一種避免葉輪振動中靶向能量傳遞現象發生的葉輪優化設計方法與流程
2023-10-17 20:17:09
本發明屬於葉輪機械振動分析及葉輪機械優化設計技術領域，涉及如何對離心葉輪振動中發生的能量靶向傳遞現象進行分析，以及如何對離心葉輪進行優化設計，具體涉及一種避免葉輪振動中靶向能量傳遞現象發生的葉輪優化設計方法。
背景技術：
離心壓縮機作為冶金、建材、電力、石油、化工、環境工程等工業部門的重要設備，應用極其廣泛，在國民經濟諸多領域中都佔有舉足輕重的地位。長期以來，大型、高速離心葉輪的振動問題一直影響著風機的安全可靠運行，在運行中一旦出現問題，輕則中斷生產，造成經濟損失；重則造成設備報廢甚至人員傷亡。近些年，隨著國民經濟的高速發展，機組性能的不斷提高，離心壓縮機向著大型化、高速化、高壓比等方向發展，這對葉輪的設計及製造的要求就越來越高。
工業技術發展的實踐證明，傳統的靜強度設計和經驗設計方法已遠遠滿足不了現代工程技術發展的需要，不能保證葉輪等旋轉部件運行的安全性及可靠性。由於離心壓縮機向大型化方向發展，葉輪尺寸不斷增大，必然導致葉輪整體結構剛性減弱，勢必加劇了葉輪的振動。另外，由於在焊接加工過程中的製造誤差，往往破壞了葉輪這類循環周期對稱結構的特性而造成結構失諧，產生葉輪局部大幅振動，致使某些部位具有較大的動應力，進而導致葉輪發生振動疲勞破壞的事故。
技術實現要素：
本發明的目的在於提供一種避免葉輪振動中靶向能量傳遞現象發生的優化設計方法，該方法能夠對葉輪振動控制、故障診斷和結構優化設計提供合理依據。
本發明是通過以下技術方案來實現：
一種避免葉輪振動中靶向能量傳遞現象發生的葉輪優化設計方法，包括以下步驟：
步驟一：對葉輪進行靜強度計算和可靠性分析，校核其安全性；
步驟二：對葉輪在理想和失諧狀況下分別進行模態分析，並提取前若干階模態，列出各階模態的固有頻率及其對應的振型圖；
步驟三：根據步驟二得到的各階模態的固有頻率及其振型圖，分析出葉輪發生振動能量靶向傳遞所對應的模態；
其中，振型圖中振動振幅最大處被「封閉」在很小的局部區域內，這些振動局部區域相對「孤立」，則這些模態對應的頻率帶為葉輪的禁帶，而其它振動變形在整個葉輪上分布比較均勻的模態的頻率帶則對應為葉輪的通帶；
步驟四：將激振因素的頻率與步驟三所得的禁帶進行對照，判斷激振頻率是否落入禁帶中，若出現葉輪的激振頻率落入禁帶中的情況，則修改葉輪結構或者改變激振源的激振頻率，避免激振頻率落入禁帶之中，確保葉輪安全運行。
步驟一中，當僅考慮離心力的作用時，加載離心力於葉輪靜強度計算模型，根據計算結果，求出葉輪最大應力值及大應力區；
當同時考慮葉輪強度安全係數，則要判斷最大應力值是否滿足材料強度要求，是否滿足設計要求。
步驟二中，所述失諧狀況是指：對於理想情況下，設計的具有循環周期對稱結構的葉輪而言，由於加工製造誤差因素造成實際結構具有某種程度的不規則性、不確定性的缺陷的狀況；
其中，定義葉輪葉片厚度失諧量為：
ε＝(b-b0)/b0 (1)
式中，b為葉片的實際厚度mm，b0為葉片的設計厚度mm；在符合工程製造加工誤差標準的範圍內，取ε≤±5％；對葉片安裝角度失諧量取θ≤±1°進行研究；
同時，定義隔離裕度P來衡量激振力的激勵頻率與禁頻的遠近程度，其表達式為：
P＝(fi-f0)/f0 (2)
式中，fi為第i階模態對應的禁頻頻率Hz，f0為激振力的激勵頻率Hz。
所加的失諧將對固有頻率產生高達30％的相對誤差，因此，在加入失諧後，禁帶的隔離裕度其表達式應滿足：
|fi-f0|/f0≤30％ (3)
式中，fi為第i階模態對應的禁頻頻率Hz；f0為激振力的激勵頻率Hz。
與現有技術相比，本發明具有以下有益的技術效果：
