汽輪機轉子末葉片銷（xiāo）孔加工裝置的設計與研究 （下）
2017-7-5 來源：遼寧工業大學 作者： 張晚青
4 .鑽孔裝置的（de）有限（xiàn）元分析
4.1 有限元分析法的（de）基本理（lǐ）論和（hé）計（jì）算（suàn）流（liú）程
(1)彈（dàn）性力學基本方程
6 個應力分量不是獨立的，它們（men）在彈性體內部通過（guò）平衡方程而建立聯係。因（yīn）此，平衡方程是任何彈性體必須滿足的條件②幾何方程（chéng）位移和應變的（de）關係為：（就線性彈（dàn）性力學的問（wèn）題而言）
其中（zhōng），[D]彈性矩陣，由 E 和（hé） μ 確定，與（yǔ）坐標（biāo）沒有（yǒu）關（guān）聯。
綜上所述，在上述的三種（zhǒng）計算方程中，理論上解出 15 個變量的解，但在現實的求解過程中，不能一並求出所有解，而是（shì）要最（zuì）開始（shǐ）解（jiě）出一部分的解（jiě），然後根據基本方程再解出其（qí）餘未知量。由於求解基本的未知量的（de）方法的不同，蘊育出了位移法，應力法和混合法三種不同的解法（fǎ）[45]。
(2)彈性力學基本原理
①虛（xū）位移原理
虛位移原理，是指（zhǐ）彈性體無限小的可能位移。即彈性體在虛位移產生前是平衡的狀態，那麽它在虛位移發生時，外力作用在虛（xū）位移（yí）上所做的（de）虛功（gōng）就等於（yú）彈性體的需應變能，即
4.2 有限元軟件 ANSYS Workbench
4.2.1ANSYS 軟件介紹
自 20 世紀 70 年代，ANSYS 被研發出來（lái）後，其作（zuò）為一個大型的 CAE 分析軟件，隨（suí）著計算機和有（yǒu）限元理論的發展，在各個（gè）領域得到了高度的評價和廣泛的應用。ANSYS軟件是美（měi）國 ANSYS 公司（sī）研製的大型通用有限元分析（FEA）軟件，是世界（jiè）範圍內增長最快的計算機輔助工程（CAE）軟件，能與多數計（jì）算（suàn）機輔助設計（CAD，computer Aided design）軟件接口，實現數（shù）據的共享和交換，如 CreoNASTRAN、Alogor、I－DEAS，和 Auto CAD 等。ANSYS 憑借其強大的功能，及其簡單的操作方法，使其成（chéng）為如今全國乃至國（guó）際上應用最廣泛的有限元分析軟件。
4.2.2ANSYS Workbench 軟件
ANSYS Workbench 實際上就是利用 ANSYS 求解實際問題的新一代產品，Workbench 的（de）環境為（wéi） CAD 係統和用戶的仿真（zhēn）設計（jì）提供了全新（xīn）的集成平台，其工作台可以組（zǔ）成各種不同的工程應用功能[47]：
（1）Mechanical 用於結構和熱分析；
（2）Fluid Flow（CFX）：用 CXF 進行流體動力學分析；
（3）Fluid Flow（FLUENT）:用 FLUENT 進行流體動力學分（fèn）析；
（4）Design modeler：用來（lái）建立幾何模型；
（5）Engineering Data：用來（lái）確定仿真所用材料特性；
（6）Meshing Application：用來產生（shēng） CFD 及顯式動力學分析用的網格；
（7）Design Exploration：用於優化分析；
（8）Finite Element Modeler：用於把 NASTRAN 和 ABAQUS 的網格轉化到 ANSYS中；
（9）Blade Gen：用於建（jiàn）立旋轉機械中葉片的幾何模型；
（10）Explicit Dynamics：用於（yú）顯式動力學分析。
4.3 有限元分析法在結構設計中的應用（yòng）
4.3.1 Z 向與 Y 向連接架的（de）有（yǒu）限元分析（xī）與優化
(1)建立模型：在 Workbench 平台上建立（lì） Static Structural 靜（jìng）力學（xué）分析（xī）模塊（kuài）。通過Solid Works 創建模型，導入到 ANSYS Workbench 中，對進（jìn）行（háng） Z 向與 Y 向連接（jiē）架的強度校核，連接架的幾何模型如下圖所示。在（zài） Geometry 項目上右擊導入由 Solid Works 建立連接架（jià）的模型後，進行自由網格化分，並對其進行細化網格，建立有限元模型。如圖4. 1 和 4. 2 所示。
圖 4.1 導入 Solid Works 模型
