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有限元分析报告书

轴流式通风机叶轮与机座有限元分析

分析与优化报告书

第 2 页共 46 页

第一部分机座的有限元分析与优化------------------------------------ 4

1.1 机座分析的已知条件------------------------------------------ 4

1.2 材料的力学性能----------------------------------------------- 4

1.3 有限元分析模型----------------------------------------------- 4

1.3.1分析前的假设----------------------------------------- 4

1.3.2建立分析模型----------------------------------------- 5

1.3.3建立有限元分析模型---------------------------------- 7

1.4 计算结果------------------------------------------------------ 7

1.4.1 变形结果----------------------------------------------- 7

1.4.2 应力结果----------------------------------------------- 8

1.4.3 路径结果----------------------------------------------- 11

1.4.4 分析结果评判------------------------------------------ 13

1.5 机座优化------------------------------------------------------ 14

1.5.1优化参数的确定--------------------------------------- 14

1.5.2优化模型的建立--------------------------------------- 15

1.5.3优化分析的结果--------------------------------------- 16

1.5.4优化结果评判----------------------------------------- 17

第二部分轮毂的有限元分析与优化------------------------------------- 18

2.1 轮毂分析的已知条件 -------------------------------------------

2.2 材料的力学性能 ------------------------------------------------

2.3 有限元分析模型 ------------------------------------------------

2.3.1分析前的假设 ------------------------------------------

2.3.2建立分析模型 ------------------------------------------

2.3.3建立有限元分析模型 -----------------------------------

2.4 计算结果 -------------------------------------------------------

第 3 页共 46 页

2.4.1 变形结果 ------------------------------------------------

2.4.2 应力结果 ------------------------------------------------

2.4.3 路径结果 ------------------------------------------------

2.4.4 结果分析 ------------------------------------------------

2.5 轮毂优化 ----------------------------------------------------- 38

2.5.1轮毂转速在 n=1000rpm --------------------------------

2.5.2轮毂转速在 n=750rpm --------------------------------- 43

参考文献----------------------------------------------------------------

第 4 页共 46 页

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

根据合同内容，甲方提供的已知条件有：

① 机座结构的设计图 1 张（3 号图纸），见附件 1（原图的复印件）。

② 机座的工作环境条件：

工作温度：

常温

工作环境：

煤矿通风，并安装在地面上。

③ 配套电机型号：

YBF355L1-8-185KW 380V

④ 电机及叶轮的重量为：

电机总重量：

2200kg（由甲方提供）

叶轮的总重量：

543.8kg（由称重和分析模型计算得到）

1.2 材料的力学性能

① 根据设计图纸，机座结构的材料为：

Q235A

查文献[1]有：

密度：

ρ = 7.85 t m3 （第 1-6 页）

弹性模量：

E = 196～206 GPa （第 1-7 页）,取 E = 200 GPa

泊松比：

μ = 0.3

切变模量：

G = 79 GPa

屈服极限：

σ s = 235Mpa

σ s = 225Mpa

对于钢板厚度为：

≤ 16mm （第 3-12 页）

对于钢板厚度为：

16 - 40mm

抗拉强度：

σ b = 375 - 500Mpa

② 叶片材料：

ZL104

密度：

ρ = 2.7 t m3 （第 1-6 页）

重力加速度：

9.8m / s 2

1.3 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，

因此在建立有限元分析模型之前提出如下假设。

