油压机盖板结构设计及优化分析

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(欣达重工股份有限公司，浙江 宁波 315113)

0 引言

兆瓦级发电机定子铁芯在叠片完成后，需要油压机加压保证叠压系数不低于0.97[1-2]。按照指定吨位选择压力机后，压力机通过盖板把压力传递到定子铁芯圆周叠片上。盖板承受油压机压力，同时把压力传递到定子冲片上，传递压力过程中不能屈服。李建勋等[3]应用弹性力学的变分原理给出估算盖板厚度的基本方法，但是不适用于不规则、有孔洞等复杂模型的结构设计。Zhanxun Song等[4]通过有限元分析和实测应力分布指出了货车下盖板裂纹产生的原因及应对措施。何伯岩等[5]采用有限元方法对液压机主机及部件进行分析和优化，为液压机结构改进提供了理论依据和量化指标。王鑫等[6]基于L型构件研究有限元分析中产生的应力奇异现象，并通过改变约束位置及模型接合方式来解决应力奇异问题。邓建辉[7]从理论上讨论了应力奇异问题的h型自适应分析，提出避免自适应分析失败的方法。BAHATTIN ISCAN[8]基于有限元方法分析指出嵌入盖板的高度对接头强度影响较大。综上分析研究与应用情况，对于规则的结构可以采用弹性力学方法来确定结构参数，但对于复杂有孔洞的结构需要通过有限元方法来解决。本文采用传统材料力学与有限元结合的分析方法，建立200 T油压机盖板结构力学模型进行工程计算并初步确定结构几何参数，再运用有限元方法进行准确分析与优化设计，提高效率及计算准确性。

图1 盖板结构

1 初步结构设计

200 T油压机输出2×106N的压力，经过压盖传递到定子铁芯圆周叠片上，盖板与定子冲片接触面为圆环形状，设置肋板来承受竖直方向的压力，盖板由圆环压板、肋板、套筒及圆形底板焊接而成，盖板结构如图1所示。与之配合的油压机，保压过程中会跟随压板变形而向下移动， 保证施加的压力固定不变，盖板微小受力变形对压力没有影响，即盖板位移不作为重点考虑对象。

2 力学模型及分析

盖板为圆形对称结构，沿肋板剖开其尺寸参数及约束条件如图2所示，压力施加在压板上，圆板圆周边缘支撑，支撑方向如图2箭头所示。盖板结构中肋板长度L与电机直径D相适应，故可认为是固定量；套筒内径d基于选定的油压机拉杆直径确定，也可以认为是固定量。套筒厚度T2、圆形底板厚度T1、圆环压板厚度T3、肋板高度H1及H2、肋板数量n及肋板厚度t基于承受的载荷来确定，为可变量。肋板数量受限于焊接空间及结构重量等条件，取n为12。

基于材料力学的弯曲变形理论[9]，取结构的1/12建立力学模型，单个截面受力为总载荷F的1/12，则肋板受到的弯矩从中心到端点逐渐减小，故肋板高度基于受到的力矩也从中心到端点逐渐减小，取图2中的N-N截面进行受力分析。

N-N截面的弯矩方程为：

(1)

肋板中心截面的抗弯截面系数为：

(2)

则弯曲应力为：

σ=M/W

(3)

安全系数为：

(4)

图2 剖切截面尺寸参数及边界条件

[σ]为许用弯曲应力；λm为材料安全系数。

由上述力学模型可知，参数圆形底板厚度T1、圆环压板厚度T3及肋板高度H1，因平方的关系对结果应力影响较大，套筒厚度T2对结果应力影响次之；且由于T1、T3及T2是厚度方向的参数，对结构重量影响较大，不便于取较大值，故在结构允许的情况下，H1值越大，结果应力越小。

基于结构及重量限制，H1取值480 mm，初步结构参数如表1。代入上述力学模型，可得N-N截面应力175.38 MPa，盖板材料均为Q235，即材料屈服强度为235 MPa，材料安全系数λm取1.1[10]，则可得安全裕度为0.22，该截面强度满足要求。该方法可以较快分析典型截面受力情况，均满足要求。该力学模型没有考虑圆环盖板的焊接固结作用，除去局部位置应力集中造成的应力比较大外，结构绝大部分应力值应该低于该计算值。

