離心通風(fēng)機(jī)葉輪應(yīng)力與振動(dòng)分析

曹海蘭 李陽(yáng) 喬世強(qiáng)

摘要：針對(duì)離心通風(fēng)機(jī)葉輪實(shí)際工作中存在斷裂現(xiàn)象，采用了有限元理論對(duì)通風(fēng)機(jī)葉輪進(jìn)行了應(yīng)力與振動(dòng)分析。首先將建立的通風(fēng)機(jī)葉輪模型在ANSYS Workbench中進(jìn)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(qiáng)度是否滿(mǎn)足要求。然后進(jìn)行振動(dòng)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(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速并和葉輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速相比，使葉輪的運(yùn)轉(zhuǎn)速度遠(yuǎn)離臨界速度，避免葉輪因共振對(duì)通風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)的破壞。

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

0? 引言

離心通風(fēng)機(jī)是最為常見(jiàn)的通風(fēng)裝置，被廣泛應(yīng)用于機(jī)車(chē)、礦井、隧道、工廠(chǎng)等眾多領(lǐng)域[1-2]。葉輪作為通風(fēng)機(jī)的重要組成部分，為一個(gè)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(zhǎng)時(shí)間超過(guò)材料能承受的許用應(yīng)力，可能致使葉輪發(fā)生開(kāi)裂甚至飛車(chē)現(xiàn)象[3-4]。因此，對(duì)葉輪進(jìn)行強(qiáng)度校核是非常有必要的，其強(qiáng)度和可靠性是風(fēng)機(jī)的安全運(yùn)行的基礎(chǔ)。此外，葉輪在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，可能會(huì)發(fā)生共振，這也是設(shè)計(jì)中必須考慮的因素。通過(guò)有限元對(duì)葉輪做振動(dòng)模態(tài)分析，從而得到它的固有頻率和振型，進(jìn)而求得葉輪共振的臨界轉(zhuǎn)速。使葉輪的運(yùn)轉(zhuǎn)速度遠(yuǎn)離這一臨界速度，避免葉輪因共振對(duì)通風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)的破壞。研究結(jié)果對(duì)葉輪及通風(fēng)機(jī)整機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)、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(jī)的強(qiáng)度和振動(dòng)是否符合使用要求，運(yùn)用Catia軟件建立了風(fēng)機(jī)整機(jī)及葉輪的三維實(shí)體模型，建模過(guò)程中，對(duì)葉輪中比較容易出現(xiàn)應(yīng)力集中的葉片與輪盤(pán)、葉片與輪蓋交界位置進(jìn)行圓角處理，避免出現(xiàn)冗余的計(jì)算結(jié)果，使計(jì)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(shí)體單元進(jìn)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(diǎn)總數(shù)為53176個(gè)，單元總數(shù)為13506個(gè)。

2? 通風(fēng)機(jī)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(jìn)行靜力學(xué)分析。在ANSYS Workbench項(xiàng)目管理區(qū)中搭建模塊分析流程圖，并對(duì)有限元模型定義邊界條件和施加載荷，設(shè)置過(guò)程如下：

①定義材料屬性：風(fēng)機(jī)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(qiáng)度為345MPa，抗拉強(qiáng)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(jìn)行分析，只考慮離心力的作用，葉輪軸線(xiàn)為旋轉(zhuǎn)軸，旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針?lè)较颍◤臍饬鬟M(jìn)口方向看）。通過(guò)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(qiáng)度極限與峰值應(yīng)力之比）為2.64。因此，通風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度滿(mǎn)足實(shí)際工作要求。

3? 葉輪振動(dòng)分析

3.1 模態(tài)分析基本理論

研究結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性常常采用模態(tài)分析，得到結(jié)構(gòu)每個(gè)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(jī)振動(dòng)分析的基礎(chǔ)[5]。葉片和葉輪振動(dòng)通常是通風(fēng)機(jī)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(kāi)率[6-7]。

通風(fēng)機(jī)的干擾頻率與通風(fēng)機(jī)的轉(zhuǎn)速有關(guān)，計(jì)算公式為：

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

對(duì)于不同的i值，通風(fēng)機(jī)手冊(cè)上規(guī)定的最小頻率避開(kāi)率見(jiàn)表1。

i≥7時(shí)，傳統(tǒng)上一般都認(rèn)為共振幅較小，危險(xiǎn)不大，因此一般可以不考慮高階頻率避開(kāi)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(jiàn)表2，模態(tài)振型見(jiàn)圖3。計(jì)算得到葉輪低階振動(dòng)的頻率避開(kāi)率，見(jiàn)表3。由此可見(jiàn)，葉輪各階的頻率避開(kāi)率計(jì)算值均滿(mǎn)足要求。

4? 結(jié)論

采用有限元分析軟件ANSYS對(duì)離心通風(fēng)機(jī)進(jìn)行應(yīng)力與振動(dòng)分析、計(jì)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(shí)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(jìn)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(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速并和葉輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速相比，使葉輪的運(yùn)轉(zhuǎn)速度遠(yuǎn)離臨界速度，避免葉輪因共振對(duì)通風(fēng)機(jī)結(jié)構(gòu)的破壞。研究?jī)?nèi)容及結(jié)果對(duì)離心通風(fēng)機(jī)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)、減少故障，具有重要的參考價(jià)值，并為今后離心通風(fēng)機(jī)葉輪的應(yīng)力與振動(dòng)研究提供了一種新的思路和方法。

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