① 假设结构件的焊接是完全可靠的，结构件之间已全焊透，没有焊接残

余应力的存在，在分析时不考虑焊脚高度对结构的影响。

第 5 页共 46 页

② 假设机座结构不存在任何制造或安装变形，在分析中按图纸的理想结

构进行建模。

③ 假定螺栓连接可靠，不考虑螺栓连接的预应力对结构件的影响。

④ 不考虑工艺孔或不影响结构分析的附件结构（如通风孔的遮盖）。

⑤ 不考虑风压载荷对机座的影响。

⑥ 假定叶轮是完全平衡包括动平衡和静平衡。

1.3.2 建立分析模型

1 结构简化

根据对甲方提供图纸的分析可知，当不考虑电机引出线管结构时，机座

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

析模型如图 1 所示

电机安装位置施加电机和

叶轮重量载荷，按面载荷方

式，施加面积为电机尺寸

对称面施加对称约束

安装面施加全约束

图 1 机座的简化分析模型

2 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

力载荷有：

1、机座本身的自重

2、由电机、轮毂和叶片自重所构成的载荷，它们各自重量为：

①电机的重量：

Wd = 2200kg （由甲方提供）

②轮毂的重量：

Wl = 327.8kg （按图纸计算）

第 6 页共 46 页

③叶片的重量：

单个叶片的重量为：

13.5kg （实际称重），则总的重

量为：

Wy = 13.5 ⨯16 = 216kg

轮毂与叶

片的重力

电机自重

图 2 电机及轮毂的受力结构示意图

其受力结构示意图如图 2 所示。

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，

由此将产生一个弯矩 M x 和总重力W ，其中：

W = Wd + Wl + Wy = 2200 + 327.8 + 216 = 2743.8 kg

= 26889.24 N

M x = （Wl + Wy ） ⨯ 0.645 = （327.8 + 216） ⨯ 0.645 = 350.751 kg ⋅ m

= 3437.36N ⋅ m

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 2

可知，接触面的面积 A 为：

A = 150 ⨯ 900 ⨯ 2 = 270000 mm2

= 0.27 m2

则作用在接触面上的压力载荷 P 为：

P =

26889.24

0.27

= 99589.78 Pa

考虑到结构和载荷的简化，将压力载荷放大 20%，即有：

P计 = P ⨯1.2 = 119507.736

综上所述，这样施加到机座用于有限元分析的载荷有 3 个：

① 弯矩：

M x = 3437.36 N ⋅ m

② 压力：

P计 = 119507.736 Pa

③ 机座自身的重力

施加的位置如图 1 所示。

3 约束简化

（1）机座与地面的约束

第 7 页共 46 页

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

限制，因此在分析时，将对机座与地面的接触面进行全约束。

（2）机座对称面的约束

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

面上施加对称约束。

施加约束的具体情况可参考图 1 上的说明。

1.3.3 建立有限元模型

由于机座结构是采用薄板通过焊接而成，板的厚度与其长或宽的尺寸相比

要小得多，因此在有限元分析时宜采用壳单元进行分析，根据壳单元的特性，

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 ANSYS 软件

中的壳单元 SHELL63；由于结构的不规则性较多，划分网格时采用自由划分，

设置单元的长度为 0.030 单位，共划分了壳单元 33345 个，节点 33589 个，

分析计算运行时间为 378.77 秒，其网格图如图 3 所示。

图 3 机座有限元分析的网格图

1.4 计算结果

采用大型通用 CAE 软件 ANSYS 对图 3 所示的网格结构进行了分析计算，

其计算结果如下，其中坐标系如图 3 所示。

1.4.1 变形结果

1、X 方向的变形分布云图

在 X 方向的变形分布如图 4a 所示，其中最大的 X 方向变形发生在内筒体

的中部偏下的位置。

其中最大的位移为：

Ux = 0.731⨯10-4 m

2、Y 方向的变形分布云图

在 Y 方向的变形分布如图 4b 所示，其中最大的 Y 方向变形发生在内筒体

的中部螺栓连接板的位置。

其中最大的位移为：

Uy = -0.002193 m ，而其它位

第 8 页共 46 页

置的位移主要介于 - 0.2 ⨯10-3 ⇔ 0.494 ⨯10-4 m 之间

（a） X 方向的变形结果（b） Y 方向变形的结果

（c） Z 方向的变形结果（d）机座的总变形分布

图 4机座变形等值线分布图

3、Z 方向的变形分布云图

Z 方向的变形结果如图 4c 所示，其中最大的 Z 方向变形发生在电机安装

板的支撑板上，其值为：

Uz = 0.156 ⨯10-4 m ，其它位置基本上位于 - 0.355⨯10-5 ～

0.364 ⨯10-5 m

4、总变形分布云图

机座的总变形结果分布云图如图 4d 所示，其中最大的变形值为

U = 0.002193 m ，且发生在电机安装板的位置。

内筒体与外筒体相比，其变形

要大一些，基本上介于 0.122 ⨯10-4 ～ 0.244 ⨯10-3 m 之间。

对于外筒体而言，其

筒体上部的变形要比筒体下部的变形要大。

1.4.2 应力结果

1、X 方向的应力分布云图

如图 5a 所示为机座在 X 方向的应力等值线分布云图，其中最大的 X 方向

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：

σ x = 0.153⨯109 Pa ，最大压应力为：

σ x = -0.155⨯109 Pa ，其余位置的应力基

本介于 - 0.181⨯108 ～ 0.161⨯108 Pa 之间

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（a） X 方向的应力等值线分布云图（b） Y 方向应力等值线分布云图