以上分析计算基于传统材料力学，并没有考虑应力集中、圆形底板开孔等，可作为初步设计的参考值，具体受力需要用有限元软件来进行分析。

表1 结构参数表

3 有限元分析

按照既定尺寸和初步设计确定的参数如表1所示，建立模型，导入Hypermesh的Optistruct模块进行分析，采用抽取中面方法，软件会根据初始模型自动匹配厚度，该方法计算量小，节省时间，计算精度满足要求。5 mm网格划分，圆形底板周围边界固定约束，按照实际接触面积在圆环拉板上施加2×106N的压力，计算结果如图3所示，局部等效应力达到222.4 MPa，最大等效应力出现在圆环压板与肋板接触面终点处，该部位等效应力明显高于临近部位应力，且网格细化后最大局部应力随之继续增大，可以判断局部较大应力是由应力集中导致的应力奇异引起。

图3 有限元分析等效应力云图

应力奇异现象使该部位弹性理论计算值可以无限大，即该部位应力有限元计算不准确；但该部位应力结果不准确的原因并不是有限元方法计算不正确，而是有限元方法计算时的数学模型有问题，即弹性理论在尖角处或应力集中处的计算结果趋于无穷大。

3.1 模型改进

为确保有限元分析的准确性，针对弹性理论在应力集中处的计算应力趋于无穷大问题，分别修改模型局部细节和约束条件，对模型进行优化。

在圆环盖板外缘与肋板传递压力接触位置处应力集中明显，分析应力集中处的结构，优化后的模型如图4所示，优化结构有如下3点：

①应力集中位置处，肋板上增加适度的圆角，使圆环盖板传递过来的压力能够较均匀的传递分散到各个部位，肋板拐角处改为半径200 mm的圆角过渡；肋板斜直边改为圆弧边，应力产生的变形可以得到释放，且使应力传递均匀。

②圆环盖板较厚，与肋板连接处尺寸变化大，应力集中情况严重，在满足强度情况下，降低圆环盖板厚度，使之与肋板厚度尺寸相近，故盖板厚度由60 mm改为35 mm。

③圆形底板受力较小，圆板主要起到固结连接作用，故增大底板开孔面积，减轻重量，降低成本。

图4 优化后三维模型

同时对边界条件进行修改，尽量使关心部件应力计算准确。图3模型直接约束圆形底板上的节点来施加位移约束不符合实际工作情况，实际工作时圆形底板边界处有可能发生翘曲，故在底板上增加实际工作时与之连接的撑脚，在撑脚上施加约束，可以提高压盖分析的准确性。

3.2 优化后模型有限元分析

划分网格15 mm、在撑脚处施加固定约束，计算结果云图如图5所示;为确认结果收敛没有出现应力奇异现象，增加网格密度，网格大小改为5 mm，结果云图如图6所示，可见两者结果相近，误差值小于5%，可以认为结果收敛，没有出现应力奇异现象。

图5 15 mm网格分析结果应力云图

图6 5 mm网格分析结果应力云图

结果显示最大等效应力约为205 MPa，与之前描述吻合，除局部位置应力大于力学模型得出的值外，大部分结构的等效应力小于该值。

修改后的模型重量减轻约9.5%，最大等效应力为205 MPa，安全裕度为0.037，满足要求，实际使用过程满足要求，也验证了理论分析的正确性。

4 结束语

减小圆环压板厚度、设置肋板圆角过渡、增大底板开孔面积及改变约束条件等措施使应力集中程度减弱，最大等效应力减小，压力传递均匀，整体重量降低9.5%。进行盖板类结构设计时，建立力学模型，对于初步确定结构参数有很大帮助。精确计算和优化分析需要导入有限元分析，有限元法分析时需要判断是否存在应力集中导致的应力奇异。

应力值较大时，不能一味增大材料参数，可以适当改变结构，使局部较大的应力能够传递分散到其他部位。