有限元分析報告書

軸流式通風(fēng)機(jī)葉輪與機(jī)座有限元分析分析與優(yōu)化報告書目錄第一部分機(jī)座的有限元分析與優(yōu)化------------------------------------41.1機(jī)座分析的已知條件------------------------------------------41.2材料的力學(xué)性能-----------------------------------------------41.3有限元分析模型-----------------------------------------------4分析前的假設(shè)-----------------------------------------4建立分析模型-----------------------------------------5建立有限元分析模型----------------------------------71.4計算結(jié)果------------------------------------------------------7變形結(jié)果-----------------------------------------------7應(yīng)力結(jié)果-----------------------------------------------8路徑結(jié)果-----------------------------------------------11分析結(jié)果評判------------------------------------------131.5機(jī)座優(yōu)化------------------------------------------------------14優(yōu)化參數(shù)的確定---------------------------------------14優(yōu)化模型的建立---------------------------------------15優(yōu)化分析的結(jié)果---------------------------------------16優(yōu)化結(jié)果評判-----------------------------------------17其次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(xué)性能------------------------------------------------182.3有限元分析模型------------------------------------------------19分析前的假設(shè)------------------------------------------19建立分析模型------------------------------------------20建立有限元分析模型-----------------------------------222.4計算結(jié)果-------------------------------------------------------22變形結(jié)果------------------------------------------------22應(yīng)力結(jié)果------------------------------------------------25路徑結(jié)果------------------------------------------------30結(jié)果分析------------------------------------------------362.5輪轂優(yōu)化-----------------------------------------------------38輪轂轉(zhuǎn)速在n=1000rpm--------------------------------38輪轂轉(zhuǎn)速在n=750rpm---------------------------------43參考文獻(xiàn)----------------------------------------------------------------46

第一部分機(jī)座的有限元分析與優(yōu)化1.1機(jī)座分析的已知條件依據(jù)合同內(nèi)容，甲方供應(yīng)的已知條件有：①機(jī)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)。②機(jī)座的工作環(huán)境條件：工作溫度：常溫工作環(huán)境：煤礦通風(fēng)，并安裝在地面上。③配套電機(jī)型號：YBF355L1-8-185④電機(jī)及葉輪的重量為：電機(jī)總重量：2200kg(由甲方供應(yīng))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(xué)性能①依據(jù)設(shè)計圖紙，機(jī)座結(jié)構(gòu)的材料為：Q235A查文獻(xiàn)[1]有：密度：7.85(第1-6頁)彈性模量：196～206(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(qiáng)度：②葉片材料：ZL104密度：2.7(第1-6頁)重力加速度：1.3有限元分析模型分析前的假設(shè)由于機(jī)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)。①假設(shè)結(jié)構(gòu)件的焊接是完全牢靠的，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。②假設(shè)機(jī)座結(jié)構(gòu)不存在任何制造或安裝變形，在分析中按圖紙的志向結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模。③假定螺栓連接牢靠，不考慮螺栓連接的預(yù)應(yīng)力對結(jié)構(gòu)件的影響。④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(fēng)孔的遮蓋)。⑤不考慮風(fēng)壓載荷對機(jī)座的影響。⑥假定葉輪是完全平衡包括動平衡和靜平衡。