на картинке без заливки.
Так ведь это просто представление одного и того же разное: рис. 1 - это просто сетка, а на рис. 2 -
на неё же "нанесены" значения
Цитата: -AI- от 25.04.11, 15:42:57
И даже поварьируя размером ребра элемента, можно подобрать оптимум, когда количество неизвестных минимально, и при этом достоверность расчета приемлема
В связи с этим возникает вопрос (не к Вам, конечно, а в общем): а почему этот самый оптимум не установлен по умолчанию? Почему я должен ещё думать о том, как разбить деталь??
Поясняю:
Рис1 - картинка с размерами, местами закрепления и нагрузкой.
Рис2 - сетка в APM
Рис3 - Результат расчета в APM.
Рис4 - сетка в Солиде.
Это понятно что чем больше узлов тем дольше считать будет. Речь об другом. Что при одинаковой сетке (по умолчанию) в APM и Солиде получаются результаты разные. Причем APM тут выглядит заметно хуже. И соответственно встает вопрос о достоверности результатов расчета в других более сложных моделях.
Что бы приблизить точность расчет в APM необходимо создавать сетку на порядок точнее чем в Солиде, (даже больше чем было рекомендовано на вебинаре об APM, там говорилось о 4-6 элементах сетки на характерных размерах детали). А соответственно и время расчета увеличивается.
Думаю стоит на это обратить внимание разработчиков APM
я просто не наглядно сказал. имел в виду под картинкой с заливкой вот эту:
(https://forum.ascon.ru/index.php?action=dlattach;topic=19698.0;attach=24881;image)
а под картинкой без заливки имел в виду эту:
(https://forum.ascon.ru/index.php?action=dlattach;topic=19698.0;attach=24883;image)
А касательно оптимума - это только для чего-то простого его можно подобрать, или через блок оптимизации прогнать. МКЭ - это приближенный метод, по сути загрубление. Для разных типов задач, существуют различные типы элементов, которые позволяют получить достоверные результаты меньшей кровью, нежели разбиением на тетры, и у каждого типа свои ограничения. В каждой конструкции есть элементы работающие на один вид нагрузок, и почти не работающие на другой, и нет смысла тратить на это ресурсы. В добавок многое зависит от того, что же Вы хотите считать: общее нагружение, или хотите изучить поведение на каком-то локальном участке.
Здесь нет готовых рецептов, и практически к любому расчету- индивидуальный подход. И откровенно говоря, всякого рода "вставки" в САПР своих "расчетных модулей", на мой взгляд, только создавать красивые картинки умеют. Опираться на результаты таких расчетов нельзя.
Лучше титанов МКЭ Nastran и ANSYS нет ничего. Если кто-то где-то скажет, что еще FEMap ничем не хуже, а то и лучше первых двух, не верьте.
Falcon555 !
А что значит "SVM, МПа" в заголовке легенды ?
И какое закрепление закреплённого конца ?
Попробуйте взять в FEM-рассчёт пластинку вдвое большей длины, но результат посмотреть [точно] по её середине. Может быть какие-то краевые эффекты, которые игнорируются сопроматом ?
ЦитироватьА что значит "SVM, МПа" в заголовке легенды ?
Общие напряжения в МПа.
ЦитироватьИ какое закрепление закреплённого конца ?
Жесткая заделка, то есть фиксация по всем степеням свободы.
ЦитироватьПопробуйте взять в FEM-рассчёт пластинку вдвое большей длины, но результат посмотреть [точно] по её середине. Может быть какие-то краевые эффекты, которые игнорируются сопроматом ?
Не знаю как в APM FEM узнать напряжение по середине пластины, ведь результаты представлены в виде цветовой гаммы, а определить по ней напряжения в конкретном сечении пластины можно только грубо.
Falcon555, а можете:
1) закрепить все узлы на поверхности заделки от перемещений по оси, которая идет вдоль длинной стороны пластины;
2) закрепить узлы только по верхнему ребру в заделке от перемещений по толщине пластины;
3) закрепить1 узел на верхнем ребре и 1 узел на нижнем ребре по середине пластины от перемещений по ширине пластины
Все это одновременно. И не забудьте предварительно удалить старые закрепления. У Вас в закреплении смоделировано защемление, а это крайне нехорошо. Понятное дело, что это можно встретить чуть не повсюду, но это неправильно.
В районе заделки результаты теоретически изменятся.
