軸流通風(fēng)機(jī)葉片模態(tài)仿真及其對(duì)氣動(dòng)噪聲的影響

軸流通風(fēng)機(jī)葉片模態(tài)仿真及其對(duì)氣動(dòng)噪聲的影響伍先俊朱石堅(jiān)/海軍工程大學(xué)振動(dòng)與噪聲研究所摘要：利用有限元模型對(duì)葉輪模態(tài)進(jìn)行了計(jì)算,判斷分析了各階模態(tài)振型對(duì)氣動(dòng)噪聲的影響程度,求解中利用了ANSYS的模態(tài)循環(huán)對(duì)稱功能,同時(shí)分析了旋轉(zhuǎn)軟化、應(yīng)力強(qiáng)化對(duì)葉輪真實(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)狀況下模態(tài)頻率的影響。ModalSimulationofAxialFanBladeandTheEffectofThatonAerodynamicNoiseAbstract:Calculationiscarriedoutonimpellermodalusingthefiniteelementmodel.Theeffectofmodalvibrationinvariousstageonaerodynamicnoiseisjudgedandanalyzed,theeffectofrotatingsoftnessandstressintensificationonthemodalfrequencyundertheimpellerinrealoperationconditionisalsoanalyzedatthesametime.一、引言軸流通風(fēng)機(jī)當(dāng)其葉片較薄以及過度前掠,重心偏離葉根截面中心時(shí),較高轉(zhuǎn)速造成的離心力和不穩(wěn)定進(jìn)氣流造成的葉片升力的變化,很容易激發(fā)葉片振動(dòng)。同時(shí)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(fēng)機(jī)效率,并產(chǎn)生較大的氣動(dòng)噪聲。在葉輪設(shè)計(jì)時(shí)有必要對(duì)其振動(dòng)模態(tài)進(jìn)行計(jì)算,但葉片葉身曲面復(fù)雜,用經(jīng)典理論無法求解,因此必須借用有限元模型來計(jì)算。ANSYS是當(dāng)今比較有名的有限元分析軟件之一,具有多種物理場(chǎng)的求解功能，可以很方便地進(jìn)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(fù)雜曲面實(shí)體的造型,建好的實(shí)體模型導(dǎo)入ANSYS即可進(jìn)行模態(tài)分析。二、葉輪CAD模型建立和接口導(dǎo)入

葉輪基本參數(shù)軸流通風(fēng)機(jī)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860r/min,輪轂直徑為0.147m,葉輪外徑為0.42m。幾何模型建立通過三坐標(biāo)測(cè)量?jī)x測(cè)量得到葉片表面型值點(diǎn),將點(diǎn)陣連接成曲面,并利用軟件UG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(dòng)生成以各曲面為邊界的實(shí)體。葉輪為循環(huán)對(duì)稱結(jié)構(gòu),為加快有限元分析過程,利用ANSYS的循環(huán)對(duì)稱分析功能,對(duì)一個(gè)90°基本扇區(qū)進(jìn)行求解。建模時(shí)使全局坐標(biāo)系的Z軸與葉輪旋轉(zhuǎn)軸線對(duì)應(yīng)，建立完整葉輪模型,然后用過輪轂軸線兩個(gè)相互夾角為90°的兩個(gè)平面切出1/4的葉輪模型（圖1）。圖2對(duì)稱面上預(yù)先劃打向網(wǎng)培導(dǎo)入幾何模型能夠?qū)G模型導(dǎo)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(biāo)準(zhǔn)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U(xiǎn)G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(diǎn)擊File—Import—UG,再選取零件文件即可。三、預(yù)處理和求解輸入材料物理參數(shù)輸入ABS材料的物理性能參數(shù):密度為1.2X10-6g/mm3,彈性模量為2.3MPa,泊松比為0.38。選擇單元類型葉輪表面為變厚度復(fù)雜曲面,選用10節(jié)點(diǎn)的四面體單元solid92,該單元采用二次位移模式,非常適合對(duì)形狀不規(guī)則的實(shí)體劃分有限元模型。為了對(duì)基本扇區(qū)的兩個(gè)間隔相對(duì)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“trianglewith6nodes”（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(yùn)算）。