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軸流通風(fēng)機葉片模態(tài)仿真及其對氣動噪聲的影響
來源:海力軸承網(wǎng) 時間:2013-10-09
軸流通風(fēng)機當(dāng)其葉片較薄以及過度前掠,重心違背葉根截面中間時,較高轉(zhuǎn)速構(gòu)成的離心力和不穩(wěn)定進(jìn)氣流構(gòu)成的葉片升力的改變,很簡略激起葉片振蕩.一起因為流固耦合,還能夠構(gòu)成葉片的馳振,使葉片提早疲憊損壞,下降風(fēng)機功率,并發(fā)生較大的氣動噪聲.
在葉輪描繪時有必要對其振蕩模態(tài)進(jìn)行核算,但葉片葉身曲面雜亂,用經(jīng)典理論無法求解,因而有必要借用有限元模型來核算.ANSYS是當(dāng)今比擬有名的有限元剖析軟件之一,具有多種物理場的求解功用,能夠很方便地進(jìn)行模態(tài)剖析;大型CAD體系軟件UniGraphics具有豐厚的曲面外型功用,十分合適于葉輪等具有雜亂曲面實體的外型,建好的實體模型導(dǎo)入ANSYS即可進(jìn)行模態(tài)剖析.
二、葉輪CAD模型樹立和接口導(dǎo)入
1。葉輪根本參數(shù)
軸流通風(fēng)機為全體注塑ABS塑料葉輪,葉片數(shù)為4,葉片較寬,葉片呈前掠狀.作業(yè)轉(zhuǎn)速為860r/min,輪轂直徑為0。147m,葉輪外徑為0。42m.
2。幾許模型樹立
經(jīng)過三坐標(biāo)丈量儀丈量得到葉片外表型值點,將點陣連接成曲面,并使用軟件UG的曲面取舍和縫合功用,將葉片的曲面連接起來.一旦一切曲面被縫合就主動生成以各曲面為鴻溝的實體.
葉輪為循環(huán)對稱布局,為加速有限元剖析進(jìn)程,使用ANSYS的循環(huán)對稱剖析功用,對一個90°根本扇區(qū)進(jìn)行求解.建模時使大局坐標(biāo)系的Z軸與葉輪旋轉(zhuǎn)軸線對應(yīng),樹立完好葉輪模型,然后用過輪轂軸線兩個彼此夾角為90°的兩個平面切出1/4的葉輪模型.
3。導(dǎo)入幾許模型
能夠?qū)G模型導(dǎo)入ANSYS的辦法有3種,其間根據(jù)直接的模型數(shù)據(jù)交換的兩種是:一是經(jīng)過規(guī)范的數(shù)據(jù)接口將CAD模型數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)入剖析體系;別的是經(jīng)過ANSYS為UG供給的專用接口直接讀入UG的prt文件;第三種憑借UG的GFEMFEA.
這里采納第二種辦法,在功用菜單中點擊File→Import→UG,再挑選零件文件即可.
三、預(yù)處置和求解
1。輸入資料物理參數(shù)
輸入ABS資料的物理性能參數(shù):密度為1。2×10-6g/mm3,彈性模量為2。3MPa,泊松比為0。38.
2。挑選單元類型
葉輪外表為變厚度雜亂曲面,選用10節(jié)點的四面體單元solid92,該單元選用二次位移方式,十分合適對形狀不規(guī)則的實體區(qū)分有限元模型.為了對根本扇區(qū)的兩個間隔相對90°的輪轂的剖面區(qū)分網(wǎng)格,還挑選了一種二維單元:MESH200單元,并設(shè)定單元形狀參數(shù)為“trianglewith6nodes”(MESH200單元是專門用來區(qū)分網(wǎng)格,供給網(wǎng)格占位功用,不參與單元運算).
3。區(qū)分網(wǎng)格
先用MESH200三角形平面單元區(qū)分輪轂上的兩個剖面的一個面上的網(wǎng)格,然后經(jīng)過MSHCOPY指令將該面上的網(wǎng)格拷貝到別的一個剖面上.對整個模型用solid92單元分網(wǎng)格.
4。鴻溝條件加載
葉輪經(jīng)過輪轂的軸心線裝置在電機軸線上,葉輪除轉(zhuǎn)變外,其它運動都被束縛.所以使輪轂圓柱裝置面的有限元節(jié)點X,Z方向的自在度得到束縛(在大局柱面坐標(biāo)系中).有限單元的節(jié)點都有一個坐標(biāo)系與載荷方向?qū)?yīng),在一般狀況下節(jié)點坐標(biāo)系與大局迪卡爾坐標(biāo)系對應(yīng),有必要首要用NROTAT指令變換節(jié)點坐標(biāo)到柱面坐標(biāo)系中,然后再在節(jié)點上加載位移束縛.
