軸流通風機葉片模態(tài)仿真及其對氣動噪聲的影響

1、軸流通風機葉片模態(tài)仿真及其對氣動噪聲的影響 伍先俊朱石堅 / 海軍工程大學振動與噪聲研究所 摘要：利用有限元模型對葉輪模態(tài)進行了計算,判斷分析了各階模態(tài)振型對氣動噪聲的影響程度 , 求解中利用了ANSYS 的模態(tài)循環(huán)對稱功能 , 同時分析了旋轉(zhuǎn)軟化、應(yīng)力強化對葉輪真實運轉(zhuǎn)狀況下模態(tài)頻率的影響。Modal Simulation of Axial Fan Blade and The Effect of That on Aerodynamic Noise Abstract:Calculation is carried out on impeller modal using the finite el

2、ement model.he effect of modal vibration in various stage on aerodynamic noise is judged and analyzed ,the effect of rotating softness and stress intensification on the modal frequency under the impeller in real operation condition is also analyzed at the same time. 一、引言 軸流通風機當其葉片較薄以及過度前掠,重心偏離葉根截面中心

3、時,較高轉(zhuǎn)速造成的離心力和不穩(wěn)定進氣流造成的葉片升力的變化,很容易激發(fā)葉片振動。同時由于流固耦合,還可能造成葉片的馳振 ,使葉片提前疲勞損壞,降低風機效率,并產(chǎn)生較大的氣動噪聲。 在葉輪設(shè)計時有必要對其振動模態(tài)進行計算,但葉片葉身曲面復雜,用經(jīng)典理論無法求解 ,因此必須借用有限元模型來計算。ANSYS 是當今比較有名的有限元分析軟件之一,具有多種物理場的求解功能 , 可以很方便地進行模態(tài)分析;大型 CAD 系統(tǒng)軟件 UniGraphics 具有豐富的曲面造型功能 , 非常適合于葉輪等具有復雜曲面實體的造型,建好的實體模型導入ANSYS 即可進行模態(tài)分析。 二、葉輪 CAD 模型建立和接口導入

4、1. 葉輪基本參數(shù) 軸流通風機為整體注塑 ABS 塑料葉輪, 葉片數(shù)為4,葉片較寬,葉片呈前掠狀。工作轉(zhuǎn)速為 860 r/min,輪轂直徑為0.147m,葉輪外徑為0.42m 。 2. 幾何模型建立 通過三坐標測量儀測量得到葉片表面型值點 , 將點陣連接成曲面 , 并利用軟件 U G 的曲面剪裁和縫合功能 , 將葉片的曲面連接起來。一旦所有曲面被縫合就自動生成以各曲面為邊界的實體。葉輪為循環(huán)對稱結(jié)構(gòu) , 為加快有限元分析過程 , 利用 ANSYS 的循環(huán)對稱分析功能 , 對一個90 基本扇區(qū)進行求解。建模時使全局坐標系的Z 軸與葉輪旋轉(zhuǎn)軸線對應(yīng) , 建立完整葉輪模型,然后用過輪轂軸線兩個相互夾

5、角為 90 的兩個平面切出 1/4 的葉輪模型 (圖 1) 。 3. 導入幾何模型 能夠?qū)G模型導入ANSYS 的方法有 3 種,其中基于直接的模型數(shù)據(jù)交換的兩種是:一是通過標準的數(shù)據(jù)接口將 CAD 模型數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)入分析系統(tǒng);另外是通過ANSYS為UG提供的專用接口直接讀入UG的prt 文件;第三種借助UG的GFEMFEA。 這里采取第二種方法 , 在功能菜單中點擊File Import U G, 再選取零件文件即可。 三、預處理和求解 1. 輸入材料物理參數(shù) 輸入ABS材料的物理性能參數(shù):密度為1.210-6 g/mm3 ,彈性模量為2.3MPa,泊松比為0.38。 2. 選擇單元類型 葉輪表

6、面為變厚度復雜曲面 , 選用 10 節(jié)點的四面體單元 solid92 , 該單元采用二次位移模式 , 非常適合對形狀不規(guī)則的實體劃分有限元模型。 為了對基本扇區(qū)的兩個間隔相對 90 的輪轂的剖面劃分網(wǎng)格 , 還選擇了一種二維單元:MESH200 單元 , 并設(shè)定單元形狀參數(shù)為“ trianglewith 6 nodes ” (MESH200 單元是專門用來劃分網(wǎng)格 , 提供網(wǎng)格占位功能 , 不參加單元運算 ) 。 3. 劃分網(wǎng)格 先用 MESH200 三角形平面單元劃分輪轂上的兩個剖面的一個面上的網(wǎng)格 , 然后通過MSHCOPY 命令將該面上的網(wǎng)格拷貝到另外一個剖面上 ( 完成后的網(wǎng)格單元如圖