圖 4.2 建立有限元模型
(2)對連接架施加固定約束。絲杠的方形螺母與連（lián）接架在連接孔處用螺母進行（háng）連接，在連接孔的兩側設計有滑（huá）動導軌，使連接架處於靜止狀態。故在連接孔和導軌（guǐ）處施加固定約束，如圖。對連接架（jià）施（shī）加載荷，施（shī）加的載荷為（wéi）連接架及（jí）其（qí）連接架上的裝置的重力，大小為（wéi） 500N，方向向下，如圖 4.3 和圖 4.4 所示。
圖 4.3 對連接架施加（jiā）固定約束
圖 4.4 對連接架施加（jiā）載荷
(3)結果後處理
圖 4.5 連（lián）接架變形雲圖
圖 4.6 連接架的等效應力雲（yún）圖
根據等效應力雲（yún）圖，可知連接架的（de）最（zuì）大等效（xiào）應力為 3.57e7Pa，連接架的選用材料為（wéi）45 號鋼，該材料的屈服極限為 355MPa，即 3.55e8Pa。通過安全係數計算公式：
[τ]-為材（cái）料的屈（qū）服強度 最大（dà）τ由等效應力雲圖所得的最大應力。計算得安全（quán）係數（shù）為 10，滿足強度要求（qiú），滿足工作要求。
由變形雲圖可（kě）知，最大變形處變形為 0.00026m，即 0.26mm。雖然變形（xíng）較小，但連接架（jià）的結構（gòu）中，即使微小（xiǎo）的變形也有可能會導致運轉困難。因此，在（zài）為了（le）達（dá）到更好（hǎo）的運
動狀（zhuàng）態，對連接架進行（háng）結（jié）構優（yōu）化，以達到減少（shǎo）連接架的變形的目的。通過對連接架施加反向的（de）拉力，使其達到整體平衡，減少連接架端部的（de）受力變形（圖連接架（jià）變形圖中的（de）紅色區域）。
本設計的平衡裝置對連接架實施向上的拉力，使整個鑽（zuàn）孔機構盡量處於平衡狀態，優化過程如下：
（1）對連接架的單（dān）點施加反方向拉力
施（shī）加載荷和變形圖如圖 4. 7 和圖 4. 8 所示。
圖 4.7 對連接架（jià）單點施加載荷
圖 4.8 變形圖
由變形雲圖可知，最（zuì）大變形處變形為 0.00023m，即 0.23mm。雖（suī）然（rán）變（biàn）形量有所縮小，但較優化（huà）前沒（méi）有太大變化。
（2）對連接架的三點施加反方向拉力
施加載荷和變形圖（tú）如圖 4. 9 和圖 4. 10 所示。
圖 4.9 三點施加（jiā）載荷圖
圖 4. 10 變形圖
由變形雲圖可知，最大變形處變形為 9.5e-5m，即 0.095mm。由此（cǐ）可以看出，施加三點載荷後，變形量微小（xiǎo），滿（mǎn）足工作條件，實（shí）現優化效果。
4.3.2 夾緊機構連接架的有限元分析
（1）導入 Solid Works 模（mó）型及有限元模型（xíng）。通過 Solid Works 建立夾緊機構（gòu）連接架的三維幾何（hé）模型，導入到 ANSYS Workbench 中，並（bìng）進（jìn）行網格劃（huá）分，得（dé）到有限元模（mó）型。如圖 4.11 和圖 4. 12 所示（shì）。
圖 4.11 夾緊機構連接架模（mó）型
圖 4.12 夾緊機（jī）構有限元模型
（2）對夾緊機構的連接架進行固定約束和施（shī）加載荷。如下圖所示。夾緊機構（gòu）連接架的一（yī）端通過螺栓固定在 Z 向進給裝置的框架上，因此對連接架的螺栓孔施加固（gù）定約束。連接架的另（lìng）一端連接快速卡鉗，快速卡鉗對轉子施加載荷的方向與（yǔ）大小於連接架受到的力的方向和大小（xiǎo）相同，互為作用力與反（fǎn）作用力。卡鉗施加的作用力（lì）為 1000N，故在連接（jiē）架的另一端施加的力為 1000N。如圖 4.13 和圖 4. 14 所示。
圖 4.13 對夾緊機構連接架進行固定（dìng）約束
圖 4.14 對夾緊機構連接架施加載荷
（3）結果後處理
圖 4.15 夾緊機構連接架變形雲（yún）圖
圖 4.16 夾緊（jǐn）機構連接架等效應力雲圖
由變（biàn）形（xíng）雲圖可知，最大變（biàn）形處變形為 7.7e-4m，即 0.77mm，變形較小，並滿足夾緊機構的工作需求。根據等效應力雲圖，可知方形螺母（mǔ）的最大等效應力（lì）為 6.3e7Pa，方形螺母的選用材料為 45 號鋼該材料的屈服（fú）極限（xiàn）為 355MPa，即 3.55e8。通過安全係數計算公式計算得安全係數約為 6，滿（mǎn）足強度要求（qiú），滿足夾緊機構工作要求。
