转叶马达有限元分析报告.docx

转叶马达有限元分析报告大连兴达船用液压系统设备有限公司1 系统工况和结构特点分析 11.1 结构特点分析 11.2 工况分析和分类 12 软件和分析方法说明 22.1 软件版木简介 22.2 单元类型的选择和说明 22.3 材料的物理特性 52.4 等效应力计算方法 52.5 单位制的选择 63 模型简化说明 73.1 薄弱环节分析 73.2 连接部位和方法分析 74 最恶劣工况分析 84.1 定子部件 84.1.1 壳体模型说明 84.1.2 壳体结构载荷说明 94.1.3 壳体网格剖分说明 104.1.4 壳体应力分析结果 114.1.5 壳体位移分析结果 124.2 转了部件 134.2.1 转子模型说明 134.2.2 转了结构载荷说明 144.2.3 转子应力分析结果 154.2.4 转了位移分析结果 164.3 端盖部件 184.3.1 端盖模型说明 184.3.2 端盖结构载荷说明 184.3.3 端盖应力分析结果 194.3.4 端盖位移分析结果 205 结果分析 205.1 误差估计 205.2 极限承载能力分析 211系统工况和结构特点分析1.1结构特点分析转叶马达主要由三个结构件和两个滑动轴承构成，其他构件承受的载荷均可 以忽略，及不影响系统的可靠性。

转叶马达影响系统可靠性的原因主要可能有两 条：结构失效和密封失效针对这两点需要进行结构分析由于马达设计中已经 充分考虑密封问题，所以对结构的变形要求十分宽松，在这里分析得到的结果从 另一方面证明系统的可靠性由于马达壳体为杯形，所以刚度比较高，但是不利 的因素是结构制造必须采用铸造的方法，所以材料的选择受到了一定的影响虽 然如此，用很少的构件来组成转叶马达，对可靠性的提高还是十分有利的本报告对三个结构件进行了静态位移和应力分析在分析中对结构作了适当 的简化，这些简化主要是连接部位的一些孔特征，而在这些地方均采用螺钉连接, 并且不是承受载荷较大的部位，所以对精度的影响较小1.2工况分析和分类转叶马达为摆动式工作方式，摆动工作范围为0〜150度马达转子的两个 叶片将油腔分为四部分，分别为两个高压腔和两个低压腔两个高压腔相互之间 是连通的，两个低压腔之间也是连通的，这样就保证了马达工作时，基本没有合 成的对轴承的径向载荷，这一点也是分析时不用考虑非油压作用构件的主要原 因在分析中，假定低压腔回油通畅，及低压腔的压力与环境压力相同，所以计 算时不要要考虑载荷高压腔的最大正常工作压力为5.12MPa,最高工作压力为 lOMPa,分析中按照最高压力考虑。

按照以往设计和分析的经验，角度对定子和转子的位移和应力影响分为两个 方面，当压力包角90度时，此时定子和转子刚度不足的情况下，结构形状变化 较大，当包角增大时，由于转子的刚度高，包角对定子基本没有影响；对定子来 说，结构变形的椭圆度降低，而径向位移加大所以分析两种极限工况，就可以 确定结构的可靠性以下对于转子分析了两种工况90度和135度对定子分析90度和150度两 种工况2软件和分析方法说明2.1软件版本简介在软件选择上，由于我们从1996年起成为ANSYS的用户，并且从那时 ANSYS软件在分析能力上也取得了非常大的进展现在ANSYS软件已经应用 到几乎连续介质力学所能涉及的所有领域在这里我们使用的软件版本号为 7.11C；实体构造采用另外的CAD软件进行本次分析所用到的是基本的线性分析，所以没有计算不收敛的问题，主要取 决于模型划分的合理性2.2单元类型的选择和说明由于结构采用六面体单元划分比较困难，而四面体十节点单元已经能够满足 分析精度要求，所以选择了三维io节点四面体单元单元描述：三维10节点四面体单元可用来描述二次变形，适用于对不规则几何实体（如 在各种CAD/CAM系统中生成的几何实体）的网格划分。

此单元由10个节点组 成，在每个节点上有3个自由度：分别为在x,y,z方向上的位移该单元可用于 计算蠕变、膨胀、应力硬化、大挠度及大应变的情况以下内容来源于ANSYS用户手册三维10节点四面体单元的几何形状:矩阵或向量形状函数积分点硬度、质量和应力刚度矩阵；及热载荷向量公式14压力载荷向量公式与某一个面对应6载荷类型分布状态单元温度与形状函数一样节点温度与形状函数一样压力在作用面上是线性的公式：1N严厶（2厶—1）N2 =4厶厶2N3 =厶2 （2厶2 -1）N4 =4厶2厶2V5=L,（2L3-1）（厶为体积坐标）皿=4厶3厶N, =4厶厶°N严4站N严4站^10=L4（2L4-l）（以下内容来源于有限元方面的著作）单元应力计算方法如下其中弹性矩阵000企00004000004其中1_2〃2（1 — 〃）而应变式中单位应变矩阵［b］[bMb^b.-b^单元结点位移0}° = ["»严卍2叫％ •••MioViO其中~dN{00dx0輕08y00dN,dzdNt輕08ydx0dNidN,dz8y込0匹_ 8zdx _[5,]=本单元没有其他特别需要说明的地方2.3材料的物理特性在结构中没有非线性材料，对于静力分析，只需要用到材料的弹性模量和泊 松比。