建立分析模型1結(jié)構(gòu)簡化對稱面施加對稱約束安裝面施加全約束電機(jī)安裝位置施加電機(jī)和葉輪重量載荷，按面載荷方式，施加面積為電機(jī)尺寸XYZ圖1機(jī)座的簡化分析模型依據(jù)對稱面施加對稱約束安裝面施加全約束電機(jī)安裝位置施加電機(jī)和葉輪重量載荷，按面載荷方式，施加面積為電機(jī)尺寸XYZ圖1機(jī)座的簡化分析模型2載荷簡化由于不考慮風(fēng)壓及其動載荷的影響，在僅考慮自重的狀況下，機(jī)座的受力載荷有：1、機(jī)座本身的自重2、由電機(jī)、輪轂和葉片自重所構(gòu)成的載荷，它們各自重量為：①電機(jī)的重量：(由甲方供應(yīng))②輪轂的重量：(按圖紙計算)③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(jī)自重輪轂與葉片的重力圖2電機(jī)及輪轂的受力結(jié)構(gòu)示意圖電機(jī)自重輪轂與葉片的重力圖2電機(jī)及輪轂的受力結(jié)構(gòu)示意圖設(shè)電機(jī)的自重位于電機(jī)安裝位置的軸心中部，輪轂與葉片的總重量作用在電機(jī)軸引出端的中心。將輪轂與葉片的重力向電機(jī)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(jī)與機(jī)座的接觸面上，并假設(shè)其接觸勻稱，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(jī)座用于有限元分析的載荷有3個：①彎矩：②壓力：③機(jī)座自身的重力施加的位置如圖1所示。3約束簡化(1)機(jī)座與地面的約束當(dāng)機(jī)座與地面的連接堅固時，可以假設(shè)機(jī)座與地面接觸面的自由度完全限制，因此在分析時，將對機(jī)座與地面的接觸面進(jìn)行全約束。(2)機(jī)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。施加約束的詳細(xì)狀況可參考圖1上的說明。建立有限元模型XYZ圖3機(jī)座有限元分析的網(wǎng)格圖XYZ圖3機(jī)座有限元分析的網(wǎng)格圖1.4計算結(jié)果采納大型通用CAE軟件ANSYS對圖3所示的網(wǎng)格結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析計算，其計算結(jié)果如下，其中坐標(biāo)系如圖3所示。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(b)Y方向變形的結(jié)果(c)Z方向的變形結(jié)果(d)機(jī)座的總變形分布(a)X方向的變形結(jié)果(b)Y方向變形的結(jié)果(c)Z方向的變形結(jié)果(d)機(jī)座的總變形分布圖4機(jī)座變形等值線分布圖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(jī)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(jī)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(jī)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。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(jī)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(jī)安裝板的中心位置旁邊，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(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(jī)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)力等值線分布云圖如圖5b所示為機(jī)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(jī)安裝板與通風(fēng)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(jī)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(jī)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。4、Mises應(yīng)力強(qiáng)度分布云圖如圖5d所示為機(jī)座的Mises應(yīng)力等值線分布云圖，其中最大應(yīng)力位于電機(jī)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(jī)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(jī)安裝板上，其值為：，在電機(jī)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、其次主應(yīng)力分布云圖(a)機(jī)座第一主應(yīng)力分布云圖(b)機(jī)座其次主應(yīng)力的分布云圖(c)機(jī)座第三主應(yīng)力的分布云圖圖6機(jī)座上的主應(yīng)力分布云圖如圖6b所示為機(jī)座其次主應(yīng)力分布的云圖，其最大的拉應(yīng)力和壓應(yīng)力都位于電機(jī)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～(a)機(jī)座第一主應(yīng)力分布云圖(b)機(jī)座其次主應(yīng)力的分布云圖(c)機(jī)座第三主應(yīng)力的分布云圖圖6機(jī)座上的主應(yīng)力分布云圖7、第三主應(yīng)力分布云圖如圖6c所示為機(jī)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。