Розрахунок втомної витривалості елементів конструкції віброгрохоту

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Миколаївський національний університет імені В.О. Сухомлинського

Механіко-математичний факультет

Кафедра математики і механіки

Дипломна робота

бакалавра

на тему: Розрахунок втомної витривалості елементів конструкції віброгрохоту

Виконав: студент IV курсу, групи 472

спеціальності 7.04020201 Механіка

Баркара Віталія Олеговича

Керівник: д.ф.- м.н. Шмаков Ю.І.

Рецензент: д.т.н., проф. Борисенко В.Д.

Миколаїв - 2014

Зміст

Вступ

Розділ 1. Практичне застосування деформації зсуву

1.1 Деформація при зсуві. Закон Гука при зсуві

1.2 Розрахунок заклепок на перерізання

1.3 Перевірка заклепок на зминання і листів на розрив

1.4 Розрахунок зварних з'єднань

1.5 Шпонкові з'єднання

1.6 Шліцеве з'єднання

Розділ 2. FEMAP, SOLIDWORKS

2.1 Визначення CAD, САМ і САЕ - систем

2.2 Огляд системи FEMAP

2.3 SolidWorks



Вступ

Актуальність теми.

Багато деталей машин та елементів споруд в процесі експлуатації підлягають дії навантажень, що змінюються в часі. Опір матеріалів дії навантажень, що систематично змінюють свою величину чи величину і знак, суттєво відрізняється від опору тих же матеріалів при статичному і ударному навантаженню. Частини машин, що підлягають змінним зусиллям, які повторюються велике число раз, іноді ламаються раптово, без наявності помітних залишкових деформацій, при напруженнях, яким вони надійно чинять опір при статичних навантаженнях.

Поширеною причиною поломок відповідальних частин машин, наприклад валів двигунів і других тіл, є втома матеріалу, яка може проявитися, якщо до тіл прикладається багатократно повторне навантаження. Мільйони обертів повинні виконати вали двигунів за час їх роботи, і кожний оберт супроводжується повторно-змінною дією навантаження. Явище втоми спостерігається в тих випадках, коли амплітуда деформації в найбільш деформованих частинах перевищує деяке певне критичне значення. Якщо ж в процесі коливань найбільша деформація не перевищує критичного значення, деталь може працювати без руйнування втомного типу практично необмежено довго.

Для механічного розділення сипких (грудкуватих) матеріалів за крупністю частинок використовують грохоти, які просіюють матеріал через просіювальну поверхню (решітку, решето, сито) з заданою шириною щілини або отвору.

Так як принцип роботи грохотів з рухомими елементами полягає у обертанні, коливанні та вібрації конструкції, то елементи конструкції зазнають періодичні навантаження.

Тому розрахунок на втому елементів грохоту , а також дослідження на цій основі закономірностей зв'язаних з руйнуванням механізмів під дією втомних навантажень є актуальною проблемою механіки. Дослідженню цієї проблеми і присвячена дипломна робота.

Мета і задачі дослідження. Метою роботи є розрахунок втомної витривалості елементів конструкції віброгрохоту. Для досягнення мети виявилось необхідним виконати такі завдання:

* створити CAD-модель;

* створити скінченно-елементну модель;

* змоделювати періодично-змінне навантаження;

* вдосконалити конструкцію в цілях підвищення опору втомі.

Об'єктом дослідження є самобалансний грохот інерційного типу.

Предмет дослідження - напруження, втома матеріалу, коефіцієнти безпеки по запасу втоми.

Методи досліджень. Використані основні рівняння й співвідношення теорії втомної міцності матеріалу. Задача розв'язувалась за допомогою програмного забезпечення FEMAP with NX Nastran.

Новизна результатів роботи полягає у виконанні розрахунків на втому для елементів грохоту інерційного типу за допомогою FEMAP with NX Nastran.

Практичне значення отриманих результатів полягає у можливості застосування розвинутої методики розрахунку при:

- оцінці втомної міцності конструкцій подібного типу;

- розробці рекомендацій щодо вибору раціональних параметрів геометрії конструкції періодично-змінного навантаження при проектуванні грохотів.

Робота складається із вступу, чотирьох розділів, висновків та списку літератури.



Розділ 1. Практичне застосування деформації зсуву

1.1 Деформація при зсуві. Закон Гука при зсуві

віброгрохот втомний напруження femap

Напружений стан, зображений на рис. 1 , являє собою чистий зсув. У цьому стані довжини ребер елементарного паралелепіпеда не змінюються, а змінюються лише кути між бічними гранями: спочатку прямі кути стають рівними і (рис. 1, б).

а) б)

Рис. 1

Кожна з граней паралелепіпеда при деформації чистого зсуву переміщається щодо протилежної межі на величину АА', звану абсолютним зсувом (рис. 1, б).

Відношення абсолютного зсуву до відстані між протилежними гранями називається відносним зсувом; при малих деформаціях воно дорівнює величині кута зсуву г - зміни спочатку прямих кутів між боковим гранями паралелепіпеда.

Абсолютний зсув виражається в заходи довжини, а відносний зсув - в радіанах. Величина г, як показує досвід прямо пропорційна величині дотичних напружень. Ця залежність між г і ф, називається законом Гука при зсуві, виражається у вигляді:



, (1.1)

Або

. (1.2)

Вона справедлива при напруженнях, що не перевищують межі пропорційності матеріалу. Коефіцієнт пропорційності G у формулах (1.1) і (1.2) називається модулем зсуву, або модулем пружності другого роду.

Модуль зсуву є фізичної постійної матеріалу, що характеризує його жорсткість (тобто здатність чинити опір пружним деформаціям ) при зсуві. Модуль зсуву G, як і модуль Е, виражається в кГс/см², кГс/мм² і т. д.

Деформації зсуву можна визначити за формулою (1.1) не тільки при чистому зсуві, а і в загальному випадку плоского напруженого стану - коли по бічних гранях паралелепіпеда діє не тільки дотичні, але також і нормальні напруги. Це є наслідком того, що нормальні напруги викликають лише поступальне переміщення бічних граней паралелепіпеда і не викликають зміни його прямих кутів.

1.2 Розрахунок заклепок на перерізання

При простому розтягуванні або простому стисненні дві частини стрижня, розділені похилим перерізом, прагнуть не тільки відірватися один від одного, але і зрушитися однин від одного. Розтягненню пручаються нормальні, а зрушенню - дотичні напруження.

На практиці цілий ряд деталей і елементів конструкцій працює в таких умовах, що зовнішні сили прагнуть їх зруйнувати саме шляхом зсуву.

