某高轉(zhuǎn)速地鐵風(fēng)機強度、振動數(shù)值分析和優(yōu)化設(shè)計

楊夢迪/湖北省風(fēng)機廠有限公司

施 康/武漢地鐵集團有限公司

某高轉(zhuǎn)速地鐵風(fēng)機強度、振動數(shù)值分析和優(yōu)化設(shè)計

楊夢迪/湖北省風(fēng)機廠有限公司

施 康/武漢地鐵集團有限公司

0 引言

地鐵具有高效率、低污染、低能耗和安全快捷等優(yōu)點，成為解決城市交通問題的主要手段。地鐵風(fēng)機主要用于隧道和站廳站臺的通風(fēng)排煙工作，其工作的可靠性是地鐵安全運營的重要保障。

目前國內(nèi)8號地鐵風(fēng)機，一般轉(zhuǎn)速不會超過1 450r/min，因為隨著轉(zhuǎn)速增大，對風(fēng)機強度的要求也會提高，同時風(fēng)機的噪聲值和振動值都會增加，超出相關(guān)標準的限值。但如果能克服上述問題，將8號風(fēng)機的轉(zhuǎn)速提高到2 900r/min，將大大減小風(fēng)機選型型號，節(jié)約成本。本文從葉片強度、模態(tài)、風(fēng)機振動和噪聲等方面對DTF-8風(fēng)機進行了分析。

1 葉片強度和模態(tài)分析

葉輪作為地鐵風(fēng)機內(nèi)部的旋轉(zhuǎn)件，其結(jié)構(gòu)的合理性對風(fēng)機至關(guān)重要，不僅影響風(fēng)機的氣動性能，也關(guān)乎葉輪的強度，進而影響風(fēng)機的使用壽命。結(jié)構(gòu)有限元法充分考慮葉輪結(jié)構(gòu)的復(fù)雜變化、各種邊界條件及約束，可以有效地對復(fù)雜結(jié)構(gòu)進行強度分析，清晰地反映葉輪結(jié)構(gòu)的應(yīng)力、變形及振動類型[1]。本文用ANSYS Workbench中的Static Structural模塊和Modal模塊對型號為DTF-8的地鐵風(fēng)機的葉片進行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析和模態(tài)分析。

1.1物理模型

地鐵風(fēng)機葉輪由輪轂和葉片組成，其都為鑄鋁件，材料的物理性能如下表1。相比輪轂，葉片是葉輪中強度較弱的零件，所以本文以葉片為分析對象。

葉片形狀如圖1所示，采用機翼型葉片，由葉柄和工作型面兩部分組成，工作時的轉(zhuǎn)速為2 900r/min。

表1 葉輪材料的物理性能表

1.2網(wǎng)格劃分

運用ANSYSWorkbench自帶網(wǎng)格劃分工具，對葉片進行網(wǎng)格劃分，用四面體網(wǎng)格劃分方法劃分網(wǎng)格，劃分的結(jié)果顯示網(wǎng)格單元數(shù)為35 916，節(jié)點數(shù)為56 427，網(wǎng)格最大偏斜率為0.907，在可接受范圍內(nèi)，見圖2。

1.3邊界條件和載荷工況的施加

用ANSYSWorkbench中的Static Structural模塊對葉片進行靜力學(xué)分析。在工程實際中，葉片的葉柄被鎖在輪轂上，其自由度被完全限制，故在葉柄上施加固定約束。葉片強度計算過程中，氣動力對葉片的強度影響，相比離心力來說小很多，為簡化計算，在此，將安全系數(shù)適當(dāng)增大，可忽略氣動力對葉片的影響。以葉輪的旋轉(zhuǎn)中心軸為葉片的旋轉(zhuǎn)中心軸，施加2 900r/min的角速度載荷。

1.4葉輪強度計算

對葉片進行有限元分析計算的結(jié)果見圖3和圖4。

從上述分析結(jié)果可以看出，最大變形發(fā)生在葉片頂部兩側(cè)，最大變形量為0.13mm，在可接受范圍內(nèi)；最大等效應(yīng)力在葉片根部，最大等效應(yīng)力為54.5MPa＜310MPa，安全系數(shù)為5.6，在安全范圍內(nèi)。

