本發(fā)明涉及機械設(shè)備的設(shè)計分析方法，尤其涉及增壓機的設(shè)計分析方法。

背景技術(shù)：

組裝式增壓機運行工況較為復(fù)雜，其定子件不但要承擔(dān)氣動流場作用，另一主要作用是承載包括壓力、轉(zhuǎn)定子的自重、進出口管嘴載荷。其中增壓機所承載的較高壓力對于定子件的安全性提出了更高的要求。如何幫助設(shè)計采用更輕但更安全的方案成為力學(xué)分析人員的關(guān)注點。這就要求在保證產(chǎn)品安全性的同時提高分析精度并明確合理的評定手段。

就目前來看，行業(yè)內(nèi)尚無成型的組裝式增壓機定子件的力學(xué)分析方法或規(guī)范類文件。且當(dāng)壓力隨著設(shè)計運行條件的高要求而不斷增大時，組裝式增壓機定子件的安全性成為了新興的力學(xué)關(guān)注焦點。

組裝式增壓機定子件整機的力學(xué)分析過程中，常規(guī)產(chǎn)品的組裝式增壓機箱體的強度和變形均處于較低的量級，但隨著設(shè)計需求的提升，功能性要求的加強，導(dǎo)致運行工況愈加惡劣，而定子的變形問題逐漸成為關(guān)注點，其變形會導(dǎo)致定子與轉(zhuǎn)子的間隙變小同時由于改變轉(zhuǎn)子的水平度而產(chǎn)生轉(zhuǎn)子振動的風(fēng)險。

從組裝式增壓機定子件的力學(xué)分析過程來看主要的技術(shù)難點在于。

1、產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，組裝式增壓機蝸殼結(jié)構(gòu)模型細(xì)節(jié)處理精度影響分析精度。

2、此類產(chǎn)品運行條件的復(fù)雜性，過于保守的評定限定不再適用現(xiàn)行產(chǎn)品；

3、整機的分析過程中，變形分析成為新的關(guān)注焦點，運行于安全的變形范圍才能保證轉(zhuǎn)子的運行穩(wěn)定性。

技術(shù)實現(xiàn)要素：

為了彌補現(xiàn)有技術(shù)的空白，本發(fā)明提出一種增壓機定子件的分析方法。

本發(fā)明所述的增壓機定子件分析方法，包括：

建立增壓機定子件三維實體有限元模型；

對定子件進行包括應(yīng)力強度分析，和/或熱疲勞分析的安全性評定；

對定子件進行變形分析；

進一步地，所述對定子件進行包括應(yīng)力強度分析，和/或熱疲勞分析的安全性評定進一步包括：

比較定子件的應(yīng)力強度與屈服極限；

若應(yīng)力強度大于屈服極限，則查看應(yīng)力強度最大值位置區(qū)域；

根據(jù)應(yīng)力強度最大值所在區(qū)域，分別比較膜應(yīng)力與許用應(yīng)力、膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力與許用應(yīng)力；

若膜應(yīng)力大于許用應(yīng)力，或膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力大于許用應(yīng)力，則進行疲勞分析。

進一步地，所述根據(jù)應(yīng)力強度最大值所在區(qū)域，分別比較膜應(yīng)力與許用應(yīng)力、膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力與許用應(yīng)力包括：

若應(yīng)力強度最大值所在區(qū)域位于定子件壓力內(nèi)邊界，則分別比較應(yīng)力強度最大值所在位置的膜應(yīng)力與許用應(yīng)力、膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力與許用應(yīng)力；

若應(yīng)力強度最大值所在區(qū)域不再壓力內(nèi)邊界，且所述應(yīng)力強度最大值位于定子件壓力外邊界，則分別比較應(yīng)力強度最大值所在位置的膜應(yīng)力與許用應(yīng)力、膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力與許用應(yīng)力。

進一步地，所述對定子件進行熱疲勞分析包括：

結(jié)合熱載荷耦合，整合asme標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計s-n疲勞曲線，當(dāng)使用系數(shù)u＜1時，則定子件符合疲勞測試評定。

