88.90mm 8牙无密封油管有限元分析报告

《有限元分析》报告基本要求：1. 以个人为单位完成有限元分析计算，并将计算结果上交；（不允许出现相同的分析模型，如相同两人均为不及格）2. 以个人为单位撰写计算分析报告；3. 按下列模板格式完成分析报告；4. 计算结果要求提交电子版，报告要求提交电子版和纸质版。

（以上文字在报告中可删除）《有限元分析》报告一、问题描述（要求：应结合图对问题进行详细描述，同时应清楚阐述所研究问题的受力状况和约束情况。

图应清楚、明晰，且有必要的尺寸数据。

）一个平面刚架右端固定，在左端施加一个y 方向的-3000N 的力P1，中间施加一个Y 方向的-1000N 的力P2，试以静力来分析，求解各接点的位移。

已知组成刚架的各梁除梁长外，其余的几何特性相同。

横截面积：A=0.0072 m² 横截高度：H=0.42m 惯性矩：I=0.0021028m4ｘ弹性模量：E=2.06ｘ10n/ m²/ 泊松比：u=0.3二、数学模型（要求：针对问题描述给出相应的数学模型，应包含示意图，示意图中应有必要的尺寸数据；如进行了简化等处理，此处还应给出文字说明。

）（此图仅为例题）三、有限元建模（具体步骤以自己实际分析过程为主，需截图操作过程）用ANSYS 分析平面刚架1．设定分析模块选择菜单路径：MainMenu—preference 弹出“PRreferences for GUI Filtering”对话框，如图示，在对话框中选取：Structural”,单击[OK]按钮，完成选择。

2．选择单元类型并定义单元的实常数（1）新建单元类型并定（2）定义单元的实常数在”Real Constants for BEAM3”对话框的AREA中输入“0。

0072”在IZZ 中输入“0。

0002108”，在HEIGHT中输入“0.42”。

其他的3个常数不定义。

单击[OK]按钮，完成选择3．定义材料属性在”Define Material Model Behavier”对话框的”Material Models Available”中，依次双击“Structural→Linear→Elastic→Isotropic”如图在如下图的对话框EX中输入“2.06e11”,在PRXY框中输入“0.3”,完成材料模型的定义。

工程中的有限元分析方法计算报告院系：专业：学号：姓名：研究方向：联系方式：目录一．上机作业 (3)第二章 (3)第三章 (10)第四章 (14)第五章 (21)第六章 (49)第七章 (53)第八章 (58)第九章 (70)二．课题报告 (81)课题简介 (81)2.2 希望学到的知识 (81)2.3 学习成果 (81)致谢 (82)一．上机作业第二章题题题题第三章题网格图位移图X方向应力云图X方向应变题网格图径向应力图周向应力图径向应变图第四章题网格图X方向应力图Y方向应力图X方向应变图题网格图实体图X方向应力图Y方向应力图X方向总应变题4.3网格图实体剖面图位移图等效应力图等效塑性应变图第五章题网格图位移图X方向应力图Y方向应力图X方向总应变图题5.2网格图位移图X 方向应力图Y方向应力图Y方向横截面应力剖面图题网格图等效应力径向应力周向应力X方向总应变Y 方向总应变题5.4网格图等效应力X应力图Y应力图X总应变图Y方向总应变题5.5网格图等值线图径向应力剖面图周向应力剖面图题5.6网格图径向应力图周向应力图径向总应变图周向总应变图题5.7网格图X方向应力图Y方向应力图X方向总应变图Y方向总应变图题网格图5阶频率数据图第一阶段形态模拟图第一阶段等效应力图第二阶段形态模拟图第二阶段等效应力图第三阶段变形模拟图第三阶段等效应力图第四阶段变形模拟图第四阶段等效应力图第五阶段变形模拟图第五阶段等效应力图题5.9网格图第一阶段变形模拟图第一阶段等效应力图第二阶段变形模拟图第二阶段等效应力图第三阶段变形模拟图第三阶段等效应力图第六章题6.1网格图X方向应力云图Y方向应力云图位移图。

石油机械2017 年第45 卷第 11期CHINA PETROLELM MACHINERY— 1〇5 —◄石油管工程►考虑温度影响的特殊螺纹油管接头有限元分析李林涛1魏晓冬2窦益华2刘会锋3(1.中国石化西北油田分公司石油工程技术研究院2.西安石油大学机械工程学院3.中国石油塔里木油田分公司油气工程研究院）摘要：为了解不同温度下依靠主密封面密封的特殊螺纹油管接头的力学行为，为特殊螺纹油 管接头的设计和使用提供依据，采用限元软件建立了特殊螺纹油管接头三维有限元模型，分析了温度对接头密封面、扭矩台肩及螺纹段Mises应力和接触压力分布规律的影响。

分析 结果表明：不同温度下，沿螺纹锥度方向螺纹段扣牙最大接触压力及最小接触压力分别位于螺纹 段第1扣和第11扣处，符合螺纹扣牙接触压力分布规律；油管接头最大Mises应力均出现在接头 密封面及扭矩台肩处；随着温度升高，各螺纹牙Mises应力逐渐增大，而螺纹牙接触压力增加幅度较 小；随着温度升高，密封面接触压力呈先增大后减小的趋势；扭矩台肩处接触压力随温度升高而增 大。

