ANALISI STATICA STRUTTURALE CARPENTERIE (FEM) SIMULATION

Spesso capita di fare delle analisi ad elementi finiti su carpenterie tipo basamenti o strutture di macchine, formate da tante piastre di ferro elettrosaldato (anche se spesso non si inseriscono le saldature nel modello), complete di lavorazioni varie come fori, raccordi, smussi, piastre di vario spessore e messe in modo da facilitare la saldatura senza prepararle per davvero con smussi alla saldatura.

- di norma si usa una mesh standard ma speso fallisce perchè trova pareti a spessore zero o compenetranti e si perdono molte ore a sistemare il modello 3d e le matrici di calcolo perdono di consistenza
- alle volte si passa alla mesh tetraedrica basta su curvatura, con o senza opzione di mesh non congruente
- tutto questo spesso non basta e si perdono ore ed ore a modificare a mano oppure a creare in automatico con il comando semplifica modello, la configurazione più snella

Dopo aver messo assieme un po' di teoria sugli Jacobiani spiegati in lungo e in largo in università anni addietro, unendo le spiegazioni dell'Hepl di Solidworks sono giunto alla seguente conclusione:



Per le analisi statiche che falliscono (e a dire il vero anche di base), si ha maggiore precisione e meno problemi settando quanto segue:
- convertire tutto in geometria solida (vedi tubolati, profilati e trafilati che di solito sono identificati come travi quindi niente shell)
- impostazioni del solutore in automatico

- impostare il solutore come p-adattivo in modo che andiamo ad affinare il metodo iterativo che controlla le grandezze energetiche oppure le tensioni a seconda dell'impostazione

- creiamo la mesh basata su curvatura, con l'opzione non congruente per le geometrie fallite in precedenza e settando di valutare gli Jacobiani solo nei nodi

In questo modo otteniamo velocemente dei risultati affinati in modo iterativo, dove si valuta la precisione dei dati all'interno dell'elemento mesh.

Il metodo p-adattivo analizza grandezze ingegneristiche di sforzo come rapporto quadratico medio di Von Mises o energia di deformazione o lo spostamento quadratico medio residuo (praticamente quello che viene fatto a mano utilizzando procedimento della linea elastica e dei lavori virtuali). Non viene affinata la mesh ma viene cambiato l'ordine di grado del polinomio che approssima la situazione.
Ideale per geometrie anche non troppo affinate, come possono essere le piastre di carpenterie elettrosaldate, con piastre disposte più o meno bene con spigoli anche un po' mal disegnati.

Il metodo h-adattivo analizza invece la geometria del solido in analisi e va ad affinare la mesh facendo le iterazioni usando come fattore di analisi l'energia di deformazione. Viene affinata la mesh per migliorare la situazione di calcolo. Ogni volta che si rilancia il calcolo parte dall'ultima mesh affinata e ri-affina nuovamente.
Attenzione perchè con questo metodo si hanno molte concentrazioni di sforzi, dove vengono indicate delle sigma molto alte dovute alle geometrie spigolose, quindi il modello deve essere super accurato.

Non sono completamente d'accordo con quanto dici:
un P-element è un elemento che ha una funzione di forma definita da un polinomio, che generalmente può andare da grado due a grado 9.
Un H element ha una funziona di forma che generalmente è lineare (elementi con i nodi solo negli angoli) o quadratica (elementi con mid side node).
Quando si fa una analisi adattiva il programma in funzione che si scelgano p o h elements si comporta in modo differente.
Con i p element è costretto a rieffettuare la mesh nelle zone di massimo gradiente di deformazione. con gli H elements invece la mesh rimane invariata, ma cambia solo il grado del polinomio dell'elemento.
Se tu modelli uno spigolo, sia che tu utilizzi P che H, questo rappresenterà sempre un punto di discontinuità. La differenza è che con i P elements, una volta arrivati al polinomio di massimo grado utilizzabile il valore di stress non può aumentare. con gli H al diminuire della dimensione dell'elemento aumenta lo stress, fino ad ottenere potenzialmente degli elementi di dimensioni infinitesime e degli stress elevatissimi. Quindi la convergenza che trovi con i P elements è solo APPARENTE.
Questo vuol dire che gli spigoli nelle zone di stress non vanno modellati, sia che si utilizzi una formulazione che se ne utilizzi un'altra.
Quando si fa una analisi FEM bisogna perdere il giusto tempo nel defeaturing, e nel ragionare su quali raccordi occorre tenere per ottenere una giusta rappresentazione della realtà. Pensare di fare una analisi FEM pigiando un bottone, senza lavorare sulla geometria, sulla mesh, sui carichi porta spesso a risultati errati, soprattutto quando si cerca lo stress e non la deformazione dell'oggetto.
Per cui a mio giudizio, se lo spigolo è nella zona che si intende verificare, la geometria deve essere accurata, così come i raggi di raccordo, indipendentemente dal tipo di formulazione dell'elemento che si utilizza.

