基于氣-固耦合的風(fēng)扇應(yīng)力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

高建紅 劉倫倫 段良坤 王俊然 付春雨

摘要：為解決某裝載機(jī)工作過(guò)程中出現(xiàn)的風(fēng)扇斷裂故障，采用氣-固耦合仿真方法，考慮風(fēng)扇葉片靜壓及風(fēng)扇作業(yè)旋轉(zhuǎn)離心力影響，對(duì)故障風(fēng)扇進(jìn)行應(yīng)力仿真計(jì)算。仿真分析結(jié)果表明，風(fēng)扇斷裂位置應(yīng)力較大是風(fēng)扇斷裂的主要原因。對(duì)風(fēng)扇結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，將輪轂厚度由0.3 mm增加至0.4 mm，并對(duì)優(yōu)化后的風(fēng)扇進(jìn)行仿真和市場(chǎng)應(yīng)用驗(yàn)證。仿真分析顯示優(yōu)化后風(fēng)扇輪轂最大應(yīng)力由204.7 MPa下降到141.5 MPa，且市場(chǎng)驗(yàn)證無(wú)故障反饋，有效解決了風(fēng)扇斷裂故障。

關(guān)鍵詞：風(fēng)扇；氣固耦合；靜壓；離心力；應(yīng)力；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

中圖分類(lèi)號(hào)：TK424.22文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A文章編號(hào)：1673-6397（2023）01-0072-04

引用格式：高建紅，劉倫倫，段良坤，等. 基于氣固耦合的風(fēng)扇應(yīng)力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化［J］.內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2023，40（1）：72-75.

GAO Jianhong，LIU Lunlun，DUAN Liangkun，et al.Stress analysis of fan and its structure optimization based on gassolid coupling［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2023，40（1）：72-75.

0引言

風(fēng)扇是發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)重要組成部件，為散熱器、中冷器、冷凝器等系統(tǒng)提供適量空氣，保證發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)、液力緩速器等的散熱需求[1-2]。發(fā)動(dòng)機(jī)通常利用帶傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)風(fēng)扇工作，柴油機(jī)型風(fēng)扇最高轉(zhuǎn)速可達(dá)2000～3500 r/min，工作過(guò)程中一旦發(fā)生風(fēng)扇斷裂故障，在較大離心力作用下，極有可能造成散熱器、風(fēng)扇罩等周邊零部件的連帶損壞，嚴(yán)重影響車(chē)輛性能及人員安全，同時(shí)產(chǎn)生高昂的維修費(fèi)用[3-4]。

某型號(hào)裝載機(jī)市場(chǎng)反饋發(fā)生多起風(fēng)扇斷裂故障，給用戶造成了較大損失。本文中結(jié)合風(fēng)扇實(shí)際作業(yè)工況，采用氣固耦合方法，通過(guò)FluentAbaqus軟件聯(lián)合仿真[5]，對(duì)故障風(fēng)扇進(jìn)行流場(chǎng)分析和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，識(shí)別風(fēng)扇應(yīng)力危險(xiǎn)區(qū)域，提出結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案，并通過(guò)仿真和市場(chǎng)應(yīng)用驗(yàn)證優(yōu)化風(fēng)扇的可靠性，有效解決了風(fēng)扇斷裂問(wèn)題。

1風(fēng)扇故障現(xiàn)象

故障風(fēng)扇為5葉不等距風(fēng)扇，葉片不等距分布可以使風(fēng)扇在通過(guò)頻率處產(chǎn)生調(diào)制現(xiàn)象，將基頻對(duì)應(yīng)的聲能量峰值對(duì)稱(chēng)分布在基頻兩側(cè)，降低風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)噪聲[6]，在工程機(jī)械領(lǐng)域應(yīng)用較為普遍。風(fēng)扇斷裂位置和斷口情況如圖1所示。由圖1可知：風(fēng)扇從小間距扇葉輪轂根部斷裂，并造成扇葉破損。