Закрепить 1 узел не удается, нельзя выбрать даже вершину. Поэтому сделал так: см. рисунок
И как не странно результат оказался значительно лучше! При сетке в 5мм, максимальное напряжение составило 27.99 МПа.
А при шаге сетки 4 мм, максимальные напряжения составили 29,56 МПа! Что является уже отличным результатом ))
Вообще, как сами формулы сопромата не так уж точны - некоторые вообще эмпирические (т.е. просто подобраны, что бы результат соответствовал испытаниям).
Да и про ФЕМ разработчики говорили, что он в помощь конструктору, для несложных расчетов - болты прикинуть, балки сечение. Для сложных расчетов там вроде продукт другой есть, урезанной версию которого сам ФЕМ и является. Хотя мог и напутать.
Но очень интересно сравнить расчеты. Если еще что считать будете - киньте результаты, ладно?
ЗЫ считал как-то болты крепления кронштейна, примерно сошлось с ручным расчетом. Но и в ручную считал примерно, потому толком не сравнивал. Но очень может быть, что расхождение и было...
вроде сойдет. только сейчас наконечники стрелок усмотрел :) а отсутствие возможности выбрать узел - крайне странное явление... в расчете участвует модель МКЭ, а не геометрия... в общем, смотрю возможности СИЛЬНО ограниченны
Вообщето проще такие вещи считать в winstruc.exe. Разбить на дластины. Расчет займет секунд 5. Для всего свой инструмент.
Попробовал рассчитать двухопорную балку с помощью АРМ Structure3D (бесплатная).
Даже реакции опор не совпадают с рассчётом по формулам.
Подозреваю, что не программа виновата, а я что-то не умею.
Цитата: Falcon555 от 26.04.11, 09:38:09
Общие напряжения в МПа.
не поняли ... Придётся догадываться... Strength Von Mises ? Т.е. эквивалиентные напряжения.
Цитата: Kirilius83 от 26.04.11, 11:41:54
Вообще, как сами формулы сопромата не так уж точны ...
Но в данном случае по Ван-Мизесу должно было-бы получиться больше, чем 30 MPa (на растяжение накладывается перерезывающая сила). К стати, немалая неточность - неучёт поперечного растяжения (цилиндрический изгиб пластинки), но это можно и в рамках сопромата учитывать.
Так что все беды (90% всех бед FEM-расчётов) - неправильная заделка. Ибо
"Жесткая заделка, то есть фиксация по всем степеням свободы."
не просто "заделка" в инженерно-строительном понимании, но наложение мифически-несусветной абсолютной жёсткости !
И с этим настолько тяжело бороться изощрёниями в выборе заделок (особенно когда FEM-инструментом пользуешься от случая к случаю, не зная инструмента досконально), что проще добавить в модель твёрдотельные "пружинки" чем гадать о влиянии заделочного абсолютизма.
Самое правильное - не обращать внимания на максимумы (они обычно у острых концентраторов), а следить за напряжениями по цвету (надеюсь можно смещать шкалу, акцентируя интерес к определённому диапазону напряжений ?)
"Strength Von Mises ?"
он самый. легко определить по шкале, не имеющей отрицательных значений
"Самое правильное - не обращать внимания на максимумы (они обычно у острых концентраторов)"
У концентраторов то как раз на них стоит обращать внимание. Разваливаться не в регулярной зоне начнет. А вот если есть элементы, в которых сильно неправильная форма, и в них максимумы - это да. Но в таких случаях лучше все-таки сетку перебить.
Максимумы при мелкой сетке чаще вылазят вблизи заделки, вот их стоит исключать из рассмотрения. А если еще и защемление есть, то картина вообще интересная получается
Цитата: Dometer от 27.04.11, 11:53:31
...
Самое правильное - не обращать внимания на максимумы (они обычно у острых концентраторов), а следить за напряжениями по цвету (надеюсь можно смещать шкалу, акцентируя интерес к определённому диапазону напряжений ?)
Не обращать внимание на концентраторы?! :o Интересное мнение!!! 8-)
Dometer +1
Почему +1?
Цитата: Андрей Владимирович от 27.04.11, 12:06:28
Не обращать внимание на концентраторы?! :o Интересное мнение!!! 8-)
Имеются в виду те "концентраторы", где между гранями конечных элементов имеется существенный угол.
Если у вас не суперкомпьютер, то весь конструктив в мелкую ячейку не раздробишь! А когда работаешь по грубой сетке, нет смысла "принимать близко к сердцу" пиковые напряжения поблиз мелких элементов - около всяких пятиугольных отверстий, четырёхугольных "круглых" стержней. На этапе оценки ВСЕЙ конструкции, анализа где утолстить, где утоньшить, следить надо за "генеральной линией", а не за "отщепенцами".
