专利名称：一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法
技术领域：
本发明涉及叶轮机械振动分析及叶轮机械优化设计领域，具体涉及一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法。
背景技术：
离心压缩机作为冶金、建材、电力、石油、化工、环境工程等工业部门的重要设备， 应用极其广泛，在国民经济诸多领域中都占有举足轻重的地位。长期以来，大型、高速离心叶轮的振动问题一直影响着风机的安全可靠运行，在运行中一旦出现问题，轻则中断生产， 造成经济损失；重则造成设备报废甚至人员伤亡。近些年，随着国民经济的高速发展，机组性能的不断提高，离心压缩机正向着大型化、高速化、高压比等方向发展，这对叶轮的设计及制造的要求就越来越高。实践证明，传统的静强度设计和经验设计方法已远远满足不了现代工程技术发展的需要，不能保证叶轮等旋转部件运行的安全性及可靠性。由于离心压缩机向大型化方向发展，叶轮尺寸不断增大，必然导致叶轮整体结构刚性减弱，势必加剧了流体对叶轮的激振。另外，由于在焊接加工过程中的制造误差，往往破坏了叶轮这类循环周期对称结构的特性而造成结构失谐，产生叶轮局部化振动，致使某些部位具有较大的动应力，进而导致叶轮发生振动疲劳破坏的事故。
发明内容
本发明的目的是提供一种能够有效地解决叶轮运行过程中的振动局部化问题、减少振动局部化造成的危害、降低叶轮运行过程中的故障发生率、能够确保离心叶轮机组安全可靠地长期运行的避免振动局部化发生的叶轮优化设计方法。为达到上述目的，本发明采用如下技术方案一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法，包括以下步骤第一步、静强度校核首先对叶轮进行静强度计算和可靠性分析，校核其安全性；第二步、绘出叶轮前若干阶模态的振型图对叶轮进行模态分析，提取前若干阶模态，列出各阶固有频率及各阶固有频率对应的振型图；第三步、分析出叶轮的禁带根据第二步中得到的各阶模态的振型图及其频率，分析出叶轮发生振动局部化的那些模态，这些模态对应的频率带即是叶轮的禁带；第四步、确定激振源的激振频率分别求出进口导叶导致的激振力、进口回流器导致的激振力、叶轮出口处叶片导致的激振力的激振频率；第五步、判断激振频率是否落在禁带之中或者接近禁带
将第四步所得的激振频率与第三步中确定的频率禁带进行对照，判断激振频率是否落入禁带中或者接近禁带；接近禁带是指第四步所得的激振频率与第三步中确定的频率禁带之中的任一阶禁频频率的隔离裕度小于或等于15% ；第六步、优化叶轮结构，增大禁带隔离裕度以消除失谐的影响对于叶轮的激振频率落入禁带中或者接近禁带的情况，为避免振动局部化的发生，需要修改机组结构、叶轮结构或改变激振源的激振频率；同时考虑失谐对叶轮的影响， 对于优化之后的叶轮，其隔离裕度需满足以下条件f-fol/fo ^ 25%(3)；式中4为第i阶模态对应的禁频频率^为激振力的激励频率。步骤一中进行静强度校核，具体包括以下步骤当仅考虑离心力的作用时，加载离心力到叶轮静强度计算模型，根据计算结果，求出叶轮最大应力值及该最大应力值对应的最大应力区；考虑叶轮强度安全系数同时，判断最大应力值是否满足材料强度要求，是否满足设计要求。步骤二中提取前N阶模态；所述N为自然数，25彡N彡40。振动局部化的那些模态，即振型图中大振幅振动被限制在某一个或几个叶片上或扇区内，而其他叶片或扇区以小振幅振动，同时这些大振幅振动叶片或扇区相对孤立。步骤六中修改机组结构包括调整进口预旋器叶片数、进口回流器叶片数或修改轮
