基于有限元的轉(zhuǎn)爐煤氣風(fēng)機(jī)葉輪靜動態(tài)特性分析

楊金堂，曾 璐，肖 瀟，全芳成，2

（1.武漢科技大學(xué)機(jī)械自動化學(xué)院，湖北 武漢，43008l；2.武漢鋼鐵股份有限公司設(shè)備管理部，湖北 武漢，430083）

轉(zhuǎn)爐煤氣風(fēng)機(jī)是轉(zhuǎn)爐煤氣凈化回收系統(tǒng)的主要設(shè)備，也是其中重要的動力裝置，保證風(fēng)機(jī)的安全運(yùn)行是保證轉(zhuǎn)爐煤氣回收系統(tǒng)安全生產(chǎn)的一個重要因素［1－2］。葉輪裂紋是影響風(fēng)機(jī)安全運(yùn)行的一大隱患［3］，對裂紋產(chǎn)生的原因進(jìn)行分析顯得尤為重要。為此，本文針對某煉鋼廠轉(zhuǎn)爐煤氣風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子輪盤在運(yùn)行中出現(xiàn)多處裂紋的現(xiàn)場狀況，采用ANSYS Workbench有限元軟件，對煤氣風(fēng)機(jī)進(jìn)行靜態(tài)特性模擬及模態(tài)分析，對其進(jìn)行強(qiáng)度校核，查找裂紋產(chǎn)生的原因并提出解決方案。

1 葉輪裂紋形式

該廠煤氣風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子前盤口有5條裂紋，4條接近端面邊緣，1條靠近軸心且在原盤面拼接的焊縫上（經(jīng)打磨后發(fā)現(xiàn)的），裂紋的走向是沿著葉片與盤面的焊縫的方向；后盤有1條裂紋，也是靠近端面邊緣，與焊縫方向平行；而葉片上沒有出現(xiàn)裂紋，裂紋集中在輪盤上，故本文只對葉輪部分進(jìn)行分析。轉(zhuǎn)子上部分裂紋的分布如圖1所示。

圖1 風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)子裂紋分布圖Fig.1 Crack distribution of the fan rotor

2 葉輪的基本參數(shù)

轉(zhuǎn)爐煤氣風(fēng)機(jī)屬于雙吸式離心風(fēng)機(jī)，采用雙支撐結(jié)構(gòu)，比單側(cè)離心風(fēng)機(jī)更安全穩(wěn)定。氣體從葉輪兩側(cè)流入雙吸式葉輪，兩側(cè)的軸承負(fù)荷相同，基本上可以消除葉輪上的軸向力［4］。葉輪材料為高強(qiáng)度焊接結(jié)構(gòu)鋼HG785，可焊性良好，屈服強(qiáng)度σ為685MPa，抗拉強(qiáng)度為785MPa［5］。

葉輪是離心風(fēng)機(jī)的主要結(jié)構(gòu)之一，由葉片、輪盤、軸等零件組成，輪盤包括前盤、中盤和后盤。葉片與輪盤的聯(lián)接采用焊接，焊接處也是裂紋容易產(chǎn)生的部位之一，中盤與軸是通過螺栓連接的。葉輪的主要幾何參數(shù)如表1所示。

表1 葉輪的主要幾何參數(shù)Table1 Main geometric parameters of the fan impeller

3 葉輪靜動態(tài)分析

3.1 葉輪計(jì)算模型與網(wǎng)格劃分

采用ANSYS Workbench對風(fēng)機(jī)葉輪進(jìn)行靜態(tài)特性模擬和模態(tài)分析。首先采用Pro／E建立風(fēng)機(jī)的三維模型，如圖2所示，然后將三維模型以igs格式導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元邊長取50mm，共劃分101652個網(wǎng)格，如圖3所示。

3.2 約束與載荷

該離心式風(fēng)機(jī)葉輪是雙吸雙支撐結(jié)構(gòu)，故不考慮輪盤與相接觸的軸之間軸向作用力的問題，采取約束葉輪中盤與主軸配合的面，對面施加周向及軸向約束［6］。

圖2 風(fēng)機(jī)葉輪三維模型Fig.2 3Dmodel of the fan impeller

圖3 風(fēng)機(jī)葉輪有限元模型Fig.3 Finite element model of the fan impeller

葉輪在旋轉(zhuǎn)時，受到離心力、氣動力和重力3種載荷［7］，由于葉輪離心力遠(yuǎn)大于后兩種載荷的作用，故本研究中對氣動力和重力忽略不計(jì)，對輪盤施加的載荷為繞軸旋轉(zhuǎn)的葉輪離心力。

3.3 結(jié)果與分析

3.3.1 葉輪靜態(tài)特性分析

葉輪的徑向和軸向方向變形圖如圖4所示。由圖4中可見，葉輪大變形區(qū)域在前盤與葉片邊緣相接出口處的位置，與裂紋產(chǎn)生位置相符；最大變形量為3.23mm，在HG785鋼容許的變形范圍內(nèi)，即剛度滿足要求。