Відповідно до цього при перевірці міцності таких елементів на перший план виступають дотичні напруження. найпростішими прикладами подібних деталей є болтові і заклепувальні з'єднання. Заклепки в багатьох випадках вже витіснені зварюванням; однак вони мають ще дуже велике застосування для з'єднання частин всякого роду металевих конструкцій: крокв, ферм мостів, кранів, для з'єднання листів в котлах, судах, резервуарах і т. п.

Рис. 2

Для утворення заклепувального з'єднання в обох листах просвердлюють або продавлюють отвори. У них закладається нагрітий до червоного розжарювання стрижень заклепки з одного головкою; інший кінець заклепки розклепують ударами спеціального молотка або тиском гідравлічного преса ( клепальних машини) для утворення другої головки. Дрібні заклепки ( малого діаметра - менше 8 мм) ставляться в холодному стані (авіаційні конструкції).

Для вивчення роботи заклепок розглянемо найпростіший приклад заклепувального з'єднання (рис. 2). Шість заклепок, розташованих у два ряди, з'єднують два аркуші внахлестку. Під дією сил Р, ці листи прагнуть зрушити один за іншим, чому перешкоджають заклепки, на які і буде передаватися дія сил Р₁).

Для перевірки міцності заклепок застосуємо загальний порядок вирішення завдань опору матеріалів.

На кожну заклепку передаються по дві рівні і прямо протилежні сили: одна - від першого аркуша, інша - від другого.

Досвідчені дослідження показують, що одні з заклепок ряду навантажуються більше, інші - менше. Однак до моменту руйнування зусилля, що передаються на різні заклепки, більш-менш вирівнюються за рахунок пластичних деформацій. Тому прийнято вважати, що всі заклепки працюють однаково. Таким чином, при п заклепках в з'єднанні, зображеному на (рис. 2), на кожну з них діють за дві рівні і протилежні сили (рис. 3), ці сили передаються на заклепку шляхом натиску відповідного листа на бічну напівциліндричну поверхню стрижня.

Сили Р₁ прагнуть перерізати заклепку по площині mk розділу обох аркушів.

Для обчислення напружень, діючих по цій площині, розділимо подумки заклепувальний стрижень перерізом mk і відкинемо нижню частину (мал. 3).

Рис. 3

Внутрішні зусилля, що передаються з цього перетину від нижньої частини на верхню, будуть врівноважувати силу Р₁, тобто діятимуть паралельно їй у площині перерізу, і в сумі дадуть рівнодіючу, рівну Р₁. Отже, напруження, що виникають в цьому перетині і діючі дотично до площини перетину, це - дотичні напруження ф. Звичайно приймають рівномірний розподіл цих напруг по перетину. Тоді при діаметрі заклепки d на одиницю площі перетину буде припадати напруження:

. (1.3)

Визначення величини допустимого дотичного напруження [ф]₃, або, як кажуть, допустимого напруги на зріз.

Знаючи [ф]₃, ми напишемо умова міцності заклепки на перерізування в такому вигляді:

(1.4)

тобто дійсне дотичне напруження т в матеріалі заклепки має дорівнювати допустимому [ф]₃ або менше його.

З цієї умови можна визначити необхідний діаметр заклепок, якщо задатися їх числом, і навпаки. Зазвичай задаються діаметром заклепувальних стрижнів d відповідно до товщини t склепування частин (зазвичай d = 2t ) і визначають необхідне число заклепок n:

. (1.5)

Знаменник цієї формули являє собою ту силу, яку безпечно може взяти на себе кожна заклепка.

При виведенні формули (1.4), крім обумовлених, допущена ще одна неточність.

Справа в тому, що сили Р₁ діють на заклепку, не спрямовані по одній прямій, а утворюють пару. Ця пара врівноважується іншою парою, що утворюється з реакцій з'єднаних аркушів на голівку заклепки (рис. 4) і веде до появи нормальних напружень, діючих по перетину mk.

Рис. 4

Крім цих нормальних напружень, по перетину mk діють ще нормальні напруження, викликані тим, що при охолодженні заклепувальний стрижень прагне скоротити свою довжину, чому заважає упор головок заклепки в листи. Ця обставина, з одного боку, забезпечує стягання заклепками аркушів і виникнення між ними сил тертя, з іншого - викликає значні нормальні напруги по перетинах стрижня заклепки. Особливих неприємностей ці напруги принести не можуть. На заклепки йде сталь, що володіє значною пластичністю; тому навіть якщо б нормальні напруги досягли межі плинності, можна очікувати деякого пластичного подовження стрижня заклепки, що викличе лише зменшення сил тертя між листами і здійснення в дійсності тієї схеми роботи заклепки на перерізування, на яку вона і розраховується. Тому ці нормальні напруги розрахунком не враховуються.



1.3 Перевірка заклепок на зминання і листів на розрив

Тут розглянуті умови міцності, огороджувальні заклепкові з'єднання від руйнування шляхом зрізання заклепок. Однак заклепкам і з'єднуються листам в конструкції, показаної на (рис. 2), загрожують і інші небезпеки.

Так як передача сил на заклепувальний стрижень відбувається шляхом натискання стінок заклепувального отвори на заклепку, то необхідно встановити, чи не відбудеться зовнішнє зминання цього стрижня або стінок отвору, - зробити перевірку на зминання.

На (рис. 5) вказана приблизна схема передачі тисків на стрижень заклепки. Закон розподілу цих тисків по циліндричній поверхні нам невідомий; він багато в чому залежить від неправильності форми заклепувального отвори стрижня, викликаних умовами виготовлення конструкції.

Рис. 5

Тому розрахунок проводиться умовно. Прийнято вважати, що нерівномірний тиск, передається на поверхню заклепки від аркуша, розподіляється рівномірно по діаметральної площині перетину заклепки (рис.5). При цьому напруга з цієї діаметральної площині виявляється приблизно рівним найбільшому мнеться напрузі у_c в точці А поверхні заклепки. Щоб обчислити це умовне напруження зминання, необхідно розділити силу, що припадає на заклепку, на площу діаметрального перерізу ВСС'В ' (рис. 5). Ця площа являє собою прямокутник, стороною якого служить діаметр заклепки, інша ж дорівнює товщині листа, передавального тиск на стрижень заклепки.

Так як тиск на одну заклепку дорівнює

, (1.6)

Умова міцності на зминання буде мати вигляд:

, (1.7)

де [у_c] - допустиме напруження на зминання.