Ciao Onda, grazie per l'intervento. Mi hai infatti confermato diverse cose.

Onda ha detto:

La differenza è che con i P elements, una volta arrivati al polinomio di massimo grado utilizzabile il valore di stress non può aumentare. con gli H al diminuire della dimensione dell'elemento aumenta lo stress, fino ad ottenere potenzialmente degli elementi di dimensioni infinitesime e degli stress elevatissimi.

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E infatti quello che vado cercando quando faccio un FEM su carpenterie di questa natura non è un comportamento puntuale ma una media di quello che succede sulle varie facce delle lamiere.

Onda ha detto:

bisogna perdere il giusto tempo nel defeaturing, e nel ragionare su quali raccordi occorre tenere per ottenere una giusta rappresentazione della realtà.

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Non sempre è possibile e alle volte occorre saper valutare anche nelle condizioni non defeauturizzate perchè alle volte i fori contano e sono importanti nelle carpenterie e hanno il loro peso sul risultato della deformazione.

Onda ha detto:

Con i p element è costretto a rieffettuare la mesh nelle zone di massimo gradiente di deformazione. con gli H elements invece la mesh rimane invariata, ma cambia solo il grado del polinomio dell'elemento.

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Direi che è il contrario: il p-element non fa cambiare la mesh ma cambia il grado del polinomio. L'h-element fa infittire la mesh laddove gli errori si concentrano e sono superiori alla media.

E' vero anche che spesso andiamo alla ricerca di spostamenti delle carpenterie piuttosto che per verificare la sollecitazione dello sforzo e fin'ora c'è semepre stato accordo tra teoria a mano, FEM e sperimentazione pratica.

Si hai ragione, ho rovesciato nel mio discorso P e H.

in ogni caso, quello che volevo far notare è che indipendentemente da P o H, risolvere una struttura con uno spigolo vivo può portare a valori di stress assolutamente errati per la discontinuità dello spigolo. Con la differenza che: gli H elements il software crea mesh più fitta e quindi potenzialmente lo stress può salire all'infinito. Con P elements il software aumenta il grado del polinomio fino al massimo consentito (generalmente di 8 o nono grado) e poi si ferma.
Sta appunto all'analista capire dove andare a modellare il raggio e dove eliminarlo, dove lasciare lo spigolo, o il foro, e dove eliminare questi elementi.
Ovvio che se un carico lo passo con un bullone, il foro lo tengo. ma se ho un foro di fissaggio di un particolare non importante, lo posso eliminare senza problemi, semplificando la mesh.
Poiché nel tuo post sostieni che con i P elements si può risolvere lo stress nelle giunzioni non modellando il raggio ma lasciando la giunzione a spigolo, trovo questa modalità foriera di grossi errori di valutazione dello stress, in strutture come quella di cui hai mostrato l'immagine.
Poiché la potenza dei computer è aumentata tanto, si tende a far lavorare la macchina, piuttosto che fare un modello ricercato. Bisogna tener presente però che certe zone, vedi raggi di raccordo alla base di piastre saldate a T, non si possono trascurare, in quanto il risultato puntuale è errato. A meno di non trascurare i valori di picco nell'angolo della giunzione e estrapolare i valori di tensione ad una certa distanza da questo. Ma si entra in una procedura di post processing abbastanza complessa.
Anzi, ti direi che il p-adattivo, senza una geometria accurata, può addirittura essere dannoso, bisogna anche stare attenti ad applicare i carichi su superfici in maniera da non creare punti di discontinuità.
Evitare di applicare i carichi su nodi o linee, se si utilizza l'adaptive, sia di un tipo che dell'altro.
Io dal mio punto di vista, vedo il P-adaptive adatto a geometrie fatte di fresa, per cui quello che analizzi è esattamente quello che sarà fatto, utilizzando l'adaptive ottieni una ottima convergenza dello stress. per geometrie fatte di saldatura, è difficile andare così nel dettaglio, meglio fare una mesh fitta in H e non usare l'adattivo, e poi fare delle considerazioni ingegneristiche nelle giunzioni.