5。循環(huán)對稱處置
循環(huán)對稱模態(tài)求解是ANSYS對循環(huán)對稱布局供給的一種特別簡化模態(tài)求解辦法,在求解前有一些特別的預(yù)處置.
首要,需求挑選葉輪上下兩個剖面上的節(jié)點并樹立兩個組集,取名為“Low”和“High”.其次工作CYCGEN的宏在根本扇區(qū)上樹立第二個扇區(qū),模態(tài)剖析就是經(jīng)過這兩個扇區(qū)完結(jié)的,若是不帶參數(shù)工作這個指令,它將內(nèi)部耦合和束縛方程也拷貝到第二個扇區(qū)上;若是工作CYCGEN‘,LOAD’的指令,則會把負(fù)載也拷貝到第二個扇區(qū)上.這里工作CYCGEN,‘LOAD’.
6。求解
選用BlockLanczos為求解辦法,設(shè)置求解頻率規(guī)模為20Hz到200Hz.關(guān)于求解循環(huán)對稱模態(tài),ANSYS也供給了專用的求解宏指令(不行直接用solve指令),該指令格局為：CYCSOL,NDMIN,NDMAX,NSECTOR,LOW
各參數(shù)意義如下:
NDMIN、NDMAX:核算的上下節(jié)徑規(guī)模,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:較低視點剖面上節(jié)點構(gòu)成的組集稱號.
該指令對應(yīng)菜單途徑:MainMenu>Solution>ModalCyclicSym.
輸入CYCSOL,0,2,4,LOW進(jìn)行求解.
四、仿真成果與實驗成果的對照
實驗是在葉輪裝置狀況下經(jīng)過錘擊法進(jìn)行的,支架剛度很大,疏忽支架的影響,以為布局在20～200Hz規(guī)模內(nèi)的振蕩模態(tài)頻率由葉輪決議.實驗得到的葉輪模態(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.實驗檢測得出的頻率與仿真成果對應(yīng)聯(lián)系較好,因而彼此得到了驗證.因為振型實驗比擬雜亂,所以沒有進(jìn)一步作振型實驗,后邊將使用仿真的數(shù)據(jù)來調(diào)查振型.
五、思考預(yù)應(yīng)力和旋轉(zhuǎn)軟化
在實在狀況下葉輪是運動的,因為離心力和氣動載荷的影響,葉輪發(fā)生拉伸變形,模態(tài)有能夠與停止?fàn)顩r有很大不一樣,所以有必要予以思考.影響旋轉(zhuǎn)件頻率改變的一種緣由是因為離心力對葉片運動發(fā)生的預(yù)應(yīng)力的影響,構(gòu)成了葉輪剛度的增大,使工作狀況下模態(tài)頻率升高.
另一種緣由:旋轉(zhuǎn)軟化,旋轉(zhuǎn)軟化使模態(tài)頻率下降.其原理能夠用一個簡略的繃簧-質(zhì)量旋轉(zhuǎn)體系闡明,繃簧垂直于旋轉(zhuǎn)軸,當(dāng)繃簧剛度很高而旋轉(zhuǎn)加速度很小時,以為繃簧變形很小.
疏忽繃簧變形對質(zhì)量塊向心加速度的影響,樹立如下平衡方程:
kx=Mωs2r
(1)式中k 繃簧剛度
x 脫離平衡方位的間隔
ωs 旋轉(zhuǎn)角速度
r 質(zhì)點自在方位相關(guān)于轉(zhuǎn)軸的半徑
可是若是繃簧剛度不行,一起旋轉(zhuǎn)速度又很大,因為離心力的影響使繃簧發(fā)生較大位移,而該位移一起又使質(zhì)點離心運動的半徑加大,這時的平衡方程寫為：
kx=Mωs2(r+x)(2)
若是依然用(1)式的方式表明的話,其平衡方程能夠?qū)憺椋?br> (k-Mωs2)x=Mωs2r
施加表明載荷時,其振蕩方程可寫為：
Mx-(k-Mωs2)x=f(t)
因而剛度由k變?yōu)?k-Mωs2),即相當(dāng)于旋轉(zhuǎn)軟化效果,旋轉(zhuǎn)速度越高,旋轉(zhuǎn)物體密度越大,這種軟化效果也就越顯著.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,一般應(yīng)力剛化的效果偏大,所以一起思考兩種要素影響,使工作狀況下模態(tài)頻率比停止?fàn)顩r下模態(tài)頻率偏高.