A1A2A1A2B1B2D1D2E2E1F2F1G2G1C1C2（a）（b）圖7機(jī)座上路徑的設(shè)置狀況沿指定路徑的應(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狀況，如圖7所示顯示了機(jī)座結(jié)構(gòu)上的路徑設(shè)置，它們分別是：①沿電機(jī)安裝板的中心軸線方向即A1—A2路徑；②電機(jī)安裝板的橫剖面即圖中B1—B2路徑；③沿電機(jī)支撐板的橫向剖面即圖中的D1—D2路徑；④沿內(nèi)筒體中剖面的路徑即G1—G2路徑；⑤沿下通風(fēng)孔的橫剖面路徑即F1—F2路徑；⑥沿下通風(fēng)孔的路徑即E1—E2。(a)應(yīng)力分布(b)位移分布(a)應(yīng)力分布(b)位移分布圖8沿路徑A1—A2的應(yīng)力和位移分布(a)應(yīng)力分布(b)位移分布圖11沿路徑E1—E2的應(yīng)力和位移分布(a)應(yīng)力分布(b)位移分布圖11沿路徑E1—E2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D1—D2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B1—B2的應(yīng)力和位移分布——表示X方向的應(yīng)力；——表示Y方向的應(yīng)力；——表示Z方向的應(yīng)力；——表示為Mises應(yīng)力?！硎綳方向的位移；——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F1(a)應(yīng)力分布(b)位移分布圖12沿路徑F1—F2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G1—G2的應(yīng)力和位移分布分析結(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(qiáng)度條件從圖5d可以看到，最大的當(dāng)量應(yīng)力Mises應(yīng)力值為，且位于電機(jī)安裝板上，由于電機(jī)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中可以看到此時的最大當(dāng)量Mises應(yīng)力值約為：，則機(jī)座結(jié)構(gòu)的應(yīng)力集中系數(shù)為：機(jī)座結(jié)構(gòu)的平安系數(shù)為：即機(jī)座結(jié)構(gòu)平安。3．剛度評判從圖4d和圖13b中可以看到，機(jī)座結(jié)構(gòu)在重力載荷下產(chǎn)生的最大位移為：，能夠滿意剛度要求。1.5機(jī)座優(yōu)化從機(jī)座結(jié)構(gòu)的初期分析看，在不考慮應(yīng)力集中的影響時，其平安系數(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，其裕量是足夠的，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(jī)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(jī)座結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化分析。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)筒體上的值都要大于外筒體上的值。這說明機(jī)座結(jié)構(gòu)上的最大變形和受力主要由內(nèi)筒體擔(dān)當(dāng)，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，則不滿意強(qiáng)度要求。主要緣由是，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)尺寸變更，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)特別不好的結(jié)構(gòu)布置，因此對于結(jié)構(gòu)布置將不進(jìn)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。優(yōu)化模型的建立如圖14所示為機(jī)座結(jié)構(gòu)的外觀圖，圖上顯示了將要進(jìn)行優(yōu)化的零部件結(jié)構(gòu)的名稱。由于優(yōu)化的目標(biāo)是在給定的強(qiáng)度和剛度條件下，使機(jī)座結(jié)構(gòu)的重量達(dá)到最小。在不變更機(jī)座結(jié)構(gòu)狀況下，可建立如下的優(yōu)化數(shù)學(xué)模型為：圖14機(jī)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(qiáng)板加強(qiáng)圈下通風(fēng)口支板下通風(fēng)孔支撐板縱向加強(qiáng)板圖14機(jī)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(qiáng)板加強(qiáng)圈下通風(fēng)口支板下通風(fēng)孔支撐板縱向加強(qiáng)板在對機(jī)座結(jié)構(gòu)進(jìn)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：①外筒體及加強(qiáng)圈的厚度由8mm改為6mm;②外筒體上法蘭的厚度由18mm改為14mm；③法蘭側(cè)的縱向加強(qiáng)板的厚度由12mm改為8mm;④外筒體上縱向連接板的厚度由18mm改為14mm;⑤加強(qiáng)圈及筒體法蘭的外徑由Ф2710改為Ф2600mm;⑥下通風(fēng)口支板與支撐板的厚度由18mm改為14mm;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(jìn)行有限元分析后，其分析結(jié)果如下圖所示。1、優(yōu)化前，機(jī)座結(jié)構(gòu)的總重量為4829kg；優(yōu)化后，機(jī)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(jī)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(jī)安裝板上，其值為：。3、優(yōu)化后，沿圖7中所示的A1—A2、B1—B2、C1—C2路徑的變形和應(yīng)力分布結(jié)果如圖16、圖17和圖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)果變更不大。