渦輪增壓器葉片振動(dòng)分析_馬玉星_圖文

1、渦輪增壓器葉片振動(dòng)分析馬玉星李惠彬(北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛工程學(xué)院北京,100081王一棣蔡軍(湖南天雁機(jī)械公司衡陽,421005摘要為了控制某種型號(hào)渦輪增壓器的壓氣機(jī)進(jìn)氣口存在的振動(dòng)及噪聲等問題,先通過三維坐標(biāo)儀進(jìn)行測(cè)量,然后用CA D軟件進(jìn)行三維建模,并利用有限元軟件對(duì)渦輪和葉輪大小葉片進(jìn)行了模態(tài)分析,得到了葉片的各階固有頻率以及相應(yīng)振型。對(duì)比增壓器的工作轉(zhuǎn)速和葉輪與渦輪葉片旋轉(zhuǎn)通過頻率,找出了葉片共振的頻率,從而為有效地控制壓氣機(jī)進(jìn)氣口振動(dòng)及噪聲大等問題提供了理論依據(jù)。關(guān)鍵詞渦輪增壓器葉片振動(dòng)控制中圖分類號(hào)V464O32引言廢氣渦輪增壓器是一種高速旋轉(zhuǎn)的機(jī)械,其工作轉(zhuǎn)速在80000r/m

2、in以上。在增壓器轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)過程中,除產(chǎn)生很大的噪聲外,葉片振動(dòng)損壞也是增壓器常見的損壞形式之一。近年來,采用提高增壓器葉輪外徑的圓周速度而減薄葉片厚度的設(shè)計(jì)來進(jìn)一步提高增壓器的增壓比,這樣就加大了葉片的工作壓力1。在運(yùn)行過程中,由于葉片的周圍不對(duì)稱結(jié)構(gòu)以及葉片旋轉(zhuǎn)所形成的周向不均勻流場相互作用,還會(huì)在葉片上作用周期性變化的脈動(dòng)激振力。當(dāng)它的頻率與葉片的固有頻率相等或者十分接近的時(shí)候,葉片就會(huì)發(fā)生共振,不僅可能會(huì)在壓氣機(jī)進(jìn)氣口處產(chǎn)生較大的噪聲,而且可能導(dǎo)致葉片破壞。在葉片高速旋轉(zhuǎn)時(shí),離心力也是必然存在的。以往文獻(xiàn)曾對(duì)靜態(tài)狀況下的葉片振動(dòng)特性進(jìn)行分析2。對(duì)于高速旋轉(zhuǎn)的葉片,離心力是影響葉片振動(dòng)特

3、性的重要因素,所以在實(shí)際情況分析時(shí),考慮離心力對(duì)葉片振動(dòng)特性的影響是非常必要的。本文針對(duì)某渦輪增壓器存在的進(jìn)氣口振動(dòng)、噪聲大等問題,通過對(duì)葉輪葉片和渦輪葉片進(jìn)行數(shù)據(jù)采集,采用三維CAD建模,并利用有限元軟件3,4對(duì)葉片進(jìn)行了模態(tài)分析,得到了在考慮離心力情況下葉輪和渦輪葉片的前5階固有頻率振型。對(duì)比增壓器的工作轉(zhuǎn)速和葉片的通過頻率,分別找出了葉輪葉片和渦輪葉片的共振頻率,從而為有效地控制增壓器進(jìn)氣口振動(dòng)及噪聲等提供了理論依據(jù)5。1葉片建模與有限元分析1.1葉片建模由于葉片曲面輪廓較復(fù)雜,故采用精度較高的三維坐標(biāo)儀測(cè)量曲面輪廓,利用三維CAD軟件建模,得出渦輪葉片和葉輪葉片的物理模型。實(shí)際葉片模型

4、見圖1 。(a渦輪葉片模型(b葉輪大小葉片模型圖1實(shí)際葉片模型1.2葉片有限元振動(dòng)方程葉片振動(dòng)方程為M x¨(t+C x +K x(t=Q(t(1其中:M,C,K,Q分別是葉片的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣和結(jié)點(diǎn)載荷向量,分別由各自的單元矩陣和向量集成。M=M e,K=K e,C=C e,Q=Q e(2 M e=V e N T N d V,K e=V e B T DB d V,第25卷第2期2005年6月振動(dòng)、測(cè)試與診斷Jour nal of Vibr ation,M easur em ent&Diag no sisV o l.25No.2Jun.2005 收稿日期:2004

5、-04-05;修改稿收到日期:2004-06-28。C e =VeN TN d V(3其中:M e ,C e ,K e 分別是單元的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣。Q e =VeN Tf d V +s eN T T d S(4其中:Q e 是單元載荷向量。如果忽視阻尼的影響,則振動(dòng)方程簡化為M x ¨(t +K x (t =Q (t (5若上式右端為零,則其表達(dá)的是葉片的自由振動(dòng)方程。解此自由振動(dòng)方程,可得葉片的振動(dòng)模態(tài)。1.3葉片的有限元分析1.3.1葉輪葉片有限元分析葉輪大、小葉片均采用鋁合金材料,材料的線膨脹系數(shù)變化很小,取23.1;材料密度為2680kg/m 3;泊松比隨著溫度

