牽引電機通風機葉輪葉片的斷裂原因分析及設計改進

范祖和,馬武福

(中國南車集團 資陽機車有限公司 機車研發部,四川資陽641301)

針對我公司DF8B和CKD7F電傳動內燃機車裝用的部分牽引電機通風機出現葉輪的葉片端部斷裂、葉片鉚釘嚴重拉變形和拉斷的情況,采用有限元分析軟件ANSYS,建立了葉片的三維模型,對原設計方案葉輪的葉片進行了有限元計算和多種方案的比較計算,提出了通風機葉輪的設計改進方案,并對改進方案葉輪的葉片強度進行了計算分析。

1 葉輪葉片的結構及相關參數

通風機為離心式前彎型葉片通風機,葉輪的工作轉速ω=2 680 r/min,葉輪上有52片結構及安裝方式均相同結構的葉片。葉片為圓弧式結構,葉片厚度t=1.5 mm,長度L=187 mm,葉型部分與端面的過渡內圓角r=3 mm。圖1所示為葉片的端面結構簡圖,葉片兩端面各有上、下兩個鉚釘孔,通過鉚釘孔用鉚釘將葉片與葉輪的后板、前板相連接,為便于機械加工成型,葉片兩端面上均有折彎工藝裂縫。圖1中α為葉片在葉輪上的安裝角,R為上鉚釘孔中心至通風機葉輪旋轉中心的安裝半徑。葉片的材料牌號為Q235-A,屈服強度σs≥235 MPa,抗拉強度 σb=375～ 460 MPa,彈性模量E=210 GPa,泊桑比y=0.3,密度 ρ=7 850kg/m3。

圖1 葉片的端面結構簡圖

根據實際運用經驗,通風機工作時,葉片斷裂多從與葉輪后板相連的后端面上部鉚釘孔開始。

2 計算模型的建立

在通風機工作時,葉輪葉片承受的載荷主要有葉片正反面的風壓差、葉片自身重力、葉輪前后板變形產生的反力、離心慣性力、鉚釘孔處鉚釘的支反力,與慣性力、鉚釘孔處鉚釘的支反力相比,前三者對葉片強度的影響可忽略不計[1],因此本次分析只考慮離心力及其引起的支反力對葉片的作用。

以往常規計算方法,只考慮葉片所受到的最大彎曲應力,方法極為近似,且不能考察如上所述葉片鉚釘孔的受力情況。為使計算工作經濟可行,采取了以下措施進行計算:(1)根據葉片的結構、所受載荷特點,把葉片簡化為相對于其中部的對稱結構,以減少計算量;(2)為準確模擬葉片端面的受力情況,模型中除考慮加工裂縫處的接觸外,還建立鉚釘模型以考慮葉片鉚釘孔處的接觸;(3)為了對多種設計方案的葉片進行比較分析,采用ANSYS軟件的參數化語言完成實體建模,再進行網格劃分生成最終的計算用有限元模型,并且不同方案下的建模、計算、結果處理方法一樣,實現了計算模型、計算方案的程序化、參數化和對比性。

圖2為建立的葉片原設計方案的有限元計算模型,模型單元數為5 928個,其中SOLID45單元5 592個,CONTA173單元192個,TARGE170單元144個,單元節點數7 992個。

3 葉輪原設計方案葉片的計算結果及分析

根據葉片的材料屬性及葉片在工作過程中處于復雜的3向應力狀態,采用計算的等效應力考察葉片強度。

圖2 原設計方案葉輪的葉片有限元計算模型

圖3為原設計方案葉輪的葉片工作應力圖,上、下鉚釘孔處的應力均超過了葉片材料的抗拉強度σb,應力值分別為1 030 MPa、509 MPa,鉚釘孔的大應力值是由于鉚釘孔承受葉輪旋轉時葉片的全部離心力所引起的;其他部位以葉片中部下方位置應力較大,為335 MPa,該部位由于承受葉片離心力引起的最大彎矩,因而應力值較大;另外,葉片過渡圓角加工裂縫處的應力也較大,為322 MPa,該部位的應力是由于葉輪旋轉時葉片端面上、下兩半互相接觸擠壓時產生的。