(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(jī)座的Mises和總變形等值線分布云圖(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(jī)座的Mises和總變形等值線分布云圖(a)應(yīng)力分布圖(b)位移分布圖(a)應(yīng)力分布圖(b)位移分布圖圖16優(yōu)化后沿路徑A1—A2的應(yīng)力和位移分布圖1、強(qiáng)度評判從圖15和圖18a中可以看到，優(yōu)化后機(jī)座結(jié)構(gòu)中最大的當(dāng)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(jī)座結(jié)構(gòu)所取材料為Q235，參考文獻(xiàn)[2]第129頁有，對于靜載狀態(tài)，其平安系數(shù)可取1.2～2.2。機(jī)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C2(a)應(yīng)力分布圖(b)位移分布圖圖18優(yōu)化后沿路徑C2—C1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B1—B2的應(yīng)力和位移分布圖所以所采納結(jié)構(gòu)能夠滿意強(qiáng)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，其值變更不大，可以滿意剛度要求。綜上所述，對機(jī)座結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改進(jìn)是可行的。其次部分輪轂的有限元分析與優(yōu)化2.1輪轂分析的已知條件依據(jù)合同內(nèi)容，甲方供應(yīng)的已知條件有：①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），詳細(xì)見附件2、附件3、附件4和附件5(原圖的復(fù)印件)。②輪轂安裝在電機(jī)軸上，電機(jī)又固定在機(jī)座上，機(jī)座的工作環(huán)境為：工作溫度：常溫。工作環(huán)境：煤礦通風(fēng)，并安裝在地面上。③配套電機(jī)型號：YBF355L1-8-185④單個葉片的重量為：13.5kg（由實物稱重確定）。⑤電機(jī)的轉(zhuǎn)速分別為：1450r/min、1000r/min、750r/min。2.2材料的力學(xué)性能由甲方給定的設(shè)計圖紙可知，輪轂的材料為：Q235A；葉片的材料為：ZL104；卡環(huán)的材料為：45號鋼。查文獻(xiàn)[1]知，所用材料的力學(xué)性能分別為：1、Q235A材料的力學(xué)性能密度：7.85(第1-6頁)彈性模量：196～206(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(qiáng)度：2、ZL104材料的力學(xué)性能ZL104為鋁硅合金，其合金牌號為：ZAlSi9Mg密度：2.7(文獻(xiàn)[1]第1-6頁)彈性模量：70(文獻(xiàn)[1]第1-7頁)泊松比：切變模量：抗拉強(qiáng)度：（見文獻(xiàn)[3]第230頁）3、45號鋼的力學(xué)性能密度：7.85(第1-6頁)彈性模量：196～206(第1-7頁),取泊松比：切變模量：屈服極限：鋼材尺尺寸為：(第3-12頁)抗拉強(qiáng)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(jī)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(jī)軸相接。分析前的假設(shè)在進(jìn)行有限元分析之前，建立如下假設(shè)：①假設(shè)輪轂結(jié)構(gòu)的焊接是完全牢靠的，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。②假設(shè)輪轂結(jié)構(gòu)不存在任何制造或安裝變形，在分析中按圖紙的志向結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模。③假定鉚釘連接牢靠，不考慮鉚釘連接的預(yù)應(yīng)力對結(jié)構(gòu)件的影響。④不考慮風(fēng)壓載荷對輪轂和葉片的影響。⑤假設(shè)葉輪組結(jié)構(gòu)是完全平衡包括動平衡和靜平衡。⑥不考慮輪轂及葉片本身的重量對結(jié)構(gòu)的影響。⑦卡環(huán)與葉片之間，卡環(huán)與葉柄座之間為全接觸。建立分析模型1、輪轂結(jié)構(gòu)簡化依據(jù)給定的圖紙可知，在輪轂的外圓周上勻稱地分布著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(dāng)輪轂隨電機(jī)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(jìn)行簡化，即將輪轂按圓周分成16等份，在分析時僅分析計算其中一個等份即可。另外依據(jù)上述的假設(shè)，假如輪轂與軸盤之間的鉚接牢靠，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，因此其約束也要依據(jù)對稱模型的性質(zhì)進(jìn)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、載荷分析由文獻(xiàn)[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。250mm質(zhì)心位置圖20葉片的結(jié)構(gòu)示意圖648mm250mm99mm648mm250mm99mmZXY受力面圖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：圖21葉輪組結(jié)構(gòu)受力示意圖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”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(kuò)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：①“受力面”即葉柄上的拉力②輪轂組結(jié)構(gòu)本身在旋轉(zhuǎn)時的慣性載荷。