基于 Ansys 的自吸離心泵主要結構及裝配體的模態分析

周朝暉，李廣義，王奕鑌

(海軍工程大學，湖北 武漢 430033)

基于 Ansys 的自吸離心泵主要結構及裝配體的模態分析

周朝暉，李廣義，王奕鑌

(海軍工程大學，湖北 武漢 430033)

自吸離心泵的振動噪聲由多種因素造成，其中泵的結構和剛度是主要因素。通過對自吸離心泵的主要結構及裝配體進行模態分析，可以獲得該泵自身的固有頻率和模態振型，從而找到其結構及裝配體的薄弱部位，為結構優化調整打下基礎。以 UG 建立的船用某型自吸離心泵三維實體模型為基礎，通過 HyperMesh 和 Ansys Mechanical APDL，完成了該泵從網格劃分到計算模態分析全過程，并對計算結果進行分析。計算和分析結果表明，該泵結構上存在薄弱之處，必須進行有針對性的優化。

自吸離心泵；Ansys；模態分析；結構優化

0 引 言

自吸離心泵主要通過改變泵體結構使其具有抽真空能力（自吸能力），比如氣液混合式自吸泵。根據液體和氣體在泵中混合位置的不同，氣液混合式自吸泵分為內混式和外混式[1–2]。本文所研究的對象為船用某型外混式自吸泵。

在借助 UG 建立該泵三維實體模型的基礎上，通過 HyperMesh 進行模型主要結構網格劃分和分析條件設置；利用 Ansys Mechanical APDL 對模型進行求解設置，完成模態計算并對結果進行分析。

1 理論基礎

在動力學分析中，對于一個無阻尼自由振動自由度為的線性系統，運動微分方程為[3]：

式中：M 和K 分別為系統的質量和剛度矩陣；ü 和 u為系統各節點的加速度和位移向量。

式（1）的解可表示為：

在自由振動時，系統中各節點的振幅 φ 不全為0，由此可得[4]：

因為 M 和 K 都是 n 階方陣，所以式（4）是關于ω2的 n 次實系數方程。可以從中解出 n 個實根即特征值。把任一代回式（3），可解出與其相對應的向量即特征向量。其中特征值的平方根分別為系統的 1 階、2 階、…、n 階固有頻率，與之對應的分別是系統的各階固有振型。

2 模型有限元前處理

2.1 模型簡化

自吸泵模型主要由泵體、葉輪、泵蓋、托架和軸構成。泵體等零部件上存在較多的螺紋孔和小倒角等結構。這些結構對模態分析結果影響較小，但在網格劃分時卻需要許多單元來模擬，增加運算量和計算時間[5]。因此需要進行簡化，刪除模型中的螺紋孔（M ＜ 15），通孔（Φ ＜ 15 mm），倒角（尺寸 ＜ 6 mm）、圓角（R ＜ 6 mm）等微小結構。圖 1 為精簡前后的模型。

圖1 模型簡化前后Fig.1 The model before and after simplification

2.2 模型網格劃分

網格劃分時，考慮到泵蓋、托架和軸屬于軸對稱結構，可利用其結構的對稱性經 reflect 命令完成六面體網格的劃分。對于像泵體和葉輪這樣具有復雜曲面的部件，采用四面體網格進行劃分。其中泵體網格尺寸為 5 mm，其余結構網格尺寸為 3 mm。

2.3 條件與約束設置

設置模型接觸并添加必要的約束，模型中主要的裝配形式均為法蘭盤螺栓裝配。因此在 Contact Manger中設置接觸對為 TARGET170 和 CONTA173。對于有約束的結構，施加 dof1，dof2 及 dof3 約束。

表1 模型主要結構材料屬性Tab.1 Model main structural material properties

3 計算模態分析

3.1 主要零部件模態分析

將完成的有限元模型導入至 Ansys Mechanical APDL，設置分析類型（Modal）、模態提取方法[6]（Block Lanczos）、模態提取階數（自由模態為 16階、約束模態為 10 階）等參數，進行分析計算。通過計算，得到主要零部件前 8 階的模態頻率數據，如表 2 所示。

表2 主要零部件前 8 階模態頻率（f/Hz）Tab.2 The first 8 orders frequencies of the main components（f/Hz）

該泵的電機型號為 Y132S2-2H，額定轉速為 2 950 r/min，激勵頻率為 2 950 ÷ 60 = 49.17 Hz；葉片通過頻率為49.17 × 6 = 295 Hz，6 為泵的葉片數。在分析計算時，要特別注意以上 2 個頻率附近的振動情況[7]。

表 2 數據表明：

1）除泵體的約束狀態之外，其他零部件在自由和約束狀態下均有較高的模態頻率（在 900 Hz 之上），遠大于系統的激振頻率，可見它們的剛度較好。

2）作為主體結構的泵體分為 2 種情況：一是自由狀態下的模態頻率均在 1 200 Hz 以上；二是約束狀態下的模態頻率遠低于自由狀態，前 6 階均在 1 500 Hz以下。說明泵體在實際工作中，由于約束的影響，動態性能有所降低，發生共振的可能性較高。因此有必要對泵體結構作進一步的分析。泵體前 4 階模態振型圖如圖 2 所示。

