淺談用ANSYS進(jìn)行離心通風(fēng)機葉輪強度分析

胡麗剛　王志軍

摘 要：在通風(fēng)機中，ANSYS基于長期的有限元理論與實踐工程經(jīng)驗上發(fā)展起來的。對于風(fēng)機我們使用ANSYS軟件進(jìn)行結(jié)構(gòu)強度分析能夠更貼近實際工況值，本文結(jié)合4-2X75No6E型離心通風(fēng)機葉輪的強度分析過程進(jìn)行了論述。

關(guān)鍵詞：離心通風(fēng)機葉輪； ANSYS；強度分析

1 概述

離心通風(fēng)機是較為常見的通風(fēng)機械，有一些場合用的通風(fēng)機的安全性要求很高，比如礦井通風(fēng)機、核電站的核級風(fēng)機，這些場合的風(fēng)機除了要滿足氣動性能外，對運行安全性有著更高的要求，尤其是核電站中使用的核級風(fēng)機，在以往的設(shè)計和使用情況來看，核級風(fēng)機的葉輪在設(shè)計時的安全系數(shù)通常在不加載地震激勵的情況下至少應(yīng)取n≥4，這樣在做抗震試驗時才能滿足要求，不出現(xiàn)影響安全的情況發(fā)生。因此這就需要我們在設(shè)計階段對一些關(guān)鍵部件進(jìn)行強度計算，對于離心風(fēng)機來說，葉輪為旋轉(zhuǎn)部件，也是核心部件，運行中葉輪的安全性最為重要。葉輪的計算我們以前只能用傳統(tǒng)的力學(xué)計算來驗證。隨著計算機技術(shù)的發(fā)展以及有限元軟件的大量應(yīng)用，其計算更能接近真實工況，計算也更為可靠和快速。因此本文采用有限元分析的方法，驗證其在額定全壓及離心力作用下，對離心風(fēng)機葉輪中的部件葉片、輪盤、輪蓋的應(yīng)力和應(yīng)變進(jìn)行計算分析，看所做的設(shè)計方案是否能夠滿足相應(yīng)的強度要求。

2 風(fēng)機設(shè)計參數(shù)

3 分析工具

大型通用有限元計算軟件 ANSYS 14.5。

4 有限元模型

本文采用基于有限元方法的大型通用數(shù)值模擬軟件進(jìn)行模擬分析。由于有限元方法存在離散誤差，為了將該部分的誤差影響盡量避免，在分析前首先對原始模型采用不同尺寸的網(wǎng)格進(jìn)行多次的模態(tài)分析，通過查看基頻隨著網(wǎng)格尺寸逐漸細(xì)化的變化規(guī)律，在盡量縮減計算規(guī)模的前提下，得到合適的網(wǎng)格尺寸。即結(jié)果的網(wǎng)格無關(guān)性檢查。然后基于此網(wǎng)格尺寸對模型進(jìn)行完整的模擬分析。

建立葉輪模型過程中，對模型中容易出現(xiàn)應(yīng)力集中的葉片與輪蓋、葉片與輪盤交界處做圓角處理，避免出現(xiàn)冗余的計算結(jié)果，使計算結(jié)果更具有準(zhǔn)確性。采用有限元分析軟件ANSYS建立風(fēng)機葉輪模型、劃分網(wǎng)格、定義邊界條件、求解并進(jìn)行后處理，風(fēng)機葉輪采用SOLID45單元進(jìn)行建模，有限元模型如圖1所示。

5 載荷定義

自重 （W）

以重力加速度的形式施加在整個結(jié)構(gòu)上，整個結(jié)構(gòu)的密度取7850kg/m3，重力加速度為9.8m/s2。彈性模量2e11 pa，泊松比0.3。

離心力載荷 （F）

風(fēng)機葉輪的額定轉(zhuǎn)速為1480rpm，在風(fēng)機運轉(zhuǎn)時將在旋轉(zhuǎn)部件上產(chǎn)生離心力。

壓力載荷 （P）

分析中設(shè)定風(fēng)機葉片壓力面和吸力面的壓差為1110Pa。

6 分析結(jié)果

在進(jìn)行結(jié)果分析時采用分工況分析，采用不同的載荷組合得出相應(yīng)的工況結(jié)果，為葉輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供全面的理論支撐。