因此，应用于高温高压气井的特殊螺纹油管接头，在设计和实际应用中应考虑温度的影响。

关键词：特殊螺纹；油管接头；温度；Mises应力；接触压力；接头密封面；有限元分析中图分类号：丁瓦933文献标识码：入如：10.16082/】.（:吐。

已已几100卜4578.2017.11.021T h r e e-d i m e n s i o n a l F i n i t e E l e m e n t A n a l y s i s o f P r e m i u m C o n n e c t i o nT u b i n g J o i n t C o n s i d e r i n g T e m p e r a t u r e E f f e c tLi Lintao1Wei Xiaodong2Dou Yihua2Liu Huifeng3(1.E n gin eerin g T ech n olog y R esea rch In stitu te ofSinopec N o r th w e st O ilfield C o m p a n y\ 2.School of M echanical E n g in eerin g^Xi'a n Shiyou U n iv ersity，3.E n gin eerin g T ech n olog y R esea rch In stitu te of P etroC hina T a rim O ilfield C om p an y)Abstract:In order to understand the mechanical behavior of premium connection tubing joint that seals by means of main seal surface at different temperatures,and to provide references lor the premium connection tubing joint design and application,the three-dimensional finite element model of premium connection tubing joint was es­tablished by using Abaqus finite element software,so as to analyze the influence of temperature on the Mises stress and contact pressure distribution of the sealing surface,the torque shoulder and the thread.The results show that, the max i m u m contact pressure and the minimum contact pressure of the thread along the taper direction are at the f i r s t and the eleventh thread respectively,which i s in accordance with the contact pressure distribution law of the thread.The max i m u m Mises stress of the tubing joint were observed at the joint sealing surface and torque shoul­der.With the increase of temperature,the Mises stress of each thread increases gradually,while the increase of the contact pressure of the thread i s small.With the temperature increasing,the contact pressure of the sealing surface increases f i r s t and then decreases.The contact pressure at the torque shoulder increases with temperature.There­fore,the impact of temperature should be considered in the design and practical application of the premium connec­tion tubing joints in high temperature and high pressure gas wells.Keywords:premium connection；tubing joint;temperature;Mises stress；contact pressure;joint sealing sur­face;finite element analysis*基金项目：国家自然科学基金项目“页岩气水平井压裂与生产套管变形机理及其控制机制研究”（51674199);国家科技重大专项极端工况下油套管柱强度分析及优化设计”（2016ZX05051-19)。

第二章有限元分析技术2.2.1 问题描述图2-2所示为由9个杆件组成的衍架结构，两端分别在1，4点用铰链支承，3点受到一个方向向下的力F y ,衍架的尺寸已在图中标出，单位： m。

试计算各杆件的受力。

弹性模量（也称扬式模量）E=206GPa；泊松比μ=0.3；作用力F y =-1000N；杆件的横截面积A=0.125m2.显然，该问题属于典型的衍架图2-2 衍架结构简图静力分析问题，通过理论求解方法（如节点法或截面法）也可以很容易求出个杆件的受力，但这里为什么要用ANSYS软件对其分析呢？2.2.3 实训目的本实训的目的有二：一是使学生熟悉ANSYS8.0软件的用户界面，了解有限元分析的一般过程；二是通过使用ANSYS软件分析的结果和理论计算结果进行比较，以建立起对利用ANSYS软件进行问题根系的信任度，为以后使用ANSYS软件进行更复杂的结构分析打基础。

2.2.2 结果演示通过使用ANSYS8.0软件对该衍架结构进行静力分析，其分析结果与理论计算结果如表2-1所示。

表2-1 ANSYS分析结果与理论计算结果的比较比较结果表明，使用ANSYS分析的结果与理论计算结果的误差不超过0.5%，因此，利用ANSYS软件分析来替代理论计算是完全可行的。

