midas通用机械应用案例

1、通用机械应用案例简介北京迈达斯技术Copyright since 1989 MIDAS Information Technology Co.,.s.全方位、多学科分析解决方案通用机械领域应用案例Ø 阀门Ø 泵Ø 压缩机Ø 风机Ø 通用部件n化工用阀门分析背景为某客户定制的非标阀门的优化设计方案，重点设计方案比较。球阀在相同承载下，不同承载面积的分析类型静强度分析分析参数分析目的两个不同承压面积设计方案的对比分析，选择较优的一种设计方案。n序号名称描述备注1静110kgf/cm2用户提供2材质Cast Stainless Steel用户提供3约束

2、方式用户提供，我方施加化工用阀门分析信息有限元模型1/8模型实体模型固定约束对称约束 (Tx 约束)对称约束 (Tz 约束)约束条件结果模型n化工用阀门球体最大位移：0.049 mm最大有效应力：103.28 Mpa球体变形形状：0.093 mm最大有效应力：140.60 MpanCase 2最大应力Case 1球移化工用阀门阀门弹簧分析n化工用阀门 阀门部件分析（拉压承载分析）n阀门阀门性能分析n阀门阀门分析n阀门阀门受压分析n阀门阀门受压分析结果n阀门阀门-管段流量计算阀门-结构强度计算结构的强度计算在特定管段的流量计算n阀门阀门-流量和性能计算蝶阀分析n切面通用机械领域应用案例Ø

3、; 阀门Ø 泵Ø 压缩机Ø 风机Ø 通用部件n电泵出水壳分析背景某型号矿用潜水电泵出水壳在连续运行500小时后发生断裂。造成电泵与电机一起落入井中。分析类型模态、静强度分析分析参数 分析目的研究原模型断裂及增加加强筋后的应力对比。 分析工况一、自由模态二、静力分析：只受重力三、静力分析：只受水压四、静力分析：重力+水压n序号名称描述备注1重力30T（考虑水重力）用户提供2材质QT500-T用户提供3水压5Mpa用户提供4约束方式用户提供，我方施加5受力方式用户提供，我方施加电泵出水壳分析结果断裂位置修改后模型原断裂处最大应力降低为61Mpa 最大应力减少

4、了21%问题模型问题模型断裂处最大应力78Mpa关键零部件安全系数取值56（客户提供）修改后模型n通过对问题模型各工况进行分析，发现最大应力均出现在断裂处，因此考虑在应力集中位置增加加强筋。模型最大应力安全系数无加强筋78Mpa4.1有加强筋61Mpa5.2分析发现，加强筋 能很好的分担由于重力 所造成的应力集中问题。了整个模型的应力分布。电泵出水壳n通用机械领域应用案例Ø 阀门Ø 泵Ø 压缩机Ø 风机Ø 通用部件n压缩机曲轴的模态分析分析背景压缩机曲轴在交变载荷的作用下，会受到坏。因此有必要对曲轴进行动态特性的分析。振动，最后可能致使曲轴过早

5、地出现疲劳破分析类型模态分析分析参数分析目的1、根据结构的固有频率和相应的振型，设计合理的曲轴结构来避免共振，排除发件对曲轴的动态干扰。2、比较不同软件的计算结果，验证midas NFX 计算结果的正确性。各部n序号名称描述备注1材质40CrMnMo用户提供2约束方式自由模态3受力方式压缩机曲轴的模态分析分析结果压缩机曲轴模型曲轴的第一阶模态频率(56.6HZ)midas NFX计算结果曲轴的第一阶模态频率(55.2HZ)ANSYS计算结果曲轴的第一阶模态频率(55.8HZ)NX Nastran计算结果n结果对比midas NFXNX NastranANSYS1阶频率(HZ)56.655.85

6、5.22阶频率(HZ)58.957.857.53阶频率(HZ)137.8131.3133.64阶频率(HZ)144.4138.9140.5压缩机曲轴的静力分析分析背景压缩机曲轴承受着气缸内的气体、活塞往复惯性力和自身旋转惯性力所引起的周期性变化载荷的作用，因此在曲轴内会产生交变的弯曲应力和扭转应力，这很可能会引起曲轴的疲劳失效。通过曲轴的静力分析，得到准确的应力分布，这对于曲轴的疲劳分析和设计改进具有重要意义。分析类型静态分析分析参数分析目的1、通过分析得到曲轴的应力、变形，确认曲轴最容易发生破坏的地方。2、根据静力分析所得到的应力，为进一步的疲劳分析和设计改进提供依据。n序号名称描述备注1材