對(duì)故障風(fēng)扇進(jìn)行核查，發(fā)現(xiàn)多起故障斷裂位置接近，故障發(fā)生時(shí)間集中在裝載機(jī)作業(yè)1100～1700 h范圍內(nèi)。在故障風(fēng)扇斷口處機(jī)加工取樣，利用超聲波清洗后進(jìn)行電鏡觀察和分析，斷口微觀形貌如圖2所示。由圖2可初步判斷風(fēng)扇扇葉斷裂原因?yàn)閺澢跀嗔选?/p>

2風(fēng)扇應(yīng)力分析

2.1受力情況分析

風(fēng)扇工作時(shí)主要承受離心力載荷、葉片表面靜壓載荷和動(dòng)不平衡引起的載荷[7]，其中離心力載荷和葉片表面靜壓載荷起主要作用，在滿足設(shè)計(jì)要求（一般動(dòng)不平衡不大于30 g·cm）的情況下動(dòng)不平衡載荷對(duì)風(fēng)扇可靠性的影響可忽略不計(jì)。

2.2有限元分析模型

風(fēng)扇斷裂位置在輪轂根部，非風(fēng)扇螺栓安裝位置，因此與風(fēng)扇連接的零部件（如風(fēng)扇連接盤(pán)、墊塊等）相關(guān)性較小。進(jìn)行有限元仿真分析時(shí)，對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，只考察風(fēng)扇本體，以風(fēng)扇安裝螺栓孔為固定邊界。風(fēng)扇本體由扇葉和輪轂通過(guò)鉚釘連接在一起，扇葉為非金屬?gòu)?fù)合材料。風(fēng)扇直徑為780 mm，質(zhì)量為6.4 kg。

氣固耦合分析包括流場(chǎng)分析和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，分別在Fluent軟件和Abaqus軟件中求解。利用Hypermesh軟件進(jìn)行網(wǎng)格處理，流場(chǎng)分析和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析對(duì)模型處理和網(wǎng)格劃分要求不同[8]。流場(chǎng)分析不考察接觸零部件連接關(guān)系，扇葉和輪轂接觸位置不能有間隙，需將風(fēng)扇及扇葉網(wǎng)格處理成整體；強(qiáng)度仿真重點(diǎn)考察輪轂根部位置應(yīng)力，需保證輪轂沿厚度方向至少兩層以上網(wǎng)格，在保證網(wǎng)格質(zhì)量前提下，a）流場(chǎng)分析網(wǎng)格b）強(qiáng)度分析網(wǎng)格

去除扇葉邊緣圓角、特征線等特征[9]，風(fēng)扇流體和強(qiáng)度分析網(wǎng)格模型如圖3所示。處理完成后風(fēng)扇模型共生成421 220個(gè)網(wǎng)格，117 145個(gè)節(jié)點(diǎn)。

風(fēng)扇輪轂材料為Q235，彈性模量為212 GPa，泊松比為0288，密度為7860 t/m3，抗拉強(qiáng)度為390 MPa，屈服強(qiáng)度為235 MPa。

2.3風(fēng)扇表面靜壓仿真

2.3.1模型簡(jiǎn)化及參數(shù)設(shè)置

流場(chǎng)分析目的是提取風(fēng)扇表面靜壓，風(fēng)扇安裝在機(jī)艙冷卻模塊導(dǎo)流罩內(nèi)，導(dǎo)流罩截面為圓形，直徑較風(fēng)扇直徑大30 mm，為簡(jiǎn)化模型及考慮流場(chǎng)分析收斂性，將流場(chǎng)仿真模型設(shè)計(jì)為長(zhǎng)筒型結(jié)構(gòu)，參考文獻(xiàn)[10]中的D型管道進(jìn)出氣裝置，將流場(chǎng)仿真模型簡(jiǎn)化處理為進(jìn)口、管道、多重參考坐標(biāo)系（multireference frame，MRF）旋轉(zhuǎn)流體區(qū)、風(fēng)扇、出口5部分，如圖4所示。管道直徑設(shè)置與導(dǎo)流罩直徑一致，各部分模型及網(wǎng)格尺寸參數(shù)如表1所示。

