有限元分析报告书

第一部分 机座的有限元分析与优化

第二部分 轮毂的有限元分析与优化

参考文献

第一部分 机座的有限元分析与优化1.1

机座分析的已知条件

1.2

材料的力学性能

t

E

E

200

GPa

b

t

9.8m/s1.3

有限元分析模型1.3.1

分析前的假设由于机座结构主要通过焊接和螺栓连接组成，没有相对运动的零部件，

1.3.2

建立分析模型

结构简化结构具有对称性，而且其载荷即电机和叶轮的自重也是对称的，因此在分析时暂不考虑电机引出线管结构的影响，这样可以将机座结构进行简化，即根据其对称性，只要对机座结构的一半建立有限元分析模型即可。简化后的分

电机安装位置施加电机和

载荷简化由于不考虑风压及其动载荷的影响，在仅考虑自重的情况下，机座的受d

Wl

327.8kg

y

轮毂与叶

设电机的自重位于电机安装位置的轴心中部，轮毂与叶片的总重量作用在电机轴引出端的中心。将轮毂与叶片的重力向电机自重的作用位置平移，

将总重力作用在电机与机座的接触面上，并假设其接触均匀，则由图

A1509002

270000

mm

0.27

m

W

0.27

.78

P计

P1.2119507.736

Pa

计

约束简化

当机座与地面的连接牢固时，可以假设机座与地面接触面的自由度完全由于结构的对称性，在分析时可以只要分析其中的一半即可，而在对称

1.3.3

建立有限元模型在建立几何模型时，可采用其中性面建立。在这里，本人采用了

软件

设置单元的长度为

单位，共划分了壳单元

个，节点

个，

1.4

计算结果采用大型通用

软件

对图

所示的网格结构进行了分析计算，

1.4.1

变形结果

0.2

10

0.494

10

m

4

5

40.244

103

m1.4.2

应力结果

拉应力和压应力均位于电机安装板的中心位置附近，最大拉应力为：

，最大压应力为：

，其余位置的应力基8

力位于电机安装板与通风孔口的连接处，其值为：

0.282

10

Pa，大多

z

9

z

9

8

机安装板上，其值为：

。从图

可以看到，内筒体上的应

最大值发生在电机安装板上，其值为：

1

0.154

109

Pa，在电机安装板与

2

0.84810

2

0.848108

Pa

0.560

1070.480

107

Pa如图

所示为机座第二主应力分布的云图，其最大的拉应力和压应力都位于电机安装板上，最大拉应力的值为：

，最大压应力的

7

0.109

10

Pa

G2G1

A2D2

A1D1

F1

F2

1.4.3

沿指定路径的应力和位移分布

mSX

SEQV

UX

UY

UZ

USUM

1.4.5 分析结果评判

．强度条件

135MPa

eq

K

13559

2.3

即机座结构安全。．刚度评判

1.5

机座优化从机座结构的初期分析看，在不考虑应力集中的影响时，其安全系数的裕量是很大的，这对于一个仅承受重力载荷，没有动载荷的结构件来说，其裕量是充足的，并且在前期的分析图中，也可以看到，无论是变形还是应力分布，都是机座结构中的内筒体部分所承受的载荷和变形都要大于外筒体部1.5.1 优化参数的确定

上的值都要大于外筒体上的值。这说明机座结构上的最大变形和受力主要由内筒体承担，而外筒体仅就重力载荷而言，其所受的载荷是较小的，因此在确定优化参数时，主要从外筒体考虑。而对于内筒体，从前期的有限元分析可知，在考虑应力集中影响时，则不满足强度要求。主要原因是，在分析中已假设叶轮是完全平衡的包括静平衡和动平衡都是平衡的，因此在优化时将另外从前期分析也可以看到，内筒体上结构的布置也比较合理，在初步的预分析计算中，也没有出现非常不好的结构布置，因此对于结构布置将不因此从上述的分析中，仅将考虑外筒体上结构的尺寸作为优化参数来完1.5.2 优化模型的建立

