有限元分析報告書

1、第 47 頁 共 47 頁 軸流式通風機葉輪與機座有限元分析分析與優(yōu)化報告書目 錄第一部分 機座的有限元分析與優(yōu)化- 41.1 機座分析的已知條件- 41.2 材料的力學性能- 41.3 有限元分析模型- 41.3.1 分析前的假設(shè)- 41.3.2 建立分析模型- 51.3.3 建立有限元分析模型- 71.4 計算結(jié)果- 71.4.1 變形結(jié)果- 71.4.2 應(yīng)力結(jié)果- 81.4.3 路徑結(jié)果- 111.4.4 分析結(jié)果評判- 131.5 機座優(yōu)化- 14 1.5.1 優(yōu)化參數(shù)的確定- 14 1.5.2 優(yōu)化模型的建立- 15 1.5.3 優(yōu)化分析的結(jié)果- 16 1.5.4 優(yōu)化結(jié)果評判-

2、17第二部分 輪轂的有限元分析與優(yōu)化- 182.1 輪轂分析的已知條件- 182.2 材料的力學性能- 182.3 有限元分析模型- 192.3.1 分析前的假設(shè)- 192.3.2 建立分析模型- 202.3.3 建立有限元分析模型- 222.4 計算結(jié)果- 222.4.1 變形結(jié)果- 222.4.2 應(yīng)力結(jié)果- 252.4.3 路徑結(jié)果- 302.4.4 結(jié)果分析- 362.5 輪轂優(yōu)化 - 38 2.5.1 輪轂轉(zhuǎn)速在n=1000rpm - 38 2.5.2 輪轂轉(zhuǎn)速在n=750rpm - 43參考文獻 - 46第一部分 機座的有限元分析與優(yōu)化1.1 機座分析的已知條件根據(jù)合同內(nèi)容，甲方提

3、供的已知條件有： 機座結(jié)構(gòu)的設(shè)計圖1張(3號圖紙)，見附件1(原圖的復(fù)印件)。 機座的工作環(huán)境條件： 工作溫度：常溫 工作環(huán)境：煤礦通風，并安裝在地面上。 配套電機型號：YBF355L1-8-185KW 380V 電機及葉輪的重量為：電機總重量：2200kg(由甲方提供)葉輪的總重量：543.8kg(由稱重和分析模型計算得到)1.2 材料的力學性能 根據(jù)設(shè)計圖紙，機座結(jié)構(gòu)的材料為：Q235A查文獻1有： 密度：7.85(第1-6頁) 彈性模量： 196206(第1-7頁),取 泊松比： 切變模量： 屈服極限： 對于鋼板厚度為： (第3-12頁) 對于鋼板厚度為： 抗拉強度： 葉片材料：ZL10

4、4 密度：2.7(第1-6頁) 重力加速度：1.3 有限元分析模型1.3.1 分析前的假設(shè)由于機座結(jié)構(gòu)主要通過焊接和螺栓連接組成，沒有相對運動的零部件，因此在建立有限元分析模型之前提出如下假設(shè)。 假設(shè)結(jié)構(gòu)件的焊接是完全可靠的，結(jié)構(gòu)件之間已全焊透，沒有焊接殘余應(yīng)力的存在，在分析時不考慮焊腳高度對結(jié)構(gòu)的影響。 假設(shè)機座結(jié)構(gòu)不存在任何制造或安裝變形，在分析中按圖紙的理想結(jié)構(gòu)進行建模。 假定螺栓連接可靠，不考慮螺栓連接的預(yù)應(yīng)力對結(jié)構(gòu)件的影響。 不考慮工藝孔或不影響結(jié)構(gòu)分析的附件結(jié)構(gòu)(如通風孔的遮蓋)。 不考慮風壓載荷對機座的影響。 假定葉輪是完全平衡包括動平衡和靜平衡。1.3.2 建立分析模型1 結(jié)構(gòu)

5、簡化對稱面施加對稱約束安裝面施加全約束電機安裝位置施加電機和葉輪重量載荷，按面載荷方式，施加面積為電機尺寸XYZ圖1 機座的簡化分析模型根據(jù)對甲方提供圖紙的分析可知，當不考慮電機引出線管結(jié)構(gòu)時，機座結(jié)構(gòu)具有對稱性，而且其載荷即電機和葉輪的自重也是對稱的，因此在分析時暫不考慮電機引出線管結(jié)構(gòu)的影響，這樣可以將機座結(jié)構(gòu)進行簡化，即根據(jù)其對稱性，只要對機座結(jié)構(gòu)的一半建立有限元分析模型即可。簡化后的分析模型如圖1所示2 載荷簡化由于不考慮風壓及其動載荷的影響，在僅考慮自重的情況下，機座的受力載荷有：1、機座本身的自重2、由電機、輪轂和葉片自重所構(gòu)成的載荷，它們各自重量為：電機的重量： (由甲方提供)輪

6、轂的重量： (按圖紙計算)葉片的重量：單個葉片的重量為： (實際稱重)，則總的重量為：電機自重輪轂與葉片的重力圖2 電機及輪轂的受力結(jié)構(gòu)示意圖其受力結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。設(shè)電機的自重位于電機安裝位置的軸心中部，輪轂與葉片的總重量作用在電機軸引出端的中心。將輪轂與葉片的重力向電機自重的作用位置平移，由此將產(chǎn)生一個彎矩和總重力，其中：將總重力作用在電機與機座的接觸面上，并假設(shè)其接觸均勻，則由圖2可知，接觸面的面積A為：則作用在接觸面上的壓力載荷P為：考慮到結(jié)構(gòu)和載荷的簡化，將壓力載荷放大20%，即有：綜上所述，這樣施加到機座用于有限元分析的載荷有3個： 彎矩： 壓力： 機座自身的重力施加的位置如圖

