屈小章 ,韓 旭 ,張德權(quán) ,陽吉初
(1. 湖南大學(xué) 汽車車身先進設(shè)計制造國家重點實驗室, 湖南 長沙 410082;2. 株洲聯(lián)誠集團有限責(zé)任公司, 湖南 株洲 412001)
通風(fēng)冷卻系統(tǒng)主要應(yīng)用于高速列車的牽引電機、主變柜和輔變柜等設(shè)備的冷卻,是軌道裝備的主要零部件之一,對其安全可靠性具有較高的要求。由于高速列車系統(tǒng)運行環(huán)境復(fù)雜,當(dāng)動葉輪工作時,葉片上承受著周期性變化的激振力,其主要包括外界激振力、機械激振力、氣體尾流激振力和葉輪旋轉(zhuǎn)失速造成的激振力等。當(dāng)激振頻率與葉輪固有頻率相等或相近時,就會產(chǎn)生共振現(xiàn)象。共振時葉輪的振幅會急劇增大,其應(yīng)力也相應(yīng)增大,如長時間工作會因疲勞而損壞,從而影響高速列車組系統(tǒng)的正常工作,因此動力性能對葉輪結(jié)構(gòu)的安全可靠性具有很大影響。
目前國內(nèi)外對風(fēng)機葉輪動力性能的研究有了一定的基礎(chǔ),采用最多的是利用有限元技術(shù)對葉輪進行流固耦合分析,得出氣動力對葉輪結(jié)構(gòu)的動力影響,在考慮流固耦合作用后,風(fēng)機葉輪的氣動性能與振動特性均有較為明顯的變化[1-4]。文獻[5]對燃?xì)廨啓C葉輪進行了流固耦合分析,研究了低周疲勞和高周疲勞相互作用對葉輪氣動性能和結(jié)構(gòu)性能的影響。文獻[6]利用單向耦合方法預(yù)測了離心壓縮機葉輪的變形情況。文獻[7]對混流式水輪機進行了CFD 和結(jié)構(gòu)應(yīng)力場流固耦合計算,發(fā)現(xiàn)在大部分工況下葉輪葉片最大靜應(yīng)力與水輪機功率呈線性關(guān)系。文獻[8,9]基于流固弱耦合方法對大型軸流風(fēng)機葉片的氣動彈性進行數(shù)值模擬,分析了葉片氣動彈性在風(fēng)機運行安全性預(yù)估中的重要性。文獻[10]對電站動葉可調(diào)式軸流風(fēng)機葉輪進行了動力特性研究,獲得葉輪的等效應(yīng)力、總變形分布情況及振動特性,并對葉輪運行安全性進行了預(yù)估。文獻[11]對大型雙吸離心泵葉輪進行了動應(yīng)力特性分析,采用瞬態(tài)結(jié)構(gòu)動力學(xué)對葉輪進行了動應(yīng)力分布分析,特別對葉片根部的動應(yīng)力分布和時域、頻域特征進行了研究。文獻[12]采用數(shù)值分析方法對離心風(fēng)機葉輪進行了流固耦合研究,分別對葉輪結(jié)構(gòu)的強度、模態(tài)和振動特性進行了計算。
以上分析均沒有考慮結(jié)構(gòu)動力響應(yīng)的影響,且缺少相關(guān)的實驗進行驗證。目前,葉輪動力特性技術(shù)的研究主要在風(fēng)力發(fā)電機、壓縮機、汽輪機、機翼[13,14]、離心風(fēng)機[12]及電站風(fēng)機[10]等方面,對軌道機車通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪的研究相對較少。本文以某高速列車的通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪結(jié)構(gòu)為研究對象,從葉輪動應(yīng)力產(chǎn)生的原因出發(fā),采用流固耦合計算方法,并引入結(jié)構(gòu)動力響應(yīng)分析,對高速列車通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪進行靜動應(yīng)力計算和結(jié)構(gòu)響應(yīng)分析。分析葉輪結(jié)構(gòu)響應(yīng)和氣動激振力的共振問題,并與滑環(huán)引電器技術(shù)建立的實驗結(jié)果進行比較。旨在為軌道機車和高速列車通風(fēng)冷卻系統(tǒng)動葉輪的靜動應(yīng)力和結(jié)構(gòu)響應(yīng)分析提供參考,在風(fēng)機葉片動力特性的工程設(shè)計中也具有重要意義。
高速列車通風(fēng)冷卻系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示,1為風(fēng)筒,2為驅(qū)動電機,R為動葉輪,S為后導(dǎo)葉。
圖1 通風(fēng)冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖
風(fēng)機的流量為4.7 m3/s,葉輪轉(zhuǎn)速為2 920 r/min,動葉數(shù)為12,后導(dǎo)葉數(shù)為18,輪轂比為0.75。采用三維軟件Solidworks建模,采用分析平臺軟件Turbo Grid對網(wǎng)格處理后導(dǎo)入流體利用分析軟件Fluent進行流場分析,多場耦合分析在Workbench平臺下完成。
采用適應(yīng)性強的四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格對其進行離散化,離散后整個流體域的網(wǎng)格數(shù)為2 492 146。在流體計算中,湍流模型采用Realizablek-ε模型,該模型在流動域計算應(yīng)用比較廣泛,主要特點是精確預(yù)測平板和圓柱射流的傳播和對包括旋轉(zhuǎn)、有大反壓力梯度的邊界層、分離、回流等現(xiàn)象有更好的預(yù)測結(jié)果,其湍動能及耗散率輸運方程[15]為
( 1 )
( 2 )
式中:C1=max[0.43,η/(η+5)],η=SK/ε;Gk為平均速度梯度的湍動能;Gb為浮力影響引起的湍動能;YM為可壓縮湍流脈動對總膨脹率的影響;C2和C1ε為常數(shù),C2=1.9,C1ε=1.44;σk和σε分別為湍動能和耗散率的湍流普朗特數(shù),σk=1.0,σε=1.2。
邊界條件設(shè)置如圖1所示,動葉輪端R為質(zhì)量入口,設(shè)置為5.757 5 kg/m3,后導(dǎo)葉端S為壓力出口,設(shè)置自由出流,動葉輪流體域轉(zhuǎn)速設(shè)置為額定工作轉(zhuǎn)速或分析時所要求的轉(zhuǎn)速,動葉輪設(shè)置為旋轉(zhuǎn)Wall。風(fēng)機各部分交界面之間采用Interface連接。采用壓力基耦合求解器(PBCS) ,其適用于大多數(shù)單相流,比分離求解器性能更好。
由于葉輪的葉片為短粗形,氣壓對其變形很小,且采用不可壓縮流體仿真,其特征馬赫數(shù)遠(yuǎn)小于1,葉輪振動對流場的影響可以忽略不計[16],所以采用單向非定常流動耦合分析方法。
葉輪在工作過程中主要承受靜力、動力和振動等載荷的作用。靜應(yīng)力主要由葉輪旋轉(zhuǎn)時的離心力和軌道不平順沖擊載荷產(chǎn)生,采用結(jié)構(gòu)有限元進行分析。某高速列車通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪的葉片和輪轂材料為ZL101,輪芯材料為HT250,均屬線彈性材料。葉輪結(jié)構(gòu)應(yīng)力的初始構(gòu)型平衡方程[17]為
( 3 )
式中:ρS為葉輪的密度;FS=T+▽uS為變形梯度的張量;J為FS所對應(yīng)的行列式;uS為葉輪結(jié)構(gòu)的位移矢量;σS為Cauchy的應(yīng)力張量。
葉輪結(jié)構(gòu)的應(yīng)力張量表達(dá)式為
( 4 )
式中:E為Green應(yīng)變張量;λS、us為拉梅常數(shù)。
動應(yīng)力主要由氣壓和軌道不平順振動作用而產(chǎn)生。對于不可壓縮的流體,葉片在拉格朗日-歐拉坐標(biāo)下的連續(xù)和運動方程[17]分別為
( 5 )
( 6 )
式中:V、S分別為葉片在流體中的體積和表面積;vf、vg分別為流體和葉片運動的速度;ρf為流體的密度;n為葉片表面S的法向量;g為重力場加速度;σf為應(yīng)力張量。
葉片表面的應(yīng)力張量σf可以表示為
( 7 )
式中:μf為動力學(xué)黏度;p為流體壓力;I為單位張量。
圖2 通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪結(jié)構(gòu)網(wǎng)格模型
名稱密度/(kg·m-3)彈性模量泊松比抗拉強度/MPaZL10127706.8×10100.33160HT25072002.05×10110.31250
對于有限元網(wǎng)格密度的確定,根據(jù)不同數(shù)量網(wǎng)格節(jié)點葉輪結(jié)構(gòu)應(yīng)力值變化趨勢,確定網(wǎng)格劃分的密度,表2列出葉輪結(jié)構(gòu)在不同網(wǎng)格密度下最大應(yīng)力值及比較,均考慮額定載荷離心力的分析結(jié)果。其中方案1和方案3是均勻網(wǎng)格,方案2和方案4是方案1和方案3基礎(chǔ)上的重點細(xì)化網(wǎng)格,方案5是整體結(jié)構(gòu)細(xì)化網(wǎng)格。
表2 葉輪不同網(wǎng)格密度下最大應(yīng)力值比較