Onda ha detto:

Poiché nel tuo post sostieni che con i P elements si può risolvere lo stress nelle giunzioni non modellando il raggio ma lasciando la giunzione a spigolo, trovo questa modalità foriera di grossi errori di valutazione dello stress, in strutture come quella di cui hai mostrato l'immagine.
Poiché la potenza dei computer è aumentata tanto, si tende a far lavorare la macchina, piuttosto che fare un modello ricercato. Bisogna tener presente però che certe zone, vedi raggi di raccordo alla base di piastre saldate a T, non si possono trascurare, in quanto il risultato puntuale è errato. A meno di non trascurare i valori di picco nell'angolo della giunzione e estrapolare i valori di tensione ad una certa distanza da questo. Ma si entra in una procedura di post processing abbastanza complessa.
Anzi, ti direi che il p-adattivo, senza una geometria accurata, può addirittura essere dannoso, bisogna anche stare attenti ad applicare i carichi su superfici in maniera da non creare punti di discontinuità.
Evitare di applicare i carichi su nodi o linee, se si utilizza l'adaptive, sia di un tipo che dell'altro.

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Concordo pienamente sul discorso che bisogna caricare correttamente le facce con forze e vincoli.

Esattamente il mio post è nato dalle seguenti esigenze e problematiche riscontrate:
- necessità di studiare le deformazioni di strutture di carpenteria
- problematiche di dimensioni di carpenterie fatte con piastre da 10 a 100 mm di spessore larghe e lunghe e alte 6000x1500x500 quindi abbastanza lunghe e strette ma con tanti elementi saldati al suo interno e tante lavorazioni di ossitaglio e di asportazione di truciolo
- problema nell'utilizzare il FEM standard perchè si interrompe la mesh per vari errori dovuti a interferenze, spessori zero, piastre che misurate e controllate perfettamente appoggiate tra loro e che invece non possono essere nè unite con abbina, nè si riesce a farci la saldatura ecc. Abbiamo riscontrato anche che facendo lo specchia di solidi e lavorazioni con il piano che passa a metà dei 6000 mm si hanno degli errori destra e sinistra di qualche millimetro (sembra che il comando specchia impazzisca) quindi occorre fare ripetizione lineare di corpi ma spesso non permette poi la saldatura delle piastre
- piastre che dovrebbero essere in contatto perfetto e invece dalla simulazione standard si aprono e te le trovi sparate un mezzo metro in là senza senso, anche provando ad affinare mesh oppure considerare contatti speciali e tutto il resto
- la matrice del modello è inconsistente e la diagonale principale diventa negativa e si blocca tutto
- altri problemi dopo aver meshato a fatica sono ancora dovuti al calcolo matriciale e non si riesce a venire a un risultato
- se devo verificare una saldatura o uso il modulo apposta oppure me le faccio a manco con NTC2008 oppure con Eurocodice 3.

E' chiaro ed evidente che se voglio indagare sulle tensioni nelle zone delle saldature, me le disegno o con il comando saldatura o creo una adeguata geometria che ne simula il comportamento nel modo più realistico possibile.

Però i problemi di cui mi parli sono esclusivamente legati alla mesh. non al metodo di soluzione.
Intanto, se cerchi le deformazioni, il modello può essere meshato più largo che se cerchi gli stress. inoltre, un'analisi adattiva è praticamente inutile per le deformazioni, in quanto è una analisi che raffina in corrispondenza degli altri gradienti di stress.
La matrice negativa è normalmente dovuta a labilità. per mia esperienza, conviene rendere solido tutto quello che è saldato e usare i contatti il meno possibile. meno parti ci sono nell'assieme da analizzare e più si hanno possibilità di fare una buona analisi.
Io problemi di specchia non li ho mai avuti, e lavoro con oggetti abbastanza grandi, nell'ordine dei 35m di lunghezza, e 7-0 metri di larghezza, tipicamente specchiati. Certo è che se non si lavora in modo assolutamente preciso, poi il FEM te la fa pagare.
Le tue strutture le analizzerei a shell, con Nastran, però il tempo di lavoro sarebbe molto più alto di un'analisi di Solidworks.
Io non ci lavoro tanto, uso molto di più nastran, ma mi sembra che con le shell non sia molto facile.
Quello che a volte faccio, è da una parte complessa, estraggo un'altra parte apposta per l'analisi fem che metto a posto e analizzo.
Faccio dalla prima parte un salva con nome, salvo la parte derivata, faccio un defeature spinto, unendo tutti i multicorpi, togliendo i raggi inutili, ecc, e poi ne faccio il fem. Spesso ne tiro fuori la superficie intermedia per fare l'anali FEM. in questo modo riesco a lavorare discretamente sul cad prima di passarlo al FEM.