7、1所示。3 約束簡化(1)機座與地面的約束當機座與地面的連接牢固時，可以假設(shè)機座與地面接觸面的自由度完全限制，因此在分析時，將對機座與地面的接觸面進行全約束。(2)機座對稱面的約束由于結(jié)構(gòu)的對稱性，在分析時可以只要分析其中的一半即可，而在對稱面上施加對稱約束。施加約束的具體情況可參考圖1上的說明。1.3.3 建立有限元模型XYZ圖3 機座有限元分析的網(wǎng)格圖由于機座結(jié)構(gòu)是采用薄板通過焊接而成，板的厚度與其長或?qū)挼某叽缦啾纫〉枚?，因此在有限元分析時宜采用殼單元進行分析，根據(jù)殼單元的特性，在建立幾何模型時，可采用其中性面建立。在這里，本人采用了ANSYS軟件中的殼單元SHELL63；由于結(jié)構(gòu)的不規(guī)

8、則性較多，劃分網(wǎng)格時采用自由劃分，設(shè)置單元的長度為0.030單位，共劃分了殼單元33345個，節(jié)點33589個，分析計算運行時間為378.77秒，其網(wǎng)格圖如圖3所示。1.4 計算結(jié)果采用大型通用CAE軟件ANSYS對圖3所示的網(wǎng)格結(jié)構(gòu)進行了分析計算，其計算結(jié)果如下，其中坐標系如圖3所示。1.4.1 變形結(jié)果1、X方向的變形分布云圖在X方向的變形分布如圖4a所示，其中最大的X方向變形發(fā)生在內(nèi)筒體的中部偏下的位置。其中最大的位移為：2、Y方向的變形分布云圖在Y方向的變形分布如圖4b所示，其中最大的Y方向變形發(fā)生在內(nèi)筒體的中部螺栓連接板的位置。其中最大的位移為：，而其它位置 (a) X方向的變形結(jié)果

9、 (b) Y方向變形的結(jié)果 (c) Z方向的變形結(jié)果 (d) 機座的總變形分布圖4 機座變形等值線分布圖的位移主要介于之間 3、Z方向的變形分布云圖Z方向的變形結(jié)果如圖4c所示，其中最大的Z方向變形發(fā)生在電機安裝板的支撐板上，其值為：，其它位置基本上位于 4、總變形分布云圖機座的總變形結(jié)果分布云圖如圖4d所示，其中最大的變形值為，且發(fā)生在電機安裝板的位置。內(nèi)筒體與外筒體相比，其變形要大一些，基本上介于之間。對于外筒體而言，其筒體上部的變形要比筒體下部的變形要大。1.4.2 應(yīng)力結(jié)果1、X方向的應(yīng)力分布云圖如圖5a所示為機座在X方向的應(yīng)力等值線分布云圖，其中最大的X方向拉應(yīng)力和壓應(yīng)力均位于電機安

10、裝板的中心位置附近，最大拉應(yīng)力為：，最大壓應(yīng)力為：，其余位置的應(yīng)力基本介于之間 (a) X方向的應(yīng)力等值線分布云圖 (b) Y方向應(yīng)力等值線分布云圖 (c) 機座Z方向的應(yīng)力等值線分布云圖 (d) Mises應(yīng)力分布的等值線云圖圖5 應(yīng)力等值線分布云圖2、Y方向的應(yīng)力分布云圖如圖5b所示為機座在Y方向的應(yīng)力等值線分布云圖，其中最大的方向應(yīng)力位于電機安裝板與通風孔口的連接處，其值為：，大多數(shù)位置的應(yīng)力位于之間。3、Z方向的應(yīng)力分布云圖如圖5c所示為機座在z方向的應(yīng)力等值線分布云圖，其中最大拉應(yīng)力和壓應(yīng)力均位于電機安裝板上，其最大拉應(yīng)力的值為：；最大壓應(yīng)力的值為：。其它大多數(shù)位置的應(yīng)力值均介于之間

11、。4、Mises應(yīng)力強度分布云圖如圖5d所示為機座的Mises應(yīng)力等值線分布云圖，其中最大應(yīng)力位于電機安裝板上，其值為：。從圖11可以看到，內(nèi)筒體上的應(yīng)力值要大于外筒體上的應(yīng)力值。 5、第一主應(yīng)力分布云圖如圖6a顯示了機座上第一主應(yīng)力的等值線分布云圖，其中第一主應(yīng)力的最大值發(fā)生在電機安裝板上，其值為：，在電機安裝板與內(nèi)筒體相連接的位置，其應(yīng)力也相對較大，而外筒體上的第一主應(yīng)力值要小，其值在之間。6、第二主應(yīng)力分布云圖 (a) 機座第一主應(yīng)力分布云圖 (b) 機座第二主應(yīng)力的分布云圖(c) 機座第三主應(yīng)力的分布云圖圖6 機座上的主應(yīng)力分布云圖如圖6b所示為機座第二主應(yīng)力分布的云圖，其最大的拉應(yīng)力

