離心通風(fēng)機葉輪應(yīng)力與振動分析

曹海蘭 李陽 喬世強

摘要：針對離心通風(fēng)機葉輪實際工作中存在斷裂現(xiàn)象，采用了有限元理論對通風(fēng)機葉輪進行了應(yīng)力與振動分析。首先將建立的通風(fēng)機葉輪模型在ANSYS Workbench中進行靜力學(xué)分析，得到葉輪的應(yīng)力應(yīng)變分布情況，根據(jù)應(yīng)力分析結(jié)果校核其強度是否滿足要求。然后進行振動模態(tài)分析，得到葉輪前6階固有頻率和振型;把前6階固有頻率換算為對應(yīng)的轉(zhuǎn)速并和葉輪的實際轉(zhuǎn)速相比，使葉輪的運轉(zhuǎn)速度遠(yuǎn)離臨界速度，避免葉輪因共振對通風(fēng)機結(jié)構(gòu)的破壞。

關(guān)鍵詞：離心通風(fēng)機葉輪;靜力學(xué)分析;模態(tài)分析

0? 引言

離心通風(fēng)機是最為常見的通風(fēng)裝置，被廣泛應(yīng)用于機車、礦井、隧道、工廠等眾多領(lǐng)域[1-2]。葉輪作為通風(fēng)機的重要組成部分，為一個高速旋轉(zhuǎn)的部件，其受力情況比較復(fù)雜;旋轉(zhuǎn)的葉輪主要受到重力、離心力、氣流激振力的作用，導(dǎo)致葉輪產(chǎn)生較大的形變和應(yīng)力，當(dāng)其應(yīng)力長時間超過材料能承受的許用應(yīng)力，可能致使葉輪發(fā)生開裂甚至飛車現(xiàn)象[3-4]。因此，對葉輪進行強度校核是非常有必要的，其強度和可靠性是風(fēng)機的安全運行的基礎(chǔ)。此外，葉輪在運轉(zhuǎn)時，可能會發(fā)生共振，這也是設(shè)計中必須考慮的因素。通過有限元對葉輪做振動模態(tài)分析，從而得到它的固有頻率和振型，進而求得葉輪共振的臨界轉(zhuǎn)速。使葉輪的運轉(zhuǎn)速度遠(yuǎn)離這一臨界速度，避免葉輪因共振對通風(fēng)機結(jié)構(gòu)的破壞。研究結(jié)果對葉輪及通風(fēng)機整機優(yōu)化設(shè)計、減少故障具有重要的理論意義。

1? 有限元模型的建立

為考察HXD2B風(fēng)機的強度和振動是否符合使用要求，運用Catia軟件建立了風(fēng)機整機及葉輪的三維實體模型，建模過程中，對葉輪中比較容易出現(xiàn)應(yīng)力集中的葉片與輪盤、葉片與輪蓋交界位置進行圓角處理，避免出現(xiàn)冗余的計算結(jié)果，使計算結(jié)果更加準(zhǔn)確。然后將三維模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，采用SOLID187實體單元進行網(wǎng)格劃分，模型網(wǎng)格單元尺寸設(shè)置為15mm，劃分之后，網(wǎng)格節(jié)點總數(shù)為53176個，單元總數(shù)為13506個。

2? 通風(fēng)機葉輪的靜力學(xué)分析

將上述建立的有限元模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中進行靜力學(xué)分析。在ANSYS Workbench項目管理區(qū)中搭建模塊分析流程圖，并對有限元模型定義邊界條件和施加載荷，設(shè)置過程如下：

①定義材料屬性：風(fēng)機材料為S355，材料的彈性模量為210GPa，密度取7860kg/m3，泊松比為0.3，屈服強度為345MPa，抗拉強度為490MPa。②輪轂內(nèi)表面全約束，即采用Fixed Support;③葉輪工作轉(zhuǎn)速按額定轉(zhuǎn)速（2840rpm）進行分析，只考慮離心力的作用，葉輪軸線為旋轉(zhuǎn)軸，旋轉(zhuǎn)方向為順時針方向（從氣流進口方向看）。通過求解得到有限元靜態(tài)分析結(jié)果，葉輪Von-Mises應(yīng)力云圖如圖1，變形云圖如圖2所示。

從圖1可以看出：最大von-Mises應(yīng)力出現(xiàn)在葉片和輪蓋連接并靠近旋轉(zhuǎn)中心的位置，最大von-Mises等效應(yīng)力為185.81MPa;從圖2可以看出：葉片最大變形出現(xiàn)在葉片端部，最大變形量為0.22787mm。屈服安全系數(shù)（屈服極限與峰值應(yīng)力之比）為1.86，斷裂安全系數(shù)（強度極限與峰值應(yīng)力之比）為2.64。因此，通風(fēng)機結(jié)構(gòu)的強度滿足實際工作要求。

3? 葉輪振動分析

3.1 模態(tài)分析基本理論

研究結(jié)構(gòu)的振動特性常常采用模態(tài)分析，得到結(jié)構(gòu)每個模態(tài)的固有振型、固有頻率和阻尼比，模態(tài)分析是譜響應(yīng)分析、隨機振動分析的基礎(chǔ)[5]。葉片和葉輪振動通常是通風(fēng)機葉片發(fā)生破壞事故的主要原因，為避免事故，采取的做法為不使葉片和葉輪低階固有頻率與干擾頻率重合，并且保證一定的頻率避開率[6-7]。

通風(fēng)機的干擾頻率與通風(fēng)機的轉(zhuǎn)速有關(guān)，計算公式為：

通風(fēng)機的干擾頻率與通風(fēng)機的轉(zhuǎn)速有關(guān)，葉片和葉輪振動頻率避開率可表示為：

對于不同的i值，通風(fēng)機手冊上規(guī)定的最小頻率避開率見表1。

i≥7時，傳統(tǒng)上一般都認(rèn)為共振幅較小，危險不大，因此一般可以不考慮高階頻率避開率[8]。

3.2 模態(tài)結(jié)果及分析

葉輪模態(tài)分析的前6階固有頻率見表2，模態(tài)振型見圖3。計算得到葉輪低階振動的頻率避開率，見表3。由此可見，葉輪各階的頻率避開率計算值均滿足要求。

4? 結(jié)論

采用有限元分析軟件ANSYS對離心通風(fēng)機進行應(yīng)力與振動分析、計算和研究，得到了應(yīng)力應(yīng)變分布云圖和模態(tài)固有頻率和模態(tài)振型，同時確定了葉輪最大主應(yīng)力出現(xiàn)在葉片上，靠近輪蓋的上端位置，最大主應(yīng)力值為170.41MPa，原因是此部位是很可能產(chǎn)生應(yīng)力集中的位置，其他大部分的應(yīng)力較小。并根據(jù)分析結(jié)果提出了減小應(yīng)力的方案，然后進行模態(tài)分析，得到葉輪前6階固有頻率和振型;把前6階固有頻率換算為對應(yīng)的轉(zhuǎn)速并和葉輪的實際轉(zhuǎn)速相比，使葉輪的運轉(zhuǎn)速度遠(yuǎn)離臨界速度，避免葉輪因共振對通風(fēng)機結(jié)構(gòu)的破壞。研究內(nèi)容及結(jié)果對離心通風(fēng)機的結(jié)構(gòu)改進、減少故障，具有重要的參考價值，并為今后離心通風(fēng)機葉輪的應(yīng)力與振動研究提供了一種新的思路和方法。

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