1.5葉片的模態(tài)分析

葉片轉(zhuǎn)速接近臨界轉(zhuǎn)速時，葉片的固有頻率和旋轉(zhuǎn)頻率一樣或接近時，會出現(xiàn)共振現(xiàn)象。同樣，當(dāng)葉片內(nèi)部流場中形成不穩(wěn)定的氣動激振力，也可能引起共振現(xiàn)象。最后造成風(fēng)機的剛結(jié)構(gòu)損害。

模態(tài)分析用來研究構(gòu)件或者結(jié)構(gòu)的動力學(xué)特性，即確定結(jié)構(gòu)體的固有頻率和振型。用ANSYSWorkbench中的Modal模塊計算葉片前六階固有頻率和前六階振型。

1）固有頻率

對葉片的前六階固有頻率進行計算，結(jié)果見表2。

表2 葉片固有頻率表

2）振型

為考察葉片振型的變化，提取了前六階振型圖，見圖5。

從上述可以看出，隨著階數(shù)的增加，振型變化趨向復(fù)雜。

3）氣動激振頻率[2]

氣動激振力為氣流通過葉片時對葉片產(chǎn)生的氣流力，非穩(wěn)態(tài)的氣流力是氣動激振力的主要來源。

氣流激振頻率計算公式如下：

其中，i為頻率階數(shù)，i=1，2，3，……；n為風(fēng)機轉(zhuǎn)速；m為葉輪葉片數(shù)目。

將n=2 900r/min，m=8，i=1，2，3，4，5，6帶入上式計算，結(jié)果見表3。

表3 氣流激振頻率表

4）結(jié)果分析

從表2可以看出，葉片最小固有頻率為一階固有頻率280.45Hz，葉片旋轉(zhuǎn)的運行轉(zhuǎn)速為2 900r/min，運行頻率為48.3Hz，安全系數(shù)為5.8，所以葉片旋轉(zhuǎn)激勵不會引起風(fēng)機共振。

對照表2和表3中各階頻率值可知，氣流激振力引起的各階頻率與相應(yīng)的葉片各階固有頻率均不吻合，由此可以判定，氣流激振不會引起風(fēng)機共振。

2 風(fēng)機振動

葉輪在高速旋轉(zhuǎn)的條件下，容易產(chǎn)生強烈的振動，振動問題的存在，不僅會縮短葉輪的使用壽命，影響產(chǎn)品的安全性，而且會產(chǎn)生大量的噪聲。引起風(fēng)機振動的原因有很多，并且比較復(fù)雜，常見的原因有如下幾個方面：1）轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡；2）剛度不足（結(jié)構(gòu)不合理，連接件松動等）；3）動靜部分之間碰撞引起的振動；4）氣流引起的振動（渦流、喘振）；5）軸承問題等[3]。

隨著轉(zhuǎn)速的提高，DTF-8風(fēng)機振動值有明顯增加，并超出了機械行業(yè)標準JB/T 8689-1998通風(fēng)機振動監(jiān)測及其限值的限值。針對此風(fēng)機的實際情況，本文主要通過以下方面考慮來降低風(fēng)機振動值。

1）提高轉(zhuǎn)子平衡精度等級

轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡是造成風(fēng)機發(fā)生振動的主要原因之一。本文將DTF-8風(fēng)機的動平衡精度等級由之前的G5.6mm/s提高到G4.0mm/s。

2）增加風(fēng)機機殼剛度

將風(fēng)機機殼長度加長，由原來的650mm加長到850mm，并在風(fēng)筒外圈，距進出口處150mm位置處各加設(shè)一圈加強筋，增加風(fēng)機質(zhì)量和剛度，整改后的機殼結(jié)構(gòu)示意圖見圖6。

3 風(fēng)機噪聲

3.1風(fēng)機噪聲產(chǎn)生的機理

風(fēng)機噪聲一般分為機械噪聲和空氣動力噪聲兩大類[4]。機械噪聲主要是因氣動不平衡力和機械不平衡力激振引起風(fēng)機振動而產(chǎn)生的噪聲，其相比空氣動力噪聲要小很多，所有空氣動力噪聲是地鐵風(fēng)機的主要聲源。本文主要從空氣動力方面采取措施以達到降低噪聲的目的。