А потом... Если нагружение статическое, сталь вязкая, а "мэйнстримные" напряжения не превышают предела текучести, то на оные концентраторы можно плевать "с колокольни". В противном случае надо работать с каждым концентратором по-отдельности, мельча сетку.
Цитата: -AI- от 27.04.11, 11:59:05
... У концентраторов то как раз на них стоит обращать внимание. Разваливаться не в регулярной зоне начнет. ...
Обратить внимание стоит. Но прежде надо обсмотреть картину на предмет "где растяжение, а где сжатие". А в голове держать, что существуют ещё внутренние (сварочные, литейные, ...) напряжения, которые в реальности существенно искажают картину "идеально отожжённой модели".
Цитата: -AI- от 27.04.11, 11:59:05
... А если еще и защемление есть, то картина вообще интересная получается
Интересная картина - для тех кто более-менее переварил курс сопромата (вариант: теории упругости). Иные видят красивую картинку, верят ей ... а потом всё ломается.
Возможно в настройках АПМа вы забыли указать количество ядер, отсюда ниже скорость.
не скажу что безоговорочно, но в целом поддерживаю Dometer - я бы не стремился получить точное совпадение результатов по МКЭ и балочной теории. Правильно - максимальные напряжения будут в районе защемления, но ведь там уже не действует принцип Сен-Венана и гипотеза плоских сечениий Бернулли.
ЦитироватьЛучше титанов МКЭ Nastran и ANSYS нет ничего. Если кто-то где-то скажет, что еще FEMap ничем не хуже, а то и лучше первых двух, не верьте.
ну если так, то зачем КОМПАС? давайте из CAD оставим CATIA или ProE, из CAE Ваши любимые Nastran и ANSYS .... это похоже на ситуацию с граф редакторами - "я кроме Фотошопа ничего не признаю", а кроме как повысить резкость и убрать шумы ничего больше в нем не умеет
Ансис признанная программа мирового уровня, точная но очень навороченная. Так просто не освоишь, особенно на английском.
А ФЕМ - он в помощь простому инженеру. Должна быть простой в освоении, хотя и с ограниченными возможностями
Это проги разного класса, сравнивать их некорректно. Однако вопрос точности простых расчетов - очень интересный. Ведь вроде ФЕм лицензировано для проведения расчетов, не?
А там ведь есть примеры в справке? что, если их в ручную пересчитать, будет разница в расчетах?
Цитата: klimvv от 29.04.11, 09:31:01
ну если так, то зачем КОМПАС? давайте из CAD оставим CATIA или ProE, из CAE Ваши любимые Nastran и ANSYS .... это похоже на ситуацию с граф редакторами - "я кроме Фотошопа ничего не признаю", а кроме как повысить резкость и убрать шумы ничего больше в нем не умеет
МКЭ - это не та область, которую можно освоить методом тыка, как можно освоить CAD, если есть что-то от инженерных знаний.
Этот метод позволяет получить достаточно достоверные результаты при условии выполнения ограничений самого метода, и условии, что человек, выполняющий анализ, понимает, что делает, и способен свои же результаты подвергнуть сомнениям.
НО этот же метод позволяет получать не то, что должно быть, а то, что хочется, или просто красивые картинки. И нигде ни Космос, ни АПМ, ни Настран с Ансисом не скажут о том, что результаты далеки от реальности. Они все равно выдадут красивые картинки.
И чаще всего я и видел, как исполнители получают что-то, вышестоящие смотрят на результаты, и им нравятся циферки, лежащие в диапазоне, все довольны... А на испытаниях
(благо еще до испытаний доходит) трещать начинает раньше заявленной нагрузки, так еще и не там, где показал расчет.
Дело здесь не в том, к чему лично я пристрастен, и что умею в этих программных продуктах, а в том, что различие в результатах, полученных в титанических МКЭ, и в расчетных модулях CAD'ов, ощутимо даже на самых простых элементах, не говоря уже о реальности. О какой "грубой прикидке" может идти речь, когда погрешность достигает 40% в некоторых случаях.
Да, я против "модулей МКЭ" в CAD'ах, именно потому, что у большинства складывается впечатление, что все просто: закрепил, приложил нагрузку, посчитал и вуа-ля. И там же возникают мнения о том, что на кой черт нужны всякие настраны с ансисами, когда такими простыми средствами обойдемся?
