離心通風機葉輪應力與振動分析

曹海蘭 李陽 喬世強

摘要：針對離心通風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機葉輪進行了應力與振動分析。首先將建立的通風機葉輪模型在ANSYS Workbench中進行靜力學分析，得到葉輪的應力應變分布情況，根據(jù)應力分析結(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)速度遠離臨界速度，避免葉輪因共振對通風機結(jié)構(gòu)的破壞。

關(guān)鍵詞：離心通風機葉輪;靜力學分析;模態(tài)分析

0? 引言

離心通風機是最為常見的通風裝置，被廣泛應用于機車、礦井、隧道、工廠等眾多領(lǐng)域[1-2]。葉輪作為通風機的重要組成部分，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，導致葉輪產(chǎn)生較大的形變和應力，當其應力長時間超過材料能承受的許用應力，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)速度遠離這一臨界速度，避免葉輪因共振對通風機結(jié)構(gòu)的破壞。研究結(jié)果對葉輪及通風機整機優(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風機的強度和振動是否符合使用要求，運用Catia軟件建立了風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)果更加準確。然后將三維模型導入到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? 通風機葉輪的靜力學分析

將上述建立的有限元模型導入到ANSYS Workbench中進行靜力學分析。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)（屈服極限與峰值應力之比）為1.86，斷裂安全系數(shù)（強度極限與峰值應力之比）為2.64。因此，通風機結(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]。

通風機的干擾頻率與通風機的轉(zhuǎn)速有關(guān)，計算公式為：

通風機的干擾頻率與通風機的轉(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對離心通風機進行應力與振動分析、計算和研究，得到了應力應變分布云圖和模態(tài)固有頻率和模態(tài)振型，同時確定了葉輪最大主應力出現(xiàn)在葉片上，靠近輪蓋的上端位置，最大主應力值為170.41MPa，原因是此部位是很可能產(chǎn)生應力集中的位置，其他大部分的應力較小。并根據(jù)分析結(jié)果提出了減小應力的方案，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)速度遠離臨界速度，避免葉輪因共振對通風機結(jié)構(gòu)的破壞。研究內(nèi)容及結(jié)果對離心通風機的結(jié)構(gòu)改進、減少故障，具有重要的參考價值，并為今后離心通風機葉輪的應力與振動研究提供了一種新的思路和方法。

參考文獻：

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