空氣動力噪聲是在葉片旋轉(zhuǎn)時，與空氣發(fā)生摩擦或沖擊而產(chǎn)生的。葉片轉(zhuǎn)速越快，空氣與葉片撞擊的頻率越高，噪聲越大。氣動噪聲是渦流噪聲和旋轉(zhuǎn)噪聲的疊加。渦流噪聲[5-6]是風(fēng)機葉片尾緣渦流脫離引起的，根據(jù)附面層理論，當(dāng)氣流流經(jīng)葉片表面時，由于附面層發(fā)展到一定程度會產(chǎn)生渦流脫離，這種脫離常在葉片尾緣發(fā)展到非常嚴重的程度，渦流脫離將引起較大的升力脈動，這種脈動具有較大的隨機性質(zhì)，引起的噪聲在頻譜上具有寬帶的性質(zhì)，因此通常稱為寬帶渦流噪聲。旋轉(zhuǎn)噪聲主要由動葉周期性地擾動空氣及其與靜葉交互作用引起的，對于動葉均勻分布的風(fēng)機來說，這種相互作用是周期性的，由此產(chǎn)生的噪聲也是周期性的，在噪聲頻譜上表現(xiàn)為離散的峰值，其基頻與風(fēng)機葉片旋轉(zhuǎn)頻率相同，因此通常稱為離散峰值噪聲[7]。

3.2降低噪聲的措施

對于DTF-8地鐵風(fēng)機來說，噪聲的主要特征是渦流噪聲。本文主要研究如何降低地鐵風(fēng)機的渦流噪聲。由渦流噪聲產(chǎn)生的機理和附面層理論[7]知，控制葉片表面紊流附面層的發(fā)展和渦流的脫離，控制氣流初始紊流度及控制吸力面與壓力面之間的壓差流動和間隙回流，可有效降低渦流噪聲。

1）葉輪進出口處裝金屬網(wǎng)

在葉片進口處裝金屬網(wǎng)，使葉片背面的層流附面層轉(zhuǎn)換成紊流附面層，使葉片背面附面層不分離；在葉片后緣上裝金屬網(wǎng)，可以使網(wǎng)后的氣流速度和壓力梯度很快的均勻化，并且網(wǎng)可以使渦區(qū)范圍減小。所以在葉輪進出口處裝金屬網(wǎng)，噪聲一般能降低2～3dB（A）。

2）葉片頂部加旋轉(zhuǎn)環(huán)[7]

在葉片頂部加旋轉(zhuǎn)環(huán)使泄漏流動通過旋轉(zhuǎn)環(huán)的間隙，而不在葉柵內(nèi)出現(xiàn)，并且控制了間隙回流的產(chǎn)生。調(diào)整葉片頂部與機殼的間隙，由原來的4mm調(diào)整為3mm，對機殼內(nèi)筒對應(yīng)葉輪的部位進行精加工，并保證圓周間隙均勻。采用此方法，噪聲一般能降低2～3dB（A）。

3）葉片進口加設(shè)整流圈

為防止氣流在風(fēng)機進風(fēng)口旁形成渦流，在進風(fēng)口處機殼內(nèi)部加設(shè)整流圈，減小因渦流和二次流而產(chǎn)生的噪聲。其降噪效果比較明顯，噪聲一般能降低6～8dB（A），并且風(fēng)機的氣動性能也會相應(yīng)提高。

4）改善葉片表面質(zhì)量

葉片表面粗糙度影響了葉片表面附面層的厚度，進而影響了風(fēng)機噪聲。對葉片進行機械拋光處理，提高葉片表面粗糙度，減小附面層厚度。將葉輪拋光后，其噪聲能降低1～2dB（A）。

4 試驗論證

現(xiàn)對三臺DTF-8風(fēng)機進行強度、振動和噪聲測試，第一臺DTF-8風(fēng)機不做任何處理，為常規(guī)的地鐵風(fēng)機，第二臺風(fēng)機按照本文第二部分介紹的提高轉(zhuǎn)子動平衡精度，加長機殼長度，并在機殼上增設(shè)加強筋的措施進行整改。第三臺風(fēng)機是在第二臺風(fēng)機的基礎(chǔ)上，按照文中3.2中降低噪聲的措施進行第二次整改，加裝金屬網(wǎng)、旋轉(zhuǎn)環(huán)和整流圈，并對葉輪進行拋光處理。

風(fēng)機運行參數(shù)：風(fēng)機流量45 000m3/h；風(fēng)機壓力1 200Pa；電機功率22kW；電機轉(zhuǎn)速2 900r/min。

4.1強度測試

對第二次整改后的葉輪放入超速試驗臺內(nèi)進行超速試驗，按照機械行業(yè)標準JB/T 6445-2005工業(yè)通風(fēng)機葉輪超速試驗[9]執(zhí)行。

