采用轉軸類零件設計方法并根據相關產品的設計經驗設計出轉子支架方案，利用Pro/E建立參數化三維模型，運用ANSYSWorkbench軟件進行靜力學計算，找出設計中的薄弱環節，對轉子支架薄弱環節進行優化設計，確定轉子支架最終結構尺寸，并對最終的轉子支架進行疲勞分析，結果表明轉子支架可滿足設計要求，為產品提供了可靠的設計依據。

　　關鍵詞:轉子支架;參數化建模;優化設計;疲勞分析

　　帶式輸送機是一種廣泛應用于煤炭采掘、生產、轉運、加工過程中的輸送、傳輸系統。直驅式帶式輸送機，取代傳統帶式輸送機系統采用的異步電動機、減速器和液力耦合器將動力傳輸給皮帶的傳動方式，整個系統具有效率高、節能、噪聲低、維護簡單、啟動平穩等優點，是該系統的一個發展方向。直驅式帶式輸送機主要由直驅永磁電動機、變頻器、輸送帶等部分組成，電動機作為該系統的動力裝置，具有長期在大轉矩工況下運行的工作特點，電動機轉子支架承受電動機的全部轉矩載荷，因此轉子支架的設計必須要安全可靠，以滿足實際使用需求。

　　1總體設計

　　1.1輸入參數

　　設計要求電動機功率為500kW，最高轉速為60r/min，工作制為連續運行S1，允許1.5倍額定轉矩過載60s，使用壽命為20a。

　　1.2初步方案

　　同等功率下的低速電動機尺寸一般都比較大，結合上述輸入參數，采用帶轉子支架的轉軸結構，該結構是將支架與轉軸通過鍵聯接，或采用直接在轉軸上焊接腹板的形式，使電動機轉軸安裝永磁體處直徑增大，以達到節約材料、減輕質量的目的。按照轉軸扭轉強度條件，初步估算轉軸軸徑計算公式[1]為式中：d為計算截面處軸的直徑，mm;A0為與軸材料相關的性能常數，此處取105;P為軸傳遞的功率，kW;n為軸的轉速，r/min。考慮過載因數，帶入數值，計算可得d≥243mm，圓整后取軸的最小截面直徑為250mm。根據電動機電磁設計計算及類比結構類似的轉子支架尺寸、結構，形成如下設計方案：將筋板焊接在轉子鐵心支撐處軸的外圓上，筋板與筋板之間焊接腹板，將筋板與筋板之間連接成為一個整體，提高轉子支架的剛度，如圖1所示。

　　2靜力學計算

　　2.1基于Pro/E的參數化建模

　　用Pro/E建立轉子支架參數化模型，以方便進行后續的優化設計計算。在建模過程中建立不同的參數名稱，指定名稱類型并根據初步方案賦予參數相應的數值。將參數通過關系指定給模型相應特征尺寸，基于Pro/E的參數化模型建立完成，部分參數名稱及參數名稱說明如表1所示。

　　2.2靜力學計算

　　將進行參數化的轉子支架三維模型導入ANSYSWorkbench軟件中進行靜力學計算，找出設計的薄弱點，以便于對薄弱點處進行設計優化，以滿足設計要求。1)網格劃分。模型采用適應性較強的四面體網格，在對網格劃分分析精度與資源使用方面進行權衡后，通過對Workbench網格劃分參數的調試設置，最終模型有限元網格劃分單元數為163342，節點數為286889，網格劃分如圖2所示。2)邊界條件施加。邊界條件包括約束邊界條件和載荷邊界條件。根據轉子支架實際工作情況，約束邊界條件主要為電動機輸出軸身端，軸承約束等約束邊界條件。載荷邊界條件主要有轉子鐵心的質量500kg，電動機轉矩(最大1.5倍過載轉矩)119375N·m，單邊磁拉力4.95×104N。(2)式中：Tn為電動機額定轉矩，N·m;Pn為電動機額定功率，kW;nn為電動機額定轉速，r/min。(3)式中：β為經驗系數，感應電動機的β取0.3，凸極同步電動機和直流電動機的β取0.5，汽輪發電機的β取0.2，此處取0.5;Bδ為氣隙磁密最大值;此處取0.971;lef為電樞計算長度，此處取525mm;δ為單邊氣隙長度，3.5mm;μ0為真空磁導率，4π×10-7H/m;e0為初始偏心，計算時可取0.1δ。3)靜力學分析結果。轉子支架應力云圖與變形云圖如圖3、圖4所示。由圖3可知，轉子支架最大應力為96MPa，主要位于筋板與轉軸的焊接處，屬于應力集中，大部分位置應低于75MPa。該轉子支架轉軸材料為20MnMoNb，屈服強度為450MPa，筋板材料為Q345鋼板，屈服強度為320MPa。由此可知，該轉子支架強度滿足設計要求，且安全余量較大。由圖4可知，最大變形量為1.52mm左右，位于筋板尖角處，靠近筋板外圓側變形量約為1mm左右，變形較大，故筋板剛度是轉子支架的薄弱環節。