12、和壓應(yīng)力都位于電機安裝板上，最大拉應(yīng)力的值為：，最大壓應(yīng)力的值為：，其它位置的應(yīng)力值大多數(shù)介于之間。7、第三主應(yīng)力分布云圖如圖6c所示為機座上第三主應(yīng)力的等值線分布云圖，最大應(yīng)力值為壓應(yīng)力，其值為：，其它大多數(shù)位置的應(yīng)力值介于之間。A1A2B1B2D1D2E2E1F2F1G2G1C1C2 （a） （b）圖7 機座上路徑的設(shè)置情況1.4.3 沿指定路徑的應(yīng)力和位移分布為了更好地查看結(jié)構(gòu)上各部分的應(yīng)力分布，了解零件剖面上的受載情況，如圖7所示顯示了機座結(jié)構(gòu)上的路徑設(shè)置，它們分別是： 沿電機安裝板的中心軸線方向即A1A2路徑； 電機安裝板的橫剖面即圖中B1B2路徑； 沿電機支撐板的橫向剖面即圖中的D

13、1D2路徑； 沿內(nèi)筒體中剖面的路徑即G1G2路徑； 沿下通風孔的橫剖面路徑即F1F2路徑； 沿下通風孔的路徑即E1E2。 (a) 應(yīng)力分布 (b) 位移分布圖8 沿路徑A1A2的應(yīng)力和位移分布沿路徑的應(yīng)力和變形結(jié)果如下圖所示。 (a) 應(yīng)力分布 (b) 位移分布圖 11 沿路徑E1E2的應(yīng)力和位移分布 (a) 應(yīng)力分布 (b) 位移分布圖 10 沿路徑D1D2的應(yīng)力和位移分布 (a) 應(yīng)力分布 (b) 位移分布圖 9 沿路徑B1B2的應(yīng)力和位移分布注：圖中縱坐標分別表示應(yīng)力或位移，其單位為：應(yīng)力為；位移為。橫坐標表示沿路徑的距離。圖中各符號的意義說明如下： 表示X方向的應(yīng)力；表示Y方向的應(yīng)力；

14、 表示Z方向的應(yīng)力；表示為Mises應(yīng)力。 表示X方向的位移；表示Y方向的位移； 表示Z方向的位移；表示為總位移。 (a) 應(yīng)力分布 (b) 位移分布圖 12 沿路徑F1F2的應(yīng)力和位移分布 (a) 應(yīng)力分布 (b) 位移分布圖 13 沿路徑G1G2的應(yīng)力和位移分布 1.4.5 分析結(jié)果評判從“1.2 材料的性能中”中已知，材料Q235A的性能為： 屈服極限： 對于鋼板厚度為： (第3-12頁) 對于鋼板厚度為：1強度條件從圖5d可以看到，最大的當量應(yīng)力Mises應(yīng)力值為，且位于電機安裝板上，由于電機安裝板的厚度為，因此取材料的屈服極限為。另外若不考慮應(yīng)力集中，則從圖5d和圖9a中可以看到此時

15、的最大當量Mises應(yīng)力值約為：，則機座結(jié)構(gòu)的應(yīng)力集中系數(shù)為：機座結(jié)構(gòu)的安全系數(shù)為：即機座結(jié)構(gòu)安全。3剛度評判從圖4d和圖13b中可以看到，機座結(jié)構(gòu)在重力載荷下產(chǎn)生的最大位移為：，能夠滿足剛度要求。1.5 機座優(yōu)化從機座結(jié)構(gòu)的初期分析看，在不考慮應(yīng)力集中的影響時，其安全系數(shù)的裕量是很大的，這對于一個僅承受重力載荷，沒有動載荷的結(jié)構(gòu)件來說，其裕量是充足的，并且在前期的分析圖中，也可以看到，無論是變形還是應(yīng)力分布，都是機座結(jié)構(gòu)中的內(nèi)筒體部分所承受的載荷和變形都要大于外筒體部分，因此很有必要對機座結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化分析。1.5.1 優(yōu)化參數(shù)的確定可以從圖4至圖13中看出，無論是結(jié)構(gòu)的變形還是應(yīng)力的分布，內(nèi)

16、筒體上的值都要大于外筒體上的值。這說明機座結(jié)構(gòu)上的最大變形和受力主要由內(nèi)筒體承擔，而外筒體僅就重力載荷而言，其所受的載荷是較小的，因此在確定優(yōu)化參數(shù)時，主要從外筒體考慮。而對于內(nèi)筒體，從前期的有限元分析可知，在考慮應(yīng)力集中影響時，則不滿足強度要求。主要原因是，在分析中已假設(shè)葉輪是完全平衡的包括靜平衡和動平衡都是平衡的，因此在優(yōu)化時將不考慮內(nèi)筒體結(jié)構(gòu)尺寸變化，即內(nèi)筒體結(jié)構(gòu)的尺寸保持不變。另外從前期分析也可以看到，內(nèi)筒體上結(jié)構(gòu)的布置也比較合理，在初步的預(yù)分析計算中，也沒有出現(xiàn)非常不好的結(jié)構(gòu)布置，因此對于結(jié)構(gòu)布置將不進行優(yōu)化。因此從上述的分析中，僅將考慮外筒體上結(jié)構(gòu)的尺寸作為優(yōu)化參數(shù)來完成結(jié)構(gòu)的優(yōu)化