根據(jù)上述分析,方案5為誤差最小方案,但計算時間遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出其他方案。綜合考慮效率和精度的問題,選擇方案4作為結(jié)構(gòu)分析的有限元網(wǎng)格模型,如圖2所示,其參數(shù)設(shè)定整體單元大小為4 mm,并細(xì)化葉輪根部的應(yīng)力集中重點區(qū)域,離散后網(wǎng)格單元數(shù)量為362 231,節(jié)點數(shù)量為596 331。
高速列車組產(chǎn)生的振動沖擊依據(jù)文獻[18]中的B級車體安裝,表3給出了葉輪沖擊載荷的幾種極限組合方式,不考慮重力加速度,(x)為高速列車組的垂向,(y)為高速列車組橫向,(z)為高速列車組行駛的縱向。
表3 葉輪沖擊載荷組合
考慮氣動作用的葉輪結(jié)構(gòu)系統(tǒng)動力學(xué)方程為
( 8 )
葉輪的質(zhì)心氣動載荷Fat可由葉片表面的幾何形狀、振動狀態(tài)和氣動載荷,并結(jié)合流場方程和系統(tǒng)動力學(xué)方程得到,其表達(dá)式為
實施拓展性課程為了什么?這是首先要弄明白的問題,否則我們走了很遠(yuǎn),卻不知道要走向哪里,走著走著就會忘記出發(fā)的目的。拓展性課程就是為了學(xué)生的個性發(fā)展。那么,學(xué)生學(xué)一門自己喜歡的拓展課就是發(fā)展個性了嗎?個性發(fā)展最核心的內(nèi)容是什么?如果沒有清楚課程開設(shè)的目的,學(xué)校拓展性課程開發(fā)就會成為“教師有什么就開什么”。
( 9 )
式中:Fx、Fy、Fz分別為橫向、縱向、垂向的氣動力;Mx、My為葉片的彎矩;Mz為扭矩。
圖3為通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪在額定工作轉(zhuǎn)速50 Hz下的流場氣壓分布圖,圖3(a)為葉片吸力面分布,其氣壓分布很不均勻,變化范圍很大,且主要是正壓,最大壓力在吸力面迎面尖部為2 849 Pa。圖3(b)為葉片卸力面分布,主要呈現(xiàn)負(fù)壓,最大負(fù)壓-8 330 Pa,在卸力面迎面尖部,同時也產(chǎn)生了相當(dāng)一部分正壓,主要在卸力面尾部,從分布圖分析,卸力面氣壓分布很不均勻,變化范圍大,因此葉片表面的壓力分布非常復(fù)雜。采用全模型分析可以得出復(fù)雜的流場分布,符合實際工況。
(a)吸力面壓力分布
(b)卸力面壓力分布圖3 50 Hz葉輪氣壓分布圖
為了進一步分析流場壓力動力特性,我們分析45~55 Hz葉輪流場壓力情況。圖4和圖5為通風(fēng)冷卻系統(tǒng)在45 Hz和55 Hz驅(qū)動電機轉(zhuǎn)速工作下的吸力面靜壓分布圖,其對應(yīng)的葉輪轉(zhuǎn)速分別為2 628 r/min和3 212 r/min,從圖中可以分析出,在45 Hz轉(zhuǎn)速下的吸力面最大正壓為2 313 Pa,卸力面最大負(fù)壓為6 744 Pa,在55 Hz轉(zhuǎn)速下的吸力面最大正壓為3 444 Pa,卸力面最大負(fù)壓為10 530 Pa,出現(xiàn)的位置和50 Hz工作轉(zhuǎn)速下相同。
圖4 45 Hz葉輪吸力面靜壓分布圖
圖5 55 Hz葉輪吸力面靜壓分布圖
葉輪結(jié)構(gòu)力學(xué)性能主要由靜力和交變動力組成,靜力主要由離心力和重力組成,動力主要由氣動激振力和振動沖擊載荷等組成。圖6給出了50 Hz工作轉(zhuǎn)速不同載荷下葉輪結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力分布圖。僅考慮氣動力和振動沖擊載荷的影響時,葉輪最大等效應(yīng)力值僅為5.61 MPa,出現(xiàn)在葉輪結(jié)構(gòu)輪盤靠近輪芯的區(qū)域,葉片處的最大應(yīng)力為3.70 MPa。考慮氣動力、離心力和振動沖擊載荷綜合影響時,等效應(yīng)力最大值為62.90 MPa,位于葉片進氣端根部。吸力面前緣靠近葉根處存在一個較大范圍的低應(yīng)力區(qū),這是因為氣流靜壓力的方向是垂直于葉片表面的,而離心力的方向是沿葉輪徑向的,二者相互垂直,導(dǎo)致葉片表面應(yīng)力分布有很大變化。