進一步地，所述建立增壓機定子件三維實體有限元模型包括；

建立增壓機定子件的三維裝配體幾何模型；

基于所述三維裝配體幾何模型，建立增壓機定子件三維實體有限元模型。

進一步地，所述建立增壓機定子件三維實體有限元模型還包括：

對增壓機定子件的三維裝配體幾何模型進行包括去除多余邊角的簡化處理。

進一步地，所述對定子件進行變形分析包括：

判斷蝸殼軸與對應(yīng)的齒輪箱安裝軸的傾角是否小于許用傾角。

進一步地，所述對定子件進行變形分析還包括：

判斷蝸殼固定法蘭盤與對應(yīng)的齒輪箱安裝盤的傾角是否小于許用傾角。

本發(fā)明所述增壓機定子件的分析方法，通過對定子件進行有限元建模，應(yīng)力強度分析，熱疲勞分析，及變形分析，在壓力承載能力越來越高、運行條件越來越復(fù)雜的設(shè)計要求下，對定子件的設(shè)計合理性做出綜合、準(zhǔn)確的評價。

附圖說明

當(dāng)結(jié)合附圖考慮時，通過參照下面的詳細(xì)描述，能夠更完整更好地理解本發(fā)明以及容易得知其中許多伴隨的優(yōu)點，但此處所說明的附圖用來提供對本發(fā)明的進一步理解，構(gòu)成本發(fā)明的一部分，本發(fā)明的示意性實施例及其說明用于解釋本發(fā)明，并不構(gòu)成對本發(fā)明的不當(dāng)限定，如圖其中：

圖1為本發(fā)明所述方法中建立的一個蝸殼定三維幾何模型俯視圖；

圖2為本發(fā)明所述方法中一個蝸殼三維模型剖切立體圖；

圖3為本發(fā)明所述方法步驟(二)流程圖；

圖4為本發(fā)明所述方法增壓機定子件第一視角立體圖；

圖5為本發(fā)明所述方法增壓機定子件第二視角立體圖；

圖6為本發(fā)明所述方法實施例六級蝸殼應(yīng)力線性化路徑的選取示意圖；

圖7為本發(fā)明所述方法實施例定子件裝配狀態(tài)局部剖切示意圖。

具體實施方式

下面結(jié)合說明書附圖，對本發(fā)明所述增壓機定子件的分析方法的具體實施方式進行說明。

本實施例所述的增壓機定子件的分析方法包括如下步驟：

(一)、建立增壓機定子件三維實體有限元模型；

具體的，包括s11、建立增壓機定子件的三維裝配體幾何模型；

如圖1所示，根據(jù)組裝式增壓機的二維裝配圖，通過三維軟件進行零部件的建模，再通過三維軟件的裝配功能，進行組裝式增壓機裝置整體的裝配搭建。

優(yōu)選地，還包括s12、對增壓機定子件的三維裝配體幾何模型進行簡化；

在組裝式增壓機的力學(xué)分析中，難點是解決模型的精度問題，因為蝸殼在建模過程中涉及到多次放樣和多次的布爾操作，而蝸舌下方的倒角處更加的難以掌控，此處往往也是力學(xué)分析中應(yīng)力集中的主要部位。根據(jù)以往的分析經(jīng)驗以及對現(xiàn)場實物的觀察發(fā)現(xiàn)，蝸殼在生產(chǎn)加工中，人為的會進行磨邊角處理，讓結(jié)構(gòu)過度平滑，但是實際建模中卻不容易實現(xiàn)。特別是蝸舌處模具的截面幾何尺寸往往給的不全面，為了解決上述問題，本實施例采用如下方法：將最小截面進行旋轉(zhuǎn)切除，并利用軟件中的倒角功能進行模型處理可以切除多余結(jié)構(gòu)，如圖2所示，圖中附圖標(biāo)記10就是切除多余結(jié)構(gòu)的位置，模型經(jīng)上述處理就可獲得較為近似的可用模型；模型精確的建立將用于有限元分析，獲得的相關(guān)結(jié)果用于以下提到的相關(guān)評定方法進行力學(xué)安全性評定。

s13、基于所述三維裝配體幾何模型，建立包含增壓機定子件三維實體有限元模型；

具體的，利用有限元軟件進行網(wǎng)格的剖分和相關(guān)接觸的設(shè)置，網(wǎng)格的剖分(劃分)為有限元軟件針對導(dǎo)入三維模型進行網(wǎng)格尺寸以及劃分方法的設(shè)置，軟件根據(jù)設(shè)定進行三維有限元模型的自動生成。此步搭建的三維有限元模型是為之后應(yīng)力強度分析以及熱疲勞分析所使用。