А средние CAD имеют место, потому как от того, каким количеством инструментов, и на сколько изощренно Вы сделаете геометрию, еще ничего не развалится, и не упадет. С расчетами уже нельзя пренебрегать. Это не сравнимые вещи.
Приведу пример реализации CAE в CAD модуле. Строю геометрию в SW и там же при помощи расчетного модуля COSMOSWorks произвожу ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ расчеты конструкции, потом перебираю кучу варианов данной конструкции и выбираю из них наиболее оптимальный для меня. Далее наиболее удачный вариант отдаю в отдел расчетов и там уже спецы по ANSYS повторно и более детально проводят расчет и дают заключение. И знаете что результаты не сильно разнятся. И ничего не сломалось с тех тех пор). Конечно самое главно здраво оценивать полученные результаты и знать тонкости проведения расчетов и возможные неточности при этом уже на начальном этапе. Профессиональные расчетчики сильно долго подготавливают геометрию (особенно если она меняется кучу раз на этапе начального проектирования) вот в этом их основной недостаток почему приходится пользоваться CAE расчетати в CAD модуле. Это личное мнени и моя практика.
Конструктора, расчётчики-профи! Это где-же Вы батенька работаете при нынешнем положении с нашей профессией? Не на космос случайно?
Все зависит от того хочет ли сам человек отвечать за то что сделал или готов просто нарисовать и будь что будет. Мне просто это самому интересно, а род деятельности здесь не причем. Раньше работал на космическую отрасль, так там конструкора как и везде только чертят и слышать не хотят о том чтоб они еще и расчитывали (хотя бы предварительно), считают говорят пусть расчетчики, а я ответственность за расчет не несу. Нас еще в универе учили что ХОРОШИЙ инженер это больше чем конструктор. Он должен владеть методами инженергого расчета, раньше это были только формулы, теперь частично им на место приходят CAE расчеты. Правда в CAE расчетах тонкостей при решении по моему побольше.
Роман_Б, как раз и говорю о том, что для МКЭ нужны люди, которые понимают, что делают. И очень хорошо, что Вам расчетные модули только в помощь, но сколько таких как Вы видели Вы же хотя бы там, где трудились и трудитесь?
Проблема упирается опять же в исполнителей, а не в сами расчетные модули. Но как еще бороться с исполнителями...
Цитата: -AI- от 29.04.11, 18:26:42
Да, я против "модулей МКЭ" в CAD'ах, именно потому, что у большинства складывается впечатление, что все просто: закрепил, приложил нагрузку, посчитал и вуа-ля. И там же возникают мнения о том, что на кой черт нужны всякие настраны с ансисами, когда такими простыми средствами обойдемся?
Что-то слишком уж категорично. Горазда кошернее на бумажечке в столбик посчитать? Не спорю, сам так и делаю. А МКЭ в качестве проверки углубленной. Верно, что без знания как будут приложены нагрузки и граничные условия никак.
А рисунки...да, красивые, и весьма наглядные. С рабоче-крестьянским сопроматом главное не противоречащие :).
С рабоче-крестьянским сопроматом всё согласуется покуда оным рабоче-крестьянским сопроматом (на бумажке) считается/проверяется. Но что по-сложнее будет - сопроматом не проверишь (просто влом станет вспоминать Бубновых с Галёркиным) ! Останется святая вера, что "проверено на балочках".
А чё народ так любит Ван-Мизеса ? По умолчанию включено ? Конструкция-то вроде сварная !
Ван-Мизес, растягивающие вдоль Х, в данном случае почти все равно. Гораздо поганее было с закреплениями, сымитировать канатную подвеску. Пришлось извращаться. Наверно, потому лучше применять соответствующие Ансис с Настраном, ибо там выбор всяких рюшек гораздо больше.
Цитата: LoserCrane от 02.05.11, 17:57:40
...Гораздо поганее было с закреплениями, сымитировать канатную подвеску....
А чё её имитировать ? в 3D модели проволочку прирастил, утолстил на конце, жостко закрепил. Или неприменно хочется, чтобы не модель
для рассчёта была, а модель сборки без "излишеств" (сразу в СБ) ?
А сварке всё-таки легче живётся в сжатых зонах, чем в растянутых (и учитывать это вовсе не лишне).
Не...сразу в СБ не нужно, и проволочка не нужна, есть в этом струменте свои "виртуальные проволочки".