同理得到45 Hz轉(zhuǎn)速不同載荷下葉輪結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力,僅考慮氣動力振動沖擊載荷的影響時,葉輪最大等效應(yīng)力值為5.02 MPa,與50 Hz工作轉(zhuǎn)速出現(xiàn)分布區(qū)域一致,葉片處的最大應(yīng)力為3.30 MPa。考慮氣動力、離心力和振動沖擊載荷綜合影響時,等效應(yīng)力最大值為50.88 MPa,在55 Hz轉(zhuǎn)速不同載荷下,葉輪結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力僅考慮氣動力和振動沖擊載荷的影響時,葉輪最大等效應(yīng)力值為6.40 MPa,葉片處的最大應(yīng)力為4.21 MPa??紤]氣動力、離心力和振動沖擊載荷綜合影響時,等效應(yīng)力最大值為76.16 MPa。
(a)僅加氣動力和振動沖擊葉輪
(b)僅加氣動力和振動沖擊葉片
(c)加氣動力、離心力和和振動沖擊葉輪圖6 50 Hz工作轉(zhuǎn)速葉輪等效應(yīng)力云圖
圖7給出了通風(fēng)冷卻系統(tǒng)45~55 Hz轉(zhuǎn)速變化葉輪,在氣動力和振動沖擊載荷作用下葉片的最大應(yīng)力以及考慮離心力、氣動力及振動沖擊載荷綜合影響時葉輪的最大應(yīng)力變化曲線。從圖7可知,在葉輪轉(zhuǎn)速變化時,氣動力對葉輪和葉片最大的動應(yīng)力變化很小,葉輪為1.38 MPa,葉片為0.91 MPa。由于離心力的變化與轉(zhuǎn)速的二次方成正比,因此受離心力、氣動力和振動沖擊載荷綜合影響的葉輪最大應(yīng)力變化較大,變化量為25.28 MPa。
圖7 葉輪45~55 Hz轉(zhuǎn)速不同載荷最大應(yīng)力變化曲線
通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪除了承受靜力外,還受到因氣流不均勻產(chǎn)生的激振力作用。該力是由結(jié)構(gòu)因素、制造和安裝誤差及工況變化等原因引起的。對旋轉(zhuǎn)的葉輪來說,激振力對葉輪的作用是周期性的,導(dǎo)致葉輪振動,所以葉輪是在振動狀態(tài)下工作的。當(dāng)葉輪的自振頻率等于脈沖激振力頻率或為其整數(shù)倍時,葉輪發(fā)生共振,振幅增大,并產(chǎn)生較大的交變動應(yīng)力。為保證葉輪安全工作,必須研究激振力和葉輪振動特性,以及葉輪在動力作用下的承載能力等問題,這些屬于葉輪動強度范疇。采用流固耦合模態(tài)分析法計算出葉輪結(jié)構(gòu)的模態(tài)振型,然后用諧響應(yīng)分析方法對其進行動應(yīng)力分析,并計算葉輪結(jié)構(gòu)無阻尼的動應(yīng)力和振動加速度響應(yīng)值。圖8給出了葉片結(jié)構(gòu)頻率變化最大動應(yīng)力響應(yīng)變化曲線。
圖8 葉片最大動應(yīng)力響應(yīng)變化曲線
通過分析,葉片結(jié)構(gòu)在頻率5~3 000 Hz范圍內(nèi),共產(chǎn)生了5次動應(yīng)力響應(yīng)較大的值,第一次頻率364.4 Hz,應(yīng)力值28.55 MPa,第二次頻率633.95 Hz,應(yīng)力值53.935 MPa,第三次頻率1 412.7 Hz,應(yīng)力值233.51 MPa,第四次頻率2 550.7 Hz,應(yīng)力值198.44 MPa,第五次頻率2 850.2 Hz,應(yīng)力值25.873 MPa。葉輪在旋轉(zhuǎn)過程中受到氣動激振,葉片在x、y和z方向發(fā)生變形,x和y是葉輪的徑向方向,z是葉輪的軸向方向,由于x和y的徑向位移基本相同,圖9給出了葉輪葉片動應(yīng)力響應(yīng)的x和z方向位移,從圖9可以看出,葉片的軸向位移比徑向位移要大很多,徑向方向位移較小,葉片的受力位移主要是軸向方向,因此結(jié)構(gòu)設(shè)計時要充分考慮力的方向性。
任何材料和結(jié)構(gòu)都有自身的阻尼,由于阻尼的存在,導(dǎo)致結(jié)構(gòu)共振時變形和應(yīng)力相對于無阻尼要小,但并不是有了阻尼,共振響應(yīng)對結(jié)構(gòu)沒有影響。由于葉輪是高速旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu),其動應(yīng)力循環(huán)周期非常短,高周疲勞對葉輪壽命有很大的影響。除了葉輪結(jié)構(gòu)共振響應(yīng)外,葉輪本身阻尼的大小對其壽命也有較大的影響,圖10給出了葉輪葉片在不同阻尼下軸向z方向的振動速度響應(yīng)。
圖9 葉片徑向x和軸向z方向位移
圖10 不同阻尼葉片軸向振動速度