建立有限元分析模型依據(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，其中采納了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)果圖22輪轂有限元分析的網(wǎng)格模型在采納大型通用CAE軟件ANSYS對上述模型進(jìn)行分析計算后，得到的結(jié)果如下所示。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=1000(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)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(dāng)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)力分布圖32輪轂上其次主應(yīng)力分布輪轂幅板上的應(yīng)力值介于：6、其次主應(yīng)力如圖32所示為輪轂結(jié)構(gòu)上其次主應(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：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)置狀況，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(jī)座分析。圖34輪轂上路徑的設(shè)置示意圖A1A1A2B1B2C1C2D1D2E1E21、A1—A2路徑如圖35所示為路徑A1—A2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當(dāng)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A1—A2路徑上的應(yīng)力和變形分布圖2、B1—B2路徑如圖36所示為路徑B1—B2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當(dāng)量應(yīng)力和總變形分別為：(a)n=1450(a)n=1450(b)n=1000(c)n=750(A)應(yīng)力分布(B)變形分布圖36路徑B1—B2上的應(yīng)力和變形分布圖3、C1—C2路徑如圖37所示為路徑C1—C2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當(dāng)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37沿路徑C1—C2的應(yīng)力和變形分布圖4D1—D2路徑如圖38所示為路徑D1—D2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當(dāng)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D1—D2的應(yīng)力和變形分布圖5E1—E2路徑如圖39所示為路徑E1—E2上的應(yīng)力和變形分布圖。其中最大的當(dāng)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E1—E2的應(yīng)力分布和變形分布結(jié)果分析1、輪轂轉(zhuǎn)速為n=1450rpm（1）強(qiáng)度分析從圖30a中可以看到，考慮應(yīng)力集中時，其最大當(dāng)量Mises應(yīng)力位于輪轂幅板與葉柄座相連接處。且其值為：很明顯這個應(yīng)力值已超出了輪轂幅板和葉柄座材料的抗拉強(qiáng)度（Q235A材料的最大抗拉強(qiáng)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(dāng)量值進(jìn)行校核，輪轂結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度遠(yuǎn)遠(yuǎn)達(dá)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(jìn)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C1—C2和D1—D2中，其當(dāng)量應(yīng)力值最大，即有：(a)Mises應(yīng)力分布(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中得到證明。圖(a)Mises應(yīng)力分布(b)總變形分布圖40輪轂整體結(jié)構(gòu)上的Mises和變形分布云圖由于輪轂幅板厚為18mm，其屈服極限取。這時平安系數(shù)為：～因此此輪轂結(jié)構(gòu)不行行，須要作修改。另外，輪轂幅板上其它位置的最大當(dāng)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，則其平安系數(shù)為：若取，則其平安系數(shù)為：即是平安的。也就是說在輪轂結(jié)構(gòu)中，輪轂幅板上的大多數(shù)是處于平安，有些位置甚至還有很大的富有量，而其結(jié)構(gòu)僅在開孔處的強(qiáng)度不夠，須要調(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明。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(dāng)量Mises應(yīng)力為：也遠(yuǎn)遠(yuǎn)地大于材料的抗拉強(qiáng)度，但因其具有局部效應(yīng)，可不作為強(qiáng)度校核的依據(jù)。從圖35到圖39可以看到，在C1—C2或D1—D2路徑中，其最大當(dāng)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，因此其平安系數(shù)為：～因此此輪轂結(jié)構(gòu)不行行，須要作修改。另外，輪轂幅板上偏離開孔處的當(dāng)量應(yīng)力值可從圖30b，或圖35b、圖39b中可以得到，其當(dāng)量應(yīng)力值大約為：，越向圓心延長，其值越小，因此若取材料的屈服極限為：，則有平安系數(shù)為：即輪轂幅板上的大多數(shù)地方是平安的，僅在開孔處須要改善。