燃料電池車用旋渦風機葉輪模態分析

宋立廷，左曙光，康 強

SONG Li-ting,ZUO Shu-guang,KANG Qiang

（同濟大學 汽車學院，上海 201804）

0 引言

隨著石油資源的日益匱乏和環境污染程度的加劇，迫使世界各國都著力于研發新能源清潔汽車，其中燃料電池汽車（fuel cell vehicle，FCV）倍受矚目[1]，FCV是零排放的新型環保車輛，由于省去了內燃機這個噪聲源，取而代之的是風機和電機，人們期待它們更安靜和舒適，因而風機和電機成為新的噪聲源。由于風機噪聲是燃料電池車外噪聲的主要噪聲源，葉輪在高速旋轉中與流道中不均勻氣體流場相互作用產生周期性變化激振力，這種激振力的頻率與葉輪固有頻率相等或成整數倍時，容易發生共振，從而會在風機進氣口產生較大的噪聲，而且可能導致葉輪破壞。

本文針對燃料電池車用旋渦風機存在進氣口振動、噪聲大等問題，對風機葉輪進行模態分析。先通過三維坐標儀對該旋渦風機葉輪曲面輪廓進行坐標測量，然后用CATIA軟件進行三維建模，并利用有限元軟件對葉輪進行模態分析，得出葉輪的各階固有頻率以及相應振型，并結合風機振動模態試驗對試驗結果進行驗證，分析了可能產生的共振頻率，從而為有效控制旋渦風機振動噪聲等問題提供理論依據。

1 葉輪三維建模

由于實際的旋渦風機葉輪曲面不能用方程來描述，故采用精度很高的三維坐標儀測量出葉輪若干網點坐標數值，然后將掃描生成的點云導入CATIA軟件中進行數據處理，得到葉輪的幾何模型。如圖1所示。

圖1 CATIA逆向幾何模型

2 葉輪模態分析

2.1 葉輪結構的動力特征方程

根據振動學理論，具有多自由度結構系統的動力方程可表示為：

{Q}節點載荷列陣通常是時間的函數。對于不同的結構，可以選用不同的單元和形狀函數矩陣，但動力方程的建立過程均相同。由于結構阻尼較小，對固有頻率和振型的影響可忽略不計，由此可得到葉輪結構無阻尼振動方程：

在模態分析過程中,可以研究分析葉輪在無激振力作用下的自然屬性。因此,取{Q}={0},則動力方程簡化為：

其中wi、ψi、mi、ki分別為各階模態下的固有頻率、振型、質量和剛度，求解方程可以得到[2]。

2.2 材料屬性和有限元模型建立

旋渦風機的葉輪設計要求如下：葉輪材料為6A02 鋁合金，其密度為2700kg/m3，泊松比取0.33，彈性模量取為70600N/mm2。旋渦風機的葉輪主要由輪盤和葉片組成，結構簡單，但葉片的幾何形狀復雜，在空間中存在彎扭曲面?？紤]到有限元分析對實際情況的模擬及計算的準確性和可行性，在導入有限元之前進行適當簡化：1）葉輪輪盤輪轂密封齒輪處對葉輪整體模態分析影響較少，在模型中可不考慮；2）葉輪模型中可忽略各處的圓角和倒角；3）葉輪中焊接部位均作一體化鏈接處理[3]。

將CATIA建立修正后的旋渦風機葉輪實體模型導入ANSYS中，對其進行前處理[4]，并采用自由方式劃分單元網格，建立該風機葉輪有限元模型如圖2所示。

圖2 有限元模型

模態分析時模態提取采用分塊Block Lanczos 方法，該方法計算精度高，計算速度比Subspace方法更快。在進行葉輪的振動頻率和相應的模態計算分析時，由于高階模態對振動噪聲分析的貢獻不大，不會對系統產生較大的影響，因此這里選取了葉輪的前6階模態。單元類型為20節點實體SOLID95，葉輪單元數目為163074，節點數目為282123。

2.3 葉輪的模態計算

對于本模型，考慮到試驗狀況下葉輪通過一根柔軟的橡膠繩懸吊，接近于自由狀態下，因此在模態計算中對葉輪進行自由模態計算，提取前6階模態結果，如表1所示。限于篇幅本文只列出典型的1階、3階、6階振型圖。如圖3所示。

圖3 葉輪1、3、6階模態振型

3 葉輪振動模態測試試驗

為了驗證所建立有限元模型的準確性，本文針對旋渦風機的葉輪進行模態測試，獲得實際的模態頻率，再與基于相同實驗約束條件設定下的計算模擬結果作對比，以便獲得準確的模型，確保在靜態無應力的條件下有限元模型的準確，如圖4所示。

本次試驗所用的儀器是Head公司的SQlabIII（34通道）數據采集系統，加速度傳感器為美國pcb公司生產的icp壓電式加速度傳感器，通過采用激振器單點激振多點拾振的方法，在葉輪的平面上共布置了24個測點。在LMS Test lab 模態分析軟件中運用人工建模的方法建立了葉輪模態工程的模型網格，如圖5所示，并按照標準的模態分析流程建立模態分析系統[5]。葉輪在靜止狀態下進行人為激振,測量激振力與響應并采用雙通道FFT分析,通過LMS Test lab軟件的模態計算命令中的曲線擬合,獲得其模態頻率的幅頻圖，如圖6所示，識別出風機葉輪的前6階模態參數。

圖4 模態測試試驗圖

圖5 葉片模態網格圖

圖6 實際模態幅頻圖

對照試驗和仿真模態分析的前6階結果，可以清楚的看到，葉輪的前3階振型整體表現為沿軸向的前后擺動，后面幾階模態出現局部振型，說明葉輪各部位剛度存在不均勻的現象。如表1所示。葉輪在自由狀態下，各階仿真模態頻率與試驗固有頻率相差甚微，因此可以認為所建立的葉輪模型的準確性，這也為旋渦風機振動噪聲分析提供理論基礎。

通過葉輪的模態振型分析可以確定葉輪結構振動形態及其薄弱部位。葉輪前6階固有頻率為600-3800HZ，由此可以計算出各階臨界轉速。只要葉輪轉速遠離其臨界轉速，在工作過程中就會避免共振和產生較大的躁聲。從葉輪振型圖中可以找到應力集中區域，尋找到應力最大點，可以采取改變葉輪厚度，合理分配剛度，從而避免葉輪發生局部破壞。

表1 模態分析結果匯總

4 結論

1）采用CATIA逆向造型得到葉輪三維幾何模型，建立葉輪結構動力特征方程，通過有限元進行求解，得到葉輪的各階固有頻率和振型，同時根據各階振型變化形態及應力集中區域，分析可能產生的共振。

2）根據求得的前6階固有頻率和振型，結合風機振動模態試驗得到的模態參數，驗證各階試驗模態和有限元計算結果相差甚微，在允許的5%誤差范圍內，因此建立的有限元模型是正確的，為風機氣固耦合躁聲的研究提供理論基礎。

[1] 吳憲,徐慶華,陳昌明.燃料電池轎車底盤總布置智能化裝配設計的實現[J].制造業自動化,2004(4)：65-68.

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[3] 張鳳格,李惠彬,王國兵等.蝸輪增壓器壓氣機葉片振動分析[J].躁聲和振動控制,2003(6)：13-15.

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