通過分析,在無阻尼和阻尼比為0.01時,葉片的振動頻率是一樣的,振動速度幅值阻尼比為0.01要比無阻尼要小,當(dāng)阻尼比達(dá)到0.03時,不但振動速度幅值要小很多,振動頻率也有所改變,如在394.68 Hz葉輪葉片出現(xiàn)了振動速度幅值最大值901.48 mm/s。由于葉輪采用鑄鋁鑄造而成,材質(zhì)相對較軟和疏松,阻尼具有不確定性,因此分析結(jié)構(gòu)有可能存在的阻尼振動頻率具有較大意義。
通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪在旋轉(zhuǎn)工作過程中,氣流作用頻率分為低頻率和高頻率激振力兩大類[19]。
低頻率激振力的計算公式為
f=kn/60
(10)
高頻率激振力的計算公式為
f=knzi/60
(11)
式中:f為氣動激振力頻率,Hz;k為頻率倍數(shù),k=1,2,3,…,6;n為動葉輪轉(zhuǎn)速,r/min;zi為后導(dǎo)靜葉數(shù)。
通過分析氣流作用,低頻率激振有48.67、97.33、146、194.67、243.33、292 Hz;高頻率激振有876、1 752、2 628、3 504、4 380、5 256 Hz。由于葉輪工作轉(zhuǎn)速較低,太高頻率的氣動激振力對葉輪結(jié)構(gòu)影響較小,因此不考慮3 000 Hz以上的共振問題。通過數(shù)值探針監(jiān)測葉片前某一點的靜壓,得出如圖11所示的壓力變化曲線和頻譜圖。
通過圖11可以分析出,氣動激振的功率譜密度主要是在基頻,其中在低頻率激振的基頻最大。倍頻的功率譜密度要小很多,且倍頻數(shù)越大功率譜密度越小。流體仿真的葉輪靜壓激振頻率值和上述計算的結(jié)果具有一致性。在以上的頻率范圍內(nèi)沒有產(chǎn)生氣動葉輪共振,且偏離共振頻率較大,因此葉輪結(jié)構(gòu)動應(yīng)力為氣動載荷。雖然此葉輪結(jié)構(gòu)不產(chǎn)生氣動葉輪共振問題,但是不能說結(jié)構(gòu)的動力響應(yīng)問題沒有意義,在葉輪結(jié)構(gòu)設(shè)計中,由于結(jié)構(gòu)多異性,經(jīng)常產(chǎn)生氣動結(jié)構(gòu)共振,一旦產(chǎn)生共振,將產(chǎn)生較大的激振力和交變動應(yīng)力,嚴(yán)重影響結(jié)構(gòu)的疲勞壽命。
(a)靜壓變化曲線
(b)頻譜圖圖11 葉片前監(jiān)視點處靜壓變化曲線及頻譜圖
由于通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪旋轉(zhuǎn)工作時受靜力和交變動力的作用,因此平均應(yīng)力的影響在疲勞強度分析評價中不能被忽略。采用經(jīng)典的Goodman等壽命曲線進行葉輪疲勞強度的評估[20],圖12給出了通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪材料和零件等壽命Goodman曲線,考慮企業(yè)實際材料工藝情況, ZL101材料的抗拉強度和疲勞強度值分別取σb=160 MPa,σ-1=71.6 MPa,材料制成產(chǎn)品后,考慮尺寸、加工、處理等因素后取0.7系數(shù),所得零件的抗拉強度和疲勞強度值為σb=112 MPa,σ-1=50.1 MPa。
通過上述靜動應(yīng)力和動力響應(yīng)分析,葉輪結(jié)構(gòu)在50 Hz額定頻率工作時的最大平均靜應(yīng)力為62.9 MPa,最大交變動應(yīng)力為3.70 MPa。通過圖12定量分析,葉輪結(jié)構(gòu)具有較大的安全裕度,在平均靜應(yīng)力為62.9 MPa時,允許的最大交變動應(yīng)力為22 MPa;在最大交變動應(yīng)力為3.7 MPa時,所允許的最大靜應(yīng)力可達(dá)103.7 MPa。
圖12 葉輪材料、零件及受力等壽命Goodman曲線
為了驗證動葉輪結(jié)構(gòu)力學(xué)性能能夠滿足實際工程應(yīng)用的要求,對葉輪結(jié)構(gòu)進行動、靜應(yīng)力測試實驗,分析其實際工作狀態(tài)下的力學(xué)性能和計算分析結(jié)果是否一致。實驗平臺及設(shè)備系統(tǒng)包括:通風(fēng)冷卻系統(tǒng)及滑環(huán)引電器工藝工裝系統(tǒng)、應(yīng)變適配器、多功能靜態(tài)應(yīng)變測試系統(tǒng)、計算機及軟件系統(tǒng)等。實驗原理和實驗現(xiàn)場如圖13、圖14所示。
圖13 風(fēng)機葉輪動靜態(tài)應(yīng)變實驗原理圖
圖14 風(fēng)機葉輪動靜態(tài)應(yīng)變實驗現(xiàn)場