劃分網(wǎng)格先用MESH200三角形平面單元?jiǎng)澐州嗇炆系膬蓚€(gè)剖面的一個(gè)面上的網(wǎng)格，然后通過MSHC0PY命令將該面上的網(wǎng)格拷貝到另外一個(gè)剖面上（完成后的網(wǎng)格單元如圖2）。對(duì)整個(gè)模型用solid92單元分網(wǎng)格（完成后的網(wǎng)格單元如圖3）。邊界條件加載葉輪通過輪轂的軸心線裝配在電機(jī)軸線上，葉輪除轉(zhuǎn)動(dòng)外，其它運(yùn)動(dòng)都被限制。所以使輪轂圓柱裝配面的有限元節(jié)點(diǎn)X,Z方向的自由度得到約束（在全局柱面坐標(biāo)系中）。有限單元的節(jié)點(diǎn)都有一個(gè)坐標(biāo)系與載荷方向?qū)?yīng)，在通常情況下節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)系與全局迪卡爾坐標(biāo)系對(duì)應(yīng)，必須首先用NROTAT命令轉(zhuǎn)換節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)到柱面坐標(biāo)系中，然后再在節(jié)點(diǎn)上加載位移約束。循環(huán)對(duì)稱處理循環(huán)對(duì)稱模態(tài)求解是ANSYS對(duì)循環(huán)對(duì)稱結(jié)構(gòu)提供的一種特殊簡(jiǎn)化模態(tài)求解方法,在求解前有一些特殊的預(yù)處理。首先，需要選擇葉輪上下兩個(gè)剖面上的節(jié)點(diǎn)并建立兩個(gè)組集，取名為“Low”和“High”。其次運(yùn)行CYCGEN的宏在基本扇區(qū)上建立第二個(gè)扇區(qū),模態(tài)分析就是通過這兩個(gè)扇區(qū)完成的,如果不帶參數(shù)運(yùn)行這個(gè)命令，它將內(nèi)部耦合和約束方程也拷貝到第二個(gè)扇區(qū)上;如果運(yùn)行CYCGEN‘，LOAD'的命令，則會(huì)把負(fù)載也拷貝到第二個(gè)扇區(qū)上。這里運(yùn)行CYCGEN，‘LOAD'。求解選用BlockLanczos為求解方法，設(shè)置求解頻率范圍為20Hz到200Hz。對(duì)于求解循環(huán)對(duì)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)，該指令格式為：CYCSOL，NDMIN，NDMAX，NSECTOR，LOW各參數(shù)含義如下:NDMIN、NDMAX:計(jì)算的上下節(jié)徑范圍，NDMIN最小為0，NDMAX對(duì)偶數(shù)最大可取n/2，對(duì)奇數(shù)最大可取(n-1)/2。NSECTOR:循環(huán)對(duì)稱的扇區(qū)數(shù)，這里為4。LOW:較低角度剖面上節(jié)點(diǎn)構(gòu)成的組集名稱。該命令對(duì)應(yīng)菜單路徑:MainMenu>Solution>ModalCyclicSym。輸入CYCSOL，0，2，4，LOW進(jìn)行求解。四、仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)照試驗(yàn)是在葉輪安裝狀況下通過錘擊法進(jìn)行的，支架剛度很大，忽略支架的影響，認(rèn)為結(jié)構(gòu)在20?200Hz

范圍內(nèi)的振動(dòng)模態(tài)頻率由葉輪決定。試驗(yàn)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(yàn)檢測(cè)得出的頻率與仿真結(jié)果對(duì)應(yīng)關(guān)系較好,因此相互得到了驗(yàn)證。由于振型試驗(yàn)比較復(fù)雜,所以沒有進(jìn)一步作振型試驗(yàn),后面將利用仿真的數(shù)據(jù)來觀察振型。五、考慮預(yù)應(yīng)力和旋轉(zhuǎn)軟化在真實(shí)狀況下葉輪是運(yùn)動(dòng)的,由于離心力和氣動(dòng)載荷的影響,葉輪產(chǎn)生拉伸變形,模態(tài)有可能與靜止?fàn)顩r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(duì)葉片運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的預(yù)應(yīng)力的影響,造成了葉輪剛度的增大,使運(yùn)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(gè)簡(jiǎn)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(dāng)彈簧剛度很高而旋轉(zhuǎn)加速度很小時(shí),認(rèn)為彈簧變形很小。