4.3.3 方形螺母的有限元分析
（1）導入 Solid Works 模型及有（yǒu）限元模型。通過 Solid Works 建（jiàn）立方形螺母的三維幾何（hé）模型，導入到 ANSYS Workbench 中，並（bìng）進行網格劃分，得到有限元模型。如圖 4.17所示和圖 4.18 所示。
圖 4.17 導（dǎo）入 Solid Works 模（mó）型
圖 4.18 建立有限元（yuán）模型
（2）對方形螺母施加固定約束。由於（yú）梯形絲杠（gàng）和方形螺母的螺（luó）旋傳動，靜止時，對方形螺母的（de）螺紋施（shī）加固定約（yuē）束。對方形螺母施（shī）加載荷，施加的載荷為與螺母連接部分的重力 500N，方向向下。如圖 4. 19 和 4. 20 所示（shì）。
圖 4.19 對方（fāng）形螺母施加（jiā）固定約束
圖 4.20 對方形螺母施加載（zǎi）荷
（3）結果後處（chù）理
圖 4.21 方形螺母變形雲圖
圖 4.22 方（fāng）形螺母等效應（yīng）力雲圖
由變形雲圖可（kě）知，最大變形處變（biàn）形為 8.82e-7m，即 0.0008mm，變（biàn）形微小滿足（zú）工作（zuò）需（xū）求。根據等效應力雲圖，可知（zhī）方形螺母的最大等效（xiào）應力為 2.17e7Pa，方形螺母的選用材料為（wéi） 45 號鋼，該材（cái）料的屈服極限（xiàn）為 355MPa，即 3.55e8。通過安全係數計算公式，計算得出（chū）安全係數為 16.6，滿足（zú）強度要求，滿足工作要求。
5.總結
本文中設計的鑽孔（kǒng）裝置與人們（men）意識（shí）中的鑽孔裝置有所不同，存在其特殊性。由於汽輪機轉子的每兩級葉輪之間的距離各不相同，最（zuì）小的距離僅為 75mm，所以，普通（tōng）的鑽（zuàn）床難以達（dá）到（dào）鑽孔目的，需要設計一種新的加工裝置對其末葉片銷孔進行加工。
汽輪機轉子末（mò）葉片銷孔的原有的加工裝（zhuāng）置是將鑽（zuàn）孔（kǒng）裝置安裝在（zài）普通的車床上進行定位與進給。用吊車將車床（chuáng）吊起，並安（ān）放到轉子附（fù）近（jìn），再用撬棍對車床進行微調，直到鑽（zuàn）孔（kǒng）裝（zhuāng）置的水平度和垂直（zhí）度達到加工條件，增大了工人的勞動強度，延長了工人的勞動時間。本文設計的新型的末葉片（piàn）銷孔的加工裝置采（cǎi）用“螞蟻啃骨頭”的加工方式將加工裝置固定在轉（zhuǎn）子上（shàng）進行加工，這樣不僅減少了用於定位（wèi）所需要（yào）的大量時間，同時還可以減小工（gōng）人的勞動強度和工作時間，可以（yǐ）有效的提高加工效（xiào）率。本文的主要內容有：
（1）通過對汽輪機及（jí）有（yǒu）關鑽孔裝置的介紹，總體了解末葉片銷孔對轉子的（de）作用乃至對汽輪（lún）機安全運行的重（chóng）要（yào）作用與意義（yì），對之後的設（shè）計工（gōng）作的（de）奠（diàn）定了基礎（chǔ）。
（2）介紹了鑽孔裝置的係統技術（shù）需求，加工（gōng）現狀及其加（jiā）工流程，說明了現在所用的加工（gōng）裝置的弊端，提出了改（gǎi）進的（de）要求，並明確了改（gǎi）進的方向。
（3）介（jiè）紹了新型加工裝置提出了總體方案設計。將（jiāng）加工裝置設計為四部分，主要包括定位與夾緊裝（zhuāng）置的設計，進給裝置的設計，傳動裝置的設計和平衡裝置的設計。
（4）詳細（xì）的闡述了新型加工裝置的各部分的構成與具體機構（gòu）的設計與選型。
（5）簡單介紹了有限元分析方法（fǎ）和 ANSYS Workbench，並利用 ANSYS Workbench軟件對本文的機構進行了分析。其中包括對 Y 向與（yǔ） Z 向連接架的分析與（yǔ）結構優化（huà），夾緊機（jī）構（gòu）連接架的分析，以及梯形絲杠方形螺母的分析，後處理結果得出（chū），以上部（bù）件均滿足工（gōng）作要求。
本設計（jì）僅為（wéi）汽輪機轉子末葉片銷孔的加工裝置改進提出了設計方案（àn）與相關（guān）理（lǐ）論，在各個機構的（de）設計上會存在諸多不足，研（yán）究的具（jù）體內容也會存在一些問題，需要進一步（bù）的完善。
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