圖3 原設計方案葉輪的葉片工作應力(Pa)

由葉片應力分布情況可知,葉片最容易變形和破壞的位置為鉚釘孔,尤其是上鉚釘孔,這與葉片的破壞情況相符,因此葉片端面的鉚釘孔破壞是由于工作應力過高所致;另外,葉片其他部位如葉片中部、過渡圓角加工裂縫處的工作應力都超過了葉片屈服強度的下限值,這些部位易發生塑性變形。因此應對葉片進行結構改進,降低葉片的工作應力,特別是鉚釘孔部位的工作應力,以滿足通風機葉片的工作強度要求。

為保證通風機的氣動性能要求,葉片的安裝角α、安裝距離R、工作轉速 ω均不可以調整,能調整的葉片結構參數只有葉型部分與端面的過渡內圓角r、葉片厚度t。為了作比較,我們計算了不同過渡圓角r及不同厚度t時葉片的工作應力,計算結果如表1、表2所示。

表1 不同過渡圓角下葉片的工作應力計算值

表2 不同厚度下葉片的工作應力計算值

從表1、表2可知,調整葉片厚度、葉片過渡圓角對降低葉片的應力作用不大。幾種過渡圓角情況下,原設計方案鉚釘孔處的應力情況還是最好的;而隨著葉片厚度的增大,葉片離心力增大,葉片鉚釘孔及許多部位的工作應力普遍增大。

4 通風機葉輪設計方案改進

由以上計算結果可知,原設計方案葉輪的葉片工作應力過高,而調整葉片允許的結構參數又不能有效地降低其工作應力,因此必須對葉輪作結構改進。葉片的工作應力主要是由旋轉離心力引起的,因此若離心力對葉片的作用減小,葉片的工作應力肯定降低。

為減小離心力作用,對葉輪作以下改進:(1)在葉片長度方向中部加焊一強度足夠的圓環板作為葉輪的中板,使葉片高度的一半與之相連,以降低離心力作用;(2)葉片端部不留折彎工藝裂縫,以避免象原設計方案那樣該處出現較高的應力值。

經計算,葉輪改進方案的葉片工作應力如圖4所示。葉輪改進方案的葉片應力與葉輪原方案的葉片工作應力對比情況如表3所示。

由圖4、表3可知,經過改進后葉輪的葉片工作應力更加均勻,除葉輪中板處葉片中部應力比原方案葉輪葉片高外,葉片其余位置工作應力大大降低。改進方案葉輪葉片的下鉚釘孔處工作應力最大為301 MPa,其次是葉輪中板處葉片中部,為299 MPa,兩者均超過了葉片材料屈服強度σs值,在工作時會使相應位置產生塑性變形。因改進方案葉輪的葉片最大工作應力仍接近葉片材料抗拉強度σb的下限值,故葉片有一定的強度余量,但余量不大。

圖4 葉輪改進方案的葉片工作應力(Pa)

表3 原設計方案葉輪葉片與改進設計方案葉輪葉片的工作應力

5 結論

(1)原設計方案葉輪的葉片斷裂,是葉片工作應力過大造成的。調整葉片厚度、過渡圓角半徑對降低葉片工作應力作用不大。

(2)葉輪經改進設計后,葉片的工作應力大大降低,但仍有部分位置的應力超過材料的屈服強度σs值,接近葉片材料抗拉強度σb的下限值,葉片有一定的強度余量。通過改進的通風機在2003年我公司出口越南的機車上運用至今,再未出現葉輪的葉片端部斷裂、葉片鉚釘嚴重拉變形和拉斷的情況。

(3)計算沒有對葉片強度考慮一定的安全系數,建議除對葉輪作設計方案改進外,葉片最好采用強度較高的材料。

[1]張選清,許德與.離心式與軸流式通風機[M].北京:水利電力出版社,1983.

[2]成心德.離心通風機[M].北京:化學工業出版社,2007.