7、质45钢用户提供2约束方式曲轴径向、轴向约束3受力方式曲柄销满足一定规律的分布载荷压缩机曲轴的静力分析分析结果压缩机曲轴模型曲轴的位移分布曲轴的应力分布n涡旋压缩机静涡盘分析背景某型号涡旋压缩机静涡盘在运行8001000小时后，齿根头部发生断裂。造成涡旋压缩机失效。分析类型静强度与稳态热应力耦合分析分析参数 分析目的研究静涡盘的受力和变形情况。n序号名称描述备注1压缩腔0.6252.146MPa用户提供2材质4032用户提供3温度排气孔80度，吸气孔40度用户提供4约束方式用户提供，我方施加5受力方式用户提供，我方施加涡旋压缩机静涡盘分析结果应力结果：155.9MpaZ向位移结果：0.077m

8、mn分析发现，涡旋齿齿头根部为应力集中部分，与实际情况吻合。齿头部分发生较大的轴向变形，可能会引起泄露，造成压缩机效率降低。压缩机管道分析分析背景压缩机管道的强烈振动会使管路附件，尤其是管道的连接部位以及管道和附件的连接部位等处发生磨损松动；在振动所产生的交变应力作用下，导致疲劳破坏，从而发生管道断裂、介质外泄甚至引起严重生产事故。分析类型模态分析分析参数 分析目的掌握管道振动频率，避免共振的发生。n序号名称描述备注1模型管道用户提供2材质碳钢20用户提供3约束方式5处（参考约束图）用户提供压缩机及管道分析分析结果全部六面体网格有限元模型模型分析结果：前十阶模态结果分析结果：第一阶模态振型n压

9、缩机管道的热应力分析分析结果压缩机管道模型压缩机管道三通处网格模型管道的温度分布管道的热应力分布n压缩机设计机壳分析背景对离心式压缩机的机壳进行结构强度的分析与校核。分析类型静强度分析分析参数 分析目的分析气体压缩下的蜗壳强度分析，确定其最大强度极限并进行校核。n序号名称描述备注1静承受0.5 Mpa用户提供2材质FC25用户提供3约束方式用户提供，我方施加压缩机设计机壳有限元模型最大位移：0.049cm底面约束：全部约束最大应力：156Mpan压缩机设计机架分析背景对压缩机的机架进行结构强度的分析与校核。分析类型静强度分析分析参数 分析目的两个不同载荷作用下的机架进行静强度分析，确定其最大强

10、度极限并进行校核。n序号名称描述备注1静上面4个面，每个面 1000kgf用户提供2材质KS(S)_SS400用户提供3约束方式用户提供，我方施加压缩机设计机架几何模型最大位移：0.174mm最大应力：16.8639 Mpa有限元模型n通用机械领域应用案例Ø 阀门Ø 泵Ø 压缩机Ø 风机Ø 通用部件n电泵出水壳鼓风机n网格变形功能（移动网格）切面通用机械领域应用案例Ø 阀门Ø 泵Ø 压缩机Ø 风机Ø 通用部件n高速叶轮选取分析背景具体的性能设计要求，从强度与刚度需求上进行分析，要求在两种转速下选

11、出较优的一种设计方案。分析类型静强度分析分析参数分析目的具体的性能设计要求，要在两种方案的叶轮设计中选出性能较优的案。n序号名称描述备注1离心力29384 rpm33800 rpm用户提供2材质Cast Stainless Steel用户提供3约束方式用户提供，我方施加高速叶轮选取直径177.010 mm直径 146.920 mm54.7826202 mm39.6951829 mm高63.750 mm高48.890 mmnMAMB高速叶轮选取29384r/min下的最大位移：0.879mm29384r/min下的最大位移：0.439mm29384r/min下的最大应力：723Mpa29384r/min下的最大应力：778MpanMBMA高速叶轮选取12001.41.2100018000.8MMAB6000.64000.42000.20029384338002938433800位移应力nMAMB29384 rpm33800 rpm29384 rpm33800 rpm位移(mm)0.8788811.16290.438880.580707应力(N/mm2