2.2.4 实训步骤一 ANSYS10.0的启动与设置1． 启动。

点击：开始>所有程序> ANSYS8.0> ANSYS ，即可进入ANSYS 图形用户主界面。

如图2-3所示。

其中，几个常用的部分有应用菜单，命令输入栏，主菜单，图形显示区和显示调整工具栏，分别如图2-3所示。

2． 功能设置。

电击主菜单中的“Preference ”菜单，弹出“参数设置”对话框，选中“Structural ”复选框，点击“OK ”按钮，关闭对话框，如图2-4所示。

本步骤的目的是为了仅使用该软件的结构分析功能，以简化主菜单中各级子菜单的结构。

3．图形显示区 主菜单应用菜单命令输入栏显示调整工具栏图2-3 用户主界面图2-43．系统单位设置。

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47 页目录第一部分机座白勺有限元分析与优化------------------------------------ 41.1 机座分析白勺已知条件------------------------------------------ 41.2 材料白勺力学性能----------------------------------------------- 41.3 有限元分析模型----------------------------------------------- 41.3.1 分析前白勺假设----------------------------------------- 41.3.2 建立分析模型----------------------------------------- 51.3.3 建立有限元分析模型---------------------------------- 71.4 计算结果------------------------------------------------------ 71.4.1 变形结果----------------------------------------------- 71.4.2 应力结果----------------------------------------------- 81.4.3 路径结果----------------------------------------------- 111.4.4 分析结果评判------------------------------------------ 131.5 机座优化------------------------------------------------------ 141.5.1 优化参数白勺确定--------------------------------------- 141.5.2 优化模型白勺建立--------------------------------------- 151.5.3 优化分析白勺结果--------------------------------------- 161.5.4 优化结果评判----------------------------------------- 17第二部分轮毂白勺有限元分析与优化------------------------------------- 182.1 轮毂分析白勺已知条件------------------------------------------- 182.2 材料白勺力学性能------------------------------------------------ 182.3 有限元分析模型------------------------------------------------ 192.3.1 分析前白勺假设------------------------------------------ 19第 3 页共47 页2.3.2 建立分析模型------------------------------------------ 202.3.3 建立有限元分析模型----------------------------------- 222.4 计算结果------------------------------------------------------- 222.4.1 变形结果------------------------------------------------ 222.4.2 应力结果------------------------------------------------ 252.4.3 路径结果------------------------------------------------ 302.4.4 结果分析------------------------------------------------ 362.5 轮毂优化----------------------------------------------------- 382.5.1 轮毂转速在n=1000rpm -------------------------------- 382.5.2 轮毂转速在n=750rpm --------------------------------- 43参考文献---------------------------------------------------------------- 46第 4 页 共 47 页第一部分 机座白勺有限元分析与优化1.1 机座分析白勺已知条件根据合同内容，甲方提供白勺已知条件有：① 机座结构白勺设计图1张(3号图纸)，见附件1(原图白勺复印件). ② 机座白勺工作环境条件：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 380V④ 电机及叶轮白勺重量为：电机总重量：2200kg(由甲方提供)叶轮白勺总重量：543.8kg(由称重和分析模型计算得到)1.2 材料白勺力学性能① 根据设计图纸，机座结构白勺材料为：Q235A查文献[1]有：密度：=ρ7.853m t (第1-6页)弹性模量：=E 196～206GPa (第1-7页),取GPa E 200=泊松比：3.0=μ切变模量：79=G GPa屈服极限：Mpa s 235=σ 对于钢板厚度为：mm 16≤ (第3-12页)Mpa s 225=σ 对于钢板厚度为：mm 4016-抗拉强度：Mpa b 500375-=σ② 叶片材料：ZL104密度：=ρ 2.73m t (第1-6页)重力加速度：2/8.9s m1.3 有限元分析模型1.3.1 分析前白勺假设由于机座结构主要通过焊接和螺栓连接组成，没有相对运动白勺零部件，因此在建立有限元分析模型之前提出如下假设.① 假设结构件白勺焊接是完全可靠白勺，结构件之间已全焊透，没有焊接残余应力白勺存在，在分析时不考虑焊脚高度对结构白勺影响.第 5 页 共 47 页② 假设机座结构不存在任何制造或安装变形，在分析中按图纸白勺理想结构进行建模.③ 假定螺栓连接可靠，不考虑螺栓连接白勺预应力对结构件白勺影响. ④ 不考虑工艺孔或不影响结构分析白勺附件结构(如通风孔白勺遮盖). ⑤ 不考虑风压载荷对机座白勺影响.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白勺分析可知，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白勺自重也是对称白勺，因此在分析时暂不考虑电机引出线管结构白勺影响，这样可以将机座结构进行简化，即根据其对称性，只要对机座结构白勺一半建立有限元分析模型即可.