17、。1.5.2 優(yōu)化模型的建立如圖14所示為機座結(jié)構(gòu)的外觀圖，圖上顯示了將要進行優(yōu)化的零部件結(jié)構(gòu)的名稱。由于優(yōu)化的目標是在給定的強度和剛度條件下，使機座結(jié)構(gòu)的重量達到最小。在不改變機座結(jié)構(gòu)情況下，可建立如下的優(yōu)化數(shù)學模型為：圖14 機座的幾何結(jié)構(gòu)示意圖外筒體法蘭縱向連接板縱向加強板加強圈下通風口支板下通風孔支撐板縱向加強板式中：為設(shè)計變量，主要為外筒體結(jié)構(gòu)零件的厚度；為許用應(yīng)力，為許用剛度條件。在對機座結(jié)構(gòu)進行多次預(yù)分析計算并通過比較后，確定外筒體上各零件的厚度為： 外筒體及加強圈的厚度由8mm改為6mm; 外筒體上法蘭的厚度由18mm改為14mm； 法蘭側(cè)的縱向加強板的厚度由12mm改為8mm

18、; 外筒體上縱向連接板的厚度由18mm改為14mm; 加強圈及筒體法蘭的外徑由2710改為2600mm; 下通風口支板與支撐板的厚度由18mm改為14mm;1.5.3 優(yōu)化分析的結(jié)果建立的有限元分析模型及網(wǎng)格模型可參考圖1、圖3，對其進行有限元分析后，其分析結(jié)果如下圖所示。1、優(yōu)化前，機座結(jié)構(gòu)的總重量為4829kg；優(yōu)化后，機座結(jié)構(gòu)的總重量為3604kg，下降了總重量的25.4%。2、優(yōu)化后，機座結(jié)構(gòu)Mises的應(yīng)力等值線分布云圖如圖15a所示，其中最大的Mises應(yīng)力位于電機安裝板上，其值為：。3、優(yōu)化后，沿圖7中所示的A1A2、B1B2、C1C2路徑的變形和應(yīng)力分布結(jié)果如圖16、圖17和圖

19、18所示，其中從圖17a中可以看到，在考慮應(yīng)力集中時，路徑上的最大Mises應(yīng)力為：，若不考慮應(yīng)力集中，取其平均值，則最大Mises應(yīng)力值為：。對于變形位移來說，從圖24至26中可以看到，與優(yōu)化前的結(jié)果變化不大。 (a)Mises應(yīng)力等值線分布圖 (b)總變形等值線分布圖圖15 優(yōu)化后機座的Mises和總變形等值線分布云圖4、優(yōu)化后，機座結(jié)構(gòu)的總變形等值線分布云圖如圖15b所示，其中最大變形的位置與優(yōu)化前相比，沒有變化，其最大位移值為： (a) 應(yīng)力分布圖 (b) 位移分布圖圖 16 優(yōu)化后沿路徑A1A2的應(yīng)力和位移分布圖1.5.4 優(yōu)化結(jié)果評判1、強度評判從圖15和圖18a中可以看到，優(yōu)化后

20、機座結(jié)構(gòu)中最大的當量應(yīng)力為：考慮應(yīng)力集中在內(nèi)有：不考慮應(yīng)力集中則為：由于機座結(jié)構(gòu)所取材料為Q235，參考文獻2第129頁有，對于靜載狀態(tài)，其安全系數(shù)可取1.22.2。機座結(jié)構(gòu)的應(yīng)力集中系數(shù)為： (a) 應(yīng)力分布圖 (b) 位移分布圖圖 18 優(yōu)化后沿路徑C2C1的應(yīng)力和位移分布圖 (a) 應(yīng)力分布圖 (b) 位移分布圖圖 17 優(yōu)化后沿路徑B1B2的應(yīng)力和位移分布圖機座結(jié)構(gòu)的安全系數(shù)為：所以所采用結(jié)構(gòu)能夠滿足強度要求。2、剛度條件從圖15b中可以看到，優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的最大變形位移為：，與優(yōu)化前的結(jié)果相比，其值變化不大，可以滿足剛度要求。綜上所述，對機座結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改進是可行的。第二部分 輪轂的有限元

21、分析與優(yōu)化2.1 輪轂分析的已知條件根據(jù)合同內(nèi)容，甲方提供的已知條件有： 圖紙有：葉輪組1張（2號圖紙）、輪轂1張（2號圖紙）、葉片1張（3號圖紙）和卡環(huán)1張（4號圖紙），具體見附件2、附件3、附件4和附件5(原圖的復(fù)印件)。 輪轂安裝在電機軸上，電機又固定在機座上，機座的工作環(huán)境為： 工作溫度：常溫。 工作環(huán)境：煤礦通風，并安裝在地面上。 配套電機型號：YBF355L1-8-185KW 380V。 單個葉片的重量為：13.5kg（由實物稱重確定）。 電機的轉(zhuǎn)速分別為：1450r/min、1000r/min、750r/min。2.2 材料的力學性能由甲方給定的設(shè)計圖紙可知，輪轂的材料為：Q23

22、5A；葉片的材料為：ZL104；卡環(huán)的材料為：45號鋼。查文獻1知，所用材料的力學性能分別為：1、Q235A材料的力學性能 密度：7.85(第1-6頁) 彈性模量： 196206(第1-7頁),取 泊松比： 切變模量： 屈服極限： 對于鋼板厚度為： (第3-12頁) 對于鋼板厚度為： 抗拉強度：2、ZL104材料的力學性能ZL104為鋁硅合金，其合金牌號為：ZAlSi9Mg 密度：2.7(文獻1第1-6頁) 彈性模量：70(文獻1第1-7頁) 泊松比： 切變模量： 抗拉強度：（見文獻3第230頁）3、45號鋼的力學性能 密度：7.85(第1-6頁) 彈性模量： 196206(第1-7頁),取