盘结构。本发明的有益效果在于本发明提出的一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法，对新一代离心叶轮的设计制造具有指导意义，能够有效地解决叶轮运行过程中的振动局部化问题，减少振动局部化造成的危害，降低叶轮运行过程中的故障发生率，能够确保离心叶轮机组安全可靠地长期运行。本发明的应用会对离心叶轮机械相关领域的工业部门诸如；冶金、建材、电力、石油、化工、环境工程等产生重大影响，提高相关领域的生产效率，降低生产成本，对国民经济产生极大地促进作用。由于本发明所提出的离心叶轮设计方法，能够有效地减少振动以及相关危害，所以该设计方法可以作为下一代高性能离心叶轮设计的理论基础。使用本发明设计出来的叶轮在安全性、高效性上会有很大程度的提高。因此，本发明会使该方法设计出来的离心叶轮在市场上更有竞争优势。本发明方法能够有效地解决叶轮运行过程中的振动局部化问题，减少振动局部化造成的危害，降低叶轮运行过程中的故障发生率，能够确保离心叶轮机组安全可靠地长期运行。
图1是振动局部化机理解释图；图1 (a)表示某振动波通过轮盘由一个叶片向另一叶片的传播；图1(b)表示某振动波通过“多层介质”时由一层至另一层的传播；图2是叶-盘系统禁频下的振型图；图3是叶-盘系统通频下的振型图；图4是叶轮有限元模型网格剖分结果示意图；图5是叶轮应力分布图；图6是叶轮位移分布图；图7是叶轮第17阶振型图(轮盖侧)；
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图8是叶轮第17阶振型图(轮盘侧)；图9是叶轮第18阶振型图(轮盖侧)；图10是叶轮第18阶振型图(轮盘侧)；图11是叶轮第19阶振型图(轮盖侧)；图12是叶轮第19阶振型图(轮盘侧)；图13是叶轮第21阶振型图(轮盖侧)；图14是叶轮第21阶振型图(轮盘侧)；图15是叶轮第22阶振型图(轮盖侧)；图16是叶轮第22阶振型图(轮盘侧)；图17是叶轮第23阶振型图(轮盖侧)；图18是叶轮第23阶振型图(轮盘侧)；图19是叶轮II类失谐下第17阶振型图(轮盖侧)；图20是叶轮II类失谐下第17阶振型图(轮盘侧)；图21是叶轮II类失谐下第21阶振型图(轮盖侧)；图22是叶轮II类失谐下第21阶振型图(轮盖侧)。
具体实施例方式本发明的相关理论如下1.振动局部化的基本概念在结构动力学中，振动的局部化问题主要反映在两方面一是模态局部化；二是振动传递的局部化。模态局部化包含模态振型局部化和模态频率转向两种物理现象。振型的局部化是指系统的模态振型不是“广延”至整个结构，而是集中在较少的子结构上，这时绝大多数子结构的振幅很小，而被“局部化” 了的少数子结构的振幅大大超过相应“广延”模态的值，从而将模态振型“局部化”在了少量的子结构上。而振动传递的局部化则是指作用在系统上的激励被限制在局部区域，使能量不易于传递到其它部位。因此，输入系统的能量不能传播很远，而只是被局限在接近振动源的区域，产生局部振荡。对于叶片-轮盘系统，上述的振动局部化往往表现为一个或几个叶片扇区产生较大振动，而其余扇区则不出现明显振动，从而引起少数叶片振动过大并有较高的动应力，继而导致断裂。2.振动局部化机理可以利用波的传递来说明振动局部化的机理。假设给定叶片的受迫响应可以看成是以不同速度在叶片-轮盘结构系统周向传递的波的迭加，若系统是线性的，则完全可以仅分析单波的传播来讨论产生局部化的机理。如图1所示，假设某振动波通过轮盘由一个叶片向另一叶片的传播(图1(a))，也可以理解为某振动波通过“多层介质”时由一层至另一层的传播(图1 (b))，其中在介质中的波速c相应于叶片的物理特性H(ω)(传递函数)， 这是因为，由于沿圆盘的振动波的传递由频率ω确定，它对波的影响可以较好地由相应的传递函数Η(ω)来定义，因此有相对应的关系Η(ω) — c。假如系统是谐调的，所有叶片(相应于所有层)是相同的，振动波的传播便不受层间的界面的影响；假如系统是失谐的，叶片(相应于层)是不一致的，则振动波在界面上便部分被传递，部分被反射。