（c）机座 Z 方向的应力等值线分布云图（d） Mises 应力分布的等值线云图

图 5应力等值线分布云图

2、Y 方向的应力分布云图

如图 5b 所示为机座在 Y 方向的应力等值线分布云图，其中最大的方向应

力位于电机安装板与通风孔口的连接处，其值为：

σ y = 0.282 ⨯108 Pa ，大多

数位置的应力位于 - 2.64 ⨯107 ～ 0.506 ⨯107 Pa 之间。

3、Z 方向的应力分布云图

如图 5c 所示为机座在 z 方向的应力等值线分布云图，其中最大拉应力和

压应力均位于电机安装板上，其最大拉应力的值为：

σ z = 0.104 ⨯109 Pa ；最大

压应力的值为：

σ z = -0.104 ⨯109 Pa 。

其它大多数位置的应力值均介于

- 0.115 ⨯108 ～ 0.117 ⨯108 Pa 之间。

4、Mises 应力强度分布云图

如图 5d 所示为机座的 Mises 应力等值线分布云图，其中最大应力位于电

机安装板上，其值为：

σ e = 0.135⨯109 Pa 。

从图 11 可以看到，内筒体上的应

力值要大于外筒体上的应力值。

5、第一主应力分布云图

如图 6a 显示了机座上第一主应力的等值线分布云图，其中第一主应力的

最大值发生在电机安装板上，其值为：

σ 1 = 0.154 ⨯109 Pa ，在电机安装板与

值为：

σ2 = -0.848 ⨯108 Pa ，其它位置的应力值大多数介于 - 0.178 ⨯10 ～

第 10 页共 46 页

内筒体相连接的位置，其应力也相对较大，而外筒体上的第一主应力值要小，

其值在 - 0.560 ⨯107 ～ 0.480 ⨯107 Pa 之间。

6、第二主应力分布云图

如图 6b 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：

σ 2 = 0.850 ⨯108 Pa ，最大压应力的

0.200 ⨯107 Pa 之间。

7、第三主应力分布云图

如图 6c 所示为机座上第三主应力的等值线分布云图，最大应力值为压应

力，其值为：

σ 3 = -0.156 ⨯109 Pa ，其它大多数位置的应力值介于

- 0.164 ⨯108 ～ 0.109 ⨯107 Pa 之间。

（a）机座第一主应力分布云图（b）机座第二主应力的分布云图

（c）机座第三主应力的分布云图

图 6机座上的主应力分布云图

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（a）（b）

图 7机座上路径的设置情况

1.4.3 沿指定路径的应力和位移分布

为了更好地查看结构上各部分的应力分布，了解零件剖面上的受载情况，

如图 7 所示显示了机座结构上的路径设置，它们分别是：

① 沿电机安装板的中心轴线方向即 A1—A2 路径；

② 电机安装板的横剖面即图中 B1—B2 路径；

③ 沿电机支撑板的横向剖面即图中的 D1—D2 路径；

④ 沿内筒体中剖面的路径即 G1—G2 路径；

⑤ 沿下通风孔的横剖面路径即 F1—F2 路径；

⑥ 沿下通风孔的路径即 E1—E2。

沿路径的应力和变形结果如下图所示。

（a）应力分布（b）位移分布

图 8沿路径 A1—A2 的应力和位移分布

第 12 页共 46 页

（a）应力分布（b）位移分布

图 9沿路径 B1—B2 的应力和位移分布

（a）应力分布（b）位移分布

图 10沿路径 D1—D2 的应力和位移分布

（a）应力分布（b）位移分布

图 11沿路径 E1—E2 的应力和位移分布

注：

图中纵坐标分别表示应力或位移，其单位为：

应力为 Pa ；位移为 m 。

横

坐标表示沿路径的距离。

图中各符号的意义说明如下：

SX ——表示 X 方向的应力； SY ——表示 Y 方向的应力；

SZ ——表示 Z 方向的应力； SEQV ——表示为 Mises 应力。

UX ——表示 X 方向的位移；UY ——表示 Y 方向的位移；

UZ ——表示 Z 方向的位移；USUM ——表示为总位移。

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（a）应力分布（b）位移分布

图 12沿路径 F1—F2 的应力和位移分布

（a）应力分布（b）位移分布

图 13沿路径 G1—G2 的应力和位移分布

1.4.5分析结果评判

从“1.2 材料的性能中”中已知，材料 Q235A 的性能为：

屈服极限：

σ s = 235Mpa

σ s = 225Mpa

对于钢板厚度为：

≤ 16mm （第 3-12 页）

对于钢板厚度为：

16 - 40mm

1．强度条件