23、泊松比： 切變模量： 屈服極限： 鋼材尺尺寸為：(第3-12頁) 抗拉強度：4、重力加速度：2.3 有限元分析模型輪轂結(jié)構(gòu)主要由板材焊接而成，葉片通過卡環(huán)卡在葉柄座上，葉片與葉柄座之間沒有相互固定，在電機旋轉(zhuǎn)時，葉片的離心力由卡環(huán)傳遞到葉柄座上，再由葉柄座傳到輪轂上；輪轂與軸盤通過鉚接，按圓周均布有8個鉚釘，軸盤再與電機軸相接。2.3.1 分析前的假設(shè)在進行有限元分析之前，建立如下假設(shè)： 假設(shè)輪轂結(jié)構(gòu)的焊接是完全可靠的，結(jié)構(gòu)件之間已全焊透，沒有焊接殘余應(yīng)力的存在，在分析時不考慮焊腳高度對結(jié)構(gòu)的影響。 假設(shè)輪轂結(jié)構(gòu)不存在任何制造或安裝變形，在分析中按圖紙的理想結(jié)構(gòu)進行建模。 假定鉚釘連接可靠，不

24、考慮鉚釘連接的預(yù)應(yīng)力對結(jié)構(gòu)件的影響。 不考慮風壓載荷對輪轂和葉片的影響。 假設(shè)葉輪組結(jié)構(gòu)是完全平衡包括動平衡和靜平衡。 不考慮輪轂及葉片本身的重量對結(jié)構(gòu)的影響。 卡環(huán)與葉片之間，卡環(huán)與葉柄座之間為全接觸。2.3.2 建立分析模型1、輪轂結(jié)構(gòu)簡化根據(jù)給定的圖紙可知，在輪轂的外圓周上均勻地分布著16個葉片，再加輪轂本身結(jié)構(gòu)為軸對稱結(jié)構(gòu)，因此該結(jié)構(gòu)具有軸對稱性。由于不考慮輪轂及葉片的重力影響，只考慮動載荷即輪轂和葉片的慣性載荷影響，當輪轂隨電機旋轉(zhuǎn)時，該載荷也具有軸對稱特性。因此該分析模型為軸對稱問題，在建立有限元模型之前，可以先將輪轂結(jié)構(gòu)按其結(jié)構(gòu)和載荷的對稱性進行簡化，即將輪轂按圓周分成16等份，

25、在分析時僅分析計算其中一個等份即可。另外根據(jù)上述的假設(shè)，如果輪轂與軸盤之間的鉚接可靠，則在分析時，可假設(shè)它們之間是一個整體，因此在建立模型時，可以作為一個零件看待，而不必要將它們分開。對稱約束對稱約束Z方向約束施加關(guān)鍵點上圖19 輪轂組結(jié)構(gòu)簡化示意圖簡化后的模型如圖19所示。2、約束簡化在幾何模型分析時，已確定輪轂結(jié)構(gòu)為軸對稱模型，在分析時只要分析計算其中的16分之一部分即可，因此其約束也要根據(jù)對稱模型的性質(zhì)進行施加，如圖19已顯示了約束的施加，即在簡化后的輪轂結(jié)構(gòu)的兩個側(cè)面施加對稱約束，而在軸盤下端的一個角點上施加一個Z方向的約束，這樣有限元分析幾何模型上的約束得到了全部限制。3、載荷分析由

26、文獻1第I-94頁有，在已知轉(zhuǎn)速時，輪轂的角速度為：則離心慣性力的計算式為：250mm質(zhì)心位置圖 20 葉片的結(jié)構(gòu)示意圖式中：為單個葉片的質(zhì)量；為葉片質(zhì)心到圓心的半徑。648mm250mm99mmZXY受力面 如圖20所示為葉片的結(jié)構(gòu)示意圖，通過對葉片的實物進行測繪，然后利用測繪數(shù)據(jù)建立其三維CAD模型，對三維CAD模型進行計算可知，葉片的質(zhì)心位置如圖20所示。圖 21 葉輪組結(jié)構(gòu)受力示意圖如圖21所示為輪轂結(jié)構(gòu)承受葉片慣性力的受力示意圖。從圖中可以計算出葉片質(zhì)心位置到輪轂圓心的半徑為：將其代入到慣性力計算公式中，有：將沿徑向平移到“受力面”（如圖21所示）上，且受力面的面積為：這樣“受力面”

27、上承受的拉力為：考慮到計算的簡化，將上述計算出來的載荷擴大10%作為最終載荷施加在受力面上，因此有：通過上述載荷簡化，這樣作用在輪轂?zāi)Ｐ蜕系妮d荷有2個： “受力面”即葉柄上的拉力 輪轂組結(jié)構(gòu)本身在旋轉(zhuǎn)時的慣性載荷。2.3.3 建立有限元分析模型根據(jù)上述結(jié)構(gòu)、約束和載荷的簡化，建立如圖22所示的網(wǎng)格模型，其中采用了ANSYS軟件中的10節(jié)點四面體實體單元SOLID92，單元邊長度設(shè)置為10mm，通過自由劃分方式，共生成了28580個單元和49532個節(jié)點，運行時間為296秒。圖22 輪轂有限元分析的網(wǎng)格模型2.4 計算結(jié)果在采用大型通用CAE軟件ANSYS對上述模型進行分析計算后，得到的結(jié)果如下