動、靜應(yīng)力和應(yīng)變測試是在正常工作情況下測量結(jié)構(gòu)表面上不同測點位置的應(yīng)力和應(yīng)變值,其本質(zhì)是測量應(yīng)變,通過AVD測量軟件可實時得到應(yīng)力值?;h(huán)引電器為此實驗方案的核心部件,旋轉(zhuǎn)件上傳感器信號的測量方法有多種,但只有滑環(huán)引電器才能得到最準(zhǔn)確、全面的傳感器信號,因此對于風(fēng)機等旋轉(zhuǎn)機械的動靜態(tài)應(yīng)變測試,需要滑環(huán)引電裝置將信號引出來進行測試。工程測試中常用電刷式引電裝置 ,電刷式工作性能較好,可用于較高轉(zhuǎn)速下的動應(yīng)變測量。為了保證電刷與滑環(huán)接觸良好,減少接觸電阻,在每條滑道上應(yīng)對稱配置多個并接在一起的電刷,并且使各電刷用彈簧壓緊滑道,其壓緊力應(yīng)適當(dāng)。
確定測點位置,通常應(yīng)變應(yīng)選擇應(yīng)力較大或易破損等位置進行測量。本文采用有限元方法計算葉輪結(jié)構(gòu)受力狀態(tài),風(fēng)機葉輪結(jié)構(gòu)測量點如圖15所示,1~19號為葉片應(yīng)變測量點,1~15號為吸力面測量點,16~19號為卸力面測量點,1、4和7號為靜態(tài)應(yīng)變測量,其余均為動態(tài)應(yīng)變測量。
圖15 葉輪結(jié)構(gòu)實驗主要測量點
通過上述實驗,得出通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪結(jié)構(gòu)不同頻率轉(zhuǎn)速下的靜、動應(yīng)力實驗結(jié)果,見表4。
表4 通風(fēng)冷卻系統(tǒng)葉輪靜、動應(yīng)力實驗結(jié)果
從表4可以看出,1、4、7號葉片在不同頻率轉(zhuǎn)速下的實驗最大靜應(yīng)力基本相似,其中4號葉片各頻率轉(zhuǎn)速最大靜應(yīng)力值略大,且隨著頻率轉(zhuǎn)速的增大,最大靜應(yīng)力也不斷增大。最大動應(yīng)力實驗值相對靜應(yīng)力小很多,且隨著轉(zhuǎn)速頻率的增大,動應(yīng)力值變化很小,說明此葉片結(jié)構(gòu)抗振動能力較強。在50Hz額定工作轉(zhuǎn)速下,葉片最大靜應(yīng)力實驗值為68.1MPa,最大動應(yīng)力值為3.5MPa。圖16給出了理論計算結(jié)果與實驗結(jié)果的比較。
圖16 葉輪靜動應(yīng)力實驗和計算對比
在圖16中,縱坐標(biāo)表示不同工作頻率下葉片的最大靜動應(yīng)力值。從圖16可以分析出,靜態(tài)理論計算結(jié)果和靜應(yīng)力實驗結(jié)果在各頻率轉(zhuǎn)速下最大值具有一定的差距,最大值相差3.9 MPa,在工作頻率50 Hz轉(zhuǎn)速中的最大靜應(yīng)力差值為3.2 MPa。動應(yīng)力最大值相差為0.7 MPa,在工作頻率50 Hz轉(zhuǎn)速的最大動應(yīng)力差值為0.2 MPa。因此動應(yīng)力具有較好的精度,但靜應(yīng)力存在一定的誤差,其原因為:
(1)在靜態(tài)分析時,沒有考慮葉輪偏心的問題;
(2)葉輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計和制造存在不一致性;
(3)材料實際屬性和分析設(shè)置的不一致;
(4)實驗測試點和分析點不一致;
(5)測量信號和有限元網(wǎng)格劃分存在誤差;
(6)實際和分析載荷存在差異。
綜上分析,理論和實驗的差異必然存在,但不能過大。根據(jù)上述理論分析和實驗的比較結(jié)果,符合精度要求,可滿足工程應(yīng)用。
本文采用流固耦合計算方法,結(jié)合氣動與結(jié)構(gòu)動力響應(yīng)分析,對高速列車通風(fēng)冷卻系統(tǒng)動葉輪進行靜動應(yīng)力計算,并對計算結(jié)果進行實驗驗證,得出以下結(jié)論:
(1)對不同頻率轉(zhuǎn)速葉輪的流固耦合進行計算,葉輪在額定工作轉(zhuǎn)速50 Hz下的最大靜應(yīng)力為62.90 MPa,最大動應(yīng)力為5.61 MPa,葉片最大動應(yīng)力為3.7 MPa。在45~55 Hz轉(zhuǎn)速下,葉輪的最大靜應(yīng)力與轉(zhuǎn)速的二次方成正比,動應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化很小,僅有1.38 MPa,葉片僅有0.91 MPa。