Звідси необхідне число заклепок:

(1.8)

Допустиме напруження на зминання приймають зазвичай в 2-2,5 рази більше основного допустимого напруги на розтяг і стиск [у], так як розрахунок на зминання по суті є спрощеною перевіркою міцності по контактним напруженням.

Таким чином, число заклепок, необхідне для міцного з'єднання листів, визначається формулами (1.6) і (1.8). З двох отриманих значень n, звичайно, треба взяти більшу.

Таким чином, умова міцності заклепок на перерізання вимагає постановки двадцяти чотирьох заклепок; умова же міцності на зминання - п'ятнадцяти заклепок. Очевидно, необхідно поставити двадцять чотири заклепки. У цьому прикладі робота заклепок на зріз виявляється небезпечніше роботи їх на зминання. Це зазвичай буває у з'єднаннях з так званими однорідними заклепками, в яких кожна заклепка перерізувала в одній площині.

Рис. 6

У дещо інших умовах будуть працювати заклепки з'єднання, показаного на (рис. 6). Тут стик двох листів здійснено за допомогою двох накладок. Сила Р за допомогою першої групи заклепок передається від лівого аркуша обом накладкам, а від останніх за допомогою другої групи заклепок передається правому листу.

Називаючи через n число заклепок, необхідний для передачі зусилля P від листа на накладки і від накладок на інший аркуш, отримуємо, що на кожну заклепку передається зусилля від основного аркуша . Воно врівноважується зусиллями , що передаються на заклепку від накладок (рис. 6).

Стержень заклепки тепер піддається перерізанню вже у двох площинах; середня частина заклепки зсувається вліво. Припускають, що різальна сила рівномірно розподіляється по двох перетинах, mk і gf. Напруження визначається формулою:



і умова міцності для двох зрізний заклепки приймає вигляд:

і (1.9)

Таким чином, при подвійному перерізані число заклепок по різанні виявляється в два рази менше, ніж при одиночному перерізані формула (1.6).

Переходимо до перевірки на зминання. Товщина заклепувальних аркушів t; товщина накладок tx не повинна бути менше 0,5 t, так як дві накладки повинні взяти від основного аркуша всю силу Р. Тому:

0,5 t < t1 ? t.

Сила Р/n мне і середню частину заклепки і верхню з нижньою. Небезпечніше буде зім'яте в тій частині, де площа зминання менше.

Так як товщина середнього листа не більше суми товщин обох накладок, то в найгірших умовах за зім'яту буде середня частина заклепки. Умова міцності на зминання (3.2) залишиться таким же, як і при односрізних заклепках:

і

Таким чином, для розглянутої конструкції число заклепок в першій і в другій групах визначиться з умов (1.9) і (1.4).

На двох розглянутих прикладах ми встановили загальні методи перевірки міцності клепаних з'єднань. У металевих конструкціях іноді доводиться заклепувальні цілі пакети з'єднуються елементів. У таких пакетах заклепки можуть працювати і на більше число зрізів. Однак методи розрахунку багато зрізних заклепок не відрізняються від викладених. Для обчислення дотичних напружень слід розділити силу, що відноситься до однієї заклепки, на сумарну площу зрізу, сприймаючу цю силу. Для обчислення ж напружень зминання слід знайти ту частину заклепки, яка знаходиться в найбільш небезпечних умовах, тобто сприймає найбільшу силу на найменшій протязі. Напруження зминання виходять розподілом цієї сили на площу діаметрального перерізу найбільш напруженою частини заклепки. Потім залишиться написати Дві умови міцності і отримати n.

Наявність заклепок вносить деякі зміни і в перевірку міцності на розтяг або стиск самих склепаних аркушів.

Небезпечним перетином кожного аркуша (рис. 7) буде тепер перетин, проходить через заклепочні отвори; тут робоча ширина аркуша буде найменшою; прийнято говорити, що це перетин ослаблене заклепувального отвором. Називаючи повну ширину аркуша b, отримуємо для нього така умова міцності:

Рис. 7

, (1.10)



де m - число отворів, що потрапляють в перетин (у нашому випадку - два).

Звідси можна знайти величину b, задавшись товщиною листа t.

Площа (b - md) t ослабленого перерізу називається площею нетто, площа ж повного перетину листа bt називається площею брутто.

Цей облік впливу заклепувальних отворів на міцність заклепувальних аркушів загальноприйнятий, але є досить умовним. на самому справі, вплив отвору в листі викликає у його країв, на кінцях діаметра, перпендикулярного до напрямку розтягування, значні місцеві напруження, які можуть досягти межі текучості матеріалу і викликати залишкові деформації, захоплюючі, проте, вельми невеликий обсяг матеріалу аркуша.

Деяку небезпеку щодо утворення тріщин ці місцеві напруги можуть представити лише при дії змінних навантажень в матеріалі, що має низький межа втоми.

Однак у звичайних умовах роботи клепаних з'єднань ця небезпека може вважатися виключеною. Щоб уникнути можливості руйнування аркушів заклепками заклепки розміщуються на певних відстанях один від одного і від краю аркуша.

Розміщення заклепок в плані проводиться як за умовами забезпечення міцності і щільності з'єднання, так і з чисто виробничим міркувань. Відстані між центрами заклепок приймаються не менш 3d і не більше 7d. Відстані до краю листів повинні бути не менше (1,5 ч 2) d (рис. 8). щоб довжина стику була можливо менше, беруть a = (3 ч 4) d, а в цілях меншого ослаблення перерізу відстань е беруть можливо великим (до 7d), що дозволяє зменшити число рядів, а отже, й послаблення.

При проектуванні клепаних з'єднань для котлів та резервуарів, де домагаються щільних швів, крім розрахунку на зріз роблять перевірку опору ковзанню за рахунок тертя.



Рис. 8

Однак напруга, що допускається по ковзанню дається в кг/см2 поперечного перерізу заклепки; таким чином, перевірка на тертя при односрізних заклепках зводиться до перевірки на зріз лише з іншим допускаються напругою. При двох зрізних заклепках в розрахунок на тертя вводиться, звичайно, одна площа перерізу заклепки, але зате підвищується майже вдвічі напруга, що допускається на тертя за рахунок двох накладок.

Тому так званий розрахунок заклепок на тертя є, по суті, перевіркою міцності на зріз з іншими лише допустимими напруженнями на квадратний сантиметр площі поперечного перерізу заклепки.

Правильніше було б зберегти лише один метод перевірки заклепочним сполук на зминання і зріз, враховуючи вплив сил тертя при призначенні допустимих напружень залежно від способу клепки, якості отворів і вимог, що пред'являються до шву щодо щільності.