7、 2) 。 對整個模型用 solid92 單元分網(wǎng)格(完成后的網(wǎng)格單元如圖 3) 。 4. 邊界條件加載 葉輪通過輪轂的軸心線裝配在電機軸線上 , 葉輪除轉(zhuǎn)動外 , 其它運動都被限制。所以使輪轂圓柱裝配面的有限元節(jié)點 X , Z 方向的自由度得到約束 ( 在全局柱面坐標系中 ) 。 有限單元的節(jié)點都有一個坐標系與載荷方向?qū)?yīng) , 在通常情況下節(jié)點坐標系與全局迪卡爾坐標系對應(yīng) , 必須首先用 NROTAT 命令轉(zhuǎn)換節(jié)點坐標到柱面坐標系中 , 然后再在節(jié)點上加載位移約束。 5. 循環(huán)對稱處理 循環(huán)對稱模態(tài)求解是 ANSYS 對循環(huán)對稱結(jié)構(gòu)提供的一種特殊簡化模態(tài)求解方法 , 在求解前有一些特殊的預處

8、理。首先 , 需要選擇葉輪上下兩個剖面上的節(jié)點并建立兩個組集 , 取名為“Low”和“High”。其次運行 CYCGEN 的宏在基本扇區(qū)上建立第二個扇區(qū) , 模態(tài)分析就是通過這兩個扇區(qū)完成的 , 如果不帶參數(shù)運行這個命令 , 它將內(nèi)部耦合和約束方程也拷貝到第二個扇區(qū)上 ; 如果運行 CYCGEN , LOAD 的命令 , 則會把負載也拷貝到第二個扇區(qū)上。這里運行 CYCGEN,LOAD。 6. 求解 選用 Block Lanczos 為求解方法 , 設(shè)置求解頻率范圍為 20Hz 到 200Hz 。對于求解循環(huán)對稱模態(tài) ,ANSYS 也提供了專用的求解宏指令(不可直接用 solve 命令),該指

9、令格式為：CYCSOL , NDMIN , NDMAX , NSECTOR , LOW 各參數(shù)含義如下 :NDMIN、NDMAX: 計算的上下節(jié)徑范圍, NDMIN 最小為0 ,NDMAX 對偶數(shù)最大可取 n/2 , 對奇數(shù)最大可取 ( n - 1) / 2 。 NSECTOR : 循環(huán)對稱的扇區(qū)數(shù),這里為4。LOW: 較低角度剖面上節(jié)點構(gòu)成的組集名稱。該命令對應(yīng)菜單路徑 :Main Menu Solution Modal Cyclic Sym。輸入CYCSOL ,0 ,2 ,4 ,LOW進行求解。 四、仿真結(jié)果與試驗結(jié)果的對照 試驗是在葉輪安裝狀況下通過錘擊法進行的 ,支架剛度很大,忽略支架

10、的影響,認為結(jié)構(gòu)在 20200Hz 范圍內(nèi)的振動模態(tài)頻率由葉輪決定。試驗得到的葉輪模態(tài)頻率值為 58.17Hz,83. 38Hz ,88. 69Hz ,154. 8Hz ;仿真得到的模態(tài)頻率值約為 62Hz、80Hz、88Hz 和152. 2Hz。試驗檢測得出的頻率與仿真結(jié)果對應(yīng)關(guān)系較好,因此相互得到了驗證。由于振型試驗比較復雜 ,所以沒有進一步作振型試驗,后面將利用仿真的數(shù)據(jù)來觀察振型。 五、考慮預應(yīng)力和旋轉(zhuǎn)軟化 在真實狀況下葉輪是運動的 ,由于離心力和氣動載荷的影響 ,葉輪產(chǎn)生拉伸變形,模態(tài)有可能與靜止狀況有很大不同 ,所以必須予以考慮。影響旋轉(zhuǎn)件頻率變化的一種原因是由于離心力對葉片運動產(chǎn)

11、生的預應(yīng)力的影響 ,造成了葉輪剛度的增大 ,使運行狀況下模態(tài)頻率升高。 另一種原因 :旋轉(zhuǎn)軟化,旋轉(zhuǎn)軟化使模態(tài)頻率降低。其原理可以用一個簡單的彈簧 - 質(zhì)量旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)說明 (如圖4) ,彈簧垂直于旋轉(zhuǎn)軸,當彈簧剛度很高而旋轉(zhuǎn)加速度很小時 ,認為彈簧變形很小。忽略彈簧變形對質(zhì)量塊向心加速度的影響 ,建立如下平衡方程:kx = Ms （）式中k 彈簧剛度x 離開平衡位置的距離s 旋轉(zhuǎn)角速度r 質(zhì)點自由位置相對于轉(zhuǎn)軸的半徑但是如果彈簧剛度不夠 ,同時旋轉(zhuǎn)速度又很大 ,由于離心力的影響使彈簧產(chǎn)生較大位移,而該位移同時又使質(zhì)點離心運動的半徑加大,這時的平衡方程寫為：kx=Ms(r + x) ( 2 ) 如