本發明公開的避免葉輪振動中靶向能量傳遞現象發生的優化設計方法，在傳統靜強度分析和設計的基礎上，對葉輪在失諧和理想情況下的動力學特性進行分析，識別出其禁帶和通帶，然後列出葉輪所承受激振源的所有頻率成份，判斷是否有頻率成分落入禁帶之中，對於有頻率成分落入禁帶之中的情況，需對葉輪機構進行修改優化，以避免葉輪振動發生能量靶向遷移現象。該方法對新一代離心葉輪的設計製造具有指導意義，能夠有效地解決葉輪運行過程中的局部大幅振動問題，減少振動其造成的危害，降低葉輪運行過程中的故障發生率，從而確保離心葉輪機組安全可靠地長期運行。使用本發明設計出來的葉輪在安全性、高效性上會有很大程度的提高。因此，本發明會使該方法設計出來的離心葉輪在市場上更有競爭優勢。本發明的應用將對離心葉輪機械相關的工業製造及應用領域，諸如冶金、建材、電力、石油、化工、環境工程等產生重大影響，提高相關領域的生產效率，降低生產成本，對國民經濟產生極大地促進作用。
附圖說明
圖1為振動靶向能量傳遞示意圖；
圖2a為葉-盤系統通頻下的振型圖；
圖2b為葉-盤系統禁頻下的振型圖；
圖3為葉輪有限元模型網格剖分結果圖；
圖4a為葉輪應力分布圖；
圖4b為葉輪位移分布圖；
圖5a為實例2葉輪第17階振型圖(輪蓋側)；
圖5b為實例2葉輪第17階振型圖(輪盤側)；
圖5c為實例2葉輪第18階振型圖(輪蓋側)；
圖5d為實例2葉輪第18階振型圖(輪盤側)；
圖5e為實例2葉輪第19階振型圖(輪蓋側)；
圖5f為實例2葉輪第19階振型圖(輪盤側)；
圖5g為實例2葉輪第21階振型圖(輪蓋側)；
圖5h為實例2葉輪第21階振型圖(輪盤側)；
圖5i為實例2葉輪第22階振型圖(輪蓋側)；
圖5j為實例2葉輪第22階振型圖(輪盤側)；
圖5k為實例2葉輪第23階振型圖(輪蓋側)；
圖5l為實例2葉輪第23階振型圖(輪盤側)；
圖6a為葉輪Ⅱ類失諧下第17階振型圖(輪蓋側)；
圖6b為葉輪Ⅱ類失諧下第17階振型圖(輪盤側)；
圖6c為葉輪Ⅱ類失諧下第21階振型圖(輪蓋側)；
圖6d為葉輪Ⅱ類失諧下第21階振型圖(輪盤側)。
具體實施方式
下面結合具體的實施例對本發明做進一步的詳細說明，所述是對本發明的解釋而不是限定。
本發明涉及的相關理論：
1、靶向能量傳遞
在結構動力學中，能量的靶向傳遞問題主要反映在兩方面：一是單向性；二是目標性。單向性主要表現為能量由主系統傳遞至子系統的過程中，由於存在阻尼，則能量交換的平衡被打破，能量轉而以單向的方式由主系統傳遞至子系統中。而目標性則體現在振動模態的局部化中，模態局部化包含模態振型局部化和模態頻率轉向兩種物理現象。
振型的局部化是指系統的模態振型不是「廣延」至整個結構，而是集中在較少的子結構上，這時絕大多數子結構的振幅很小，而被「局部化」了的少數子結構的振幅大大超過相應「廣延」模態的值，從而將模態振型「局部化」在了少量的子結構上。而振動傳遞的局部化則是指作用在系統上的激勵被限制在局部區域，使能量不易於傳遞到其它部位。因此，輸入系統的能量不能傳播很遠，而只是被局限在接近振動源的區域，產生局部振蕩。
對於葉片-輪盤系統，上述的由靶向能量傳遞導致的局部大幅振動往往表現為一個或幾個葉片扇區產生較大振動，而其餘扇區則不出現明顯振動，從而引起少數葉片振動過大並有較高的動應力，繼而導致斷裂。
2、振動局部化機理
利用波的傳遞來說明振動局部化的機理，假設給定葉片的受迫響應可以看成是以不同速度在葉片-輪盤結構系統周向傳遞的波的迭加，若系統是線性的，則完全可以僅分析單波的傳播來討論產生局部化的機理。如圖1所示，設某振動波通過輪盤由一個葉片向另一葉片的傳播模擬為通過「多層介質」時由一層至另一層的傳播，其中在介質中的波速c相應於葉片的物理特性H(ω)(傳遞函數)，這是因為，由於沿圓盤的振動波的傳遞由頻率ω確定，它對波的影響可以較好地由相應的傳遞函數H(ω)來定義，因此有相對應的關係H(ω)→c。