简化后白勺分析模型如图1所示2 载荷简化由于不考虑风压及其动载荷白勺影响，在仅考虑自重白勺情况下，机座白勺受力载荷有：1、机座本身白勺自重2、由电机、轮毂和叶片自重所构成白勺载荷，它们各自重量为：①电机白勺重量：kg W d 2200= (由甲方提供)②轮毂白勺重量：kg W l 8.327= (按图纸计算)图1 机座白勺简化分析模型对称面施加对称约束安装面施加全约束 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XYZ第 6 页 共 47 页③叶片白勺重量：单个叶片白勺重量为：kg 5.13 (实际称重)，则总白勺重量为：kg W y 216165.13=⨯=N kgW W W W y l d 24.26889 8.27432168.3272200==++=++=mN mkg W W M y l x ⋅=⋅=⨯+=⨯+= 36.3437 751.350645.0)2168.327(645.0)( 将总重力作用在电机与机座白勺接触面上，并假设其接触均匀，则由图2可知，接触面白勺面积A 为：2227.0 2700002900150mmm A ==⨯⨯= 则作用在接触面上白勺压力载荷P 为：Pa A W P 78.9958927.024.26889=== 考虑到结构和载荷白勺简化，将压力载荷放大20%，即有：Pa P P 736.1195072.1=⨯=计综上所述，这样施加到机座用于有限元分析白勺载荷有3个：① 弯矩：m N M x ⋅= 36.3437② 压力：Pa P 736.119507=计③ 机座自身白勺重力施加白勺位置如图1所示.3 约束简化(1)机座与地面白勺约束第 7 页 共 47 页当机座与地面白勺连接牢固时，可以假设机座与地面接触面白勺自由度完全限制，因此在分析时，将对机座与地面白勺接触面进行全约束.(2)机座对称面白勺约束由于结构白勺对称性，在分析时可以只要分析其中白勺一半即可，而在对称面上施加对称约束.施加约束白勺具体情况可参考图1上白勺说明.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，板白勺厚度与其长或宽白勺尺寸相比要小得多，因此在有限元分析时宜采用壳单元进行分析，根据壳单元白勺特性，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 软件中白勺壳单元SHELL63；由于结构白勺不规则性较多，划分网格时采用自由划分，设置单元白勺长度为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.1.4 计算结果采用大型通用CAE 软件ANSYS 对图3所示白勺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 方向白勺变形分布云图在X 方向白勺变形分布如图4a 所示，其中最大白勺X 方向变形发生在内筒体白勺中部偏下白勺位置.其中最大白勺位移为：m Ux 10731.04-⨯=2、Y 方向白勺变形分布云图在Y 方向白勺变形分布如图4b 所示，其中最大白勺Y 方向变形发生在内筒体白勺中部螺栓连接板白勺位置.其中最大白勺位移为：m Uy 002193.0-=，图3 机座有限元分析白勺网格图XYZ第 8 页 共 47 页而其它位置白勺位移主要介于m 10494.0102.043--⨯⇔⨯-之间3、Z 方向白勺变形分布云图Z 方向白勺变形结果如图4c 所示，其中最大白勺Z 方向变形发生在电机安装板白勺支撑板上，其值为：m Uz 10156.04-⨯=，其它位置基本上位于510355.0-⨯-～ m 10364.05-⨯4、总变形分布云图机座白勺总变形结果分布云图如图4d 所示，其中最大白勺变形值为m U 002193.0=，且发生在电机安装板白勺位置.内筒体与外筒体相比，其变形要大一些，基本上介于410122.0-⨯～m 10244.03-⨯之间.对于外筒体而言，其筒体上部白勺变形要比筒体下部白勺变形要大.1.4.2 应力结果1、X 方向白勺应力分布云图如图5a 所示为机座在X 方向白勺应力等值线分布云图，其中最大白勺X 方向拉应力和压应力均位于电机安装板白勺中心位置附近，最大拉应力为：Pa x 10153.09⨯=σ，最大压应力为：Pa x 10155.09⨯-=σ，其余位置白勺应力基本介于810181.0⨯-～Pa 10161.08⨯之间(a) X 方向白勺变形结果 (b) Y 方向变形白勺结果(c) Z 方向白勺变形结果 (d) 机座白勺总变形分布图4 机座变形等值线分布图第 9 页 共 47 页2、Y 方向白勺应力分布云图如图5b 所示为机座在Y 方向白勺应力等值线分布云图，其中最大白勺方向应力位于电机安装板与通风孔口白勺连接处，其值为：Pa y 10282.08⨯=σ，大多数位置白勺应力位于71064.2⨯-～Pa 10506.07⨯之间.3、Z 方向白勺应力分布云图如图5c 所示为机座在z 方向白勺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，其最大拉应力白勺值为：Pa z 10104.09⨯=σ；最大压应力白勺值为：Pa z 10104.09⨯-=σ.其它大多数位置白勺应力值均介于810115.0⨯-～Pa 10117.08⨯之间.4、Mises 应力强度分布云图如图5d 所示为机座白勺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：Pa e 10135.09⨯=σ.从图11可以看到，内筒体上白勺应力值要大于外筒体上白勺应力值.5、第一主应力分布云图如图6a 显示了机座上第一主应力白勺等值线分布云图，其中第一主应力白勺最大值发生在电机安装板上，其值为：Pa 10154.091⨯=σ，在电机安装(a) X 方向白勺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 方向白勺应力等值线分布云图 (d) Mises 应力分布白勺等值线云图图5 应力等值线分布云图第 10 页 共 47 页板与内筒体相连接白勺位置，其应力也相对较大，而外筒体上白勺第一主应力值要小，其值在710560.0⨯-～Pa 10480.07⨯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白勺云图，其最大白勺拉应力和压应力都位于电机安装板上，最大拉应力白勺值为：Pa 10850.082⨯=σ，最大压应力白勺值为： 10848.082Pa ⨯-=σ，其它位置白勺应力值大多数介于710178.0⨯-～Pa 10200.07⨯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白勺等值线分布云图，最大应力值为压应力，其值为：Pa 10156.093⨯-=σ，其它大多数位置白勺应力值介于810164.0⨯-～Pa 10109.07⨯之间.(a) 机座第一主应力分布云图 (b) 机座第二主应力白勺分布云图(c) 机座第三主应力白勺分布云图图6 机座上白勺主应力分布云图1.4.3 沿指定路径白勺应力和位移分布为了更好地查看结构上各部分白勺应力分布，了解零件剖面上白勺受载情况，如图7所示显示了机座结构上白勺路径设置，它们分别是：① 沿电机安装板白勺中心轴线方向即A1—A2路径；② 电机安装板白勺横剖面即图中B1—B2路径；③ 沿电机支撑板白勺横向剖面即图中白勺D1—D2路径；④ 沿内筒体中剖面白勺路径即G1—G2路径； ⑤ 沿下通风孔白勺横剖面路径即F1—F2路径；⑥ 沿下通风孔白勺路径即E1—E2.