转叶马达有限元分析报告Word格式.docx

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1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

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10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1

压力载荷向量

公式与某一个面对应

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：

N1=L1（2L1-1）

N2=4L1L2

N3=L2（2L2-1）

N4=4L2L3

N5=L3（2L3-1）

（Li为体积坐标）

N6=4L3L1N7=4L1L4N8=4L2L4N9=4L3L4

N10=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}=[D]{e}

其中弹性矩阵

A1 A1 0 0 0ù

1 A1 0 0 ú

（1+m ê

对）（1-3m）

[D]=E（1-m） ê

1 0 0

A2 0

称

0ú

A2ú

A1=

其中

1-m

A2=

1-2m

2（1-m）

而应变

{e}=[B]{d}（e）

式中单位应变矩阵[B]

[B]=[B1B2B3LB10]

单元结点位移

{d}（e）=[uvwuvwLuvw]T

111222 101010

其中

Ni ù

x 0 0ú

N ú

0 i 0ú

y ú

0 0 ¶

Niú

i ¶

[B]=ê

i

zú

0ú

0 ¶

yú

0 ¶

xú

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Von 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VonMises应力来评价结构的强度。

VonMises 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：

sij=ç

tyx

txzö

yz÷

o÷

zx x zø

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sxsysz和3个切应力txytyztxz。

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-Is2I+s1-I=0

n 1 n2 n 3

I1=sx+sy+sz

I=ss+ss+ss-t2-t2-t2

2 x y x z y z xy yz xz

sx txy txz

I3=txy

txz

tyz

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vonMises应力，单位为MPa。

vonMises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]）1/2

e 2 1 2

2 3 3 1

s1，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

mmtonne

力

时间

sec

重力

9806.65 mm/sec^2

衍生单位:

面积 mm^2

体积 mm^3

密度 tonne/mm^3

转矩/力矩 mmN

应力 N/mm^2

杨氏模量 N/mm^2

能量 mmN

3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4.1.1-2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度分布。

图4.1.2-1外壳体的载荷图（90度）

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。

图4.1.3-1外壳体的网格图

4.1.4壳体应力分析结果

分析得到90度分布载荷最大应力为125MPa左右，如图4.1.4-1所示。

图4.1.4-1外壳体90度加载的VonMises应力

图4.1.4-1外壳体150度加载的VonMises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。

4.1.5壳体位移分析结果

90度载荷下壳体合成位移大约为0.1mm，如图4.1.5-1所示

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4.2.1-1转子几何尺寸

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4.2.2-1转子90度载荷

图4.2.2-2转子135度载荷

4.2.3转子应力分析结果

转子最大应力为52MPa

图4.2.3-1转子90度加载的VonMises应力

图4.2.3-1转子135度加载的VonMises应力

从上述得到的结果可以看出，马达转子的安全系数大约为6，不会出现强度问题。

4.2.4转子位移分析结果

图4.2.4-1转子90度加载的X位移

图4.2.4-2转子90度加载的Y位移

图4.2.4-3转子135度加载的X位移

图4.2.4-4转子135度加载的Y位移

马达转子的位移在径向很小，满足结构的密封需求。

4.3端盖部件

4.3.1端盖模型说明

图4.3.1-1端盖几何模型

4.3.2端盖结构载荷说明

考虑最不安全的情况下，马达端盖承受150度的压力分布，如图所示。

图4.3.2-1端盖载荷分布

4.3.3端盖应力分析结果

图4.3.3-1端盖150度加载的VonMises应力

4.3.4端盖位移分析结果

图4.3.4-1端盖150度加载的Y位移

5结果分析

5.1误差估计

定子的最大径向位移大约为0.05mm，根据网格密度估计，以及定子不承受复杂工况，一般采用二次单元及能得到比较满意的结果，根据对于弯曲载荷的一般二次单元估计，利用一层单元，精度可以达到90％左右，而本计算里，平均实体内单元层数约为2，所以能够满足工程要求。

转子的最大径向位移为0.09mm，由于比定子工况稍微复杂，精度能够达到80％以上。

对于两者合成产生的位移，由于位移是反方向的，所以，不会由于间隙减小造成系统故障。

对于外端盖，其受力状况和形状与外壳体的底部相同，最大轴向位移约为

0.1mm。

5.2 极限承载能力分析

从位移来看，系统具有10倍以上的安全系数。

所以位移分析对结构来说不是重要的。

从应力分布上看，应力集中在叶片的根部等结构突然转角的位置，出现这种情况，是由于有限元分析自身有一定的弊病。

对于突然转角这样的问题，在网格划分十分细的情况下，应力是难以收敛的。

实际结构不会出现这种情况，应为大多数情况下结构上都具有较大的过渡圆角。

另外，即使出现尖角的情况，由于局部的塑性变形也会释放掉应力。

从分析结果上看，系统的最大VonMises应力小于125MPa，去除这些由于有限元自身造成局部应力集中的原因外，系统实际的应力应该小于100MPa。

所以结构具有充分高的安全系数。

附录：

壳体几何形状（正面）

壳体的网格图

壳体150度加载的X向位移

壳体150度加载的Y向位移

壳体150度加载的Z向位移

壳体150度加载的合成位移

壳体150度加载的VonMises应力

转子的模型图

转子的网格图

转子90度加载的X向位移

转子90度加载的Y向位移

转子90度加载的VonMises应力

转子135度加载的X向位移

转子135度加载的Y向位移

转子135度加载的VonMises应力

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