忽略彈簧變形對(duì)質(zhì)量塊向心加速度的影響,建立如下平衡方程:kx=M2r (1)3式中k———彈簧剛度x———離開平衡位置的距離3s———旋轉(zhuǎn)角速度sr———質(zhì)點(diǎn)自由位置相對(duì)于轉(zhuǎn)軸的半徑但是如果彈簧剛度不夠,同時(shí)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(shí)又使質(zhì)點(diǎn)離心運(yùn)動(dòng)的半徑加大,這時(shí)的平衡方程寫為：kx=M2(r+x) (2)3s如果仍然用(1)式的形式表示的話,其平衡方程可以寫為：(k-M2)x=M2r3s 3s施加如圖4所表示載荷時(shí),其振動(dòng)方程可寫為：Mx-(k-M2)x=f(t)3s因此剛度由k變?yōu)?k-M2),即相當(dāng)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(DS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(shí)考慮兩種因素影響，使運(yùn)轉(zhuǎn)狀況下模態(tài)頻率比靜止?fàn)顩r下模態(tài)頻率偏高。為了獲得真實(shí)狀況與靜止?fàn)顩r下模態(tài)的差別，又進(jìn)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(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)角速度，打開預(yù)應(yīng)力開關(guān)，選擇分析類型為靜應(yīng)力分析，并進(jìn)行一次靜應(yīng)力分析。然后選擇分析類型為模態(tài)分析，并保證預(yù)應(yīng)力開關(guān)為打開狀態(tài)，同時(shí)打開旋轉(zhuǎn)軟化選項(xiàng)，下面同三、五以后的步驟。計(jì)算結(jié)果各振型對(duì)應(yīng)模態(tài)頻率變化不到1Hz,因此該葉輪可以采用靜止?fàn)顩r下的模態(tài)來代替運(yùn)動(dòng)狀態(tài)下的模態(tài)，從考慮問題的周全性上考慮，對(duì)應(yīng)力剛化、旋轉(zhuǎn)軟化驗(yàn)證是必要的。

低第?倆悅態(tài)t62]k第四|3閒-階模態(tài)3$缶低第?倆悅態(tài)t62]k第四|3閒-階模態(tài)3$缶?劇？T-jcj?:階模態(tài)(62.5Hz)的第斤防棋在RO.SIkI①第六階摸態(tài)Ifi7.6i1/|（或第U歸隱態(tài)（152,2Hz）六、振型和對(duì)氣動(dòng)噪聲影響的分析為了觀察振型，用命令Expand并輸入?yún)?shù)4擴(kuò)展成整個(gè)葉輪以觀察振型（菜單路徑:MainMenu>GeneralPostprocessing>Expandsector）。（1） 一階振動(dòng)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(gè)葉輪振型表現(xiàn)為1、3葉片擺動(dòng)時(shí),2、4不動(dòng)，1、3葉片反向扭擺（如圖5a）。（2） 二階振動(dòng)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(gè)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(dòng)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(gè)葉輪振型表現(xiàn)為4個(gè)葉片以相同形式同向扭擺（如圖5c）。四階振動(dòng)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(gè)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)。五階振動(dòng)頻率為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(gè)葉輪振型表現(xiàn)為1、3葉片反向扭擺,2、4不動(dòng)(如圖5e)。六階振動(dòng)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(gè)葉輪振型表現(xiàn)為4個(gè)葉片以相同形式同向扭擺(如圖5f)。七階振動(dòng)頻率為152.2Hz,1、3葉片的運(yùn)動(dòng)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(yán)重發(fā)生在葉片外周處，1、3葉片運(yùn)動(dòng)形式相差180°相位;2、4葉片基本不動(dòng)，但在前掠的葉尖處有少量翹曲;對(duì)面的葉片變化相位差180°(如圖5g)。八階振動(dòng)頻率為152.6Hz，葉片表現(xiàn)4個(gè)葉片型面上都出現(xiàn)彎曲波，且整個(gè)葉輪相對(duì)的兩個(gè)葉片振動(dòng)情況相同，而相鄰的葉片振動(dòng)情況相差180°相位(如圖5h)。可以看出葉輪模態(tài)振動(dòng)形式主要是由4個(gè)葉片周向不同振動(dòng)組合形式，造成這種原因主要是前掠葉片剛度遠(yuǎn)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(duì)噪聲的影響來看認(rèn)為前六階振型影響較大，因?yàn)橛捎谒臄[對(duì)流場(chǎng)有較大影響，造成了葉片進(jìn)氣攻角的變化，從而形成葉片表面升力的波動(dòng)，最嚴(yán)重的情況會(huì)產(chǎn)生馳振，產(chǎn)生很大氣動(dòng)噪聲和效率較大的降低。七、結(jié)論通過有