За "сварку в сжатых зонах" - гранд мерси, век будем помнить! :-)))
Цитата: Dometer от 02.05.11, 18:12:32
...
А сварке всё-таки легче живётся в сжатых зонах, чем в растянутых (и учитывать это вовсе не лишне).
Не будьте так уверены! :um: 88))
Добрый день!
Касательно оценки результатов расчета... Здесь есть еще один важный критерий есть, про который еще не упомянали, а он очень существенно может повлиять! Качество сетки/количество конечных элементов "внутри" расчетной модели! На поверхности сетка может быть хорошей, а вот "в глубине"? Есть в APM FEM инструмент (специальный slider), который может позволить просмотреть конечно-элементную сетку "в глубине" материала и понять, выполняется ли необходимое условие для обеспечения приемлемой точности вычислений - 6 солид-элементов по характерному размеру модели!
Вопрос- конкурс за спасибо "Лучшая схема имитации привода". Навесная площадка на конструкции, крепеж на 8 болтов, на ней редуктор на 6 болтах, двигатель на 4, передачи соответственно муфтами, привод на ведущую звездочку конструкции, если кому то что то говорит привод цепного элеватора. Цель расчета: оптимизация и унификация конструктивных параметров навесной площадки привода. А то както все теоретически... Сразу скажу у меня вышло донельзя коряво...
Цитата: Sergey APM от 03.05.11, 14:31:20
Есть в APM FEM инструмент (специальный slider), который может позволить просмотреть конечно-элементную сетку "в глубине" материала
а как вызвать этот инструмент? Что-то я такого не нашел
Данный инструмент вызывать специально не надо! Он сам появляется на экране после генерации КЭ-сетки. Правда эта возможность будет только начиная с 13 версии КОМПАСа.
Sergey APM , извините но пост некорректен. Предлагать несуществующий инструмент... Может сразу бы написали, что функция существует в модуле, по моему Studio, и доступна пока только пользователям версии APMWIN 9,5 и выше.
PS Да и смысла большого не дает. В каше сечения артефакт не заметиш, а лакуна или сбой шага - проблема разработчиков.
Извините, что не создаю отдельную тему...
Прошу посоветовать хорошую книгу, рассказывающую о методе конечных элементов, но не о математике метода, а о тонкостях ипспользования программ, основанных на этом методе.
http://forum.ascon.ru/index.php/topic,10195.msg58414.html#msg58414
http://sual.narod.ru/ProE/ProM/Index.htm
http://sual.narod.ru/ProE/ProM/Lessons/Strukt_BaseFEM.htm
Есть ещё одна книга по Солиду, автора к сожалению не помню. Завтра попробую найти.
Цитата: Falcon555 от 25.04.11, 13:53:44
Здравствуйте, уважаемые коллеги. Такая вот проблема:
Где ошибка, что я делаю не так? Может я не так считаю?
Ошибка в сетке. В SW она более грамотная. В APM на карте напряжений есть "очаги" где местное напряжение значительно больше. Специально сделал модельку в Structure, чтобы сетка была в виде параллелепипедов. Результаты от 27,9 до 31.7.
Цитата: Андрей Владимирович от 03.05.11, 06:54:19
Не будьте так уверены! :um: 88))
- это по поводу "А сварке всё-таки легче живётся в сжатых зонах, чем в растянутых"
В СНиП II-23-81. Стальные конструкции
Таблица 3.
Для стыковых швов сварных соединений:
Для сжатых швов расчётные сопротивления - Rwy = Ry
Растяжение и изгиб - расчётные сопротивления - Rwy = 0,85Ry
(Это для случая отсутствия физического контроля качества швов, иначе и при растянутом шве предполагается Rwy = Ry).
Так что ваше замечание не понятно ! Ибо я как-раз-таки
не уверен, а относительно швов в растянутых зонах -
особенно !Рекомендации Снипа, к стати - для балок - т.е. для одноосного растяжения-сжатия. В случае же трёхосного напряжённого состояния (в сложных конструкциях, которые считать по-сопроматовски ныне никого не заставишь) опасности развитя трещины в сварном шве растянутой зоны ещё более возрастает. Но по Ван-Мизесу будет трактоваться [в идеале] нулевое напряжение (тау - нуль). Видимо так и происходит в заневоленных сечениях - излишние связи блокирую деформации сдвига, что трактуется "по Ван-Мизесу" как "облегчение" напряжений.
Цитата: Dmitriy от 07.05.11, 19:44:25
...Специально сделал модельку в Structure, чтобы сетка была в виде параллелепипедов....