(二)、對定子件進行包括應(yīng)力強度分析，和/或熱疲勞分析的安全性評定；具體的：

先進行應(yīng)力強度分析設(shè)置：在軟件中，對增壓機定子件三維實體有限元模型進行邊界條件設(shè)置，邊界條件包括力、位移等在模型應(yīng)力分析中對結(jié)構(gòu)應(yīng)力能夠產(chǎn)生影響的條件因素，然后應(yīng)用軟件的求解功能去進行有限元求解。

有限元軟件在計算完，直接通過軟件功能，查看和提取定子件結(jié)構(gòu)件的應(yīng)力強度值；

如圖2所示，對定子件進行包括應(yīng)力強度分析，和/或熱疲勞分析的安全性評定具體包括如下步驟：

s21：

首先判斷計算得到的應(yīng)力強度結(jié)果是否為小于結(jié)構(gòu)材料的屈服極限，小于則認(rèn)為計算到此結(jié)束，符合要求，否則進入第二步；

s22：

若應(yīng)力強度大于屈服極限，則查看最大值位置區(qū)域，如果為壓力內(nèi)邊界，需要對結(jié)構(gòu)的應(yīng)力強度線性化處理(可由軟件自帶功能完成)，若計算的膜應(yīng)力和膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力值均小于結(jié)構(gòu)的許用應(yīng)力，則計算到此結(jié)束；

如果最大值位于外邊界的結(jié)構(gòu)承載部位，且小于屈服極限，則計算到此結(jié)束，大于屈服極限轉(zhuǎn)至應(yīng)力線性化處理，若計算的膜應(yīng)力和膜應(yīng)力加彎曲應(yīng)力值均小于結(jié)構(gòu)的許用應(yīng)力，則認(rèn)為滿足設(shè)計要求，否則進入下一步；

s23：

整合熱應(yīng)力來進行疲勞分析，如果疲勞累計系數(shù)通過，則認(rèn)為結(jié)果仍然可接受。疲勞累計系數(shù)大于1則認(rèn)為結(jié)構(gòu)設(shè)計需要優(yōu)化，轉(zhuǎn)至優(yōu)化設(shè)計操作；

下述通過舉例說明：

例如，如圖4、5所示，本實施例所述的增壓機定子件包括齒輪箱7和分別安裝在齒輪箱7上的一級蝸殼1、二級蝸殼2、三級蝸殼3、四級蝸殼4、五級蝸殼5及六級蝸殼6，根據(jù)(一)步驟所述方法建立齒輪箱7及各級蝸殼三維模型，并裝配形成增壓機定子件整體模型，并根據(jù)整體模型，建立三維有限元模型。根據(jù)(二)步驟對三維有限元模型進行應(yīng)力強度分析的條件設(shè)置，并經(jīng)分析比對進入到s22步驟，應(yīng)力強度大于屈服極限，對結(jié)構(gòu)進行應(yīng)力強度線性化處理，根據(jù)asme規(guī)范□中第二冊第4篇4.1.6中設(shè)計條件下許用應(yīng)力評定細(xì)則規(guī)定進行分析，評定結(jié)果如表1所示：

表1蝸殼應(yīng)力線性化疊加整合后結(jié)果

許用值的選取是考慮較大余量的疲勞效應(yīng)，由于六級蝸殼6應(yīng)力強度經(jīng)線性化后超出許用值，所以需要根據(jù)實際的計算應(yīng)力來進行疲勞分析與評定。首先需要根據(jù)溫度場求解獲得溫度應(yīng)力，與設(shè)計工況下的一次應(yīng)力進行組合，然后進行疲勞分析，具體包括如下步驟：

s231、進行熱結(jié)構(gòu)耦合分析；

基于瞬態(tài)溫度場，對應(yīng)力強度超出許用應(yīng)力的六級蝸殼6進行熱載荷耦合分析，優(yōu)選地，將瞬態(tài)溫度場作為影響因子導(dǎo)入六級蝸殼6的結(jié)構(gòu)計算中，對獲得某一時間點上的六級蝸殼6各位置結(jié)構(gòu)在溫度影響下的應(yīng)力情況進行分析；如圖6所示，根據(jù)熱結(jié)構(gòu)耦合，對六級蝸殼6蝸舌下方61、蝸殼支撐處62、蝸殼支撐處63、蝸殼殼身64、蝸殼殼身65這幾處典型應(yīng)力較大區(qū)域進行應(yīng)力線性化處理，并與之前計算設(shè)計結(jié)果進行整合，如表2所示：