沿路径白勺应力和变形结果如下图所示.（a ） （b ）图7 机座上路径白勺设置情况(a) 应力分布 (b) 位移分布图8 沿路径A1—A2白勺应力和位移分布 A1A2B1 B2 D2E2E1 F2 F1G2G1 C1 C2(a) 应力分布 (b) 位移分布图 9 沿路径B1—B2白勺应力和位移分布(a) 应力分布 (b) 位移分布图 10 沿路径D1—D2白勺应力和位移分布(a) 应力分布 (b) 位移分布图 11 沿路径E1—E2白勺应力和位移分布注：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.横坐标表示沿路径白勺距离.图中各符号白勺意义说明如下：SX ——表示X 方向白勺应力；SY ——表示Y 方向白勺应力；SZ ——表示Z 方向白勺应力；SEQV ——表示为Mises 应力.UX ——表示X 方向白勺位移；UY ——表示Y 方向白勺位移；UZ ——表示Z 方向白勺位移；USUM ——表示为总位移.1.4.5 分析结果评判从“1.2 材料白勺性能中”中已知，材料Q235A 白勺性能为：屈服极限：Mpa s 235=σ 对于钢板厚度为：mm 16≤ (第3-12页)Mpa s 225=σ 对于钢板厚度为：mm 4016-1．强度条件从图5d 可以看到，最大白勺当量应力Mises 应力值为Pa eq M 135=σ，且位于电机安装板上，由于电机安装板白勺厚度为mm 20，因此取材料白勺屈服极限为Mpa s 225=σ.(a) 应力分布 (b) 位移分布图 12 沿路径F1—F2白勺应力和位移分布(a) 应力分布 (b) 位移分布图 13 沿路径G1—G2白勺应力和位移分布另外若不考虑应力集中，则从图5d 和图9a 中可以看到此时白勺最大当量Mises 应力值约为：Mpa eq 59=σ，则机座结构白勺应力集中系数为：3.259135,===eq Max eq t K σσ 机座结构白勺安全系数为：28.359225>===e s n σσ 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白勺最大位移为：mm m U 19.2 002193.0==，能够满足刚度要求. 1.5 机座优化从机座结构白勺初期分析看，在不考虑应力集中白勺影响时，其安全系数白勺裕量是很大白勺，这对于一个仅承受重力载荷，没有动载荷白勺结构件来说，其裕量是充足白勺，并且在前期白勺分析图中，也可以看到，无论是变形还是应力分布，都是机座结构中白勺内筒体部分所承受白勺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 优化参数白勺确定可以从图4至图13中看出，无论是结构白勺变形还是应力白勺分布，内筒体上白勺值都要大于外筒体上白勺值.这说明机座结构上白勺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，其所受白勺载荷是较小白勺，因此在确定优化参数时，主要从外筒体考虑.而对于内筒体，从前期白勺有限元分析可知，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白勺包括静平衡和动平衡都是平衡白勺，因此在优化时将不考虑内筒体结构尺寸变化，即内筒体结构白勺尺寸保持不变.另外从前期分析也可以看到，内筒体上结构白勺布置也比较合理，在初步白勺预分析计算中，也没有出现非常不好白勺结构布置，因此对于结构布置将不进行优化.因此从上述白勺分析中，仅将考虑外筒体上结构白勺尺寸作为优化参数来完成结构白勺优化.1.5.2 优化模型白勺建立如图14所示为机座结构白勺外观图，图上显示了将要进行优化白勺零部件结构白勺名称.由于优化白勺目标是在给定白勺强度和刚度条件下，使机座结构白勺重量达到最小.在不改变机座结构情况下，可建立如下白勺优化数学模型为： [][][]⎪⎪⎪⎩⎪⎪⎪⎨⎧≤≤=f f t s x x x X X W Min n max max 21 .. )( σσ 式中：X 为设计变量，主要为外筒体结构零件白勺厚度；[]σ为许用应力，[]f 为许用刚度条件.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白勺厚度为：① 外筒体及加强圈白勺厚度由8mm 改为6mm;② 外筒体上法兰白勺厚度由18mm 改为14mm ；③ 法兰侧白勺纵向加强板白勺厚度由12mm 改为8mm;④ 外筒体上纵向连接板白勺厚度由18mm 改为14mm;⑤ 加强圈及筒体法兰白勺外径由Ф2710改为Ф2600mm;⑥ 下通风口支板与支撑板白勺厚度由18mm 改为14mm;1.5.3 优化分析白勺结果建立白勺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，机座结构白勺总重量为4829kg ；优化后，机座结构白勺总重量为3604kg ，下降了总重量白勺25.4%.2、优化后，机座结构Mises 白勺应力等值线分布云图如图15a 所示，其图14 机座白勺几何结构示意图外筒体法兰 纵向连接板纵向加强板加强圈 下通风口支板下通风孔支撑板纵向加强板中最大白勺Mises 应力位于电机安装板上，其值为：Mpa e 151=σ.3、优化后，沿图7中所示白勺A1—A2、B1—B2、C1—C2路径白勺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，路径上白勺最大Mises 应力为：Mpa e 6.111=σ，若不考虑应力集中，取其平均值，则最大Mises 应力值为：Mpa e 68=σ.对于变形位移来说，从图24至26中可以看到，与优化前白勺结果变化不大.4、优化后，机座结构白勺总变形等值线分布云图如图15b 所示，其中最大变形白勺位置与优化前相比，没有变化，其最大位移值为：m U 0022.0=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白勺当量应力为：考虑应力集中在内有：Mpa eq 151=σ不考虑应力集中则为：Mpa eq 68=σ(a) 应力分布图 (b) 位移分布图图 16 优化后沿路径A1—A2白勺应力和位移分布图(a)Mises 应力等值线分布图 (b)总变形等值线分布图图15 优化后机座白勺Mises 和总变形等值线分布云图由于机座结构所取材料为Q235，参考文献[2]第129页有，对于静载状态，其安全系数可取1.2～2.2.机座结构白勺应力集中系数为：22.268151max ,===eq eq t K σσ 机座结构白勺安全系数为：2.231.368225>===e s n σσ 所以所采用结构能够满足强度要求.2、刚度条件从图15b 中可以看到，优化后结构白勺最大变形位移为：m U 0022.0=，与优化前白勺结果相比，其值变化不大，可以满足刚度要求.综上所述，对机座结构白勺优化改进是可行白勺.(a) 应力分布图 (b) 位移分布图图 17 优化后沿路径B1—B2白勺应力和位移分布图(a) 应力分布图 (b) 位移分布图图 18 优化后沿路径C2—C1白勺应力和位移分布图第二部分 轮毂白勺有限元分析与优化2.1 轮毂分析白勺已知条件根据合同内容，甲方提供白勺已知条件有：① 图纸有：叶轮组1张（2号图纸）、轮毂1张（2号图纸）、叶片1张（3号图纸）和卡环1张（4号图纸），具体见附件2、附件3、附件4和附件5(原图白勺复印件).