涉及到的材料有两种：球墨铸铁和碳素结构钢球墨铸铁的物理性能如下：弹性模量173GPa；泊松比0.24；屈服强度320MPa；抗拉强度500MPa在计算中用到了舵杆作为承力部件，假定材料为碳素结构钢，其物理性能为：弹性模量208GPa；泊松比0.29o由于假定舵杆工作弹性范围内，所以没有给出其他参数2.4等效应力计算方法对于塑性材料，有两种强度理论用于校核结构的强度：第三强度理论和第四 强度理论，分别可理解为最大剪切应力理论和最大剪切应变能理论第三强度理 论计算时仅仅考虑三向主应力下的最大和最小应力，计算简单，第四强度理论即 Wn Mises应力，考虑了三个主应力，现在国际上和工程中主要采用的强度校核 方法，所以在本报告中，采用Von Mises应力来评价结构的强度Wn Mises应力一般用于分析材料是否达到屈服极限的一种评价方法，这里 给出其计算说明有限元分析中的计算结果提供了各种情况下的6个应力分量，由6个应力分 量计算等效应力的方法如下：由弹性力学可知，空间一点处的应力可由以下应力张量表示：((J T T \x yx xz aij = Tyx by Tyz^zx Tx bz 丿根据切应力互等原理，实际上独立的切应力只有三个，从而独立的应力分量 为6个，即，3个正应力cr¥ crv cr,和3个切应力rA.v rv. rA._。

本计算结果分别输出 了每一种载荷和材料情况下的6个应力分量的应力云图，便于以后分析时使用得到6个应力分量后，可以转化成3个主应力，方法如下：求解3次方程b；-厶 b；厶 + b： - 13 =0其中Ix=c>x + cyy +(y;厶=6 by + 6 b： + by b： - r；- r； - T；x xy ^xz73=^ j jj j bl该3次方程具有3个实根，即为3个主应力，从大到小记为“，刃，①进行应力校核时可以选用的是von Mises应力，单位为MPavon Mises应 力，也称为等效应力，能够把任意应力状态换算成一个正的应力值，其计算方法 为：6 - (― x [(f, - cr2)2 + (<72 - cr3)2 + (cr3 - crj2])172CT] , 6 为三个主应力2.5单位制的选择主系统'毫米牛顿秒(mmNs)'的单位信息基本单位：长度 mm 质量 tonne力N时间sec 重力 9806.65 mm / secA2衍生单位:面积 mmA2体积mmA3密度 tonne / mmA3转矩/力矩 mmN应力 N / mmA2杨氏模量N / mmA2能量mmN3模型简化说明3.1薄弱环节分析对于马达的转子部分，由于采用了特殊的工艺，转子的叶片和转轴是一体化 的，强度和刚度都十分高，该工艺多次应用于航天航空领域的地面测试设备。

马 达轴模型单独计算时，如果约束与舵杆连接的胀套部位，则会使得结构的刚度提 高，所以计算时将舵杆一并考虑，但是在结果图中，略去了舵杆和胀套部分结构的薄弱环节为马达的壳体，主要会产生一定的变形，有可能影响系统的 正常工作本分析从最恶劣的情况考虑，假定端盖对系统刚度的贡献很小，这样, 在与端盖连接的部位假定取法向约束，而不考虑端盖的刚度这样如果结构能够 满足系统要求，则加上端盖后，结构的可靠性将大大提高3.2连接部位和方法分析马达与外界的连接采用螺钉和止口定位，所以外界对马达的刚度提高具有一 定的贡献，在计算时，为了降低可能出现的约束刚度过高问题，采用马达外壳体 的裙边约束壳体与端盖之间的约束理解为仅仅具有相同的径向位移这样的考虑对两者 都是最恶劣的工况4最恶劣工况分析4.1定子部件4.1.1 壳体模型说明外壳体结构的几何模型如下:图4.1.1-1外科体几何尺寸图4.1.1-3外壳体几何形状（背面）4.1.2 壳体结构载荷说明外壳体载荷为lOMPao分布为90度和150度两种工况图4.1.2-1为90度分布图4.1.2-2为150度分布Model waike图4.1.2-2外壳体的载荷图（150度）4.1.3 壳体网格剖分说明网格剖分的结果如图4.1.3-1所示。

图中简化了螺钉孔对结构的影响，在工程应用中是可行的，因为螺纹连接部位有螺栓加强了结构的强度和刚度分析得到90度分布载荷最大应力为125MPa左右，如图4.141所示A* 21tn E>C».I9) (■fl.istD*4«.T4 B«XOf .JUModel waike图4.1.4-1外壳体90度加载的Von Mises应力图4.1.4-1外壳体150度加载的Von Mises应力在150度加载情况下，结构的应力比90度时低，可以得到结论，外壳体的 安全系数大约为2.590度载荷下壳体合成位移大约为0.1mm,如图4.1.5-1所示USUM (AVG) RSYS-0Model, vaike图4.1.5-1外壳体的90度分布载荷位移分布150度载荷下壳体合成位移大约为0.1mm,如图4.1.5-2所示图4.1.5-2外壳体的150度分布载荷位移分布以上给出的是外壳体的最大可能位移，结构在上述位移情况下，满足了系统 的要求4.2转子部件4.2.1 转子模型说明转子结构的几何模型如下：图4.2.1-2转子几何模型4.2.2转子结构载荷说明转子结构载荷如前所述，分为90度和135度两种图422-1转子90度载荷Model zuhe图422-2转子1。