表1离心泵叶轮几何参数叶轮进n寅径叶片进口I径叶轮出口径叶轮出口宽度叶片出口叶片数1.2叶轮实体模型的建立以上述叶轮的几何参数为初始值，通过自底向上的建模方法构造出如和所示的叶轮三维实体模型。

　　其中去掉前盖板后的实体模型。从叶轮进口看，叶轮旋转方向为顺时针方向旋转。经过布尔运算可由叶轮的三维实体模型求得过流部分的三维形状，为有限元分析奠定了基础。

　　973-），男，重庆人，副教授，硕士，主要从事机械设计和液压与气动方面的应用研究和教学工作。

　　（从进口看叶轮顺时针旋转）（去掉前盖板）2叶轮结构有限元分析2.1叶轮结构分析有限元模型的建立）定义单元类型叶轮的结构比较复杂，存在有不规则的形状。选择软件单元库中的高精度的solid95单元做为分析单元，该单元具有2 0个节点。）网格划分对所示叶轮实体模型，通过设置单元尺寸，采用自由网格划分方式，共将模型离散为单元23410个，节点45054个，如所示。对单元进行质量检测，所有单元均满足畸变要求。）加载和求解由于叶轮绕其轴线以均匀角速度旋转，故在叶轮轮毂内圆面施加周向位移和轴向位移约束，通过施加角速度选项对叶轮施加惯性载荷。按流场分析结果对叶片压力面和吸力面单元施加压力并求解。

　　利用软件的通用后处理（P0ST1）查看模型的有限元计算结果，结果显示方式即可以是文本形式，也可以是等值线图等形式。

　　3.2叶轮结构有限元计算结果分析b.后盖板利用ANSYS软件的参数化设计语言（APDL）编写叶轮有限元模型体积v的提取命令，定义其质量m =vp.可计算得到的叶轮有限元模型计算质量为1.7596kg，与叶轮的实际质量1.77kg相对误差为-0.6，说明建模方法是正确的，其精度满足工程计算要求。

　　所示为叶轮的整体变形。从图中可以看出，叶轮的变形由叶轮中心向外逐渐增大，大的变形发生在叶轮外缘。大变形值为1.77X10-6m，所以叶轮的变形量是很小的。

　　叶轮有限元计算网格分布图叶轮的整体变形（变形放大600倍）所示分别为叶轮前、后盖板径向变形等值线图。

　　径向变形由叶轮中心向外逐渐增大，大的径向变形发生在前盖板外缘，其值为其值为8. a.前盖板b.后盖板叶轮径向位移等值线图a.前盖板b.后盖板叶轮周向位移等值线图所示分别为叶轮前、后盖板周向变形等值线图。

　　从图中可以看出，叶轮的周向变形从外缘向中心逐渐增大，大周向变形在后盖板轮毂处，其值为0.836X 10-6m，小于径向位移的十分之一。叶轮的整体变形是径向和周向变形的合成。

　　所示分别为叶轮前、后盖板方向等效应力等值线图。从图中可以看出大等效应力出现在叶轮的前盖板靠近进口处。大等效应力值为5.7X10-6Pa，远小于材料的强度极限。叶轮的应力在前、后盖板的分布是不同的。

　　a.前盖板叶轮等效应力等值线图所示分别为叶轮前、后盖板方向径向应力等值线图a.前盖板b.后盖板叶轮径向应力等值线图所示分别为叶轮前、后盖板方向的周向的应力等值线图。从图中可以看出叶轮的周向应力大于径向应力，即圆周方向的应力是主要的。大的圆周应力位于叶轮轮毂处。

　　a.前盖板b.后盖板叶轮周向应力等值线小结本文分析计算了离心泵叶轮在载荷作用下的应力和应变，结果显示叶轮的应力在前、后盖板的分布是不同的，叶轮的周向应力大于径向应力，即圆周方向的应力是主要的，大的圆周应力位于叶轮轮毂处。有限元分析的结果为叶轮盖板的强度计算提供了可靠依据，验证了有限元建模方法和计算方法的正确性，为进行不同类型的有限元分析和优化设计提供了。