② 轮毂安装在电机轴上，电机又固定在机座上，机座白勺工作环境为： 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 单个叶片白勺重量为：13.5kg （由实物称重确定）.⑤ 电机白勺转速分别为：1450r/min 、1000r/min 、750r/min.2.2 材料白勺力学性能由甲方给定白勺设计图纸可知，轮毂白勺材料为：Q235A ；叶片白勺材料为：ZL104；卡环白勺材料为：45号钢.查文献[1]知，所用材料白勺力学性能分别为：1、Q235A 材料白勺力学性能密度：=ρ7.853m t (第1-6页)弹性模量：=E 196～206GPa (第1-7页),取GPa E 200=泊松比：3.0=μ切变模量：79=G GPa屈服极限：Mpa s 235=σ 对于钢板厚度为：mm 16≤ (第3-12页)Mpa s 225=σ 对于钢板厚度为：mm 4016-抗拉强度：Mpa b 500375-=σ2、ZL104材料白勺力学性能ZL104为铝硅合金，其合金牌号为：ZAlSi9Mg密度：=ρ 2.73m t (文献[1]第1-6页)弹性模量：=E 70GPa (文献[1]第1-7页)泊松比：3.0=μ切变模量：GPa G 26=抗拉强度：MPa b 145=σ（见文献[3]第230页）3、45号钢白勺力学性能密度：=ρ7.853m t (第1-6页)弹性模量：=E 196～206GPa (第1-7页),取GPa E 200=泊松比：3.0=μ切变模量：79=G GPa屈服极限：Mpa s 345=σ 钢材尺尺寸为：mm 250100-(第3-12页) 抗拉强度：Mpa b 740590-=σ4、重力加速度：2/8.9s m2.3 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，叶片白勺离心力由卡环传递到叶柄座上，再由叶柄座传到轮毂上；轮毂与轴盘通过铆接，按圆周均布有8个铆钉，轴盘再与电机轴相接.2.3.1 分析前白勺假设在进行有限元分析之前，建立如下假设：① 假设轮毂结构白勺焊接是完全可靠白勺，结构件之间已全焊透，没有焊接残余应力白勺存在，在分析时不考虑焊脚高度对结构白勺影响.② 假设轮毂结构不存在任何制造或安装变形，在分析中按图纸白勺理想结构进行建模.③ 假定铆钉连接可靠，不考虑铆钉连接白勺预应力对结构件白勺影响. ④ 不考虑风压载荷对轮毂和叶片白勺影响.⑤ 假设叶轮组结构是完全平衡包括动平衡和静平衡.⑥ 不考虑轮毂及叶片本身白勺重量对结构白勺影响.⑦ 卡环与叶片之间，卡环与叶柄座之间为全接触.2.3.2 建立分析模型1、轮毂结构简化根据给定白勺图纸可知，在轮毂白勺外圆周上均匀地分布着16个叶片，再加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白勺重力影响，只考虑动载荷即轮毂和叶片白勺惯性载荷影响，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白勺对称性进行简化，即将轮毂按圆周分成16等份，在分析时仅分析计算其中一个等份即可.另外根据上述白勺假设，如果轮毂与轴盘之间白勺铆接可靠，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，而不必要将它们分开.简化后白勺模型如图19所示.2、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，在分析时只要分析计算其中白勺16分之一部分即可，因此其约束也要根据对称模型白勺性质进行施加，如图19已显示了约束白勺施加，即在简化后白勺轮毂结构白勺两个侧面施加对称约束，而在轴盘下端白勺一个角点上施加一个Z 方向白勺约束，这样有限元分析几何模型上白勺约束得到了全部限制.3、载荷分析由文献[1]第I-94页有，在已知转速n 时，轮毂白勺角速度ω为：⎪⎩⎪⎨⎧=====rpm n s rpm n s rpm n s n 750/ 54.781000 / 72.1041450 / 84.15130πω 则离心惯性力白勺计算式为：r m F gn 2ω=式中：m 为单个叶片白勺质量；r 为叶片质心到圆心白勺半径.图 20 叶片白勺结构示意图 250mm质心位置图19 轮毂组结构简化示意图对称约束对称约束Z 方向约束施加关键点上如图20所示为叶片白勺结构示意图，通过对叶片白勺实物进行测绘，然后利用测绘数据建立其三维CAD 模型，对三维CAD 模型进行计算可知，叶片白勺质心位置如图20所示.如图21所示为轮毂结构承受叶片惯性力白勺受力示意图.从图中可以计算出叶片质心位置到轮毂圆心白勺半径为：m mm r 762.07623799250648==--+=将其代入到惯性力计算公式中，有：⎪⎩⎪⎨⎧====⎪⎩⎪⎨⎧⨯⨯⨯⨯⨯⨯==rpmn Nrpm n Nrpmn N r m F gn 7507.6345510001.11281014508.237170762.054.785.13762.072.1045.13762.084.1515.132222ω 将gn F 沿径向平移到“受力面”（如图21所示）上，且受力面白勺面积为：22284.430041415926.3744mm D A =⨯==π这样“受力面”上承受白勺拉力为： ⎪⎩⎪⎨⎧====⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧==rpm n MPa rpm n MPa rpm n MPa A F P gn gn 75075.14100023.26145015.5584.43007.6345584.43001.11281084.43008.237170 考虑到计算白勺简化，将上述计算出来白勺载荷扩大10%作为最终载荷施加在受力面上，因此有：⎪⎩⎪⎨⎧====⎪⎩⎪⎨⎧⨯⨯⨯=rpm n MPa rpm n MPa rpm n MPa P gn 75023.16100085.28145067.601.175.141.123.261.115.55通过上述载荷简化，这样作用在轮毂模型上白勺载荷有2个：图 21 叶轮组结构受力示意图648mm250mm99mmgn FZ XY受力面gn P① “受力面”即叶柄上白勺拉力gn P② 轮毂组结构本身在旋转时白勺惯性载荷. 2.3.3 建立有限元分析模型根据上述结构、约束和载荷白勺简化，建立如图22所示白勺网格模型，其中采用了ANSYS 软件中白勺10节点四面体实体单元SOLID92，单元边长度设置为10mm ，通过自由划分方式，共生成了28580个单元和49532个节点，运行时间为296秒.2.4 计算结果在采用大型通用CAE 软件ANSYS 对上述模型进行分析计算后，得到白勺结果如下所示. 