У заклепувальних з'єднаннях для котлів приймають зазвичай допускати напругу на ковзання (на 1 см2 площі заклепки): від 500 до 700 кг/см2 при швах внахлестку, »900 » 1200 » » » з двома накладками.

При перевірці за цими даними, очевидно, треба вести розрахунок, як при заклепках одиночного перерізання, з допускаються напругою від 500 до 700 або від 900 до 1200 кг/см2.

У таблиці 12 наведені допустимі величини дотичних напружень [ф] для сталі 3(Ув = 38ч -45 кг \ мм2); а також допустимі напруження на зминання [у_с] для заклепок за існуючими нормами. Таблиця відноситься до гідротехнічних і промисловим спорудам за умови дії статичного навантаження. В авіабудуванні вживають зазвичай дюралюмінієві заклепки ( з межею міцності на розрив - близько 40 кг \ мм2); допускаються напруги для них коливаються в межах [ ф ] = 18 ч 25 кг / мм *, [ у_c ] = 60 ч 70 кг/мм2.

Таблиця 1. Допустимі напруги в заклепувальних з'єднаннях

Об'єкт	Напруження кг/см2
Основні елементи Заклепки: Клас В- в просвердлених дірках Клас С - в продавлених дірках

1.4 Розрахунок зварних з'єднань

1. При виготовленні металевих конструкцій часто застосовується зварювання за допомогою електричної дуги.

Вперше електрична дуга була відкрита російським ученим проф. В.В. Петровим у 1802 р. Виявивши плавлення металу в полум'я отриманої ним електричної дуги, проф. Петров вказав на можливість використання цього явища в техніці. Однак електрична дугова зварка була винайдена лише наприкінці XIX століття російськими інженерами Н.Н. Бенардосом (1882 р.) та М.Г. Славяновим (1888 р. ) і отримала згодом широке поширення в усьому світі.

Сутність електрозварювання за методом Славянова полягає в тому, що, розплавляючи електричною дугою матеріал електрода (сталь), заповнюють їм стик з'єднувальних елементів, також прогріваються дугою до температури плавлення. В результаті, після охолодження розплавленого металу, утворюється шов, міцно з'єднує стикуються елементи.



Рис. 9

Схема зварювання показана на (рис. 9 ). Електрична дуга горить між металевим електродом і зварюваних металом, розплавляючи електрод і кромки з'єднувальних елементів металу, між якими утворюється так звана зварювальна ванна.

Для захисту плавкого металу від потрапляння шкідливих включень з навколишнього повітря на поверхню електрода наноситься товста захисна обмазка, що виділяє при плавленні електрода велика кількість шлаку і газів, завдяки чому метал, що плавиться, ізолюється від навколишнього повітря.

Цим забезпечується висока якість металу зварного шва, механічні властивості якого можуть різко погіршитися під впливом кисню та азоту повітря ( за відсутності обмазки або при тонкій обмазці ). З тією ж метою автоматичне зварювання виробляється під шаром флюсу, що захищає метал, що плавиться, від попадання кисню та азоту повітря.

При правильному виборі конструкції з'єднань, матеріалів і технології зварювання зварні з'єднання по надійності не поступаються заклепувальним при дії як статичних,, так і динамічних навантажень (у тому числі ударних і знакозмінних ). Водночас електрозварювання має ряд переваг перед клепкою, з яких найважливішими є менша трудомісткість зварювальних робіт і відсутність ослаблення перерізів елементів, що з'єднуються отворами. Це дає значну економію коштів і металу, крім економії, одержуваної за рахунок більшої компактності сполук. Великі економічні вигоди, принесені електрозварюванням, і що дається нею спрощення конструкцій привели останнім часом до поступового витіснення клепаних з'єднань зварними.

Значний розвиток електрозварювання отримала в СРСР завдяки працям радянських вчених Патона, Вологдина, Нікітіна, Хренова та ін., що розробили нові методи зварювання, що забезпечують високу міцність з'єднань.

2. Розрахунок зварних з'єднань, як і заклепочних, умовно ведеться в припущенні рівномірного розподілу напружень по перерізу швів. При цьому він тісно пов'язаний з технологією зварювання; зокрема, це знаходить відображення у величині допустимих напружень для матеріалу швів, призначуваних залежно від способу зварювання ( ручна або автоматична ), а також від складу і товщини захисної обмазки електродів.

При перевірці міцності зварних швів враховується можливість не провар на початку шва та освіта кратера в кінці. Тому розрахункова довжина шва приймається меншою, ніж дійсна або проектна ( за технічними умовами 1946 р. 10 мм).

3. Найбільш простим і надійним видом з'єднання є з'єднання встик, утворене шляхом заповнення зазору між торцями з'єднувальних елементів наплавленим m металом. З'єднання встик здійснюється, залежно від товщини з'єднувальних елементів, по одному з типів, показаних на (рис. 10).



Рис. 10

Перевірка міцності проводиться на розтягнення або стиснення за формулою:

(1.11)

Тут - умовна робоча площа перерізу шва, де розрахункова довжина шва мм, а висота шва h, приймається рівною товщині зварюваних елементів t.

Оскільки напруга, що допускається для зварного шва нижче, ніж для основного металу, прагнуть до збільшення довжини стикового шва. З цією метою застосовують з'єднання встик з косим швом (рис. 11).



Рис. 11

Дослідження таких сполук, вироблені Інститутом електрозварювання Академії наук УРСР, показали, що рівноміцність їх з основним металом завжди забезпечується. Перевірка міцності косих швів виробляється і по нормальних і по дотичних напруг, що виникають по перерізу шва mn:

,

.

Маючи на увазі, що (рис. 12 ), отримаємо:

, (1.12)

Тут розрахункова довжина шва за технічними умовами приймається рівною:



мм.

Як встановлено досвідом, найбільш раціональним кутом нахилу шва до лінії дії сил є кут . Недоліком з'єднання косим швом є незручність центрування елементів, що стикуються при зварюванні, тому його застосовують рідко.

4. Іноді з'єднання листів проводиться внахлест або встик з перекриттям накладками. Це викликається необхідністю зварювати листи, що не лежать в одній площині. Здійснюється за допомогою так званих валікових (або кутових) швів - лобових або торцевих (перпендикулярних до напрямку діючої сили) і бічних або флангових (паралельних їй).

Валіковий шов в перерізі має досить невизначену форму (рис. 12, а).

а) б)

Рис. 12

У теоретичних розрахунках на міцність переріз шва приймається у вигляді рівнобедреного трикутника (окресленого пунктиром) з розрахунковою висотою. Сполучення торцевими (лобовими) швами показані (рис. 13).