假如系統是諧調的，所有葉片(相應於所有層)是相同的，振動波的傳播便不受層間的界面的影響；假如系統是失諧的，葉片(相應於層)是不一致的，則振動波在界面上便部分被傳遞，部分被反射。對於其中的反射分量，其幅值一般隨形成界面的兩層的性質(也即兩葉片的頻響函數)的不一致而增大，假如它是在高反射界面上(也即等價於頻響函數相差較大的兩相鄰葉片)，則可能該振動波會被抑制在幾個層(葉片)中，顯然，與該被抑制的振動波相應的便是某些葉片的振動響應幅值很大，這便是振動局部化的機理。
3、頻率通帶、禁帶
靶向能量傳遞中過程中出現模態局部化必須滿足兩個條件：一是系統必須具有弱耦合或高密集模態；二是系統中必須存在一些失諧。在這些條件下，幾何、力學和慣性特性的小量變化都會導致系統振動特性的顯著變化，即系統對失諧極其敏感。另一方面，周期結構具有不同於非周期結構的許多力學特性，其中一個重要的力學特性就是周期結構具有頻率通帶和禁帶現象。表現為當波動頻率處於通帶區域內時，會無限制地傳遍整個結構，其幅值和能量不會發生衰減(不計結構中的阻尼)；當波動頻率處于禁帶段時，其不會傳遍整個結構，即幅值和能量產生衰減。而從結構動力學的角度出發，這種波動頻率處於頻率禁帶所體現的能量不能傳遍整個結構的現象正好與振型的局部化現象相符。從模態振型來看，表現為振型不是「廣延」的振型，而是「局部化」的振型，那些「局部化」的振型所對應的頻率即為禁頻，頻率禁帶就是所有禁頻組成的集合；那些「廣延」的振型所對應的頻率即為通頻，頻率通帶即是所有通頻組成的集合。典型的葉-盤結構系統的通頻、禁頻振型如圖2a和圖2b所示。
4、失諧量及隔離裕度
對於理想情況下設計的具有循環周期對稱結構的葉輪而言，由於加工製造誤差等因素造成實際結構具有某種程度的不規則性、不確定性的缺陷稱為失諧。為了研究葉片厚度失諧、葉片安裝角度失諧對大型離心葉輪通、禁頻帶的影響。現對失諧量加以定義。
葉片厚度失諧量：
ε＝(b-b0)/b0 (1)
式中：b—葉片的實際厚度mm
b0—葉片的設計厚度mm
在符合工程製造加工誤差標準的範圍內，取ε≤±5％；對葉片安裝角度失諧量取θ≤±1°進行研究。
同時定義隔離裕度P來衡量激振力的激勵頻率與禁頻的遠近程度，其表達式為：
P＝(fi-f0)/f0 (2)
式中：fi—第i階模態對應的禁頻頻率Hz
f0—激振力的激勵頻率Hz
5、禁帶隔離準則
根據前面的分析，所加的失諧(正常誤差範圍10％)將對固有頻率產生高達30％的相對誤差，因此，在加入失諧後，禁帶的隔離裕度其表達式應滿足：
|fi-f0|/f0≤30％ (3)
式中：fi—第i階模態對應的禁頻頻率Hz；
f0—激振力的激勵頻率Hz。
本發明的公開的分析離心葉輪振動中靶向能量傳遞的方法，以及避免葉輪局部大幅振動的設計方法，具體步驟如下：
第一步；分析葉輪的靜力學特性，判別其是否滿足要求。
第二步；分析葉輪在理想及失諧情況下的動力學特性，識別出其中的禁帶、通帶。
第三步；根據葉輪所承受的激振源，列出所有激振因素的頻率成份。
第四步；分析葉輪是否有激振頻率落入禁帶中。
第五步；對於葉輪有激振頻率落入禁帶中的情況，需修改機組結構，避免發生局部大幅振動。
結合說明書附圖列舉出下述具體實施案例，對本發明的技術方案做進一步說明。本實施方案以離心壓縮機葉輪為研究對象，通過COSMOS有限元分析軟體對實際工程應用中壓縮機組的葉輪，分別對理想與不同失諧情況下的模態進行了分析。
本發明方法主要包括以下步驟：
第一步，對葉輪進行靜強度計算，進行靜強度可靠性分析，校核其安全性。計算中只考慮離心力的作用，根據葉輪靜強度計算結果，葉輪最大應力σ＝5.36×108Pa，大應力區為輪蓋進口圈處，葉輪強度安全係數為1.59。葉輪輪蓋及進口圈處剛性差，變形較大。考慮葉輪強度安全係數，最大應力遠低於材料屈服極限σs，滿足設計要求。
第二步，針對葉輪，分別在理想狀況和失諧狀況下進行模態分析，提取了前25階模態，根據振型圖確定葉輪的禁帶和通帶。理想狀況時，第14、15、17階、第19～24階對應的固有頻率組成了葉輪的頻率禁帶，即1478.1～1679.7Hz、1805.3Hz附近及1823.4～2329.1Hz組成了該葉輪的頻率禁帶。