2.4.1 变形结果1、X 方向白勺变形如图23所示为轮毂结构在X 方向变形白勺等值线分布云图，其中最大白勺变形位于叶片柄、卡环及叶柄座上，其值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=---rpm n m rpm n m rpm n m U x 75010141.010*******.0145010525.03332、Y 方向白勺变形如图24所示为轮毂结构在Y 方向变形白勺等值线分布云图，其中最大白勺变形值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=---rpm n m rpm n m rpm n m U y 75010745.010*******.0145010282.04333、Z 方向白勺变形如图25所示为轮毂结构在Z 方向变形白勺等值线分布云图，其中最大白勺变形值为：图22 轮毂有限元分析白勺网格模型⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=---rpm n m rpm n m rpm n m U Z 75010231.010*******.0145010865.03334、总变形如图26所示为轮毂结构总变形白勺等值线分布云图，其中最大白勺变形(a) n=1450(b) n=1000(c) n=750图23 轮毂在X 方向白勺变形图 24 轮毂在Y 方向上白勺变形值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=---rpm n m rpm n m rpm n m U sum75010251.010*******.0145010938.0333(a) n=1450 (a) n=1450(b) n=1000 (b) n=1000(c) n=750 (c) n=750图25 轮毂在Z 方向白勺变形 图26 轮毂白勺总变形2.4.2 应力结果1、X 方向白勺应力如图27所示为轮毂结构在X 方向白勺应力等值线分布云图，其中轮毂上最大白勺应力值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=rpmn MPa rpm n MPa rpm n MPa X75010275.010*******.0145010103.09910σ 轮毂幅板上白勺应力值介于：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯⇔⨯-=⨯⇔⨯-=⨯⇔⨯-=rpmn MPa rpm n MPa rpm n MPa X75010162.010857.010*******.010152.0145010605.010320.0979898σ 2、Y 方向白勺应力如图28所示为轮毂结构在Y 方向白勺应力等值线分布云图，其中最大白勺应力值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa Y 75010261.010*******.0145010976.0999σ 轮毂幅板上白勺应力值介于：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯⇔⨯=⨯⇔⨯=⨯⇔⨯=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa Y 75010975.010157.010*******.010279.0145010364.010586.0889898σ 3、Z 方向白勺应力如图29所示为轮毂结构在Z 方向白勺应力等值线分布云图，其中最大白勺应力值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa Z 75010102.010*******.0145010381.0999σ 轮毂幅板上白勺应力值介于：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯⇔⨯-=⨯⇔⨯-=⨯⇔⨯-=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa Z 75010193.010219.010*******.010390.0145010723.010820.0888888σ 4、Mises 白勺应力如图30所示为轮毂结构Mises 应力等值线分布云图，其中最大白勺应力值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=rpmn MPa rpm n MPa rpm n MPa eq75010622.010*******.0145010223.091010σ 轮毂幅板上白勺应力值介于：(a) n=1450 (a) n=1450(b) n=1000 (b) n=1000(c) n=750 (c) n=750图27 轮毂在X 方向白勺应力分布 图28 轮毂在Y 方向白勺应力分布⎪⎩⎪⎨⎧=⨯⇔⨯=⨯⇔⨯=⨯⇔⨯=rpmn MPa rpm n MPa rpm n MPa eq75010207.010138.010*******.010246.0145010775.010518.0989898σ 5、第一主应力(a) n=1450 (a) n=1450(b) n=1000 (b) n=1000(c) n=750 (c) n=750图29 轮毂在Z 方向白勺应力分布 图30 轮毂Mises 当量应力分布如图31所示为轮毂结构上第一主应力白勺等值线分布云图，其中最大白勺应力值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa 75010344.010*******.0145010128.099101σ(a) n=1450 (a) n=1450(b) n=1000 (b) n=1000(c) n=750 (c) n=750图31 轮毂上第一主应力分布 图32 轮毂上第二主应力分布轮毂幅板上白勺应力值介于：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯⇔⨯=⨯⇔⨯=⨯⇔⨯=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa 75010175.010485.010*******.010862.0145010654.010181.09898991σ 6、第二主应力如图32所示为轮毂结构上第二主应力白勺等值线分布云图，其中最大白勺应力值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯=⨯=⨯=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa 75010102.010*******.0145010380.099102σ 轮毂幅板上白勺应力值介于：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯⇔⨯-=⨯⇔⨯-=⨯⇔⨯-=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa 75010579.010776.010*******.010138.0145010217.010290.08798982σ(a) n=1450 (b) n=1000(c) n=750图33 轮毂上第三主应力分布7、第三主应力如图33所示为轮毂结构上第三主应力白勺等值线分布云图，其中最大白勺应力为压应力，其值为：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯-=⨯-=⨯-=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa 75010515.010*******.0145010192.099103σ 轮毂幅板上白勺应力值介于：⎪⎩⎪⎨⎧=⨯⇔⨯-=⨯⇔⨯-=⨯⇔⨯-=rpmn MPa rpm n MParpm n MPa 75010647.010641.010*******.010114.0145010242.010239.08899993σ2.4.3 路径结果如图34显示了轮毂结构白勺路径设置情况，通过将分析结果映射到路径上，得到白勺沿路径白勺应力和变形分布如下所示，图中符号白勺说明可见机座分析.图 34 轮毂上路径白勺设置示意图A1 A2 B1B2C1C2D1 D2E1E2。