為了取得實在狀況與停止?fàn)顩r下模態(tài)的不一樣,又進(jìn)行了一次模態(tài)有限元剖析,過程是在三、四過程后給葉輪施加一個轉(zhuǎn)變角速度,翻開預(yù)應(yīng)力開關(guān),挑選剖析類型為靜應(yīng)力剖析,并進(jìn)行一次靜應(yīng)力剖析.然后挑選剖析類型為模態(tài)剖析,并確保預(yù)應(yīng)力開關(guān)為翻開狀況,一起翻開旋轉(zhuǎn)軟化選項,下面同三、五今后的過程.
核算成果各振型對應(yīng)模態(tài)頻率改變不到1Hz,因而該葉輪能夠選用停止?fàn)顩r下的模態(tài)來替代運動狀況下的模態(tài),從思考問題的周全性上思考,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剖析
為了調(diào)查振型,用指令Expand并輸入?yún)?shù)4擴大成整個葉輪以調(diào)查振型(菜單途徑:MainMenu>GeneralPostprocessing>Expandsector).(1)一階振蕩頻率為61。5Hz,葉片體現(xiàn)為沿徑向扭擺,變形最大方位在葉根處,整個葉輪振型體現(xiàn)為1、3葉片搖擺時,2、4不動,1、3葉片反向扭擺.
(2)二階振蕩頻率為62Hz,葉片體現(xiàn)為沿徑向線扭擺,變形最大方位在葉根處,整個葉輪振型體現(xiàn)為1、3葉片向前扭擺,2、4葉片向后扭擺.
(3)三階振蕩頻率為62。5Hz,葉片體現(xiàn)為沿徑向線扭擺,變形最大方位在葉根處,整個葉輪振型體現(xiàn)為4個葉片以一樣方式同向扭擺.
(4)四階振蕩頻率為80。3Hz,葉片依然體現(xiàn)為沿徑向線扭擺,但葉片型面上有曲折表象呈現(xiàn),曲折最大表象呈現(xiàn)在較大葉片半徑處,整個葉輪振型體現(xiàn)為1、3葉片向前扭擺,2、4葉片向后扭擺.
(5)五階振蕩頻率為80。5Hz,葉片體現(xiàn)為沿徑向線扭擺,葉片型面上有曲折表象呈現(xiàn),曲折最大表象呈現(xiàn)在較大葉片半徑處,整個葉輪振型體現(xiàn)為1、3葉片反向扭擺,2、4不動.
(6)六階振蕩頻率為87。6Hz,葉片體現(xiàn)為沿徑向線扭擺,葉片型面上有曲折表象呈現(xiàn),曲折最大表象呈現(xiàn)在較大葉片半徑處,整個葉輪振型體現(xiàn)為4個葉片以一樣方式同向扭擺.
(7)七階振蕩頻率為152。2Hz,1、3葉片的運動方式以葉片型面上的曲折波為主,曲折波有兩條節(jié)線,且曲折波最嚴(yán)峻發(fā)生在葉片外周處,1、3葉片運動方式相差180°相位;2、4葉片根本不動,但在前掠的葉尖處有少數(shù)翹曲;對面的葉片改變相位差180°.
(8)八階振蕩頻率為152。6Hz,葉片體現(xiàn)4個葉片型面上都呈現(xiàn)曲折波,且整個葉輪相對的兩個葉片振蕩狀況一樣,而相鄰的葉片振蕩狀況相差180°相位.
能夠看出葉輪模態(tài)振蕩方式主要是由4個葉片周向不一樣振蕩組合方式,構(gòu)成這種緣由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全體扭擺為主,而高頻主要以葉片曲折波為主.從對噪聲的影響來看以為前六階振型影響較大,因為因為它的擺對流場有較大影響,構(gòu)成了葉片進(jìn)氣攻角的改變,然后構(gòu)成葉片外表升力的動搖,最嚴(yán)峻的狀況會發(fā)生馳振,發(fā)生很大氣動噪聲和功率較大的下降.
七、定論
經(jīng)過有限元對葉輪模態(tài)進(jìn)行了模態(tài)剖析,思考了旋轉(zhuǎn)軟化、應(yīng)力強化對葉輪實在工作狀況下模態(tài)頻率的影響,發(fā)現(xiàn)與停止?fàn)顩r不一樣不大,一起剖析成果與實驗符合較好.經(jīng)過振型剖析,以為較低頻率的前六階振蕩對氣動噪聲影響較大,為描繪低噪聲風(fēng)機供給了學(xué)習(xí).
下一步將核算葉輪番場,得到葉片流場受力并對葉輪作諧波剖析,經(jīng)過氣動聲學(xué)公式猜測噪聲的巨細(xì),以希望取得葉輪振蕩對氣動噪聲的詳細(xì)量值.
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