Onda ha detto:

Però i problemi di cui mi parli sono esclusivamente legati alla mesh. non al metodo di soluzione.
Intanto, se cerchi le deformazioni, il modello può essere meshato più largo che se cerchi gli stress. inoltre, un'analisi adattiva è praticamente inutile per le deformazioni, in quanto è una analisi che raffina in corrispondenza degli altri gradienti di stress.
La matrice negativa è normalmente dovuta a labilità. per mia esperienza, conviene rendere solido tutto quello che è saldato e usare i contatti il meno possibile. meno parti ci sono nell'assieme da analizzare e più si hanno possibilità di fare una buona analisi.
Io problemi di specchia non li ho mai avuti, e lavoro con oggetti abbastanza grandi, nell'ordine dei 35m di lunghezza, e 7-0 metri di larghezza, tipicamente specchiati. Certo è che se non si lavora in modo assolutamente preciso, poi il FEM te la fa pagare.
Le tue strutture le analizzerei a shell, con Nastran, però il tempo di lavoro sarebbe molto più alto di un'analisi di Solidworks.
Io non ci lavoro tanto, uso molto di più nastran, ma mi sembra che con le shell non sia molto facile.
Quello che a volte faccio, è da una parte complessa, estraggo un'altra parte apposta per l'analisi fem che metto a posto e analizzo.
Faccio dalla prima parte un salva con nome, salvo la parte derivata, faccio un defeature spinto, unendo tutti i multicorpi, togliendo i raggi inutili, ecc, e poi ne faccio il fem. Spesso ne tiro fuori la superficie intermedia per fare l'anali FEM. in questo modo riesco a lavorare discretamente sul cad prima di passarlo al FEM.

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Non è solo un problema legato alla mesh ma anche al metodo di calcolo perchè quello standard si impianta magari non nella mesh ma nel calcolo vero e proprio oppure in entrambi oppure solo la mesh e quindi non si sa cosa faccia dopo se non hai la mesh fatta.
Delle cose strane nella versione 2014 ci sono e di questi errori grossolani ne esistono da tempo non risolti.
Proverò ad approfondire la questione e trovare soprattutto il perchè di quelle singolarità geometriche anche se i passi del modello sono chiari e puliti. Dovrei provare a fare tutto ciò con una versione precedente e vedere cosa succede.
Intanto ti ringrazio per il confronto di idee.

Ho trovato molto interessante la discussione. Vi chiedo scusa se rispondo a questo vecchio post ma credo sia meglio che aprirne uno nuovo.
Dopo aver letto mi chiedo in quali casi è meglio usare un metodo p-adattivo e in quali un h-adattativo.

Che vuol dire "è meglio"?? rispetto a cosa?
- tempo di calcolo?
- precisione?
- facilità di meshatura?
Mi pare che nel corso della discussione sono già stati evidenziate delle differenze tra i due metodi, se non particolareggi meglio la tua domanda non avrai mai una risposta.

Scusate se mi intrometto; ma rispondo per dario3 perchè sono veramente stufo di vedere queste risposte.
Non mi sembra costruttivo rispondere in questo modo ad una persona che forse vuole solo chiarimenti e delucidazioni su un discorso che certo semplice non è.
Non tutti siamo ingegneri ed anche se lo fossimo, non tutti saremmo allo stesso livello... beh è proprio il bello questo o no altrimenti forum cosi non esisterebbero.....quello piu bravo insegna a quello meno bravo se ne ha voglia e pazienza mica lo obbliga qualcuno...o no?
sul fatto che facendo questo lavoro dobbiamo per forza avere queste conoscenze beh non lo so io progetto macchine da circa 10 anni e le mie conoscenze, forse poche, mi bastano perchè? semplice le macchine che progetto non sono mica lo shuttle!!!!
ma appunto perchè so che sono poche(tutto da dimostrare) chiedo e cerco di assimilarle dal forum da libri da corsi e così via certo è che se mi danno una risposta simile beh ecco.....

ciao

ora lapidatemi pure ma secondo me altri la pensano come me.......

teseo ha detto:

Scusate se mi intrometto; ma rispondo per dario3 perchè sono veramente stufo di vedere queste risposte.
Non mi sembra costruttivo rispondere in questo modo ad una persona che forse vuole solo chiarimenti e delucidazioni su un discorso che certo semplice non è.
Non tutti siamo ingegneri ed anche se lo fossimo, non tutti saremmo allo stesso livello... beh è proprio il bello questo o no altrimenti forum cosi non esisterebbero.....quello piu bravo insegna a quello meno bravo se ne ha voglia e pazienza mica lo obbliga qualcuno...o no?
sul fatto che facendo questo lavoro dobbiamo per forza avere queste conoscenze beh non lo so io progetto macchine da circa 10 anni e le mie conoscenze, forse poche, mi bastano perchè? semplice le macchine che progetto non sono mica lo shuttle!!!!
ma appunto perchè so che sono poche(tutto da dimostrare) chiedo e cerco di assimilarle dal forum da libri da corsi e così via certo è che se mi danno una risposta simile beh ecco.....

ciao

ora lapidatemi pure ma secondo me altri la pensano come me.......

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Io sinceramente non capisco: stiamo parlando di differenza di formulazione di elementi per analisi numerica.
o siamo precisi oppure è inutile parlarne.
Io ho semplicemente chiesto di essere più preciso nella domanda, altrimenti nessuno sarebbe riuscito a formulare una risposta. Ed ho anche portato degli elementi per meglio capire su che cosa si stavano richiedendo maggiori informazioni.
Anche se non sei ingegnere, se vuoi fare il lavoro dell'ingegnere, si richiede una precisione nella formulazione delle domande. per poter formulare delle risposte precise.

Per il resto, penso che il tuo post sia più dedito alla polemica che a dare un contributo.

come pensavo.......

"Per il resto, penso che il tuo post sia più dedito alla polemica che a dare un contributo."

le critiche quando giuste sono sempre viste come polemiche

finiamola qui è inutile discutere....siamo su due pianeti differenti.......

[MENTION=28956]teseo[/MENTION]: non credo che la risposta di onda sia stata polemica.
Se uno non pone bene le ipotesi, la tesi non è definita e sapessi quante volte è successo.
Piuttosto di intervenire contro o pro qualcuno, cerchiamo di essere costruttivi e mantenere il filo della discussione senza sterili polemiche.
Grazie.

dario__3 ha detto:

Ho trovato molto interessante la discussione. Vi chiedo scusa se rispondo a questo vecchio post ma credo sia meglio che aprirne uno nuovo.
Dopo aver letto mi chiedo in quali casi è meglio usare un metodo p-adattivo e in quali un h-adattativo.

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Nel lontanissimo 2002 ho fatto la tesi confrontando elementi P (ProMechanica) e elementi H (Nastran), più i "bounday elements" (Procision ormai estinto).

Entro certi limiti, per una classica statica lineare, sono sostanzialmente equivalenti: un "meshatore P" (inteso come "persona" che deve eseguire una discretizzazione FEM, non come algoritmo software) svilupperà la sensibilità al grado della fdf, un "Meshatore H" invece diventerà esperto di mesh refinement (io per esempio, arrivando da Rasna/ProM/CreoSim nemmeno guardavo la mesh, sbagliando, quando sono passato a Nastran).

Le differenze possono sorgere quando ci si spinge verso orizzonti più complessi (analisi vibrazionale, contatti, plasticizzazione, ...) ma dipende molto dal software in uso e dal background dell'operatore.

Scusate se non sono stato preciso.
Io mi chiedevo se ci sono casi, dettati dalla comune pratica ingegneristica, per i quali è più opportuno scegliere un tipo di algoritmo anziché un'altro, diciamo per le più comuni analisi statiche strutturali lineari. Il principio di funzionamento dei due metodi mi è chiaro. Grazie.

dario__3 ha detto:

Scusate se non sono stato preciso.
Io mi chiedevo se ci sono casi, dettati dalla comune pratica ingegneristica, per i quali è più opportuno scegliere un tipo di algoritmo anziché un'altro, diciamo per le più comuni analisi statiche strutturali lineari. Il principio di funzionamento dei due metodi mi è chiaro. Grazie.

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Dipende molto dalla geometria (es. raggi di curvatura, raccordi, ... ) più che dal settore/applicazione. Inoltre la mesh-p permette un adattamento migliore in caso di carichi variabili (es.per uno studio al variare del carico), senza remesh. In compenso la mesh h si adatta meglio (ma dipende dal meshatore) allo studio dei contatti.

Ti rispondo nel dettaglio dall'ufficio (ora ho solo lo smartphone...)