工況一：自重+離心力 （G+F）

風(fēng)機葉輪在自重和離心力載荷作用下，其應(yīng)力分布圖如圖2所示。風(fēng)機葉輪的最大應(yīng)力為104MPa，位于輪盤上與軸盤連接處的開孔上。此處可認(rèn)為是由于應(yīng)力集中引起的峰值應(yīng)力，在遠(yuǎn)離鉚釘孔的位置，風(fēng)機輪盤的最大應(yīng)力為49.6MPa，安全系數(shù)n=6.956。

風(fēng)機葉片的最大應(yīng)力為57.9MPa，安全系數(shù)n=5.959。

風(fēng)機輪蓋的最大應(yīng)力為41.6MPa，安全系數(shù)n=8.293。

從上述工況一的計算結(jié)果來看，安全系數(shù)均n≥4，滿足在設(shè)計之初預(yù)定的結(jié)果，為滿足以后的抗震分析留下設(shè)計裕量。避免因為裕量過小或過大而進(jìn)行的重復(fù)設(shè)計和計算，減少了設(shè)計工作量。

風(fēng)機葉輪在自重和離心力載荷作用下的應(yīng)變云圖如圖3所示。風(fēng)機葉輪的最大應(yīng)變?yōu)?.84×104，位于輪盤上與軸盤連接處的開孔上。葉片上的最大應(yīng)變?yōu)?.94×104，輪蓋上的最大應(yīng)變?yōu)?.22×104。

工況二：自重+離心力+壓力載荷 （G+F+P）

風(fēng)機葉輪在自重、離心力和壓力載荷作用下，其應(yīng)力分布圖如圖4所示。風(fēng)機葉輪的最大應(yīng)力為103MPa，位于輪盤上與軸盤連接處的開孔上。此處可認(rèn)為是由于應(yīng)力集中引起的峰值應(yīng)力，在遠(yuǎn)離鉚釘孔的位置，風(fēng)機輪盤的最大應(yīng)力為49.0MPa，安全系數(shù)n=7.041。

風(fēng)機葉片的最大應(yīng)力為57.4MPa，安全系數(shù)n=6.010。

風(fēng)機輪蓋的最大應(yīng)力為41.5MPa，安全系數(shù)n=8.313。

風(fēng)機葉輪在自重、離心力和壓力載荷作用下的應(yīng)變云圖如圖5所示。風(fēng)機葉輪的最大應(yīng)變?yōu)?.75×104，位于輪盤上與軸盤連接處的開孔上。葉片上的最大應(yīng)變?yōu)?.92×104，輪蓋上的最大應(yīng)變?yōu)?.21×104。

從上述工況二的計算結(jié)果來看，增加了壓力載荷，計算值相較于工況一并沒有較大的起伏，因此如果在初步進(jìn)行計算和分析時壓力載荷不大情況下可以忽略此值，對計算結(jié)果影響不大。

7 結(jié)語

通過采用ANSYS對風(fēng)機葉輪進(jìn)行建模和計算，并對結(jié)果進(jìn)行分析，結(jié)果表明：

風(fēng)機葉輪在施加重力和離心力作用時，風(fēng)機輪盤的最大應(yīng)力為49.6MPa，安全系數(shù)n=6.956；葉片的最大應(yīng)力為57.9MPa，安全系數(shù)n=5.959；輪蓋的最大應(yīng)力為41.6MPa，安全系數(shù)n=8.293。風(fēng)機葉片、葉輪和輪蓋的安全系數(shù)較大，能夠滿足強度要求。

風(fēng)機葉輪在施加重力、離心力和額定全壓時，其應(yīng)力、變形量及應(yīng)變均小于重力和離心力載荷作用時的數(shù)值。這是由于作用在葉片壓力面的額定全壓與離心力的方向相反，在一定程度上抑制了離心力引起的徑向變形；葉片徑向變形量的減小使得葉輪和輪蓋的應(yīng)力、變形量和應(yīng)變也相應(yīng)減小。此應(yīng)力分析的結(jié)論也更接近葉輪的實際工況。

參考文獻(xiàn)：

[1] 商景泰.通風(fēng)機實用技術(shù)手冊[M].機械工業(yè)出版社，2011（08）.

[2] 李慶宜.通風(fēng)機[M].華中工學(xué)院，機械工業(yè)出版社，1982（04）.

[3] 成心德.離心通風(fēng)機[M].化學(xué)工業(yè)出版社2006（12）.