12、果仍然用 (1) 式的形式表示的話,其平衡方程可以寫為：(k-Ms)x=Msr 施加如圖 4 所表示載荷時,其振動方程可寫為： Mx-(k-Ms)x=f(t)因此剛度由 k 變?yōu)?k-Ms),即相當于旋轉(zhuǎn)軟化作用 ,旋轉(zhuǎn)速度越高,旋轉(zhuǎn)物體密度越大 ,這種軟化作用也就越明顯。 應(yīng)力剛化使模態(tài)頻率升高 ,旋轉(zhuǎn)軟化使模態(tài)頻率偏低 ,通常應(yīng)力剛化的作用偏大,所以同時考慮兩種因素影響 ,使運轉(zhuǎn)狀況下模態(tài)頻率比靜止狀況下模態(tài)頻率偏高。為了獲得真實狀況與靜止狀況下模態(tài)的差別 ,又進行了一次模態(tài)有限元分析,步驟是在三、四步驟后給葉輪施加一個轉(zhuǎn)動角速度,打開預應(yīng)力開關(guān) ,選擇分析類型為靜應(yīng)力分析,并進行一次靜應(yīng)

13、力分析。然后選擇分析類型為模態(tài)分析 ,并保證預應(yīng)力開關(guān)為打開狀態(tài),同時打開旋轉(zhuǎn)軟化選項 ,下面同三、五以后的步驟。 計算結(jié)果各振型對應(yīng)模態(tài)頻率變化不到1Hz ,因此該葉輪可以采用靜止狀況下的模態(tài)來代替運動狀態(tài)下的模態(tài) ,從考慮問題的周全性上考慮 ,對應(yīng)力剛化、旋轉(zhuǎn)軟化驗證是必要的。 六、振型和對氣動噪聲影響的分析 為了觀察振型 ,用命令Expand 并輸入?yún)?shù)4 擴展成整個葉輪以觀察振型(菜單路徑:Main Menu General Postprocessing Expand sector) 。(1) 一階振動頻率為61.5Hz ,葉片表現(xiàn)為沿徑向扭擺 ,變形最大位置在葉根處,整個葉輪振型表現(xiàn)

14、為 1、3葉片擺動時,2、4不動,1、3葉片反向扭擺 (如圖5a) 。 (2)二階振動頻率為62Hz,葉片表現(xiàn)為沿徑向線扭擺,變形最大位置在葉根處,整個葉輪振型表現(xiàn)為1 、3葉片向前扭擺,2、4葉片向后扭擺(如圖5b) 。 (3) 三階振動頻率為62.5Hz ,葉片表現(xiàn)為沿徑向線扭擺,變形最大位置在葉根處,整個葉輪振型表現(xiàn)為 4 個葉片以相同形式同向扭擺(如圖5c) 。 (4) 四階振動頻率為80.3Hz ,葉片仍然表現(xiàn)為沿徑向線扭擺 ,但葉片型面上有彎曲現(xiàn)象出現(xiàn) ,彎曲最大現(xiàn)象出現(xiàn)在較大葉片半徑處,整個葉輪振型表現(xiàn)為1、3葉片向前扭擺,2、4葉片向后扭擺(如圖5d)。 (5) 五階振動頻率為

15、80.5Hz ,葉片表現(xiàn)為沿徑向線扭擺 ,葉片型面上有彎曲現(xiàn)象出現(xiàn),彎曲最大現(xiàn)象出現(xiàn)在較大葉片半徑處 ,整個葉輪振型表現(xiàn)為1、3葉片反向扭擺,2、4不動(如圖5e) 。 (6) 六階振動頻率為87.6Hz ,葉片表現(xiàn)為沿徑向線扭擺 ,葉片型面上有彎曲現(xiàn)象出現(xiàn),彎曲最大現(xiàn)象出現(xiàn)在較大葉片半徑處 ,整個葉輪振型表現(xiàn)為 4 個葉片以相同形式同向扭擺(如圖5f) 。 (7) 七階振動頻率為152.2Hz,1、3葉片的運動形式以葉片型面上的彎曲波為主 ,彎曲波有兩條節(jié)線 ,且彎曲波最嚴重發(fā)生在葉片外周處,1、3葉片運動形式相差180相位;2、4葉片基本不動 ,但在前掠的葉尖處有少量翹曲;對面的葉片變化相

16、位差 180(如圖5g) 。 (8) 八階振動頻率為152.6Hz ,葉片表現(xiàn)4個葉片型面上都出現(xiàn)彎曲波 ,且整個葉輪相對的兩個葉片振動情況相同 ,而相鄰的葉片振動情況相差 180相位(如圖5h) 。 可以看出葉輪模態(tài)振動形式主要是由 4 個葉片周向不同振動組合形式 ,造成這種原因主要是前掠葉片剛度遠小于輪轂的剛度 ,即葉片“軟” ,而輪轂“硬”;葉片低頻振型主要以葉片整體扭擺為主 ,而高頻主要以葉片彎曲波為主。從對噪聲的影響來看認為前六階振型影響較大 ,因為由于它的擺對流場有較大影響,造成了葉片進氣攻角的變化 ,從而形成葉片表面升力的波動 ,最嚴重的情況會產(chǎn)生馳振,產(chǎn)生很大氣動噪聲和效率較大的降低。 七、結(jié)論 通過有限