对于其中的反射分量，其幅值一般随形成界面的两层的性质(也即两叶片的频响函数)的不一致而增大，假如它是在高反射界面上(也即等价于频响函数相差较大的两相邻叶片)，则可能该振动波会被抑制在几个层(叶片)中，显然，与该被抑制的振动波相应的便是某些叶片的振动响应幅值很大，这便是振动局部化的机理。3.频率通带、禁带模态局部化必须满足两个条件一是系统必须具有弱耦合或高密集模态；二是系统中必须存在一些失谐。在这些条件下，几何、力学和惯性特性的小量变化都会导致系统振动特性的显著变化，即系统对失谐极其敏感。另一个方面，周期结构具有不同于非周期结构的许多力学特性，其中一个重要的力学特性就是周期结构具有频率通带和禁带现象。表现为当波动频率处于通带区域内时， 会无限制地传遍整个结构，其幅值和能量不会发生衰减(不计结构中的阻尼)；当波动频率处于禁带段时，其不会传遍整个结构，即幅值和能量产生衰减。而从结构动力学的角度出发，这种波动频率处于频率禁带所体现的能量不能传遍整个结构的现象正好与振型的局部化现象相符。从模态振型来看，表现为振型不是“广延”的振型，而是“局部化”的振型，那些 “局部化”的振型所对应的频率即为禁频，频率禁带就是所有禁频组成的集合；那些“广延” 的振型所对应的频率即为通频，频率通带即是所有通频组成的集合。典型的叶-盘结构系统的通频、禁频振型如图2、图3所示。4.失谐量及隔离裕度对于理想情况下设计的具有循环周期对称结构的叶轮而言，由于加工制造误差等因素造成实际结构具有某种程度的不规则性、不确定性的缺陷称为失谐。为了研究叶片厚度失谐、叶片安装角度失谐对大型离心叶轮通、禁频带的影响。现对失谐量加以定义。叶片厚度失谐量ε = (b-b0)/b0(1)；式中b-叶片的实际厚度mm ；b0-叶片的设计厚度mm。在符合工程制造加工误差标准的范围内，取ε ^ 士5% ；对叶片安装角度失谐量取θ彡士 1°进行研究。同时定义隔离裕度P来衡量激振力的激励频率与禁频的远近程度，其表达式为P = (frfo)/^(2)；式中第i阶模态对应的禁频频率Hz ；f0-激振力的激励频率Hz。5.禁带隔离准则根据前面的分析，所加的失谐(正常误差范围10%)将对固有频率产生高达25% 的相对误差，因此，在加入失谐后，禁带的隔离裕度其表达式应满足f-fol/fo ^ 25%(3)；式中第i阶模态对应的禁频频率Hz ；f0-激振力的激励频率Hz。下面将结合附图对本发明作进一步说明。但本发明的内容不仅仅局限如此。本发明一种避免振动局部化发生的叶轮优化设计方法，具体步骤如下第一步；静强度校核首先对叶轮进行静强度计算和可靠性分析，校核其安全性。当仅考虑离心力的作用时，加载离心力到叶轮静强度计算模型，根据计算结果，求出叶轮最大应力值及该最大应力值对应的最大应力区。考虑叶轮强度安全系数同时，判断最大应力值是否满足材料强度要求，是否满足设计要求。满足材料强度要求和设计要求，则进行第二步。第二步；绘出叶轮前若干阶模态的振型图对叶轮分别进行模态分析，提取前若干阶模态(一般来说，取前二十五阶到前四十阶模态便可满足优化需求)，列出各阶固有频率及各阶固有频率对应的振型图。第三步；分析出叶轮的禁带和通带根据上一步中得到的各阶模态的振型图及其频率，分析出叶轮发生振动局部化的那些模态，这些模态对应的频率带即是叶轮的禁带，而其它振动变形在整个叶轮上分布比较均勻的模态的频率带则对应叶轮的通带。振动局部化的那些模态，即振型图中大振幅振动被限制在某一个或几个叶片上或扇区内，而其他叶片或扇区以小振幅振动，同时这些大振幅振动叶片或扇区相对孤立。第四步；确定激振源的激振频率由于叶轮进口叶片回流器的存在，一般来说，其所承受的激振源包括进口导叶导致的激振力、进口回流器导致的激振力、叶轮出口处叶片导致的激振力，分别求出这些激振源的激振频率。