28、所示。2.4.1 變形結(jié)果1、X方向的變形如圖23所示為輪轂結(jié)構(gòu)在X方向變形的等值線分布云圖，其中最大的變形位于葉片柄、卡環(huán)及葉柄座上，其值為：2、Y方向的變形如圖24所示為輪轂結(jié)構(gòu)在Y方向變形的等值線分布云圖，其中最大的變形值為：3、Z方向的變形如圖25所示為輪轂結(jié)構(gòu)在Z方向變形的等值線分布云圖，其中最大的變形值為： (a) n=1450 (b) n=1000 (c) n=750圖23 輪轂在X方向的變形圖 24 輪轂在Y方向上的變形4、總變形如圖26所示為輪轂結(jié)構(gòu)總變形的等值線分布云圖，其中最大的變形值為： (a) n=1450 (a) n=1450 (b) n=1000 (b) n=10

29、00 (c) n=750 (c) n=750圖25 輪轂在Z方向的變形 圖26 輪轂的總變形2.4.2 應(yīng)力結(jié)果1、X方向的應(yīng)力如圖27所示為輪轂結(jié)構(gòu)在X方向的應(yīng)力等值線分布云圖，其中輪轂上最大的應(yīng)力值為：輪轂幅板上的應(yīng)力值介于：2、Y方向的應(yīng)力如圖28所示為輪轂結(jié)構(gòu)在Y方向的應(yīng)力等值線分布云圖，其中最大的應(yīng)力值為：輪轂幅板上的應(yīng)力值介于：3、Z方向的應(yīng)力如圖29所示為輪轂結(jié)構(gòu)在Z方向的應(yīng)力等值線分布云圖，其中最大的應(yīng)力值為：輪轂幅板上的應(yīng)力值介于：4、Mises 的應(yīng)力如圖30所示為輪轂結(jié)構(gòu)Mises應(yīng)力等值線分布云圖，其中最大的應(yīng)力值為：輪轂幅板上的應(yīng)力值介于： (a) n=1450 (a

30、) n=1450 (b) n=1000 (b) n=1000 (c) n=750 (c) n=750圖27 輪轂在X方向的應(yīng)力分布 圖28 輪轂在Y方向的應(yīng)力分布 (a) n=1450 (a) n=1450 (b) n=1000 (b) n=1000 (c) n=750 (c) n=750圖29 輪轂在Z方向的應(yīng)力分布 圖30 輪轂Mises當量應(yīng)力分布5、第一主應(yīng)力如圖31所示為輪轂結(jié)構(gòu)上第一主應(yīng)力的等值線分布云圖，其中最大的應(yīng)力值為： (a) n=1450 (a) n=1450 (b) n=1000 (b) n=1000 (c) n=750 (c) n=750圖31 輪轂上第一主應(yīng)力分布

31、圖32 輪轂上第二主應(yīng)力分布輪轂幅板上的應(yīng)力值介于：6、第二主應(yīng)力如圖32所示為輪轂結(jié)構(gòu)上第二主應(yīng)力的等值線分布云圖，其中最大的應(yīng)力值為：輪轂幅板上的應(yīng)力值介于： (a) n=1450 (b) n=1000(c) n=750 圖33 輪轂上第三主應(yīng)力分布7、第三主應(yīng)力如圖33所示為輪轂結(jié)構(gòu)上第三主應(yīng)力的等值線分布云圖，其中最大的應(yīng)力為壓應(yīng)力，其值為：輪轂幅板上的應(yīng)力值介于：2.4.3 路徑結(jié)果圖 34 輪轂上路徑的設(shè)置示意圖如圖34顯示了輪轂結(jié)構(gòu)的路徑設(shè)置情況，通過將分析結(jié)果映射到路徑上，得到的沿路徑的應(yīng)力和變形分布如下所示，圖中符號的說明可見機座分析。A1A2B1B2C1C2D1D2E1E2

32、1、A1A2路徑如圖35所示為路徑A1A2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當量應(yīng)力和總變形分別為： (a) n=1450 (b) n=1000 (c) n=750（A）應(yīng)力分布 （B）變形分布圖35 沿A1A2路徑上的應(yīng)力和變形分布圖2、B1B2路徑如圖36所示為路徑B1B2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當量應(yīng)力和總變形分別為： (a) n=1450 (b) n=1000 (c) n=750(A) 應(yīng)力分布 (B) 變形分布圖36 路徑B1B2上的應(yīng)力和變形分布圖3、C1C2路徑如圖37所示為路徑C1C2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當量應(yīng)力和總變形分別為： (a) n=1450 (b)

33、n=1000 (c) n=750(A) 應(yīng)力分布 (B) 變形分布圖37 沿路徑C1C2的應(yīng)力和變形分布圖4 D1D2路徑如圖38所示為路徑D1D2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當量應(yīng)力和總變形分別為： (a) n=1450 (b) n=1000 (c) n=750(A) 應(yīng)力分布 (B) 變形分布圖38 沿路徑D1D2的應(yīng)力和變形分布圖5 E1E2路徑如圖39所示為路徑E1E2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當量應(yīng)力和總變形分別為： (a) n=1450 (b) n=1000 (c) n=750(A) 應(yīng)力分布 (B) 變形分布圖39 沿路徑E1E2的應(yīng)力分布和變形分布2.4.4 結(jié)果分析