Руйнування таких швів відбувається по найбільш слабкому перерізі АВ, як це встановлено дослідами. Як це видно з (рис. 12, б), повне напруга, що у перерізі АВ, може бути розкладено на нормальну і дотичну складові.



Рис. 13

Оскільки опір стали зрушенню нижче, ніж при розтягуванні, розрахунок лобових швів проводиться умовно на зріз в припущенні рівномірного розподілу дотичних напружень по площі перетину АВ.

Маючи на увазі, що на сприйняття сили Р в цих з'єднаннях (рис. 13 ) працюють два лобових шва, верхній і нижній, отримаємо:

Так як площа перерізу шва а розрахункова довжина мм, то умова міцності прийме вигляд:

(1.13)

Насправді, матеріал шва відчуває складний напружений стан, причому напруги по перетину АВ розподіляються нерівномірно. Дослідження, вироблені методами теорії пружності та підтверджені експериментально, показали, що в кутах шва має місце висока концентрація напруги.

Крім того, внаслідок укорочення швів при охолодженні в зоні зварювання виникають додаткові напруги не тільки в матеріалі швів, але і в основному металі, що викликають перехід його в складний напружений стан.

Ця обставина може повести до зниження пластичності металу в стику, що робить таке з'єднання (з лобовими швами ) менш надійним, особливо при ударних і змінних навантаженнях, ніж з'єднання встик без накладок.

5. З'єднання фланговими (або бічними ) швами показано на (рис. 14, а).

а) б)

Рис.14

Руйнування шва, показане на (рис. 14, б), відбувається на значній його протязі шляхом зрізання наплавленого металу в напрямку, паралельному шву по найбільш слабкою площині АВ. Умова міцності для двох симетрично розташованих швів така:

(1.14)

Якщо стик перекритий двосторонніми накладками, число швів подвоїться і умова міцності прийме вигляд:

(1.15)



З формул (1.14) і (1.15) зазвичай визначають необхідну розрахункову довжину l флангових швів. Проектна ж довжина кожного шва приймається рівною мм.

Як показали досліди, руйнування флангових швів відбувається за типом руйнувань пластичних матеріалів із значними залишковими деформаціями. Це робить роботу флангових швів більш сприятливою, ніж роботу лобових швів. Проте слід мати на увазі, що у кінців флангових швів також має місце висока концентрація напруг.

При проектуванні часто прагнуть забезпечити більшу надійність з'єднання, застосовуючи замість зварювання встик, або на додаток до неї, перекриття стику накладками, які приварюються фланговими або торцевими швами, а іноді і тими й іншими разом. Як вже вказувалося, при змінних і ударних навантаженнях таке «посилення » стику може принести більше шкоди, ніж користі. Що стосується розрахунку такого комбінованого стику, то при одночасному застосуванні лобових і флангових швів вважають, що опір з'єднання дорівнює сумі опорів усіх швів, тобто:

,

де опір торцевого шва при розрахунковій довжині рівний:

а опір двох флангових швів:

причому ширина накладки.

У результаті підстановки отримуємо:



(1.16)

Знаючи довжину торцевого шва, визначають довжину флангових швів . При двосторонніх накладках число швів подвоюється, тобто праву частину формули (1.16) слід подвоїти.

Так як торцеві шви більш жорсткі, то при спільній роботі з фланговими вони перевантажуються, що веде до нерівномірного роботі з'єднання. Якщо врахувати, що в такому з'єднанні і термічні напруги досягають великих значень, то пристрої такого стику слід уникати.

6. Іноді при з'єднанні внахлестку на додаток до флангових швах застосовують прорізні шви, які здійснюються шляхом наплавлення металу у вузьку проріз, зроблену в одному із з'єднуваних елементів паралельно діючому на з'єднання зусиллю (рис. 15).

Рис. 15

При довжині прорізного шва і ширині прорізу d опір такого шва зрізу одно:

,

де - зусилля, що припадає на прорізний шов.

У комбінованому з'єднанні з фланговими швами для запису розрахункового умови приймають, що, або:

(1.17)

Поставивши собі розмірами одного з швів (зазвичай флангового ), знаходять необхідну довжину іншого. При цьому ширина прорізи d приймається рівною подвійній товщині прорізаного металу, довжина - не більше двадцяти товщин.

Недоліками з'єднання з прорізними швами є:

1) ослаблення перерізу прорізами внаслідок неминучого НЕ провару;

2) висока концентрація напружень в основному металі в зоні зварювання, що може повести в деяких випадках до виникнення тріщин близько кутів прорізного шва.

Тому таке з'єднання може застосовуватися лише у випадках, коли стик не призначений для роботи при змінних і ударних навантаженнях. На закінчення зазначимо, що в тому випадку, коли доводиться вдаватися до з'єднання внахлестку, найкраще обмежитися одними фланговими швами, уникаючи комбінованих сполук.

7. При зварюванні елементів металевих конструкцій зустрічається необхідність приварки елементів, наприклад куточків, для яких лінія дії сили не проходить посередині приварюється полки. У цьому випадку доводиться застосовувати два флангових шва різної довжини або різної висоти. Загальна довжина швів визначається величиною переданого зусилля, співвідношення ж їх довжин залежить від положення лінії дії зусилля.



Рис. 16

На (рис. 16) зображено прикріплення куточка до листу; сума довжин флангових швів і визначається рівнянням:

.

Звідси:

.

З іншого боку, зусилля, що припадають на кожен з двох швів, розподіляються обернено пропорційно відстаням від лінії дії сили Р, що проходить через центр ваги перерізу куточка; тому:

Знаючи суму довжин і їх ставлення, визначаємо робочу довжину кожного шва. Проектні довжини швів приймаються на 10 мм більше.



1.5 Шпонкові з'єднання

Загальні відомості.

Шпонкові з'єднання утворюють вал шпонка і маточина колеса (шківа зірочки та ін.). Шпонка являє собою сталевий брус встановлюваний в пази валу і маточини. Вона служить для передачі обертального моменту між валом і маточиною. Шпонкові пази на валах отримують фрезеруванням дисковим або кінцевими фрезами, в маточинах простяганням.

Переваги шпонкових з'єднань - простота конструкції і порівняльна легкість монтажу і демонтажу внаслідок чого їх широко застосовують у всіх галузях машинобудування.