圖2 泵體前 4 階模態振型圖Fig.2 The first 4 orders vibration shape of the pump

圖 2 表明：泵體以上半部分的擺動為主，伴隨著部分擠壓和扭轉變形。其中 1 階和 2 階模態頻率較低，且與葉片通過頻率較為接近；3 階時，扭轉變形更為明顯，最大變形出現在泵入口及泵體頂角附近，屬于異常變形，說明該處結構最為薄弱，這種變形對入口管路影響較大；4 階時，除泵體扭轉變形之外，泵體中間部分還發生了擠壓變形。

3.2 自吸泵裝配體模態分析

為了進一步掌握泵整體的振動和變形情況，將泵的各零部件裝配后，形成裝配體，通過實際運行中的約束狀態來分析裝配體的模態信息。通過計算，得到裝配體前 8 階約束模態頻率和前 4 階振型圖，分別如表 3 和圖 3 所示。

對比分析表 2 和表 3 發現：裝配體的模態頻率要明顯大于約束狀態下泵體的模態頻率，可見裝配體的動態性能優于約束狀態下的泵體，說明該泵的裝配工藝較為合理。1階和2階模態頻率主要集中在 500 ～ 600 Hz之間，振型以上半部分的擺動為主，與泵體的前 2 階約束模態基本相同。3 階和 4 階模態振型顯示裝配體整體結構的薄弱環節出現在泵入口以及與之相鄰的頂角處，但此時的模態頻率與激振頻率相差較大，不會引起結構共振。

表3 裝配體前 8 階約束模態頻率Tab.3 The first 8 orders constraint frequencies of the assembly

圖3 裝配體前 4 階模態振型圖Fig.3 The first 4 orders vibration shape of the assembly

4 結 語

1）除泵體約束狀態以外，自吸泵的主要零部件均有較高的模態頻率，明顯高于電機的激振頻率及葉片通過頻率，說明零部件具有較高的剛度。

2）在實際工作狀態下，受約束的影響，泵體的動態性能有所降低，發生共振的可能性較高。泵體在入口、頂角和蝸殼出口附近存在異常變形，有必要對其進行加固。

3）裝配體的模態頻率要明顯大于約束狀態下泵體的模態頻率，因此，在約束狀態下，裝配體的動態性能要明顯優于單獨的泵體，說明該泵的裝配工藝較為合理，可以改善泵的動態性能。

4）裝配體的振型以泵體的變形為主，并且與約束狀態下的泵體振型相近。泵體結構中存在薄弱之處，有必要根據振型對該泵結構做針對性優化。

[1]全國化工設備設計技術中心站機泵技術委員會. 工業泵選用手冊[M]. 北京: 化學工業出版社, 2010: 154–157.

[2]黃國富, 常煜, 張海民. 基于CFD的船用離心泵流體動力振動噪聲源分析[J]. 水泵技術, 2008(3): 20–24, 33.

[3]劉君, 袁建平. 帶預應力的高速離心泵轉子模態分析[J]. 中國農村水利水電, 2014(2): 117–121.

[4]付建國. 多級離心泵流固耦合動力特性分析[D]. 揚州: 揚州大學, 2014.

[5]左能文. 鋼絲纏繞型陶瓷壓磚機主體機架的有限元分析與結構優化[D]. 南昌: 華東交通大學, 2012. ZUO Neng-wen. Finite element analysis and structural optimization of steel wire-wound ceramic press frame[D]. Nanchang: East China Jiaotong University, 2012.

[6]楊凱, 朱春華, 陳明. 模態試驗架的動態特性研究[J]. 中國制造業信息化, 2008(24): 52–53. YANG Kai, ZHU Chun-hua, CHEN Ming. Study on dynamic characteristics of modal test frame[J]. Manufacture Information Engineering of China, 2008(24): 52–53.

[7]陳艷鋒, 吳新躍, 王基. 船用泵振動模態計算分析研究[J]. 機電產品開發與創新, 2005, 18(2): 60–62. CHEN Yan-feng, WU Xin-yue, WANG Ji. Study on the vibration modal analysis of a pump[J]. Development & Innovation of Machinery & Electrical Products, 2005, 18(2): 60–62.

Modal analysis of the main structure and assembly of self-priming centrifugal pump based on Ansys

ZHOU Zhao-hui, LI Guang-yi, WANG Yi-bin
(Naval University of Engineering, Wuhan 430033, China)

The vibration and noise of a self-priming centrifugal pump is caused by many factors, the structure and rigidity of the pump are the two main factors. By the modal analysis of the main structure and assembly of self-priming centrifugal pump we can get its own natural frequencies and mode shapes, and find the weaknesses of the structure and assembly, lay the foundation for structural optimization and adjustment. Based on the 3D model of a marine self-priming centrifugal pump established by UG, this paper completed the whole process from mesh to modal analysis by the software of HyperMesh and Ansys Mechanical APDL, and then analyzed the results. Calculation and analysis results show that there are vulnerabilities in the pump, and measures must be taken to optimize the structure targeted.

self-priming centrifugal pump；Ansys；modal analysis；structure optimization

TH317

A

1672 – 7619(2016)11 – 0084 – 03

10.3404/j.issn.1672 – 7619.2016.11.017

2016 – 03 – 02；

2016 – 05 – 13

周朝暉(1963 – )，男，副教授，主要從事離心泵、噴水推進等方面的研究。