(2)通過結(jié)構(gòu)動力響應(yīng)分析,葉輪在5~3 000 Hz范圍內(nèi),具有5次動應(yīng)力響應(yīng)較大值。詳細(xì)分析了無阻尼時產(chǎn)生的應(yīng)力值和結(jié)構(gòu)動力響應(yīng)時葉片振動位移的方向性,為葉輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供力學(xué)參考。考慮不同阻尼下葉輪動力響應(yīng)問題,得出了阻尼越大,葉片振動速度幅值越小,當(dāng)阻尼比達(dá)到0.03時,葉片振動速度幅值很小,但新增了振動響應(yīng)頻率。因此葉輪設(shè)計時應(yīng)盡量考慮增加阻尼,以減小葉輪的振幅,但也要考慮阻尼增大時新增的振動響應(yīng)頻率是否產(chǎn)生新的氣動共振。
(3)將葉輪結(jié)構(gòu)動力響應(yīng)分析結(jié)果與氣動激振響應(yīng)頻率進行對比,此葉輪結(jié)構(gòu)不產(chǎn)生氣動共振,因此其動應(yīng)力主要是由氣動力產(chǎn)生的。采用Goodman等壽命曲線對葉輪疲勞進行評價,得出在額定工作轉(zhuǎn)速時,葉輪結(jié)構(gòu)具有一定的安全裕度,結(jié)構(gòu)設(shè)計滿足工程應(yīng)用要求。
(4)采用滑環(huán)引電器技術(shù),建立實驗方案,并與計算結(jié)果進行比較。實驗時主要測試葉輪葉片的葉根處,在不同頻率工作轉(zhuǎn)速下,最大靜應(yīng)力和動應(yīng)力在誤差允許的范圍內(nèi)具有一致性,因此考慮結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)下的葉輪流固耦合動應(yīng)力計算方法,在實際工程應(yīng)用中具有一定的參考價值。
參考文獻:
[1]LEE Y J,JHAN Y T,CHUNG C H.Fluid-structure Interaction of FRP Wind Turbine Blades under Aerodynamic Effect[J]. Composites:Part B,2012,43(5):2 180-2 191.
[2]OTERO A D,PONTA F L.Structural Analysis of Wind-turbine Blades by a Generalized Timoshenko Beam Model[J].Journal of Solar Energy Engineering,2010,132(1):11-15.
[3]KIM D H,KIM Y H.Performance Prediction of a 5 MW Wind Turbineblade Considering Aeroelastic Effect[J]. Proceedings of World Academy of Science,Engineering and Technology,2011(81):771-775.
[4]胡丹梅,張志超,孫凱,等.風(fēng)力機葉片流固耦合計算分析[J].中國電機工程學(xué)報,2013,33(17):98-104.
HU Danmei, ZHANG Zhichao, SUN Kai, et al. Computational Analysis of Wind Turbine Blades Based on Fluid-structure Interaction[J].Proceedings of the CSEE, 2013,33(17):98-104.
[5]DHOPADE P,NEELY A J,YOUNG J.Fluid-structure Interaction of Gas Turbine Blade[C]//17th Australasian Fluid Mechanics Conference. Auckland,New Zealand:2010.
[6]LERCHE A,MOORE J J,F(xiàn)ENG Y S. Computational Modeling and Validation Testing of Dynamic Blade Stress in a Rotating Centrifugal Compressor Using a Time Domain Coupled Fluid-structure Computational Model[C]// Proceedings of ASME Turbo Expo, 2010.