由于优化的目标是在给定的强度和刚度条件下，使机座结构的重量达到

f

在对机座结构进行多次预分析计算并通过比较后，确定外筒体上各零件

1.5.3 优化分析的结果

、优化前，机座结构的总重量为

；优化后，机座结构的总重量

、优化后，沿图

中所示的

路径的变形和应

应力集中时，路径上的最大

应力为：

，若不考虑应力集

、优化后，机座结构的总变形等值线分布云图如图

所示，其中最大U

m

1.5.4 优化结果评判、强度评判

由于机座结构所取材料为

，参考文献

页有，对于静载状

s

e

、刚度条件从图

中可以看到，优化后结构的最大变形位移为：U

m，与对机座结构的优化改进是可行的第二部分 轮毂的有限元分析与优化

2.1

轮毂分析的已知条件

图纸有：叶轮组

张（

张（

2.2

材料的力学性能由甲方给定的设计图纸可知，轮毂的材料为：；叶片的材料为：

t

E

E

200

GPa

b

t

E

b

t

E

E

200

GPa

b

9.8m/s2.3

有限元分析模型轮毂结构主要由板材焊接而成，叶片通过卡环卡在叶柄座上，叶片与叶柄座之间没有相互固定，在电机旋转时，叶片的离心力由卡环传递到叶柄座

2.3.1 分析前的假设

2.3.2 建立分析模型、轮毂结构简化

轮毂本身结构为轴对称结构，因此该结构具有轴对称性。由于不考虑轮毂及叶片的重力影响，只考虑动载荷即轮毂和叶片的惯性载荷影响，当轮毂随电机旋转时，该载荷也具有轴对称特性。因此该分析模型为轴对称问题，在建立有限元模型之前，可以先将轮毂结构按其结构和载荷的对称性进行简化，

另外根据上述的假设，如果轮毂与轴盘之间的铆接可靠，则在分析时，可假设它们之间是一个整体，因此在建立模型时，可以作为一个零件看待，

、约束简化在几何模型分析时，已确定轮毂结构为轴对称模型，在分析时只要分析

称约束，而在轴盘下端的一个角点上施加一个

方向的约束，这样有限元分、载荷分析

104104.72

/s

n30

151.84

/s78.54

/s

n

1450rpmn

1000rpmn

750rpmgn

2m

如图

所示为叶片的结构示意图，通过对叶片的实物进行测绘，然后利用测绘数据建立其三维

模型，对三维

模型进行计算可知，叶片的质

P

F

如图

所示为轮毂结构承受叶片惯性力的受力示意图。从图中可以计算r

6482509937

762mm0.762mgn

2

2gn

2

2

2

F

A

D24

7424

4300.84mm2

F

“受力面”即叶柄上的拉力P

轮毂组结构本身在旋转时的惯性载荷。2.3.3 建立有限元分析模型

，通过自由划分方式，共生成了

个单元和

个节点，运行时

U

U

m

rpmm

rpmU

y

0.134

103m n

1000rpm0.745

104m n

750rpm2.4

计算结果在采用大型通用

软件

对上述模型进行分析计算后，得到的结2.4.1

变形结果

m

rpm

0.282

103m n

1450rpm

UZ

UZ

0.411103m n

1000rpm0.231103m n

750rpm

0.865

103m n

1450rpm

0.

0.446103m n

1000rpm0.251103m n

750rpm

0.938

103m

n

1450rpm

MPaX 10490.0 9

rpmn 1000 MPaX 10490.0 9

rpmn 1000 rpmnMPa 75010275.0 rpmnMPaX 100010288.010152.0 98 rpmnMPa 75010162.010857.0 97 rpmnMPaY 100010464.0 9 rpmnMPa 75010261.0 9 rpmnMPaY 100010173.010279.0 98 rpmnMPa 75010975.010157.0 88 rpmnMPaZ 100010181.0 rpmnMPa 75010102.0 9 rpmnMPaZ 100010344.010390.0 88 rpmnMPa 75010193.010219.0 882.4.2

应力结果

0.103

1010MPa n

1450rpm90.320108

0.605

109MPa n

1450rpm

0.976109MPa n

1450rpm0.586108

0.364109MPa n

1450rpm

0.381109MPa n

1450rpm 90.820108

0.723

108MPa n

1450rpm

0.

0.1111010MPa n

1000rpm

0.622109MPa n

750rpm

0.223

1010MPa

n

1450rpm

0.

