模型的建立护环、中心环及转子本体的付槽底部以下部分都是沿圆周方向上对称的，它们本身的离心力在空间上也是轴对称的。由于转子本体上槽的分布不均，造成转子本体齿的刚度在圆周上不均匀分布，端部线圈、端部垫块的离心力在圆周上的分布也不均匀。但是据资料介绍，若按圆周均布考虑，对结果的影响仅7.7%左右，且其影响在护环中间段较大而护环的两端较小，因此转子护环部分可用轴对称模型进行应力分析。

　　建模是根据初步设计尺寸，由点、线、面lowup方法建立有限元分析轴对称模型。单元的类型各部件的单元类型、实常数及有关厚度尺寸详见。

　　为建模方便，转子齿及槽楔截面上为梯形的部分，简化成同高度的矩形，按面积不变的原则，将厚度进行了等效计算，中的厚度尺寸是经过等效计算后的尺寸。

　　单元的类型、实常数及有关厚度尺寸mm部件单元类型实常数编号厚度尺寸备注护环中心环转子付槽底部以下部分（轭部）轴对称四边形4节点，二自由度42号单元护环与转子搭接面，在环键槽处圆弧部分采用精细的网格剖分齿顶齿顶鸠尾部分齿头齿头嵌线槽部分齿头付槽部分槽楔顶部槽楔中部（鸠尾部分）平面应力/厚度四边形4节点，二自由度42号单元132.0646=1474.8223.646=1085.6314.946=685.4421.2646=977.96518.5946=855.14637.3946=1719.94744.7546=2058.5由于结构上倒角原因，少部分采用了平面应力/厚度，三角形6节点二自由度，2号单元槽楔底部0.00893.3边界约束转子本体外侧及转子轴伸外侧直线上的节点，在Y方向上的位移等于零。

　　护环与转子配合面间的过盈量的优化方案护环与转子配合面的过盈量的合理选择是设计护环的关键，若选得过大，在静态时转子齿受到的很高压应力，高速运行时，转子齿将受到很大的拉应力，这样转子齿将受到极大的疲劳应力。按设计要求，在转子超速时，护环和转子配合面间在半径方向上有0.005mm的残余过盈量，同时静态时转子齿受到的平均压应力不超过转子材料的屈服强度的80%.

　　模型及载荷由于初步设计时，护环与转子配合面的过盈量参照引进技术数据，因此，先选用4320r/min（60Hz时的1.2倍超速）的特殊工况进行复算，判断过盈的合理性。在计算分析时，槽内部件、端部线圈及端部垫块的力以均布载荷形式分别作用在端部槽楔、护环上，中心环内圆下的导风圈及垫块的离心力也以均布载荷形式作用在中心环的内圆。4320r/min时，均布载荷的具体数值见。超速4320r/min在ANSYS中的角速度的输入是=452.4r/s.

　　静态时，转子护环部分的应力计算（用优化后的过盈量）静态时，转子线圈、端部垫块、转子槽楔对护环的作用力很小，与过盈配合应力相比可以忽略。因此，将3000r/min模型中，槽楔取消，所有均布载荷都取消，且将角速度设置为零，即可得到静态时ANSYS有限元模型。但静态时，所有部件的温度均按环境温度20考虑，根据上述模型，转子护环部分在静态时的应力计算结果。

　　在静态时的应力计算结果ANSYS有限元法，转子护环部分各主要部件的应力计算结果4静态时各主要部件的最大应力MPacdfi护环内圆中间处j护环等效应力500.5509.0404.7293.283.8172.8中心环最大等效应力的位置在护环的内圆的本体侧，最大为-313.9MPa.

　　计算结果分析及结论环部分主要部位应力计算结果9转子护环部分主要部位应力/疲劳寿命的计算结果部件部位最大应力/寿命设计要求结论护环护环内圆中间处824.5最大集中应力不超过材料的屈服强度合格护环在鼻子内侧（第i点）1.733107次大于3.0104合格（续表）部件部位最大应力/寿命设计要求结论中心环内圆的本体侧295.9MPa最大集中应力不超过材料的屈服强度合格转子齿齿头C1-487.3齿头C2477.2齿身C4-641.7付槽C5-503.2转子齿的嵌线槽的底部C4处1.049105次最大集中应力不超过材料的屈服强度大于3.0104合格此表说明，通过优化过盈量后，转子护环部分的各主要部件的强度计算结果及低周疲劳寿命均符合设计要求。

　　转子护环部分的计算结果分析（1）ANSYS有限元法可以精确地计算出每一节点的位移，可以根据超速工况时，护环和转子之间各节点的精确位移，来确定的护环和转子之间过盈量。

　　（2）静态时，护环变成了两端大中间小的喇叭形状。护环和转子配合面间有着极大的压应力，由于热套效应，转子配合面外侧压缩变形量最大，因此，在结构设计时，为避免将转子槽内的槽套被压坏，槽内的楔下垫块必须留有一定的TAPER间隙。

　　（3）由于热套效应，转子与护环的配合面之间的过盈量应阶梯递减，每一阶梯也应设计成TAPER结构，使在每种工况下，转子与护环的配合面之间没有局部脱开，从而避免引起接触腐蚀或电腐蚀。