葉輪直徑為800.5mm，在3 200r/min轉(zhuǎn)速下運行2min后，觀察葉輪焊縫、葉片等位置均無裂紋，各連接件連接緊固無松動，葉片安裝角未超過圖樣的規(guī)定。測量試驗后的葉輪直徑為803.3mm。計算最大尺寸變形量=，滿足標準中限定的0.5%。所以滿足葉輪的強度要求。

4.2振動測試

按照機械行業(yè)標準JB/T 8689-1998通風(fēng)機振動監(jiān)測及其限值[10]進行振動測試試驗。風(fēng)機帶減振器測試，測試結(jié)果見表4。

表4 整改前后DTF-8風(fēng)機振動值mm/s

JB/T 8689-1998通風(fēng)機振動監(jiān)測及其限值中規(guī)定，撓性支承：振動速度V≤7.1mm/s，所以，整改后，DTF-8風(fēng)機在轉(zhuǎn)速2 900r/min運行時，其振動滿足要求。

4.3噪聲測試

按照國家標準GB/T 2888-2008風(fēng)機和羅茨風(fēng)機噪聲測量方法[11]進行噪聲的測試實驗。測試條件為風(fēng)機進出口均未連接管道。測試結(jié)果見表5。

表5 DTF-8風(fēng)機進出口A聲級值表dB（A）

由公式LSA=LA-10Lg（Qp2）+19.8（dB）

式中，LSA為比A聲級值，dB；LA為A聲級值，dB（A）；Q為工況點流量值，（m3/min）；p為工況點壓力值，Pa。

將流量值、壓力值和試驗測得的A聲級值帶入上式進行計算，將比A聲級的限定值轉(zhuǎn)化為A聲級的限定值，計算結(jié)果見表6。

表6 DTF-8風(fēng)機進出口比A聲級值表dB

由上述試驗結(jié)果可知，兩次改進對DTF-8風(fēng)機的噪聲值有很大的改善，按照機械行業(yè)標準JB/T 8690-1998工業(yè)通風(fēng)機噪聲限值[12]中規(guī)定，軸流通風(fēng)機比A聲級LSA的限定值為35dB。所以改進后的DTF-8風(fēng)機的噪聲值滿足國家標準要求，但在限定值邊緣。在噪聲要求更加高的場合，可在上述基礎(chǔ)上，在風(fēng)機機殼上涂覆阻尼材料，減小風(fēng)機振動，從而減少機殼表面因振動而向外輻射的噪聲，此方法在航空、航天和機械等領(lǐng)域都有廣泛應(yīng)用。

5 結(jié)論

利用有限元軟件ANSYSWorkbench對風(fēng)機的葉片進行了靜力學(xué)強度分析，并計算了葉片的前六階固有頻率。對DTF-8風(fēng)機進行前后兩次整改，整改后的DTF-8風(fēng)機在2 900r/min轉(zhuǎn)速下的振動和噪聲都有很大的改善，且滿足相關(guān)標準的要求。

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：本文采用ANSYS Workbench軟件針對DTF-8風(fēng)機的葉片在高速運行時存在的安全問題展開強度進行分析，并對葉片進行模態(tài)分析，計算給出風(fēng)機運行時的固有頻率和振型。對風(fēng)機的葉輪和機殼結(jié)構(gòu)實施改進方案，并通過試驗論證，改進后的DTF-8風(fēng)機在2 900r/m in轉(zhuǎn)速時，其振動和噪聲的結(jié)果滿足國家標準的要求。驗證了采用該分析方法能夠為改善風(fēng)機的安全性能提供依據(jù)。

風(fēng)機；強度分析；模態(tài)分析；振動；噪聲

Sim ulation and Optim ization of a High Speed Metro RotorFan

Yang Meng-di/Hubei Provincial Blower WorksCo.，Ltd
ShiKang/WuhanMetroGroup Co.，Ltd

fan；stress analysis；modal analysis；vibration；noise

TH432.1；TK05

A

1006-8155（2016）06-0040-06

10.16492/j.fjjs.2016.06.0078

2016-08-30湖北武漢430000

Abstract:A modal analysis of the blades of a DTF-8 fan is performed with the ANSYS workbench to avoid security riskswhen the fan operates at high rotor speed.The eigen frequencies and modes of vibration were computed.An improved design of the structure of the impeller and volute was obtained and verified by experiment results.The DTF-8 fan after improved design vibration and noise levels met the requirements defined in the Chinese National Standard when running at a rotorspeed of2900 r/min.