第五步；判断激振频率是否落在禁带之中或接近禁带将第四步所得的激振源的激振频率与第三步中确定的频率禁带进行对照，判断激振频率是否落入禁带中或接近禁带。接近禁带是指第四步所得的激振频率与第三步中确定的频率禁带之中的任一阶禁频频率的隔离裕度小于或等于15%。第六步；优化叶轮结构，增大禁带隔离裕度以消除失谐的影响对于叶轮的激振频率落入禁带中或接近禁带的情况，为避免振动局部化的发生， 需要修改机组结构(如调整进口回流器叶片数)或叶轮结构、改变激振源的激振频率。由于理想中周期对称的叶轮在实际生产中并不存在，加工制造误差等因素必然造成实际结构具有某种程度的不规则性的缺陷，这种不规则性称为失谐。同时，失谐会改变叶轮的固有频率值，因此，其可能会使理想叶轮的激振源频率从通带转移到禁带之中，为了避免实际叶轮发生振动局部化，在考虑失谐的情况下，需要尽量增大叶轮禁带的隔离裕度 (描述激振源频率与禁带距离远近的物理量)；使禁带的隔离裕度其表达式应满足f-fol/fo ^ 25%(3)；式中第i阶模态对应的禁频频率Hz ；&-激振力的激励频率Hz ；才能满足实际需要。结合说明书附图列举出下述具体实施案例，对本发明的技术方案做进一步说明。 本实施方案以离心压缩机叶轮为研究对象，通过COSMOS有限元分析软件对实际工程应用中压缩机组的叶轮，分别对理想与不同失谐情况下的模态进行了分析。1.理想叶轮的频率通带和禁带实例某离心叶轮故障现象叶轮轮盖进口圈处出现裂纹排除方法将进口回流器叶片数调整为Z = 14叶轮主要尺寸及技术参数直径D = Φ 1020mm,叶片数Z = 19，叶片厚度δ = 8_，工作转速η = 5M5r/min，材料合金钢，屈服极限σ s = 8. 50 X 108Pa，弹性模量E =2. IXlOllPa,泊松比 ν = 0. 28，材料密度 P = 7700kg/m3。压缩机组相关参数总级数3级，叶轮所处级数第3级，进口叶片回流器叶片数 Z1 = 18。激励源进口回流器导致的激振力的频率义=1663.5&;叶轮出口处叶片导致的激振力的频率/。2 =1756&。叶轮有限元模型对整个叶轮采用10节点四面体实体单元离散，共27773个节点， 14354个单元，其有限元网格划分见图4。首先，对叶轮静强度进行可靠性分析，校核其安全性。计算中只考虑离心力的作用，计算结果如图5和图6所示。根据叶轮静强度计算结果，叶轮最大应力Q3 = 5. 18 X 108Pa,大应力区为轮盖进口圈处，叶轮强度安全系数为1. 64，满足设计要求。从图中可以看出，叶轮轮盖及进口圈处刚性较弱，变形较大。对叶轮进行模态分析，提取了前25阶模态，各阶固有频率见表1，其中具有下划线的频率值为叶轮的禁频。叶轮在第17 19、21 23阶振型图中，出现了大振幅振动被限制在某一两个扇区内，而其他扇区以小振幅振动，同时这些大振幅振动扇区相对孤立即出现了振动局部化现象。所以第17 19阶、第21 23阶对应的固有频率即1675. 6 1833. 7Hz及1974. 5 2031. 8Hz组成了该叶轮的频率禁带。第17 19阶、第21 23阶振型图如图7至图18所示。从振型图可以看出，禁频1675. 6Hz产生局部化的部位在口圈
处。由频率值比较，由进口处回流器导致的激振力频率(力=1663.5fe)没有落入频率禁带。
经计算，隔离裕度仅为0. 73%。而叶轮出口处叶片导致的激振力的频率(/。2落入
了频率禁带。通过以上的分析可知，对于叶轮的两个激振力进口回流器导致的激振力；叶轮出口叶片导致的激振力。经计算我们发现进口回流器导致的激振力频率U1 = I663.5份)没
有落入频率禁带。但隔离裕度仅为0. 73%。而叶轮叶片导致的激振力的频率(Λ2 =17 / )