[7]肖若富,王正偉. 基于流固耦合的混流式水輪機轉(zhuǎn)輪靜應(yīng)力特性分析[J]. 水力發(fā)電學(xué)報, 2007, 26(3):14-16.
XIAO Ruofu,WANG Zhengwei. Stress Analysis of Francis Turbine Runners Based on FSI[J].Journal of Hroelectric Engineering,2007,26(3):14-16.
[8]毛軍,楊立國,郗艷紅.大型軸流風(fēng)機葉片的氣動彈性數(shù)值分析研究[J].機械工程學(xué)報,2009,45(11):133-139.
MAO Jun,YANG Liguo,XI Yanhong.Numeric Analysis of on the Pneumatic Elasticity of Large Axial-flow Fan Blade[J].Journal of Mechanical Engineering,2009,45(11):133-139.
[9]毛軍,薛琳,王丹,等.關(guān)于地鐵軸流風(fēng)機葉片發(fā)生斷裂和出現(xiàn)裂紋的分析[J].中國安全科學(xué)學(xué)報,2003, 14(5):75-80.
MAO Jun,XUE Lin,WANG Dan,et al.Analysis of the Rupture and Flaw Happened to Vanes of Axial Fans in Subway[J].China Safety Science Journal,2003,14(5):75-80.
[10]張磊,郎進花,梁守方,等. 電站動葉可調(diào)式軸流風(fēng)機葉輪動力特性研究[J]. 中國電機工程學(xué)報,2014,34(24):4 118-4 128.
ZHANG Lei, LANG Jinhua, LIANG Shoufang, et al. Dynamic Characteristic Study on Variable Pitch Axial Fan Impeller of the Power Plant[J]. Proceedings of the CSEE,2014,34(24):4 118-4 128.
[11]高江永,王福軍,瞿麗霞,等. 大型雙吸離心泵葉輪動應(yīng)力特性[J]. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報,2012,43(1):42-52.
GAO Jiangyong,WANG Fujun,QU Lixia,et al. Dynamic Stress of Large Double-suction Centrifugal Pump Impeller[J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2012,43(1):42-52.
[12]吳正人,王松嶺, 等. 基于流固耦合的離心風(fēng)機葉輪動力特性分析[J]. 動力工程學(xué)報, 2013, 33(1): 53-60.
WU Zhengren, WANG Songling, et al. Dynamic Characteristic Analysis on Impeller of Centrifugal Fan Based on Fluid-solid Coupling[J]. Journal of Chinese Society of Power Engineering, 2013, 33(1): 53-60.
[13]楊佑續(xù),吳志剛,楊超.飛翼結(jié)構(gòu)構(gòu)型氣動彈性優(yōu)化設(shè)計方法[J].航空學(xué)報,2013,34(12):2748-2756.
YANG Youxu,WU Zhigang,YANG Chao.An Aeroelastic Optimization Design Approach for Structural Configuration of Flying Wings[J].Acta Aeronauticaet Astronautica Sinica,2013,34(12):2478-2756.
[14]賈歡,孫秦,劉杰.基于修正面元法的機翼靜氣動彈性計算[J].計算物理,2014,31(1):21-26.
JIA Huan,SUN Qin,LIU Jie.A Corrected Panel Method for Static Aeroelasticity[J].Chinese Journal of Computational Physics,2014,31(1):21-26.
[15]ZHANG Q,TOSHIAKI H. Studies of the Strong Coupling and Weak Coupling Methods in FSI Analysis[J]. International Journal for Numerical Methods in Engineering,2004,60(12): 2 013-2 029.
[16]JIANG Y Y, YOSHIMURA S, IMAI R, et al. Quantitative Evaluation of Flow-induced Structural Vibration and Noise in Turbo Machinery by Full-scale Weakly Coupled Simulation [J]. Journal of Fluids and Structures,2007,23(4):531-544.
[17]HU S L, LU C J, HE Y S. Numerical Anlysis of Fluid-structual Interaction Vibration for Plate[J]. Journal of Shanghai Jiaotong University,2013,47(10):1 487-1 493.
[18]IEC. IEC 61373-2010 Railway Applications-Rolling Stock Equipment-Shock and Vibration Tests [S].2010.
[19]JIANG Y Y, et al. Quantitative Evaluation of Flow-induced Structural Vibration and Noise in Turbomachinery by Full-scale Weakly Coupled Simulateion[J].Journal of Fluids and Structures,2007, 23(4):532-544.
[20]FRANTISEK L, et al. Acoustic Fatigue of Impellers of Rotating Machinery[J]. Journal of Pressure Vessel Tech-nology,2002,124:154-160.