Это из серии - "считать заранее известный результат". Т.е. изначально, структурой разбиения, отдавать предпочтение одноосному напряженному состоянию.
Я не рискну утверждать, что параллелепипедное разбиение не имеет смысла
всегда (как, например, в случае балки, легко считаемой (или проверяемой) по-сопроматовски). Но если речь идёт именно о рассчётных модулях, встроенных в CAD-систему, то параллепипедальное разбиение там вообще неуместно:
- что считается по-сопроматовски конструктор
должен считать по сопроматовски (а не играть в угадалки выдержит/невыдержит).
- что наворочено так, что по-сопроматовски не лепо - то никто [из конструкторов] и не станет на параллелепипеды бить - муторно и малопродуктивно.
Извиняюсь за термин "параллелепипедное", но так понятнее тем, кто не [сильно] в теме.Цитата: Sergey APM от 03.05.11, 14:31:20
Добрый день!
Касательно оценки результатов расчета... Здесь есть еще один важный критерий есть, про который еще не упомянали, а он очень существенно может повлиять! Качество сетки/количество конечных элементов "внутри" расчетной модели! ... просмотреть конечно-элементную сетку "в глубине" материала и понять, выполняется ли необходимое условие для обеспечения приемлемой точности вычислений - 6 солид-элементов по характерному размеру модели!
(если не так - то поправьте ! но это-) БРЕД ! Это может быть только как "фишка" ("бубенчик", "колокольчик") конкретной FEM-системы из серии "а вот есть у нас такая возможность". Если ячея неправильная, то система САМА об этом знает (и покажет). И обсматривать эту ячею большого резона нет (важнее знать ГДЕ она (если где-то вне "интересной" облаcти - то и фиг-с-ней)). Промотреть пару сотен тысяч ячей для "оценки качества" - это каменный век компьютерных технологий. Это сокровищница составителей отчётов для начальника: "проверил качество 22346 FEM-ячеек !"
Цитата: Dometer от 08.05.11, 02:24:04
Это из серии - "считать заранее известный результат". Т.е. изначально, структурой разбиения, отдавать предпочтение одноосному напряженному состоянию.
Я не рискну утверждать, что параллелепипедное разбиение не имеет смысла всегда (как, например, в случае балки, легко считаемой (или проверяемой) по-сопроматовски). Но если речь идёт именно о рассчётных модулях, встроенных в CAD-систему, то параллепипедальное разбиение там вообще неуместно:
- что считается по-сопроматовски конструктор должен считать по сопроматовски (а не играть в угадалки выдержит/невыдержит).
- что наворочено так, что по-сопроматовски не лепо - то никто [из конструкторов] и не станет на параллелепипеды бить - муторно и малопродуктивно.
У автора темы был вопрос в чем ошибка. Я ответил в чем в данном конкретном случае и показал, что сам алгоритм расчета в АПМ может давать довольно точные результаты. Опять же это все по-моему мнению. На абсолютную правильность не претендую.
На таких простых задачах, которые легко проверить, как раз и учатся работать с подобными программами. Чтобы в сложных осознавать, где результат адекватен, а где могут быть большие расхождения.
А по поводу лепо или нелепо - каждый для себя выбирает то, что ему удобно. Я бы ту задачу решал бы другим способом.
Кстати, почему МКЭ не является "сопроматовским" методом решением?
Цитата: Dmitriy от 08.05.11, 11:14:07
...
Кстати, почему МКЭ не является "сопроматовским" методом решением?
Цели те же но их достижение выполняется средствами не аналоговыми, а математическими. Писали же когда то применение ЭВМ в проектировании...
Цитата: Jean от 10.05.11, 07:42:32
Цели те же но их достижение выполняется средствами не аналоговыми, а математическими. Писали же когда то применение ЭВМ в проектировании...
Если честно, то совсем не понял. Что значит "аналоговыми и математическими"? Все формулы определения напряжений и т.п. в сопромате выводятся, по факту это математика. Если правильно понимаю суть МКЭ: разбиение объектов на более простые элементы, взаимодействие между которыми описывается формулами из сопромата, то это тоже "сопроматовское" решение, хотя и приближенное.
Цитироватьдля обеспечения приемлемой точности вычислений - 6 солид-элементов по характерному размеру модели!
подскажите, как это понимать?
На своей модели находите самую тонкую грань и на ней при разбиении должно быть минимум 6-солид-элементов (тетраэдров)
спасибо))