該裝載機(jī)裝配的發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為2100 r/min，風(fēng)扇速比為0.91，因此流場(chǎng)分析風(fēng)扇轉(zhuǎn)速設(shè)置為1890 r/min；湍流模型選擇能更好地處理流線彎曲程度的RNG 模型，壓力修正算法采用SIMPLE，湍動(dòng)能和湍流耗散率首先選擇一階迎風(fēng)格式，計(jì)算收斂后調(diào)整為二階迎風(fēng)格式[11]，設(shè)置最大迭代次數(shù)為3000次，殘差收斂條件為10-4。

2.3.2靜壓仿真結(jié)果

基于風(fēng)扇圖紙性能數(shù)據(jù)，在體積流量為5.7 m3/s工況下，風(fēng)扇表面靜壓結(jié)果如圖5所示。在Flunet軟件Solution Data命令窗口，將風(fēng)扇表面靜壓結(jié)果導(dǎo)出ASCII格式數(shù)據(jù)。

2.4應(yīng)力分析

在Abaqus軟件中進(jìn)行風(fēng)扇強(qiáng)度分析，包括壓力映射和旋轉(zhuǎn)離心力2個(gè)載荷步，其中旋轉(zhuǎn)離心力載荷步繼承壓力映射載荷步結(jié)果[12]。在壓力映射載荷步，通過(guò)Analytical Field（分析場(chǎng)）命令，將Fluent獲取的風(fēng)扇靜壓數(shù)值映射到結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析網(wǎng)格上。在旋轉(zhuǎn)離心力載荷步，設(shè)置旋轉(zhuǎn)軸線及旋轉(zhuǎn)角速度后軟件自動(dòng)計(jì)算旋轉(zhuǎn)載荷[13]。該載荷步轉(zhuǎn)速設(shè)置與流場(chǎng)分析保持一致，換算角速度為197.9 rad/s。

在靜壓和旋轉(zhuǎn)離心力共同作用下，風(fēng)扇輪轂最大應(yīng)力分布云圖如圖6所示。由圖6可知：風(fēng)扇輪轂所受最大應(yīng)力為204.7 MPa，雖低于Q235材料屈服強(qiáng)度限值235 MPa，但安全系數(shù)僅為1.15，低于推薦安全系數(shù)1.5。風(fēng)扇輪轂最大應(yīng)力出現(xiàn)在小間距葉片根部區(qū)域，與故障位置一致。

3風(fēng)扇輪轂優(yōu)化與驗(yàn)證

3.1結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)風(fēng)扇最大應(yīng)力出現(xiàn)位置及產(chǎn)品加工工藝，確定風(fēng)扇優(yōu)化方案為：將風(fēng)扇輪轂壁厚由3 mm增加至4 mm，風(fēng)扇葉片保持不變。

3.2優(yōu)化方案可靠性分析

按2.4節(jié)仿真方法對(duì)優(yōu)化后的風(fēng)扇進(jìn)行強(qiáng)度分析，結(jié)果如圖7所示。由圖7可知，優(yōu)化后風(fēng)扇輪轂最大應(yīng)力為141.5 MPa，較原結(jié)構(gòu)下降31%，安全系數(shù)提升至1.66，滿足可靠性要求，最大應(yīng)力出現(xiàn)位置與原結(jié)構(gòu)接近。

對(duì)優(yōu)化后的風(fēng)扇進(jìn)行約80臺(tái)次裝機(jī)市場(chǎng)驗(yàn)證，實(shí)際運(yùn)行時(shí)間約2500～3000 h，未出現(xiàn)風(fēng)扇斷裂故障，優(yōu)化措施有效。氣固耦合仿真分析準(zhǔn)確高效，可用于車(chē)輛風(fēng)扇設(shè)計(jì)、選型。

4結(jié)語(yǔ)

