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軸流通風機葉片模態仿真及其對氣動噪聲的影響
來源:海力軸承網 時間:2013-10-09
軸流通風機當其葉片較薄以及過度前掠,重心違背葉根截面中間時,較高轉速構成的離心力和不穩定進氣流構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,還能夠構成葉片的馳振,使葉片提早疲憊損壞,下降風機功率,并發生較大的氣動噪聲.
在葉輪描繪時有必要對其振蕩模態進行核算,但葉片葉身曲面雜亂,用經典理論無法求解,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,能夠很方便地進行模態剖析;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,建好的實體模型導入ANSYS即可進行模態剖析.
二、葉輪CAD模型樹立和接口導入
1。葉輪根本參數
軸流通風機為全體注塑ABS塑料葉輪,葉片數為4,葉片較寬,葉片呈前掠狀.作業轉速為860r/min,輪轂直徑為0。147m,葉輪外徑為0。42m.
2。幾許模型樹立
經過三坐標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.
葉輪為循環對稱布局,為加速有限元剖析進程,使用ANSYS的循環對稱剖析功用,對一個90°根本扇區進行求解.建模時使大局坐標系的Z軸與葉輪旋轉軸線對應,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。導入幾許模型
能夠將UG模型導入ANSYS的辦法有3種,其間根據直接的模型數據交換的兩種是:一是經過規范的數據接口將CAD模型數據轉入剖析體系;別的是經過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、預處置和求解
1。輸入資料物理參數
輸入ABS資料的物理性能參數: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則的實體區分有限元模型.為了對根本扇區的兩個間隔相對90°的輪轂的剖面區分網格,還挑選了一種二維單元:MESH200單元,并設定單元形狀參數為“trianglewith6nodes”(MESH200單元是專門用來區分網格,供給網格占位功用,不參與單元運算).
3。區分網格
先用MESH200三角形平面單元區分輪轂上的兩個剖面的一個面上的網格,然后經過MSHCOPY指令將該面上的網格拷貝到別的一個剖面上.對整個模型用solid92單元分網格.
4。鴻溝條件加載
葉輪經過輪轂的軸心線裝置在電機軸線上,葉輪除轉變外,其它運動都被束縛.所以使輪轂圓柱裝置面的有限元節點X,Z方向的自在度得到束縛(在大局柱面坐標系中).有限單元的節點都有一個坐標系與載荷方向對應,在一般狀況下節點坐標系與大局迪卡爾坐標系對應,有必要首要用NROTAT指令變換節點坐標到柱面坐標系中,然后再在節點上加載位移束縛.
5。循環對稱處置
循環對稱模態求解是ANSYS對循環對稱布局供給的一種特別簡化模態求解辦法,在求解前有一些特別的預處置.
首要,需求挑選葉輪上下兩個剖面上的節點并樹立兩個組集,取名為“Low”和“High”.其次工作CYCGEN的宏在根本扇區上樹立第二個扇區,模態剖析就是經過這兩個扇區完結的,若是不帶參數工作這個指令,它將內部耦合和束縛方程也拷貝到第二個扇區上;若是工作CYCGEN‘,LOAD’的指令,則會把負載也拷貝到第二個扇區上.這里工作CYCGEN,‘LOAD’.
6。求解
選用BlockLanczos為求解辦法,設置求解頻率規模為20Hz到200Hz.關于求解循環對稱模態,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
各參數意義如下:
NDMIN、NDMAX:核算的上下節徑規模,NDMIN最小為0,NDMAX對偶數最大可取n/2,對奇數最大可取(n-1)/2.
NSECTOR:循環對稱的扇區數,這里為4.LOW:較低視點剖面上節點構成的組集稱號.
該指令對應菜單途徑:MainMenu>Solution>ModalCyclicSym.
輸入CYCSOL,0,2,4,LOW進行求解.
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過錘擊法進行的,支架剛度很大,疏忽支架的影響,以為布局在20～200Hz規模內的振蕩模態頻率由葉輪決議.實驗得到的葉輪模態頻率值為58。17Hz,83。38Hz,88。69Hz,154。8Hz;仿真得到的模態頻率值約為62Hz、80Hz、88Hz和152。2Hz.實驗檢測得出的頻率與仿真成果對應聯系較好,因而彼此得到了驗證.因為振型實驗比擬雜亂,所以沒有進一步作振型實驗,后邊將使用仿真的數據來調查振型.