　　3轉子支架設計優化

　　3.1優化參數選擇

　　通過靜力學計算可知,轉子支架的薄弱環節為筋板的剛度，與筋板剛度相關的結構主要為筋板數量、厚度及圓周腹板的厚度，因此取以上相關參數作為輸入優化參數。結構強度與剛度是設計的要點，經濟性也是工程中要考慮的因素之一，因此以轉子支架的強度、剛度和質量作為輸出參數。由于輸入參數在一定范圍內，且該結構較為簡單，參數均為獨立參數，不會出現模型再生失敗，故可以實現優化設計。輸入參數名稱、范圍及說明如表2所示。在Workbench中的優化模塊參數以樣本點的形式輸入，因此在輸入參數范圍內進行參數組合，形成有代表性的幾組數據作為輸入樣本點，輸入參數樣本如表3所示。

　　3.2優化結果

　　經過計算，輸出結果如圖5所示。由圖5可知，第5組數據的應力值均小于97MPa，遠小于材料疲勞極限值，滿足強度要求;其中第4組數據的變形值集中在0.9mm左右，滿足剛度設計要求;最終取決于質量，第5組數據質量為1500~1980kg，綜合考慮最終選取第3組數據作為最終設計結果。

　　4疲勞分析

　　在工程應用中,大多數零件都處于低于材料屈服強度的載荷下工作,一般不會發生塑性變形,更不會發生靜強度破壞,但在交變循環載荷的作用下,即使應力峰值遠低于材料的屈服強度,零件也可能發生疲勞斷裂。本文中雖然轉子支架靜力學分析結果遠小于材料的屈服強度極限，但該部件長期工作于載荷變化的工況下，設計使用壽命較長，為保證滿足設計要求，需進行疲勞分析。現代CAE疲勞分析的一般步驟為:以材料疲勞特性為基礎,結合有限元分析的應力應變結果和合適的疲勞分析方法,進行某載荷下零部件的疲勞壽命預測。該轉子支架腹板與軸的材質不同，且腹板材質性能低于軸材的力學性能，對筋板及腹板處進行設計優化，以腹板材料的疲勞特性為基礎進行疲勞分析，使設計更加安全可靠，以滿足實際工況需求。

　　4.1腹板S-N曲線

　　外加應力S和疲勞壽命N之間關系曲線叫做S-N曲線。我國在“六五”和“七五”期間完成了若干國產常用工程材料的試驗研究工作,可為相關工程實踐提供參考。查閱參考相關手冊，Q345(16Mn)鋼材在P=90%的S-N曲線見圖6。

　　4.2優化后轉子支架疲勞分析

　　Workbench中的疲勞分析主要在Fatiguetool模塊中進行，該模塊可定義輸入S-N曲線類型，指定相應的平均應力數值。影響疲勞分析的材料延展性，材料的表面粗糙度、殘余應力等因素，也可以在仿真中用一個修正因子加以考慮。在Workbench中進行相應的設置，對優化后的轉子支架進行疲勞壽命分析，分析結果如圖7、圖8所示。由圖7可知，轉子支架的循環次數為3×107次，根據機械疲勞相關理論，當應力循環次數超過107次時，可認為結構可承受無限次應力循環。由此可知轉子支架滿足設計要求。由圖8可知，轉子支架的最小安全系數為1.6左右，位于腹板的圓弧及筋板與轉軸焊接位置，屬于應力集中位置，其余部分安全系數均大于2.1，由此計算結果可判定轉子支架的安全系數滿足設計要求。

　　5結語

　　1)本文以轉軸類設計計算公式計算出最小轉軸直徑為250mm，結合相關支架類零件的設計經驗設計出支架的尺寸、結構，并對參數化建模的三維模型進行優化設計，最終確定筋板數量為10個，腹板數量為20個，筋板厚度為25mm，腹板厚度為20mm，完成轉子支架最終方案設計。2)對最終設計方案進行疲勞壽命分析，轉子支架可承受3×107次的應力循環;安全系數除應力集中處為1.6，其余位置均大于2.1以上，可知滿足設計要求。

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　　作者：徐磊 張松 周貴厚 單位：武漢長海電力推進和化學電源有限公司 武漢船用電力推進裝置研究所