34、1、輪轂轉(zhuǎn)速為n=1450rpm（1） 強度分析從圖30a中可以看到，考慮應(yīng)力集中時，其最大當量Mises應(yīng)力位于輪轂幅板與葉柄座相連接處。且其值為：很顯然這個應(yīng)力值已超出了輪轂幅板和葉柄座材料的抗拉強度（Q235A材料的最大抗拉強度）的4倍多，是屈服極限（對于Q235A材料而言）9倍多，若按這個當量值進行校核，輪轂結(jié)構(gòu)的強度遠遠達不到，但考慮到應(yīng)力集中具有局部性，可以不按應(yīng)力集中的應(yīng)力值進行校核。從圖30a中也可以看到除應(yīng)力集中的位置外，設(shè)置了沿路徑的應(yīng)力分布，從圖35至圖39中，可以看到其中圖37和圖38即沿路徑C1C2和D1D2中，其當量應(yīng)力值最大，即有： (a) Mises應(yīng)力分布 (

35、b) 總變形分布圖 40 輪轂整體結(jié)構(gòu)上的Mises和變形分布云圖該位置位于輪轂幅板開孔處且偏于開孔內(nèi)側(cè)，該位置的應(yīng)力值最大也可以從圖40a中得到證實。圖40a為輪轂轉(zhuǎn)速為1450rpm時，其當量Mises應(yīng)力在輪轂整體結(jié)構(gòu)上的分布情況。由于輪轂幅板厚為18mm，其屈服極限取。這時安全系數(shù)為：因此此輪轂結(jié)構(gòu)不可行，需要作修改。另外，輪轂幅板上其它位置的最大當量應(yīng)力從圖30、圖35a、圖39a中可以看到，大約為：并且越往圓中心，其值越小，如在圖35a、圖39a中顯示為，若取材料屈服極限為，則其安全系數(shù)為：若取，則其安全系數(shù)為：即是安全的。也就是說在輪轂結(jié)構(gòu)中，輪轂幅板上的大多數(shù)是處于安全，有些位

36、置甚至還有很大的富裕量，而其結(jié)構(gòu)僅在開孔處的強度不夠，需要調(diào)整。（2）剛度條件從圖26a可以看到，輪轂結(jié)構(gòu)的最大變形量為：其位置處于葉柄、卡環(huán)和葉柄座上，也可從圖40b輪轂整體結(jié)構(gòu)的總變形分布云圖中得到證實。2、輪轂轉(zhuǎn)速為n=1000rpm從圖30b中，可以得到考慮應(yīng)力集中時，其最大當量Mises應(yīng)力為：也遠遠地大于材料的抗拉強度，但因其具有局部效應(yīng)，可不作為強度校核的依據(jù)。從圖35到圖39可以看到，在C1C2或D1D2路徑中，其最大當量Mises應(yīng)力值為：該位置處于輪轂幅板開孔處，且在內(nèi)側(cè)。取材料的屈服極限為，因此其安全系數(shù)為：因此此輪轂結(jié)構(gòu)不可行，需要作修改。另外，輪轂幅板上偏離開孔處的當

37、量應(yīng)力值可從圖30b，或圖35b、圖39b中可以得到，其當量應(yīng)力值大約為：，越向圓心延伸，其值越小，因此若取材料的屈服極限為：，則有安全系數(shù)為：即輪轂幅板上的大多數(shù)地方是安全的，僅在開孔處需要改善。（2）剛度條件從圖26b可以看到，輪轂結(jié)構(gòu)的最大變形量為：其位置處于葉柄、卡環(huán)和葉柄座上，也可從圖40輪轂整體結(jié)構(gòu)的總變形分布云圖中得到證實。3、輪轂轉(zhuǎn)速為n=750rpm（1）強度條件當輪轂轉(zhuǎn)速為750rpm時，從圖30c中可以得到，考慮應(yīng)力集中系數(shù)時，最大當量Mises應(yīng)力為：，已超過了材料的抗拉強度1倍多?？紤]到其局部性，不能將它作為強度校核的依據(jù)。從圖30c或圖35c、圖39c中，可以得到，

38、輪轂幅板上的最大當量應(yīng)力大約為：，且位于輪轂幅板上的開孔內(nèi)側(cè)；若取材料的屈服極限為，則其安全系數(shù)為：因此為安全，并且其輪轂幅板的厚度約有裕量，可以降低其厚度。越靠近圓心，其富裕量更大。 （2）剛度條件從圖26c可以看到，輪轂結(jié)構(gòu)的最大變形量為：其位置處于葉柄、卡環(huán)和葉柄座上，也可從圖40輪轂整體結(jié)構(gòu)的總變形分布云圖中得到證實。2.4.5 分析結(jié)論從上述分析可知，可得到下列結(jié)論： 對于輪轂轉(zhuǎn)速為1450rpm時，輪轂結(jié)構(gòu)強度不安全，需要調(diào)整。 對于輪轂轉(zhuǎn)速為1000rpm時，輪轂結(jié)構(gòu)強度不安全，需要調(diào)整。 對于輪轂轉(zhuǎn)速為750rpm時，輪轂結(jié)構(gòu)強度安全，并有裕量。2.5 輪轂優(yōu)化從輪轂結(jié)構(gòu)的初步