Недолік - шпонкові пази послаблюють вал і маточину, що насаджується на вал деталі. Ослаблення вала обумовлено не тільки зменшенням його перетину, але головне, значною концентрацією напружень згину та кручення, спричиненої шпонковим пазом. Шпонкові з'єднання трудомісткі у виготовленні: при виготовленні паза кінцевою фрезою потрібна ручна пригонка шпонки по пазу, при виготовленні паза дисковою фрезою кріплення шпонки в пазу гвинтами (від можливих осьових зсувів).

Різновиди шпонкових з'єднань.

Шпонкові з'єднання поділяють на напружені і напружені. Ненапружені з'єднання отримують при використанні призматичних (рис. 17) та сегментні (рис. 18) шпонок. У цих випадках при складанні з'єднань в деталях не виникає попередніх напружень для забезпечення центрування і виключення контактної корозії маточини встановлюють на вали з натягом.

Напружені з'єднання одержують при застосуванні клинових. Наприклад виразний клиновой, (рис. 19) і тангенціальних (рис. 20) шпонок. При складанні таких з'єднань виникають попередні (монтажні) напруги. Основне застосування мають ненапружені з'єднання.

З'єднання призматичними шпонками.

Конструкції з'єднань призматичними шпонками зображені на (рис. 17). Робочими є бічні більш вузькі межі шпонок висотою h. Розміри перетину шпонки і глибини пазів приймають залежно від діаметра d валу.

За формою торців розрізняють шпонки з округленими торцями виконання 1 (рис. 17, а) з плоскими торцями, виконання 2 (рис. 17, б), з одним плоским, а іншим округленим торцем виконання З (рис. 17, в).

а) б) в)

Рис. 17

Шпонку запресовують в паз валу. Шпонку з плоскими торцями крім того поміщають поблизу деталей (кінцевих шайб кілець та ін.), що перешкоджають її можливого осьовому переміщенню. Призматичні шпонки не утримують деталі від осьового зсуву вздовж валу. Для фіксації зубчастого колеса від осьового зсуву застосовують розпірні втулки (1 на рис. 17) настановні гвинти (1 на рис. 18) і ін.

Рис. 18



З'єднання сегментними шпонками (рис. 18). Сегментні шпонки, як і призматичні, працюють бічними гранями. Їх застосовують при передачі відносно невеликих обертаючих моментів. Сегментні шпонки і пази для них прості у виготовленні, зручні при монтажі та демонтажі (шпонки вільно вставляють в паз і виймають). Широко застосовують у серійному і масовому виробництві.

Сполуки клиновими шпонками (рис. 19). Клинові шпонки мають форму односкосних самогальмуючих клинів з ухилом 1:100. Такий же ухил мають і пази в маточинах. Клинові шпонки виготовляють без головок і з голівками. Головка служить для вибивання шпонки з паза.

Рис. 19

За нормами безпеки виступаюча головка повинна мати огорожу (1 на рис. 19). У цих з'єднаннях маточину встановлюють на валу з невеликим зазором. Клинову шпонку забивають у пази валу і маточини, в результаті на робочих широких гранях шпонки створюються сили тертя які можуть передавати не тільки поводить момент, а й осьову силу. З'єднання добре сприймає ударні і змінні навантаження. Сполуки клиновими шпонками застосовують у тихохідних передачах.

Сполуки тангенціальними шпонками (рис. 20). Тангенціальна шпонка складається з двох односкосних клинів з ухилом 1:100 кожен. Працює вузькими боковими гранями. Клини вводяться в пази валу і маточини ударом, утворюють напружене з'єднання. Розпірна сила між валом і маточиною створюється в дотичному (тангенціальному) напрямку. У з'єднанні ставлять дві тангенціальні шпонки під кутом 120⁰, кожна шпонка передає момент тільки в одну сторону.

а) б)

Рис. 20

Застосовують для валів діаметром понад 60 мм при передачі великих обертаючих моментів з перемінним режимом роботи (кріплення маховика на валу двигуна внутрішнього згоряння та ін.).

Розрахунок шпонкових з'єднань.

Основним критерієм працездатності шпонкових з'єднань є міцність Шпонки вибирають за таблицями ГОСТів залежно від діаметра вала, а потім з'єднання перевіряють на міцність. Розміри шпонок і пазів підібрані так, що міцність їх на зріз і вигин забезпечується, якщо виконується умова міцності на зминання, тому основний розрахунок шпонкових з'єднань розрахунок на зминання. Перевірку шпонок на зріз в більшості випадків не проводять.

З'єднання призматичними шпонками (рис. 21 та рис. 17) перевіряють за умовою міцності на зминання:

.

На зминання розраховують виступаючу з вала частина шпонки.

При висотки фаски шпонки площа зминання:



,

отже,

, (1.18)

де T - передається момент;

d - діаметр вала;

мм h r₁ - висота шпонки і глибина паза валу мм;

- допустимі напруження зминання;

- робоча довжина шпонки для шпонок з плоскими торцями , з округленими .

Рис. 21

При проектувальних розрахунках після вибору розмірів поперечного перерізу шпонки b і h по таблиці визначають розрахункову робочу довжину 1 шпонки за формулою (1.17).

Довжину ступниці. 1см приймають на 8…10 мм більше довжини шпонки. Якщо довжина маточини більше величини 1,5d, то шпонкові з'єднання доцільно замінити на шліцеве або з'єднання з натягом. З'єднання сегментними шпонками (рис. 17) перевіряють на зминання:



, (1.19)

де - робоча довжина шпонки,

(h - t) - робоча глибина в ступниці.

Сегментна шпонка вузька тому на відміну від призматичної її перевіряють на зріз.

Умова міцності на зріз.

, (1.20)

де b - ширина шпонки;

- допустиме напруження на зріз шпонки.

Стандартні шпонки виготовляють із спеціального сортаменту середньовуглецевої чистотянутої сталі з Н/мм² найчастіше із сталей 45.

Допустимі напруги зминання для шпонкових з'єднань:

· при сталевий маточині = 130…200 Н/мм²,

· при чавунної = 80…110 Н/мм².

Великі значення приймають при постійному навантаженні менші при змінної і роботі з ударами.

При реверсивної навантаженні знижують в 1,5 рази. Допустиме напруження на зріз шпонок , 70…100 Н/мм².

Більше значення приймають при постійному навантаженні.

1.6 Шліцеве з'єднання

Загальні відомості.

Шліцеве з'єднання утворюють виступи зуби на валу і відповідні западини шліци в маточині (рис. 22, а -в). Робочими поверхнями є бічні сторони зубів Зуби вала фрезерують за методом обкатки або накочують в холодному стані профільними роликами за методом поздовжньої накатки. Шліпотвори маточини виготовляють простяганням.

Шліцьові з'єднання стандартизовані і широко поширені в машинобудуванні.