6、變化而變化,取0.30(在溫度較高的時(shí)候,變化較遲緩;彈性模量為69800N/mm 2。有限元建模采用自由方式劃分單元網(wǎng)格(見圖2,并對(duì)葉片采用固定根部方法加以約束(見圖3。模態(tài)分析時(shí),模態(tài)提取采用分塊Blo ck Lanczos 方法,該方法計(jì)算精度很高,計(jì)算速度比Subspace 法更快。本文分析提取了大小葉片對(duì)應(yīng)的前5階模態(tài)(見圖4和圖5。單元類型為:20節(jié)點(diǎn)實(shí)體SOLID 95, 大圖2葉輪葉片網(wǎng)格圖圖3 葉輪葉片約束圖圖4葉輪大葉片前5階振型(單位:Hz 圖5葉輪小葉片前5階振型(單位:Hz 葉片單元數(shù)目為3433個(gè),小葉片單元數(shù)目為748個(gè)。考慮增壓器葉片旋轉(zhuǎn)離心力時(shí),葉輪葉片的各

7、階固有頻率見表1。由表中的數(shù)據(jù)可以分析得到,轉(zhuǎn)速的存在,增加了相應(yīng)的頻率。對(duì)于同一階頻率而言,轉(zhuǎn)速越高,相應(yīng)的頻率越高;在同一轉(zhuǎn)速,對(duì)低階頻率的影響較之高階頻率的影響更大。在轉(zhuǎn)速為80000r/min 時(shí),由于離心力的影響,小葉片固有頻率最大增加的百分比為0.92%,大葉片固有頻率最大增加的百分比為2.46%;在轉(zhuǎn)速為120000r /m in 時(shí),小葉片固有頻率最大增加的百分比為1.89%,大葉片固有頻率最大增加的百分比為5.26%。1.3.2渦輪葉片的有限元分析渦輪葉片材料采用合金鋼,其線膨脹系數(shù)隨溫度變化很小。材料密度為7730kg /m 3;泊松比取為0.25;彈性模量為1.88E11

8、N/mm 2。在有限元單元?jiǎng)澐种?采用幾種不同精度進(jìn)行,結(jié)果發(fā)現(xiàn),單元稠密度對(duì)葉片的固有頻率影響甚微。本文中采用了6級(jí)精度單元網(wǎng)格劃分(見圖6,得出渦輪葉片單元數(shù)目為4343個(gè)。對(duì)葉片同樣采用固定根部約束(見圖7,模態(tài)提取采用分塊Block Lanczo s 方法。本次分析提取了渦輪葉片對(duì)應(yīng)的前10階模態(tài)(圖8中畫出了前5階振型。單元類型為SOLID95(20nodes 。在計(jì)算固有頻率時(shí),考慮葉片旋轉(zhuǎn)離心力的影響,通過葉片的模態(tài)計(jì)算可得渦輪葉片前10階固有頻率,其計(jì)算結(jié)果見表2。圖6渦輪葉片網(wǎng)格圖圖7渦輪葉片約束圖圖8轉(zhuǎn)速為120000r /min 渦輪葉片前5階振型132振動(dòng)、測(cè)試與診斷第

9、25卷表1不同旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速下葉輪葉片的各階固有頻率Hz階數(shù)大葉片轉(zhuǎn)速為0轉(zhuǎn)速為80000r/min轉(zhuǎn)速為120000r/min小葉片轉(zhuǎn)速為0轉(zhuǎn)速為80000r/min轉(zhuǎn)速為120000r/min第1階923494619720158541600016153第2階189011901519154339173408634173第3階285552861928721469084721247320第4階320313232132608501175049150647第5階403524038840475594705987559983表2不同旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速下渦輪葉片的固有頻率Hz轉(zhuǎn)速/(rmin-1階數(shù)12345678910

10、08130.4167282419728370317744257545943534575421858936 800008405.9168922436828595318754267446155538115432759030 1200008735.01709224573288773200242795464165423754477591442葉片的振動(dòng)特性分析根據(jù)實(shí)際工況,該增壓器轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為80000 90000r/min,葉輪的大葉片為7個(gè),小葉片為7個(gè)?？紤]小葉片影響比較小,可以得出葉輪激振頻率為(80000/60×7×n(90000/60×7×n Hz(n

