介绍了极限转速为15000r/min,储能量为600wh的空心飞轮转子的优化设计方法,根据飞轮储能系统设计要求利用三维软件SolidWorks对飞轮模型进行建模与有限元软件ansys workbench进行仿真分析与优化,首先进行初步建模,然后通过改变其模型轮辐曲线找到更优的飞轮形状并提取其轮辐曲线的结构参数,再通过多目标遗传算法对飞轮转子进行优化设计及研究,以飞轮质量更轻,极转动惯量更大以及应力应变更小为约束条件,提取其飞轮结构几何尺寸为设计变量进行优化,得出一种更优的飞轮结构形式。结果表明,优化后得到的飞轮转子形状较原模型相比性能更佳。

为观察采煤机直线截割工况下,铲煤板在未悬空与部分悬空两种工作状态下中部槽的应力分布情况。首先研究采煤机在该工况下中部槽受力情况,利用ADAMS建立采煤机直线截割工况下的虚拟样机模型,通过仿真分析得到采煤机对中部槽的作用力,将得到的载荷曲线导入ANSYS/LS-DYNA中,分别对两种工况进行动力学仿真分析,得到两种工况下中部槽上的应力分布结果。结果表明,采煤机在直线截割工况下,高应力区域主要集中在中部槽肋板根部和槽帮哑铃窝处,其位置与实际中部槽开裂位置一致。从理论上解释了中部槽开裂的原因,该结果可为中部槽的优化设计提供理论指导。

铰接车可以提升车辆的转向性能,但车体受力情况复杂。针对铰接车进行整体受力分析,对不同的子结构重力分析进行分析,获取整车的重力点,在此基础上对前后车体在插入工况、前轮离地工况等进行受力分析;基于有限单元法建立前后车体的有限元模型,分析在整车满载前轮离地工况,前后车体的强度和变形分析,获取应力分布极值点,对设计方案进行检验;根据分析结果,对车体结构进行优化;采用直角应变片法,对优化后的车体应力分布进行测试,在后车体极值点粘贴应变片,获取应力变化曲线,对比测试值与仿真值之间的差异,以检验分析的可靠性。结果可知在插入工况和前轮离地工况,前车体和后车体的强度满足要求,但局部位置存在应力集中的现象,其中应力值较大的部位主要集中在后车体的上、下铰接板处;两处测点的最大值分别为121MPa和63MPa,与仿真值相比误...

板弹簧技术是航空航天用斯特林制冷机长寿命、高可靠运行的关键技术之一。大的板弹簧径向刚度为活塞提供支撑,以保证活塞在极小的间隙内实现与汽缸之间的无接触运动;板弹簧轴向刚度为活塞直线运动提供轴向的自由度,其轴向的最大行程受到板弹簧材料疲劳极限的限制;由于没有活塞环等密封元件,高低压之间的密封通过活塞与气缸之间的间隙密封来实现,这大大提高了活塞和气缸间的装配难度。本文针对3种常见的板弹簧：同心涡旋臂板弹簧、偏心涡旋臂板弹簧和直线臂板弹簧进行有限元分析。通过改变板弹簧载荷、厚度和弹簧臂宽度等参数,对3种型式的板弹簧分别进行加载求解,得到弹簧的应力和位移分布云图。通过模态分析得到板弹簧的自然频率,为有效避免板弹簧的谐振提供依据。分析表明：在基本结构参数相同的情况下,直线臂板弹簧可以提...

为液压测试装置的内槽设计一合理的密封环,通过应力分析的方法对高压密封结构进行强度研究,并通过ANSYS计算机模拟对密封接触面进行强度和变形的数值分析,以提供该结构可靠的工程设计方法。

对现有平衡轴总成出现的故障模式进行分析,分析了故障产生的原因,并有针对性地提出了解决方案,通过有限元分析,验证了方案的可行性.

文中采用ANSYSWorkbench和Pro／E相结合的方法分析圆柱螺旋弹簧，所得的数据和结果对圆柱螺旋弹簧的疲劳强度、寿命分析等有极其重要的意义。

以国外某电站混流式水轮机埋入部件为案例，根据ASME标准及用户要求，对照水轮机蜗壳座环的材料，首先选取蜗壳座环的平均应力的许用应力，使用解析法计算得出计算结果；然后选取蜗壳座环的局部应力的许用应力，对蜗壳在不同工况下载荷进行计算，运用有限元法对相应的应力进行分析计算，得出计算结果。

工程油缸计算［德国］ＧｅｒｈａｒｄＳｃｈｍａｕｓｅｒＫｌａｕｓＪ．Ｐｉｔｎｅｒ１概述承受外压力Ｆ，竖直安装的细长油缸通常使用欧拉公式来计算屈曲。在实际应用中，理想的欧拉条件（直杆、外力作用在杆轴线上、理想的各向同性弹性材料）是没有的。因此，为了补偿这...

以SCR尾气排放系统中的尿素泵（主要结构为一对相互啮合的摆线齿轮,材质为PEEK）为研究对象,应用有限元的思想方法,结合通用有限元分析软件ANSYS,分析了泵在运转过程中的内外转子的应力和应变状况。通过研究表明：转子受到两种负载,分别是作用在内转子上的输入轴产生的转矩和齿间各封闭腔中液体产生的液压力。同时发现：齿间压力分布并不是均匀的,应变大小和变形的趋势也是不同的。因此,产生了齿间的轴向间隙以及泵体和转子的径向间隙,导致泵的内部泄漏加剧,严重影响泵的工作压力、容积效率和寿命。阐述了一种如何确定泵的输入转矩范围的方法,转矩产生的应力σ2不能大于压应力σ2（为PEEK的极限压应力Re）,即σz≤σc≤Re。同时,轴向间隙ha和径向间隙hr不能超过特定型号所规定的最大轴向间隙hamax和径向间隙hrmax,即ha