Переваги шліцьових з'єднань в порівнянні зі шпонковими.

1. Краще центрування деталей, що з'єднуються і більш точне напрямок при їх відносному осьовому переміщенні.

2. Менша кількість деталей з'єднання шліцьове з'єднання утворюють дві деталі шпонкові три чотири.

3. При однакових габаритах можлива передача великих обертаючих моментів за рахунок більшої поверхні контакту.

4. Велика надійність при динамічних і реверсивних навантаженнях.

5. Велика втомна міцність внаслідок меншої концентрації напружень вигину особливо для евольвентних шліців б. Менша довжина маточини і менші радіальні розміри.

Недоліки: більш складна технологія виготовлення, а отже, і більш висока вартість.

Рис. 22

Різновиди шліцьових з'єднань.

Шліцьові з'єднання розрізняють по характеру з'єднання - нерухомі для закріплення деталі на валу (рис. 22), рухомі, що допускають переміщення уздовж валу (наприклад, блоку шестерень коробки передач за формою зубів прямобічні (рис. 22), евольвентні (рис. 23, а), трикутні (рис. 23, б), за способом центрування (забезпечення збігу геометричних осей) маточини щодо валу з центруванням по зовнішньому діаметрі В (рис. 22, а) з діаметру й (рис. 22, б) і по бічних поверхнях зубів (рис. 22 в і 23). Зазор в контакті поверхонь центруючих практично відсутній, нецентрующих - значний.

а) б)

Рис. 23

Розрахунок шліцьових з'єднань.

Основними критеріями працездатності шліцьових з'єднань є опору робочих поверхонь зминання і зношування.

Параметри з'єднання вибирають за таблицями стандарту залежно від діаметра валу, а потім проводять розрахунок за критеріями працездатності. Зминання і зношування робочих поверхонь пов'язані з діючими на контактуючих поверхнях напруженнями .

Спрощений (наближений) розрахунок заснований на обмеженні напруг зминання допускаються значеннями см призначуваними на основі досвіду експлуатації подібних конструкцій.

, (1.21)



де Т - розрахунковий крутний момент (найбільший з довготривалих моментів при змінних режимі навантаження);

К₃ - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубами (залежить від точності виготовлення та умов роботи).

К = 1,1…1,5; d - середній діаметр з'єднання, мм; число z - зубів;

h - робоча висота зубів, мм;

- робоча довжина з'єднання, мм;

- допустиме напруження зминання Н/мм².

Для сполук з прямобічними зубами:

; ,

f - фаска зуба.

Для з'єднання з евольвентними зуб'ями:

;

Для з'єднання з трикутними зуб'ями:

; .



Розділ 2. FEMAP, SOLIDWORKS

2.1 Визначення CAD, САМ і САЕ - систем

Автоматизоване проектування (computer-aided design - CAD) представляє собою технологію, що полягає в використанні комп'ютерних систем для полегшення створення, зміни, аналізу і оптимізації графічних проектів.

Таким чином, будь-яка програма, що працює з комп'ютерною графікою, так само як і будь-який додаток, що використовується в інженерних розрахунках, відноситься до систем автоматизованого проектування. Іншими словами, більшість засобів CAD можуть представляти собою від геометричних програм для роботи з формами до спеціалізованих додатків для аналізу і оптимізації. Між цими крайностями містяться програми для аналізу допусків, розрахунків мас-інерційних властивостей, моделювання методом скінченних елементів і візуалізація результатів аналізу.

Основна функція CAD - це визначення геометрії конструкції (деталі механізму, архітектурні елементи, електроні схеми, плани будинків та ін.), так як геометрія визначає всі наступні етапи життєвого циклу продукту. Для цієї мети використовуються системи розробки робочих креслень і геометричного моделювання.

Крім того, геометрія, яка визначена в цих системах, може використовуватися в якості основи для подальших операцій в системах САЕ і САМ. Це одна з найбільш значних переваг CAD, що дозволяє економити час і скорочувати кількість помилок, які пов'язані з необхідністю визначати геометрію конструкції з нуля кожний раз, коли вона необхідна в розрахунках. Можна стверджувати, що системи автоматизованої розробки робочих креслень і системи геометричного моделювання являються найбільш важливими компонентами автоматизованого проектування.

Автоматизоване виробництво (computer-aided manufacturing - САМ) - це технологія, що полягає в використанні комп'ютерних систем для планування, управління і контролю операцій виробництва через прямий або непрямий інтерфейс з виробничими ресурсами підприємства.

Одним з найбільш поширених підходів до автоматизації виробництва є числове програмне управління (ЧПУ, numerical control - NC). ЧПУ полягає у використанні запрограмованих команд для управління станком, який може шліфувати, різати, фрезерувати, штампувати, згинати та іншими способами перетворювати заготовки в готові деталі. В наш час комп'ютер може генерувати більше програм для станків з ЧПУ на основі геометричних параметрів виробів з бази даних CAD і додаткових відомостей, що надаються оператором. В цьому випадку скорочується необхідність втручання оператора.

Ще одна важлива функція систем автоматизованого виробництва - програмування роботів, які можуть працювати на гнучких автоматизованих ділянках, вибираючи і встановлюючи інструменти і деталі, що обробляються на станках з ЧПУ. Роботи можуть також виконувати свої власні задачі, наприклад займатися зваркою, збіркою і переносом обладнання і деталей по цеху.

Планування процесів також поступово автоматизується. План процесів може визначати послідовність операцій по виготовленню пристроїв від початку і до кінця на всьому необхідному обладнанні. Хоча повністю автоматизувати планування процесів практично неможливо, план обробки конкретної деталі може бути сформульований автоматично, якщо вже є плани обробки аналогічних деталей. Для цього була розроблена технологія групування, що дозволяє об'єднувати схожі деталі в сімейства. Деталі вважаються подібними, якщо вони мають загальні виробничі особливості (гнізда, пази, фаски, отвори та ін). Для автоматичного знаходження подібності деталей необхідно, щоб база даних СAD містила відомості про такі особливості. Ця задача здійснюється за допомогою об'єктно-орієнтованого моделювання або розпізнавання елементів.

Ще комп'ютер може використовуватися для того, щоб виявляти необхідність замовлення вихідних матеріалів і деталей, а також визначати їх кількість виходячи з графіка виробництва. Називається така діяльність плануванням технічних вимог до матеріалу. Комп'ютер може також використовуватись для контролю стану станків в цеху і відправки їм відповідних завдань.