11、為正整數(shù),從而得到葉輪的激振頻率約為:9333n 10500n Hz,即為9333,18667,28000,37333, 46667,56000。據(jù)前面有限元分析計(jì)算,可得大葉片的前5階固有頻率為9461,19015,28619, 32321,40388Hz;小葉片前5階固有頻率16000, 34086,47212,50491,59875Hz。通過對(duì)比分析可知,此葉輪模型的大小葉片都有可能存在共振現(xiàn)象。當(dāng)激振力的頻率為9333Hz和18867Hz等時(shí),大葉片發(fā)生共振;而當(dāng)激振力的頻率為46667Hz等時(shí),小葉片發(fā)生共振。渦輪的葉片為11個(gè),可以得出渦輪激振頻率為(80000/60×1

12、1×n(90000/60×11×n(n為正整數(shù),從而得到渦輪的激振頻率約為14667n16500n Hz,即為14667,16500,29333, 33000,44000,49500,58666,66000,73333,。根據(jù)前面有限元分析得到的渦輪葉片的前10階固有頻率(見表2,把渦輪的激振頻率與渦輪葉片的前10階固有頻率對(duì)照分析后可知,此模型的渦輪葉片存在共振現(xiàn)象。當(dāng)激振力的頻率為16500Hz時(shí),渦輪葉片發(fā)生共振。葉片共振很容易造成葉片的損壞,這說明增壓器在工作轉(zhuǎn)速下,葉片發(fā)生共振的可能性比較大,即其工作可靠性比較低。3小結(jié)壓氣機(jī)的工作轉(zhuǎn)速為80000900

13、00r/min,在考慮離心力的影響下,通過葉片的振動(dòng)特性分析可以得到壓氣機(jī)葉輪激振頻率為9333n10500n Hz(n為正整數(shù),它們和大葉片第1階以及第2階固有頻率、小葉片第3階固有頻率接近。故大葉片容易發(fā)生一階和二階彎曲共振,小葉片容易發(fā)生三階彎曲共振。而渦輪葉片的激振頻率為14667n16500n Hz,它們和渦輪葉片的的第2階固有頻率接近,故渦輪葉片容易發(fā)生二階彎曲共振。這不但造成壓氣機(jī)噪聲過大,而且葉片容易損壞。有效的解決辦法是:改變?nèi)~片的厚度,并盡量減少葉片的不均勻度,以及避免葉片的激振頻率落在其共振頻率范圍內(nèi)。參考文獻(xiàn)1李兵,朱梅林,陳曉偉,等.渦輪增壓器葉片的振動(dòng)特性分析.車用

14、發(fā)動(dòng)機(jī),1999,22(2:28322張鳳格,李惠彬,王國兵,等.渦輪增壓器壓氣機(jī)葉片振動(dòng)分析.噪聲與振動(dòng)控制,2003,23(6:13143美U nig raphics Solutio ns Inc編著.U G W A VE產(chǎn)品設(shè)計(jì)技術(shù)培訓(xùn)教程.北京:清華大學(xué)出版社,20024博嘉科技編著.有限元分析軟件AN SY S融會(huì)與貫通.北京:中國水利出版社,20025徐敏等主編.設(shè)備故障診斷手冊(cè)機(jī)械設(shè)備狀態(tài)監(jiān)測(cè)和故障診斷.西安:西北工業(yè)大學(xué)出版社,1998第一作者簡介:馬玉星男,1978年11月生,碩士研究生。主要從事渦輪增壓器在線監(jiān)測(cè)及故障機(jī)理研究。E-mail:huibinli133第2期馬玉

15、星等:渦輪增壓器葉片振動(dòng)分析156Jour nal o f Vibr ation,M easur ement&Diagno sisV ol.25 Study on Vibration of Turbo-Charger BladesM a Yux ingL i H uibin(School o f M echanical and V ehicle Eng ineer ingBeijing Institut e of T echnolog y Beijing,100081,ChinaW ang YidiCai J un(Jang yan M echanical Co mpa nyHeng

16、yang,421005,ChinaAbstractIn order to so lve the severe v ibration and heav y no ise pro blems ex isting in the entr ance of certain type of turbo-charg er,first,coordinate data are measured by a three-coordinate instrument,then models ar e built by using CAD softw are,the vibr ation-mode of the blad

17、es are analy sed by using FEM so ftw are,and last the blade's natural frequency of each rank and their cor respo nding v ibration mode are gained.In co ntrast to revolv ing speed of the turbo-charg er and the passing frequencies of the vanes,the blade's syntonic fr equencies are o btained,th

18、e blade's r esonance is r educed,and the severe vibration and the heavy no ise are avo ided.Keywordsturbo-charg erbladesvibrationcontr olStudy on Vibration Stability of Rotor-Tilting PadBearings-Labyrinth Seals SystemW ang Yanbo1K ang F engx ia2(1T her mal P ow er Research InstituteX i'an,710032,China(2Shaa nx i W eihe Elect ric P ow er Co.ltdXiany ang,712085,ChinaAbstractField vibratio n data dem