通過(guò)FluentAbaqus軟件聯(lián)合仿真，對(duì)故障風(fēng)扇進(jìn)行可靠性分析，識(shí)別風(fēng)扇應(yīng)力危險(xiǎn)區(qū)域。仿真分析結(jié)果顯示，風(fēng)扇斷裂位置最大應(yīng)力為204.7 MPa，且安全系數(shù)較低，是風(fēng)扇斷裂的主要原因。對(duì)風(fēng)扇進(jìn)行優(yōu)化，將輪轂厚度由0.3 mm增加至0.4mm。優(yōu)化后風(fēng)扇輪轂最大應(yīng)力下降到141.5 MPa，安全系數(shù)提高到1.66，滿足可靠性要求，且市場(chǎng)無(wú)故障反饋，有效解決了風(fēng)扇斷裂故障。針對(duì)風(fēng)扇結(jié)構(gòu)的氣-固耦合仿真方法準(zhǔn)確高效，對(duì)風(fēng)扇設(shè)計(jì)、選型及配套具有參考作用。

參考文獻(xiàn)：

[1]傅曉磊，王洪山，朱楊，等.牽引車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)的匹配優(yōu)化[J].內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2019，36（5）：5-9.

[2]程露，陸俊帥，宋曉穎，等.某乘用車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)進(jìn)風(fēng)量仿真及優(yōu)化[J].汽車(chē)實(shí)用技術(shù)，2022，47（12）：34-38.

[3]周東輝，羅仁宏，王之豐.某商用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)艙冷卻模塊布局優(yōu)化[J].汽車(chē)安全與節(jié)能學(xué)報(bào)，2022，13（2）：378-385.

[4]紀(jì)嘉樹(shù)，侯衍華，李振峰，等.工程機(jī)械冷卻風(fēng)扇性能CFD仿真研究[J].農(nóng)業(yè)裝備與車(chē)輛工程，2022，60（6）：36-40.

[5]王定標(biāo)，漢落樂(lè)，王光輝，等.基于流-固耦合的離心式壓氣機(jī)葉輪葉片仿真研究[J].熱科學(xué)與技術(shù)，2020，19（1）：64-71.

[6]胡肖琬玥.不等距葉片風(fēng)扇的性能計(jì)算及降噪研究[D].廣州：華南理工大學(xué)，2018.

[7]李瑞，張行，王陽(yáng)，等.民用發(fā)動(dòng)機(jī)附件風(fēng)扇葉輪疲勞壽命數(shù)值分析[J].民用飛機(jī)設(shè)計(jì)與研究，2020（4）：117-124.

[8]王福山.基于流固耦合的機(jī)車(chē)散熱器風(fēng)扇疲勞性能與模態(tài)分析[D].大連：大連交通大學(xué)，2020.

[9]姚明鏡，唐璇，賈曾浩.基于CAE的車(chē)架結(jié)構(gòu)模態(tài)分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造工程，2021，50（12）：97-100.

[10]中國(guó)機(jī)械工業(yè)聯(lián)合會(huì).工業(yè)通風(fēng)機(jī)用標(biāo)準(zhǔn)化風(fēng)道進(jìn)行性能試驗(yàn)：GB/T 1236—2017[S].北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2017.

[11]張寒彬，華良斌，華文波，等.發(fā)動(dòng)機(jī)水泵風(fēng)扇系統(tǒng)可靠性仿真方法[J].內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2018，35（6）：41-46.

[12]周際鵬，陳清陽(yáng)，羅鐵彬.基于ABAQUS的某型發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪葉片靜強(qiáng)度及振動(dòng)特性分析[J].長(zhǎng)沙航空職業(yè)技術(shù)學(xué)院學(xué)報(bào)，2021，21（6）：6-9.

[13]沈海濤，安子軍.雙激波套筒活齒傳動(dòng)的接觸應(yīng)力分析及其優(yōu)化[J].機(jī)械強(qiáng)度，2021，43（4）：874-880.

[14]周思柱，祝克強(qiáng)，吳漢川，等.基于Workbench的混砂車(chē)攪拌葉輪疲勞壽命分析[J].石油機(jī)械，2012，40（2）：36-38.

[15]劉俊杰，高建紅，劉倫倫，等.基于Femfat軟件的風(fēng)扇連接盤(pán)結(jié)構(gòu)可靠性分析[J].柴油機(jī)設(shè)計(jì)與制造，2020，26（2）：15-17.