Автоматизоване конструювання (computer-aided engineering - САЕ) - це технологія, що полягає в використанні комп'ютерних систем для аналізу геометрії CAD, моделювання і вивчення поведінки продукту для удосконалення і оптимізації його конструкції.

CAE - загальна назва для програм і програмних пакетів, призначених для розв'язування різних інженерних задач: розрахунків, аналізу і симуляції фізичних процесів. Використання CAE-системи дає змогу оцінити, як поведе себе комп'ютерна модель виробу в реальних умовах експлуатації; перевірити працездатність конструкції без значних затрат часу і коштів.

Розрахункова частина пакетів частіше всього основана на чисельних методах розв'язування диференціальних рівнянь (метод скінченних елементів, метод скінченних об'ємів, метод скінченних різниць, тощо).

Сучасні системи автоматизації інженерних розрахунків (CAE) застосовують сумісно з CAD-системами (часто інтегруються в них, у цьому випадку отримуються гібридні CAD/CAE-системи).

Найбільш широке застосування в конструюванні має метод скінченних елементів (finite-element method - FEM). За його допомогою розраховуються потужність, деформації, теплообмін, розподілення магнітного поля, потоки рідини та інші задачі, розв'язувати які будь-яким іншим методом непрактично. В методі скінченних елементів аналітична модель структури представляє собою з'єднання елементів, завдяки чому вона розбивається на окремі частини, які вже можуть оброблятися комп'ютером.

Перевагами методів аналізу і оптимізації конструкцій полягає в тому, що вони дозволяють конструктору побачити поведінку кінцевого продукту і виявити можливі помилки до створення і тестування реальних прототипів. Так як вартість конструювання на останніх стадіях розробки і виробництва продукту зростає, рання оптимізація і удосконалення, які можливі завдяки аналітичним засобам САЕ, компенсуються значним зниженням термінів і вартості розробки.

Таким чином, технології CAD, САМ і САЕ полягають в автоматизації і підвищенні ефективності конкретних стадій життєвого циклу продукту. Розвиваючись незалежно, ці системи ще не до кінця реалізували потенціал інтеграції проектування і виробництва. Для рішення цієї проблеми була запропонована нова технологія, яка називається комп'ютеризованим інтегрованим виробництвом (computer-integrated manufacturing - CIM). CІM намагається з'єднати автоматизації разом і перетворити їх в безперебійно і ефективно працюючу систему. CIM має на увазі використання комп'ютерної бази даних для більш ефективного управління всім підприємством, в тому числі бухгалтерією, плануванням, доставкою та іншими задачами, а не тільки проектуванням і виробництвом, які охоплюються системами CAD, САМ і САЕ. CIM часто називають філософією бізнесу, а не комп'ютерною системою.

Історію розвитку ринку CAD/CAM/CAE-систем можна досить умовно розбити на три основні етапи, кожний з яких тривав, приблизно, по 10 років.

Перший етап почався в 1970 роки. В ході його був отриманий ряд науково-практичних результатів, що довели принципову можливість проектування складних промислових виробів. Під час другого етапу (1980-і) з'явились і почали швидко поширюватись CAD/CAM/CAE-системи масового застосування. Третій етап розвитку ринка (з 1990-х років до теперішнього часу) характеризується удосконаленням функціональності CAD/CAM/CAE-систем і їх подальшим розповсюдженням у високотехнологічних виробництвах (де вони краще всього продемонстрували свою ефективність).

В російській мові для CAD/CAM/CAE-систем існує загальна назва САПР (системи автоматизованого проектування та розрахунку).

2.2 Огляд системи FEMAP

FEMAP (абревіатура від Finite Element Modeling And Postprocessing) є середовищем для підготовки скінченно-елементних моделей конструкцій та відповідних крайових задач для подальшого їх розрахунку (Finite Element Modeling, препроцесор), а також для перегляду та документування результатів розрахунків (Postprocessing, постпроцесор).

FEMAP не залежить від застосовуваних CAD-систем і дозволяє імпортувати геометрію із більшості систем автоматизованого проектування, таких, як CATIA, Pro/Engineer, NX, Solid Edge, SolidWorks і AutoCAD. Імпортувавши геометрію, можна підготувати модель для аналізу, використовуючи спеціальні інструменти.

Популярність FEMAP обумовлена відносною простотою та, одночасно, значною універсальністю, оскільки FEMAP має інтерфейсові інструменти імпорту та експорту проекту та його частин з багатьма програмами, зокрема PATRAN, MARC, ABAQUS, LS-DYNA, ANSYS, NASTTRAN.

Програма FEMAP працює в звичному середовищі Windows, підтримує множину графічних вікон і спеціалізованих панелей, таких як Model Info Tree або Data Table, які дають повний доступ до скінченно-елементної моделі і даних результатів аналізу, що допомагає підвищити ефективність робочого процесу. Можна змінювати вигляд інтерфейсу у відповідності з потребами, наприклад, переміщувати панелі, коригувати обсяг доступних функцій. Інструменти групування, розбиття на рівні допомагають при створенні моделей і задаванні їхніх параметрів.

Для використання методу скінченних елементів потрібна абстрактна модель належного рівня, а не сама конструкція. Абстрактна модель відрізняється від конструкції тим, що вона формується шляхом виключення несуттєвих деталей. Наприклад, тривимірний об'єкт невеликої товщини може бути представлений у вигляді двомірної оболонки. Модель створюється або в інтерактивному режимі, або автоматично.

FEMAP включає в себе наступні спеціальні можливості для спрощення завдання побудови скінченно-елементної моделі:

* створення серединної поверхні для побудови розрахункових моделей тонкостінних конструкцій і поліпшення якості оболонкових моделей;

* моделювання зварювання, що дозволяє об'єднувати окремі деталі в єдину модель;

* задавати комплексні умови навантаження, ґрунтуючись на результатах попереднього аналізу.

Генератори сіток FEMAP завдяки наявності великої бібліотеки скінченних елементів потрібної форми дозволяють створювати скінченно-елементну сітки високої якості і отримувати точні результати розрахунків. FEMAP дає можливість повністю контролювати всі параметри генерації сітки. При складній геометрії часто потрібна модифікація сітки в тих її областях, де потрібна особлива точність розрахунку. Інструменти панелі Meshing Toolbox програмного продукту FEMAP дозволяють провести моделювання, змінюючи параметри кроку сітки у вихідній моделі в інтерактивному режимі; при цьому сітка оновиться автоматично. Крім того, модифікуючи сітку, за допомогою графічної шкали можна відразу ж аналізувати якість створюваних скінченних елементів, щоб переконатися, що створювана скінченно-елементна модель задовольняє критеріям якості.