五、思考預應力和旋轉軟化
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,葉輪發生拉伸變形,模態有能夠與停止狀況有很大不一樣,所以有必要予以思考.影響旋轉件頻率改變的一種緣由是因為離心力對葉片運動發生的預應力的影響,構成了葉輪剛度的增大,使工作狀況下模態頻率升高.
另一種緣由:旋轉軟化,旋轉軟化使模態頻率下降.其原理能夠用一個簡略的繃簧-質量旋轉體系闡明,繃簧垂直于旋轉軸,當繃簧剛度很高而旋轉加速度很小時,以為繃簧變形很小.
疏忽繃簧變形對質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 旋轉角速度
r 質點自在方位相關于轉軸的半徑
可是若是繃簧剛度不行,一起旋轉速度又很大,因為離心力的影響使繃簧發生較大位移,而該位移一起又使質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,其平衡方程能夠寫為：
(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變為(k-Mωs2),即相當于旋轉軟化效果,旋轉速度越高,旋轉物體密度越大,這種軟化效果也就越顯著.應力剛化使模態頻率升高,旋轉軟化使模態頻率偏低,一般應力剛化的效果偏大,所以一起思考兩種要素影響,使工作狀況下模態頻率比停止狀況下模態頻率偏高.
為了取得實在狀況與停止狀況下模態的不一樣,又進行了一次模態有限元剖析,過程是在三、四過程后給葉輪施加一個轉變角速度,翻開預應力開關,挑選剖析類型為靜應力剖析,并進行一次靜應力剖析.然后挑選剖析類型為模態剖析,并確保預應力開關為翻開狀況,一起翻開旋轉軟化選項,下面同三、五今后的過程.
核算成果各振型對應模態頻率改變不到1Hz,因而該葉輪能夠選用停止狀況下的模態來替代運動狀況下的模態,從思考問題的周全性上思考,對應力剛化、旋轉軟化驗證是必要的.
六、振型和對氣動噪聲影響的剖析
為了調查振型,用指令Expand并輸入參數4擴大成整個葉輪以調查振型(菜單途徑:MainMenu>GeneralPostprocessing>Expandsector).(1)一階振蕩頻率為61。5Hz,葉片體現為沿徑向扭擺,變形最大方位在葉根處,整個葉輪振型體現為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,葉片依然體現為沿徑向線扭擺,但葉片型面上有曲折表象呈現,曲折最大表象呈現在較大葉片半徑處,整個葉輪振型體現為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,葉片體現為沿徑向線扭擺,葉片型面上有曲折表象呈現,曲折最大表象呈現在較大葉片半徑處,整個葉輪振型體現為1、3葉片反向扭擺,2、4不動.
(6)六階振蕩頻率為87。6Hz,葉片體現為沿徑向線扭擺,葉片型面上有曲折表象呈現,曲折最大表象呈現在較大葉片半徑處,整個葉輪振型體現為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,曲折波有兩條節線,且曲折波最嚴峻發生在葉片外周處,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4個葉片型面上都呈現曲折波,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.
能夠看出葉輪模態振蕩方式主要是由4個葉片周向不一樣振蕩組合方式,構成這種緣由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,構成了葉片進氣攻角的改變,然后構成葉片外表升力的動搖,最嚴峻的狀況會發生馳振,發生很大氣動噪聲和功率較大的下降.
七、定論
經過有限元對葉輪模態進行了模態剖析,思考了旋轉軟化、應力強化對葉輪實在工作狀況下模態頻率的影響,發現與停止狀況不一樣不大,一起剖析成果與實驗符合較好.經過振型剖析,以為較低頻率的前六階振蕩對氣動噪聲影響較大,為描繪低噪聲風機供給了學習.
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,經過氣動聲學公式猜測噪聲的巨細,以希望取得葉輪振蕩對氣動噪聲的詳細量值.
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