表2六級蝸殼分析結(jié)果整合

s232、對定子件進行熱機疲勞分析；

優(yōu)選地，結(jié)合熱載荷耦合，整合asme標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計s-n疲勞曲線，當(dāng)使用系數(shù)u＜1時，則所述增壓機定子件符合疲勞測試評定。

具體為：

根據(jù)asme及rccm的規(guī)定，金屬溫度差變化循環(huán)次數(shù)小于1000，則疲勞分析是非強制性的。根據(jù)設(shè)計提供數(shù)據(jù)，在組裝式增壓機的全壽命中，循環(huán)次數(shù)大于規(guī)定值，達到1200次以上，所以必須作疲勞分析。在組裝式增壓機六級蝸殼6中上述幾個部位出現(xiàn)了高應(yīng)力區(qū)和應(yīng)力集中區(qū)域，取高應(yīng)力集中區(qū)進行疲勞分析。按照下述方式開展疲勞性能評定：

1)sij＝σi-σj，其中i＝1,2,3,j＝1,2,3,i≠j

其中σi(σj)代表有限元單元的第1、2、3主應(yīng)力。

2)

3)其中ec是疲勞曲線彈性模量，e是計算用彈性模量

其中系數(shù)ke值按照下述方式確定：

a)sn≤3sm時，ke＝1.0；

b)3sm<sn<3msm時，

c)3msm<sn時，

其中sn為一、二次應(yīng)力之和的變化幅度；對于碳鋼，m＝3.0,n＝0.2。

疲勞曲線采用表3所列數(shù)據(jù)。由于疲勞曲線是彈模為1.95×105mpa，而計算中采用的彈性模量為2×105mpa，則應(yīng)力放大比例：

之后令sa＝s'alt作縱坐標(biāo)，把s'alt引入疲勞曲線，得到瞬態(tài)數(shù)ni，則出現(xiàn)一次瞬態(tài)的使用系數(shù)為：

出現(xiàn)ni次的使用系數(shù)：ui＝ni[ui]

則n種事件的使用系數(shù)為：

表3材料疲勞特性數(shù)據(jù)

六級蝸殼全壽命過程中，循環(huán)使用頻率為600次/20年，啟停機壓力循環(huán)次數(shù)乘2，則n＝1200次。取承壓部件應(yīng)力集中的上述五個部位，進行疲勞累計使用系數(shù)計算。根據(jù)表3所示的asme材料疲勞特性數(shù)據(jù)，對各位置的疲勞評定如表4：

表4六級蝸殼的疲勞評定

材料積累使用系數(shù)小于1，說明六級蝸殼6有足夠的疲勞性能儲備，即六級蝸殼6的疲勞評定通過。

(三)、對定子件進行變形分析；

本實施例所述的組裝式增壓機定子件的變形分析是基于機組安全性和可運行性所做的綜合性分析，如圖7所示，一方面是基于軸承的傾斜變形限制來考慮的(圖中示出了六級蝸殼6的軸承傾角計算環(huán)面66)；另一方面是基于蝸殼固定法蘭盤的傾斜變形限制來考慮的(圖中示出了六級蝸殼6的蝸殼固定法蘭傾角計算環(huán)面67)。

設(shè)定各級蝸殼安裝于齒輪箱7后，在載荷最大時，其橫向擺動量為△x，縱向擺動量為△y，則其相對傾角，由公式tanθx(tanθy)＝△x(△y)/傾角參考尺寸，其中，θx是傾角θ在橫向上的分量，θy是傾角θ在縱向上的分量；傾角參考尺寸根據(jù)建立定子件三維模型時的參考尺寸獲得。

計算獲得的各級蝸殼軸所對應(yīng)的齒輪箱軸傾斜角度、蝸殼固定法蘭盤與對應(yīng)的齒輪箱安裝盤傾斜角度如表5所示：

表5組裝式增壓機定子變形結(jié)果

由上表可知，各級蝸殼的軸承相對傾角和法蘭面相對傾角均小于許用值，即符合變形評定標(biāo)準(zhǔn)，若各傾角大于許用值，則不符合要求，轉(zhuǎn)至優(yōu)化設(shè)計改良結(jié)構(gòu)。

如上所述，對本發(fā)明的實施例進行了詳細(xì)地說明，顯然，只要實質(zhì)上沒有脫離本發(fā)明的發(fā)明點及效果、對本領(lǐng)域的技術(shù)人員來說是顯而易見的變形，也全部包含在本發(fā)明的保護范圍之內(nèi)。