第三步，對於葉輪，由於存在進口葉片回流器，所承受的激振源包括：進口回流器導致的激振力、葉輪出口處葉片導致的激振力。這兩個激振因素的頻率分別為1862Hz和1764Hz。
第四步，將第三步所得的激振源的頻率與第二步中確定的禁帶進行對照，判斷激振頻率是否落入禁帶中。對於具體實施方案中的葉輪，在理想狀況下，由進口處回流器導致的激振力頻率沒有落入頻率禁帶。經計算，隔離裕度為0.73％。葉輪出口處葉片導致的激振力的頻率落入了頻率禁帶。在失諧情況中，頻率禁帶值與回流器預旋器葉片導致的激振力頻率值1764Hz非常接近。從振型來看，在回流器預旋器葉片導致的激振力頻率值為1764Hz附近的模態振型產生局部大幅振動的部位均為葉輪進口口圈處，而這一部位也正是整個葉輪中剛性最差的部位。
第五步，在失諧情況下，由於氣流的衝擊，進口回流器將成為產生葉輪振動的激勵源，使葉輪會發生局部大振幅振動進而導致疲勞破壞。為避免葉輪發生靶向能量傳遞導致的局部振動，將進口回流器葉片數調整為Z＝14，改變了進口回流器導致的激振力的頻率，有效地避免了局部大振幅振動對葉輪的破壞。
實施例1理想葉輪的頻率通帶和禁帶
某離心葉輪
故障現象：葉輪輪蓋進口圈處出現裂紋
排除方法：將進口回流器葉片數調整為Z＝14
葉輪主要尺寸及技術參數：直徑D＝Φ1020mm，葉片數Z＝19，葉片厚度δ＝8mm，工作轉速n＝5545r/min，材料：合金鋼。
壓縮機組相關參數：總級數：3級，葉輪所處級數：第3級，進口葉片回流器葉片數Z1＝18。
激勵源：進口回流器導致的激振力的頻率葉輪出口處葉片導致的激振力的頻率
葉輪有限元模型：對整個葉輪採用10節點四面體實體單元離散，共19183個節點，15178個單元，其有限元網格劃分見圖3。
首先，對葉輪靜強度進行可靠性分析，校核其安全性。計算中只考慮離心力的作用，計算結果如圖4a和圖4b所示。根據葉輪靜強度計算結果，葉輪最大應力σ3＝5.18×108Pa，大應力區為輪蓋進口圈處，葉輪強度安全係數為1.64，滿足設計要求。從圖中可以看出，葉輪輪蓋及進口圈處剛性較弱，變形較大。
對葉輪進行模態分析，提取了前25階模態，葉輪在第17～19、21～23階振型圖中，出現了振動振幅最大處被「封閉」在很小的局部區域內，而且這些振動區域相對「孤立」，即出現了模態局部化現象。所以第17～19階、第21～23階對應的固有頻率：即1675.6～1833.7Hz及1974.5～2031.8Hz組成了該葉輪的頻率禁帶。第17～19階、第21～23階振型圖如圖5a～圖5l所示。從振型圖可以看出，禁頻1675.6Hz產生局部化的部位在口圈處。由頻率值比較，由進口處回流器導致的激振力頻率沒有落入頻率禁帶。經計算，隔離裕度僅為0.73％。而葉輪出口處葉片導致的激振力的頻率落入了頻率禁帶。
實施例2失諧對靶向能量傳遞的影響
分析葉輪在葉片厚度改變及葉片安裝角變化等不同失諧形式、不同失諧量對靶向能量傳遞過程中發生的葉輪模態局部化的影響。
葉輪模態對一些失諧非常敏感，雖然模態頻率值變化不大，但振型發生了很大變化。在導致失諧的情況下，頻率禁帶值與回流器預旋器葉片導致的激振力頻率值1663.5Hz非常接近。失諧對葉輪結構造成的微小變化，導致了與理想葉輪頻率禁帶的很大差異，表現為某些在理想情況下落在頻率通帶的頻率在失諧情況下變成了頻率禁帶。從振型來看，在回流器預旋器葉片導致的激振力頻率值為1663.5Hz附近的模態振型產生模態局部化的部位均為葉輪進口口圈處，而這一部位也正是整個葉輪中剛性最差的部位。
基於上述分析，在失諧情況下，由於氣流的衝擊，進口回流器將成為產生葉輪振動的激勵源，使葉輪會發生局部化振動進而導致疲勞破壞。因此，避免葉輪發生局部化振動，必須考慮進口回流器的幹擾。葉輪失諧Ⅱ情況下第17、21階振型圖如圖6a～圖6d所示。