0.246108

0.369109MPa n

1000rpm0.138

108

0.207109MPa n

750rpm

0.518

108

0.775

109MPa

n

1450rpm 1

0.611109MPan

1000rpm 1

0.611109MPan

1000rpm

0.344109MPa n

750rpm

0.128

1010MPa n

1450rpm

1

0.862108

0.311109 1

0.862108

0.311109MPa n

1000rpm0.485108

0.175109MPa n

750rpm 2

0.181109MPan

1000rpm0.102109MPa n

750rpm 2

0.138

108

0.103

109MPa n

1000rpm0.776107

0.579108MPa n

750rpm0.181109

0.654109MPa n

1450rpm

0.3801010MPa n

1450rpm0.290108

0.217109MPa n

1450rpm

3

0.915109MPan

1000rpm 3

0.915109MPan

1000rpm0.51510

MPa n

750rpm 3

0.114109

0.115109MPa n

1000rpm0.641108

0.647108MPa n

750rpm

0.1921010MPa n

1450rpm90.239109

0.242109MPa n

1450rpm2.4.3

路径结果

D2

D1

A2A1

如图

所示为路径

上的应力和变形分布图。其中最大的当量应UU

m

m

m

rpm

rpm

rpm

如图

所示为路径

上的应力和变形分布图。其中最大的当量应

U

U

mm

m

rpm

rpm

rpm

如图

所示为路径

上的应力和变形分布图。其中最大的当量应244U244U

3.675104m2.067104m

514138

7.726

104m

n

1450rpmn

1000rpmn

750rpm

如图

所示为路径

上的应力和变形分布图。其中最大的当量应244U244UD

3.614

104m2.033104m

514138

7.726

104m

n

1450rpmn

1000rpmn

750rpm

如图

所示为路径

上的应力和变形分布图。其中最大的当量应

rpm

rpm

rpm

2.4.4

结果分析

从图

中可以看到，考虑应力集中时，其最大当量

应力位于轮

从图

至图

中，可以看到其中图

和图

即沿路径

该位置位于轮毂幅板开孔处且偏于开孔内侧，该位置的应力值最大也可以从

中得到证实。图

为轮毂转速为

时，其当量

应力在

因此此轮毂结构不可行，需要作修改。另外，轮毂幅板上其它位置的最大当量应力从图

、图

、图

、图

eq

n

225148

1.51.2

且2

eq

s

eq

即是安全的有些位置甚至还有很大的富裕量，而其结构仅在开孔处的强度不够，需要调

其位置处于叶柄、卡环和叶柄座上，也可从图

轮毂整体结构的总变形分、轮毂转速为

n=1000rpm

也远远地大于材料的抗拉强度

，但因其具有局部效应，可不作为强度校核D1—D2

该位置处于轮毂幅板开孔处，且在内侧。

因此此轮毂结构不可行，需要作修改。

、图

中可以得到，其当量应力值大约为：

，越向圆心延伸，其值越

n

22587.5

2.57

2轮毂幅板上的大多数地方是安全的，仅在开孔处需要改善。

、轮毂转速为

n=750rpm

最大当量

应力为：

，已超过了材料的抗拉强度

倍多。从图

或图

、图

中，可以得到，轮毂幅板上的最大当量应力

s

225MPan

s

eq

22569

3.26

2因此为安全，并且其轮毂幅板的厚度约有裕量，可以降低其厚度。越靠近圆

2.4.5

分析结论

对于轮毂转速为

1450rpm

时，轮毂结构强度不安全，需要调整。

对于轮毂转速为

1000rpm

时，轮毂结构强度不安全，需要调整。

对于轮毂转速为

750rpm

时，轮毂结构强度安全，并有裕量。2.5

轮毂优化从轮毂结构的初步有限元分析来看，其结构对于轮毂转速比较大时，出

2.5.1 轮毂转速在

1000rpm、优化参数及模型确定

从前面的分析可知，当转速为

时，轮毂幅板开孔处的结构强度不足，叶柄座与轮毂幅板相接处的应力集中较严重，而轮毂幅板靠近圆心位置的强度又有裕量，因此从减少应力集中和增强开孔附近的强度出发，在经

优化的目标是在满足给定条件下的强度和刚度条件，使轮毂结构的重量降低到最小，因此在对轮毂结构进行上述调整后，所建立的几何模型与有限

其载荷和约束模型与轮毂有限元分析相同，可参考图

和图

，在完

D1A2A1

D2

、优化分析的结果即由