转叶马达有限元分析报告Word下载.docx

1、4.3 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，

2、 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 0150 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

3、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 10MPa，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29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

4、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 10 节点四面体单元单元描述：三维 10 节点四面

5、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压力在作用面上是线性的公式：1N1 = L1 （2L1 -1）N 2 = 4L1 L2N3 = L2 （2L2

6、 -1）N 4 = 4L2 L3N5 = L3 （2L3 -1）（ Li 为体积坐标）N6 = 4L3 L1 N7 = 4L1 L4 N8 = 4L2 L4 N9 = 4L3 L4N10 = L4 （2L4 -1）（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s= De其中弹性矩阵 1A1A1000 1A100（1+ m对）（1- 3m）D= E（1- m）100A20A2称0 0 A2 A1 =其中m1- mA2 =1- 2m2（1- m）而应变e= Bd（e）式中单位应变矩阵BB= B1 B2 B3 LB10 单元结点位移d（e） = u v w u v w Lu v w T1

7、1 1 2 2 210 10 10其中Ni x00 N 0 i0 y 00Ni iNB = i y Ni xz 0 0Nizy 0x 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 0.29。由于假定舵杆工作在线弹性范围内，所以没有给出其他参数。2.4 等效

8、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 VonMises 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。Von 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

9、力张量表示：ssij = tyxttyxsytxz yz o zxxz 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sx sy sz 和 3 个切应力txy tyz txz 。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s3 - I s2 I +s1 - I =0n1n 2n3I1 =sx +sy +szI =s s +s s +s s -t2 -t2 -t22xyxzyzxyyzxzsxtxytxzI3 = txytx

10、zsytyztyzsz该 3 次方程具有 3 个实根，即为 3 个主应力，从大到小记为s1 ，s2 ，s3 。进行应力校核时可以选用的是 von Mises 应力，单位为 MPa。von 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：o = （ 1 （s -s ）2 + （s -s ）2 + （s -s ）2 ）1/ 2e2122331s1 ，s2 ，s3 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:长度质量mm tonne力时间sec重力9806.65mm / sec2衍生单位:面积mm2体积mm3密度tonn

11、e / mm3转矩/力矩mm N应力N / mm2杨氏模量N / mm2能量mm N3 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

12、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 4.1.1-2 外壳体几何形状（正面）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 10MPa。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