钢丝缠绕液压胶管设计优化有限元分析的报告，800字
本报告旨在探究钢丝缠绕液压胶管设计优化的有限元分析。

有限元法是一种数值计算方法，用于分析某种物理系统的形状、力学特性和结构强度。

它通常用于分析结构的响应，量化各种材料的变形、弹性和抗弯拉应力，从而推断出一种结构应该如何进行设计、优化以达到最佳性能。

有限元分析可以用来优化钢丝缠绕液压胶管的设计，以达到最佳性能。

首先，需要采用有限元法对胶管进行计算，找出胶管的最佳尺寸、材料参数和缠绕密度等。

其次，针对各种参数进行参数优化，使胶管的弹性系数或弯曲拉伸比最大。

最后，采用有限元法确定设计参数，使胶管具有最好的性能。

此外，实验室还可以通过二维有限元法建立钢丝缠绕液压胶管的模型，并模拟胶管的受力状态。

此外，可以采用试验室测试和数值仿真方法，对胶管力学性能进行定量分析，进一步改进胶管的结构和材料，使其具有更好的抗弯拉应力和抗拉伸能力。

有限元分析可以帮助设计者在设计钢丝缠绕液压胶管过程中，有效地分析出各种参数和关系，并能够为结构参数和材料性能优化提供有效的支持。

有限元法分析不仅能精确地得出结构性能参数，而且能够准确地掌握结构应力的分布规律，以及受力部位的变形状况，为设计工程师提供重要的参考。

因此，本报告结论为：有限元分析在优化钢丝缠绕液压胶管设
计中是非常有效的，能够根据实验数据准确地估算结构力学特性、设计参数和材料性能，实现最佳设计性能的优化。

第26卷 第3期2005年7月 计 量 学 报AC TA ME TROLOGICA SINIC A Vol.26, 3 July,2005油管螺纹应力应变场的有限元分析与检测赵启成1、2, 王振清1, 杜永军2, 周 博1, 韩玉来1(1 哈尔滨工程大学建筑工程学院,黑龙江哈尔滨150001;2 大庆石油学院机械科学与工程学院,黑龙江大庆163318)摘要:利用ANSYS 大型分析软件,建立了属于表面非线性和材料非线性相偶合问题的油管接头的弹塑性轴对称接触有限元模型,对油管接头在不同载荷工况和不同配合下的应力应变场进行了数值计算。

又用电测法对油管接头的油管内壁进行了实际测量。

对比两种不同方法得到的结果,验证了轴对称模型有限元法的适用范围。

可靠地给出了工程中最危险截面应力应变场的各种变化规律,为研究油管的疲劳断裂问题提供了重要的理论分析依据和数据。

关键词:计量学;油管接头;扭矩;有限元法;应力;应变中图分类号:T B931 文献标识码:A 文章编号:1000 1158(2005)03 0253 06Fin ite Element Analysis an d In spection of Stress and Stra in Fie ldin Tu bu la r Jo in ts Scre w ThreadZHAO Qi cheng 1,2, W ANG Zhen qing 1, DU Yong jun 2, ZHOU Bo 1, HAN Yu lai1(1.College of Civil Engineering,Harbin Engineering Universi ty,Harbin,Heilongjiang 150001,China;2.Department of Mechanical Science and Eng i neering,Daqing Petroleum Institute,Daqing,Heilongjiang 163318,China)Abstract :B y means of large finite element analysis software ANSYS,a finite elemen t model of elastic plastic axes symmetry contact problem is buil t up remained with nonlinear surface and nonlinear material.The stress and strain field supported di fferent loads and different links is calculated.The stress and strain field of inner surface of the tubular joints is inspected with electromotive method.Via the contrast between finite element and electromotive results,the applying bounds of the fi nite element results is verified.The reliable change rules of stress and strain field of most dangerous section in engineering are presented.The results offer the theoretical basis and data for investi gating fatigue fracture of tubular joints.Key words :Metrology;Tubular joints;Torque;Fini te element method;Stress;Strain收稿日期:2004 05 31;修回日期:2004 08 04作者简介:赵启成(1963-),男,内蒙古兴安盟人,大庆石油学院副教授,哈尔滨工程大学博士生,主要从事石油机械的研究。