圖4 葉輪變形圖Fig.4 Deformation map of the impeller

僅考慮離心力的情況下，葉輪變截面突變處的等效應(yīng)力云圖如圖5所示。由圖5中可見，葉輪離心應(yīng)力最大值σmax為428.05MPa，小范圍分布在葉片與中盤聯(lián)接處，靠近圓盤中心的位置，該處安全系數(shù)s＝［σ］／σmax＝685／428.05＝1.6。一般來說，工程中通常要求材料安全系數(shù)為1.5及以上，可見葉輪的強(qiáng)度滿足要求。

圖5 葉輪等效應(yīng)力云圖Fig.5 Von Mises stress nephogram of the impeller

3.3.2 葉輪動態(tài)特性分析

模態(tài)分析得到葉輪的固有頻率和振型，為了避免葉片振動劇烈引起疲勞損傷，必須使葉輪工作轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)離產(chǎn)生共振的轉(zhuǎn)速。當(dāng)葉輪結(jié)構(gòu)發(fā)生故障時，根據(jù)風(fēng)機(jī)模態(tài)頻率的變化趨勢來判斷裂紋的出現(xiàn)，根據(jù)振型的分析判斷裂紋的分布位置。風(fēng)機(jī)主要在低頻段產(chǎn)生振動，因此在對離心風(fēng)機(jī)進(jìn)行模態(tài)分析的過程中，最關(guān)心的是轉(zhuǎn)子的低階頻率［8］。輪盤的前六階模態(tài)振型如圖6所示，對應(yīng)的固有頻率如表2所示。

由圖6中可以看出，葉輪的一階、二階振型皆為一節(jié)徑、切向彎曲振動，最大變形位于葉片尾緣與輪蓋聯(lián)接處附近，一階與二階振型方向互相垂直；三階振型為零節(jié)徑、環(huán)形振動，最大變形位于前后輪盤邊緣，呈鋸齒形；四階振型為零節(jié)徑、環(huán)

圖6 輪盤前6階振型Fig.6 First six modes of vibration of the impeller

表2 前6階振型固有頻率及振動特性Table2 Inherent frequencies and vibration characteristics in first six modes of vibration

形振動，最大變形位于前后輪盤邊緣。前四階振型變形量均呈向著輪盤中心的方向逐漸減小的趨勢。

由圖6中還可見，五階、六階振型為二節(jié)徑、環(huán)形振動，最大變形位于前后輪盤邊緣，變形量雖然有著向輪盤中心的方向依次變小的趨勢，但節(jié)徑處變形量最小。

風(fēng)機(jī)葉輪轉(zhuǎn)速為1489r／min，計(jì)算得到葉輪的激振頻率fg＝30.82Hz。工程上葉輪的固有頻率須避開fg±15%的范圍才能避免引起共振［9］。由表2可知，葉輪的一、二、四、五、六階固有頻率均遠(yuǎn)離激振頻率，滿足要求，而第三階固有頻率為27.25Hz，不滿足要求，表明該葉輪裂紋的產(chǎn)生是由葉輪在固有轉(zhuǎn)速下的共振造成的。

3.4 解決方案

為了避免由于葉輪共振產(chǎn)生的裂紋，轉(zhuǎn)子固有頻率必須遠(yuǎn)離其共振頻率。本研究通過改變轉(zhuǎn)子部分的厚度來提高其固有頻率，這有利于減小風(fēng)機(jī)的振動。

原風(fēng)機(jī)輪盤面已有加強(qiáng)圈，在葉片焊縫處焊接質(zhì)量達(dá)到生產(chǎn)指標(biāo)的前提下，將轉(zhuǎn)子前盤加厚2mm。對加厚后輪盤進(jìn)行模態(tài)分析，得到其前六階模態(tài)振型固有頻率如表3所示。由表3中可見，加厚后葉輪的三階頻率為24.2Hz，避開了30.82±15%Hz的共振頻率范圍。改造后的設(shè)備現(xiàn)場運(yùn)行情況良好，輪盤面未產(chǎn)生裂紋，表明該方案具有可行性。

表3 前盤加厚后風(fēng)機(jī)前6階振型固有頻率（單位：Hz）Table3 Inherent frequencies of first six modes of vibration for the fan with thickened front disc

4 結(jié)語

本文對某廠轉(zhuǎn)爐煤氣風(fēng)機(jī)發(fā)生裂紋故障的葉輪部位采用有限元法分析方法進(jìn)行靜態(tài)分析，結(jié)果表明該葉輪強(qiáng)度滿足要求，而通過模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)葉輪在固有轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生共振才是葉輪裂紋產(chǎn)生的原因。提出增加葉輪前盤厚度的解決方案，經(jīng)現(xiàn)場使用表明，該方案有效避免了風(fēng)機(jī)葉輪裂紋的產(chǎn)生。

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