（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明。3、輪轂轉(zhuǎn)速為n=750rpm（1）強(qiáng)度條件當(dāng)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(dāng)量Mises應(yīng)力為：，已超過了材料的抗拉強(qiáng)度1倍多?？紤]到其局部性，不能將它作為強(qiáng)度校核的依據(jù)。從圖30c或圖35c、圖39c中，可以得到，輪轂幅板上的最大當(dāng)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，則其平安系數(shù)為：因此為平安，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，其富有量更大。（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明。分析結(jié)論從上述分析可知，可得到下列結(jié)論：①對于輪轂轉(zhuǎn)速為1450rpm時，輪轂結(jié)構(gòu)強(qiáng)度擔(dān)心全，須要調(diào)整。②對于輪轂轉(zhuǎn)速為1000rpm時，輪轂結(jié)構(gòu)強(qiáng)度擔(dān)心全，須要調(diào)整。③對于輪轂轉(zhuǎn)速為750rpm時，輪轂結(jié)構(gòu)強(qiáng)度平安，并有裕量。2.5輪轂優(yōu)化從輪轂結(jié)構(gòu)的初步有限元分析來看，其結(jié)構(gòu)對于輪轂轉(zhuǎn)速比較大時，出現(xiàn)了強(qiáng)度不足，而對于轉(zhuǎn)速為n=750rpm時，其結(jié)構(gòu)又有裕量，因此下面將依據(jù)輪轂轉(zhuǎn)速的狀況對輪轂結(jié)構(gòu)進(jìn)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時沒有運用，因此不對其進(jìn)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(jìn)行優(yōu)化分析。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(dāng)轉(zhuǎn)速為1000rpm時，輪轂幅板開孔處的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不足，葉柄座與輪轂幅板相接處的應(yīng)力集中較嚴(yán)峻，而輪轂幅板靠近圓心位置的強(qiáng)度又有裕量，因此從削減應(yīng)力集中和增加開孔旁邊的強(qiáng)度動身，在經(jīng)過多次優(yōu)化分析的基礎(chǔ)上，對輪轂結(jié)構(gòu)進(jìn)行下列調(diào)整：①削減軸盤的外半徑，從Ф224削減到Ф180；②削減輪轂幅板的厚度，從18mm降到15mm；③在輪轂幅板開孔處的兩面各增加1塊薄板，其厚度為6mm。④軸盤伸出端且與輪轂幅板相鉚接的板厚從24mm降到16mm。⑤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。⑥削減整流安裝環(huán)的厚度從10mm降到8mm。⑦將葉柄座及卡環(huán)的外徑從Ф139削減到Ф131①②③①②③④⑤⑥⑦圖41輪轂結(jié)構(gòu)優(yōu)化模型的尺寸變更說明優(yōu)化的目標(biāo)是在滿意給定條件下的強(qiáng)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(jìn)行上述調(diào)整后，所建立的幾何模型與有限元網(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。A1C1E2A1C1E2E1A2D1D2C2(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)格模型得到的優(yōu)化結(jié)果如下：（1）輪轂結(jié)構(gòu)重量的變更即由優(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(qiáng)度條件(a)Mises應(yīng)力分布(b)總變形分布(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44、圖45、圖46和圖47所示分別顯示了沿路徑A1—A2、C1—C2、D1—D2和E1—E2的應(yīng)力和變形分布圖。其中從圖43a中可以看到，最大Mises當(dāng)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D1—D2上的最大Mises當(dāng)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：則其平安系數(shù)為：(a(a)Mises應(yīng)力分布云圖(b)變形分布圖圖44沿路徑A1—A2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C1—C2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D1—D2的Mises應(yīng)力和變形分布圖該平安數(shù)接近于2，可認(rèn)為是平安的。(a)Mises應(yīng)力分布(b)變形分布圖47沿路徑E1—E2的應(yīng)力和變形分布而從圖(a)Mises應(yīng)力分布(b)變形分布圖47沿路徑E1—E2的應(yīng)力和變形分布（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A1—A2、C1—C2、D1—D2和E1—E2上的變形量分布，在其路徑顯示的最大變形量基本相當(dāng)，為：(a)Mises應(yīng)力等值線分布云圖(b)總變形等值線分布云圖(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：①輪轂結(jié)構(gòu)在進(jìn)行尺寸調(diào)整后，其強(qiáng)度和剛度條件得到改善，并滿意給定的強(qiáng)度和剛度條件。②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。輪轂轉(zhuǎn)速在750rpm1、優(yōu)化參數(shù)及模型