39、有限元分析來看，其結(jié)構(gòu)對于輪轂轉(zhuǎn)速比較大時，出現(xiàn)了強度不足，而對于轉(zhuǎn)速為n=750rpm時，其結(jié)構(gòu)又有裕量，因此下面將根據(jù)輪轂轉(zhuǎn)速的情況對輪轂結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化與調(diào)整。另外，通過與甲方聯(lián)系，由于輪轂在轉(zhuǎn)速為1450時沒有使用，因此不對其進行優(yōu)化分析，下面僅對輪轂轉(zhuǎn)速在n=1000rpm和n=750rpm時，對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化分析。2.5.1 輪轂轉(zhuǎn)速在1000rpm1、優(yōu)化參數(shù)及模型確定從前面的分析可知，當轉(zhuǎn)速為1000rpm時，輪轂幅板開孔處的結(jié)構(gòu)強度不足，葉柄座與輪轂幅板相接處的應(yīng)力集中較嚴重，而輪轂幅板靠近圓心位置的強度又有裕量，因此從減少應(yīng)力集中和增強開孔附近的強度出發(fā)，在經(jīng)過多次優(yōu)化分析的基

40、礎(chǔ)上，對輪轂結(jié)構(gòu)進行下列調(diào)整： 減少軸盤的外半徑，從224減少到180； 減少輪轂幅板的厚度，從18mm降到15mm； 在輪轂幅板開孔處的兩面各增加1塊薄板，其厚度為6mm。 軸盤伸出端且與輪轂幅板相鉚接的板厚從24mm降到16mm。 將輪轂幅板上開孔處的圓弧半徑從R35增大到R70，將葉片柄端的倒角半徑從R7增大到R25。 減少整流安裝環(huán)的厚度從10mm降到8mm。 將葉柄座及卡環(huán)的外徑從139減少到131圖41 輪轂結(jié)構(gòu)優(yōu)化模型的尺寸變化說明如下圖41所示說明。優(yōu)化的目標是在滿足給定條件下的強度和剛度條件，使輪轂結(jié)構(gòu)的重量降低到最小，因此在對輪轂結(jié)構(gòu)進行上述調(diào)整后，所建立的幾何模型與有限元

41、網(wǎng)格模型如圖42所示。其載荷和約束模型與輪轂有限元分析相同，可參考圖19和圖21，在完成有限元分析后，得到的結(jié)果如下。A1C1E2E1A2D1D2C2 (a)幾何模型 (b)網(wǎng)格模型圖42 輪轂優(yōu)化時的幾何模型和網(wǎng)格模型2、優(yōu)化分析的結(jié)果得到的優(yōu)化結(jié)果如下：（1）輪轂結(jié)構(gòu)重量的變化即由優(yōu)化前分析模型的重量475.3Kg降低到優(yōu)化后的重量為411.1kg，降低幅度為：13.5%。（2）強度條件 (a) Mises應(yīng)力分布 (b) 總變形分布圖43 輪轂優(yōu)化后的Mises應(yīng)力和總變形分布圖如圖43所示為優(yōu)化后輪轂結(jié)構(gòu)Mises當量應(yīng)力和總變形的等值線分布云圖。如圖44、圖45、圖46和圖47所示分

42、別顯示了沿路徑A1A2、C1C2、D1D2和E1E2的應(yīng)力和變形分布圖。其中從圖43a中可以看到，最大Mises當量應(yīng)力為：。而從圖44至圖47通過比較Mises應(yīng)力的大小，可以從圖46a中得到在輪轂幅板上沿路徑D1D2上的最大Mises當量應(yīng)力為：若取材料的屈服極限為，則其應(yīng)力集中系數(shù)為：則其安全系數(shù)為： (a) Mises應(yīng)力分布云圖 (b)變形分布圖圖44 沿路徑A1A2的應(yīng)力和變形分布 (a)Mises應(yīng)力分布圖 (b) 變形分布圖圖45 沿路徑C1C2的Mises應(yīng)力和變形分布圖 (a)Mises應(yīng)力分布圖 (b) 變形分布圖圖46 沿路徑D1D2的Mises應(yīng)力和變形分布圖該安全數(shù)

43、接近于2，可認為是安全的。 (a)Mises應(yīng)力分布 (b) 變形分布圖47 沿路徑E1E2的應(yīng)力和變形分布而從圖43a中也可以發(fā)現(xiàn)在輪轂幅板與軸盤相接觸的地方，其Mises當量應(yīng)力值為：，這說明在該拐角處也存在一定的應(yīng)力集中，且其應(yīng)力集中系數(shù)為：（3）剛度條件如圖43b顯示了輪轂總變形的分布云圖，其中最大的總形量為：而從圖44b至圖47b所示，顯示輪轂結(jié)構(gòu)上沿路徑A1A2、C1C2、D1D2和E1E2上的變形量分布，在其路徑顯示的最大變形量基本相當，為： (a) Mises應(yīng)力等值線分布云圖 (b) 總變形等值線分布云圖圖 48 輪轂整體結(jié)構(gòu)上的Mises應(yīng)力和總變形等值線分布云圖3、優(yōu)化結(jié)果評判通過上述分析可得到下列結(jié)論： 輪轂結(jié)構(gòu)在進行尺寸調(diào)整后，其強度和剛度條件得到改善，并滿足給定的強度和剛度條件。 輪轂結(jié)構(gòu)尺寸調(diào)整后，Mises應(yīng)力和總變形的整體分布如圖48所示。2.5.2 輪轂