从图 5d 可以看到，最大的当量应力 Mises 应力值为σ eq = 135 MPa ，且位

于电机安装板上，由于电机安装板的厚度为 20mm ，因此取材料的屈服极限为

σ s = 225Mpa 。

另外若不考虑应力集中，则从图 5d 和图 9a 中可以看到此时的最大当量

Mises 应力值约为：

σ eq = 59Mpa ，则机座结构的应力集中系数为：

Kt =

σ eq,Max

σ eq

135

= 2.3

机座结构的安全系数为：

第 14 页共 46 页

n =

σ s

σ e

225

= 3.8 > 2

即机座结构安全。

3．刚度评判

从图 4d 和图 13b 中可以看到，机座结构在重力载荷下产生的最大位移为：

U = 0.002193 m = 2.19 mm ，能够满足刚度要求。

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

分，因此很有必要对机座结构进行优化分析。

1.5.1优化参数的确定

可以从图 4 至图 13 中看出，无论是结构的变形还是应力的分布，内筒体

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

不考虑内筒体结构尺寸变化，即内筒体结构的尺寸保持不变。

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

进行优化。

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

成结构的优化。

1.5.2优化模型的建立

如图 14 所示为机座结构的外观图，图上显示了将要进行优化的零部件结

构的名称。

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

最小。

在不改变机座结构情况下，可建立如下的优化数学模型为：

⎧MinW （ X ）

⎪

⎨s.t.

⎪

xn ]

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式中：

X 为设计变量，主要为外筒体结构零件的厚度； [σ ]为许用应力， [ f ]为

许用刚度条件。

外筒体

法兰

纵向连接板

加强圈

纵向加强板

下通风口支板

下通风孔支撑板

纵向加强板

图 14 机座的几何结构示意图

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

的厚度为：

① 外筒体及加强圈的厚度由 8mm 改为 6mm;

② 外筒体上法兰的厚度由 18mm 改为 14mm；

③ 法兰侧的纵向加强板的厚度由 12mm 改为 8mm;

④ 外筒体上纵向连接板的厚度由 18mm 改为 14mm;

⑤ 加强圈及筒体法兰的外径由Ф2710 改为Ф2600mm;

⑥ 下通风口支板与支撑板的厚度由 18mm 改为 14mm;

1.5.3优化分析的结果

建立的有限元分析模型及网格模型可参考图 1、图 3，对其进行有限元分

析后，其分析结果如下图所示。

1、优化前，机座结构的总重量为 4829kg；优化后，机座结构的总重量

为 3604kg，下降了总重量的 25.4%。

2、优化后，机座结构 Mises 的应力等值线分布云图如图 15a 所示，其中

最大的 Mises 应力位于电机安装板上，其值为：

σ e = 151Mpa 。

3、优化后，沿图 7 中所示的 A1—A2、B1—B2、C1—C2 路径的变形和应

力分布结果如图 16、图 17 和图 18 所示，其中从图 17a 中可以看到，在考虑

应力集中时，路径上的最大 Mises 应力为：

σ e = 111.6Mpa ，若不考虑应力集

中，取其平均值，则最大 Mises 应力值为：

σ e = 68Mpa 。

对于变形位移来说，

从图 24 至 26 中可以看到，与优化前的结果变化不大。

第 16 页共 46 页

4、优化后，机座结构的总变形等值线分布云图如图 15b 所示，其中最大

变形的位置与优化前相比，没有变化，其最大位移值为：

U = 0.0022 m

（a）Mises 应力等值线分布图（b）总变形等值线分布图

图 15 优化后机座的 Mises 和总变形等值线分布云图

（a）应力分布图（b）位移分布图

图 16 优化后沿路径 A1—A2 的应力和位移分布图

1.5.4优化结果评判

1、强度评判

从图 15 和图 18a 中可以看到，优化后机座结构中最大的当量应力为：

考虑应力集中在内有：

σ e

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