落入了频率禁带。然而对实际的叶轮振动来说，进口回流器导致的激振力在激励叶轮振动时占主导地位，这是因为经过进口回流器的若干股沿周向不均勻分布气流，直接作用在叶片上，是引起叶轮振动的主要原因。而叶轮出口叶片导致的激振力，则主要作用在扩压器上，对叶轮本身影响并不大。因此，在此实例中，我们主要考虑进口回流器的激励作用，将进口回流器叶片数调整为Z = 14，调整之后的进口回流器激振频为U93Hz，与禁频1675. 6Hz 的隔离裕度为四.6%，满足了隔离裕度的设计要求。并且，经过改组之后的叶轮，在实际中完全避免了振动局部化的问题。表1叶轮各阶固有频率(单位Hz)
权利要求
1.一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法，其特征在于，包括以下步骤第一步、静强度校核首先对叶轮进行静强度计算和可靠性分析，校核其安全性； 第二步、绘出叶轮前若干阶模态的振型图对叶轮进行模态分析，提取前若干阶模态，列出各阶固有频率及各阶固有频率对应的振型图；第三步、分析出叶轮的禁带根据第二步中得到的各阶模态的振型图及其频率，分析出叶轮发生振动局部化的那些模态，这些模态对应的频率带即是叶轮的禁带； 第四步、确定激振源的激振频率分别求出进口导叶导致的激振力、进口回流器导致的激振力、叶轮出口处叶片导致的激振力的激振频率；第五步、判断激振频率是否落在禁带之中或者接近禁带将第四步所得的激振频率与第三步中确定的频率禁带进行对照，判断激振频率是否落入禁带中或者接近禁带；接近禁带是指第四步所得的激振频率与第三步中确定的频率禁带之中的任一阶禁频频率的隔离裕度小于或等于15% ；第六步、优化叶轮结构，增大禁带隔离裕度以消除失谐的影响 对于叶轮的激振频率落入禁带中或者接近禁带的情况，为避免振动局部化的发生，需要修改机组结构、叶轮结构或改变激振源的激振频率；同时考虑失谐对叶轮的影响，对于优化之后的叶轮，其隔离裕度需满足以下条件f-fol/fo ^ 25%(3)；式中4为第i阶模态对应的禁频频率；&为激振力的激励频率。
2.根据权利要求1所述的一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法，其特征在于，步骤一中进行静强度校核，具体包括以下步骤当仅考虑离心力的作用时，加载离心力到叶轮静强度计算模型，根据计算结果，求出叶轮最大应力值及该最大应力值对应的最大应力区；考虑叶轮强度安全系数同时，判断最大应力值是否满足材料强度要求，是否满足设计要求。
3.根据权利要求1所述的一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法，其特征在于，步骤二中提取前N阶模态；所述N为自然数，25 < N < 40。
4.根据权利要求1所述的一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法，其特征在于，振动局部化的那些模态，即振型图中大振幅振动被限制在某一个或几个叶片上或扇区内，而其他叶片或扇区以小振幅振动，同时这些大振幅振动叶片或扇区相对孤立。
5.根据权利要求1所述的一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法，其特征在于，步骤六中修改机组结构包括调整进口预旋器叶片数、进口回流器叶片数或修改轮盘结构。
全文摘要
本发明涉及一种避免振动局部化发生的离心叶轮优化设计方法，按照以下步骤进行第一步；静强度校核；第二步；绘出叶轮前若干阶模态的振型图；第三步；分析出叶轮的禁带和通带；第四步；确定激振源的激振频率；第五步；判断激振频率是否落在禁带之中或者接近禁带；第六步；优化叶轮结构，增大叶轮禁带的隔离裕度以消除失谐的影响。本发明方法能够有效地解决叶轮运行过程中的振动局部化问题，减少振动局部化造成的危害，降低叶轮运行过程中的故障发生率，能够确保离心叶轮机组安全可靠地长期运行。
文档编号F04D29/66GK102374190SQ201110349730
公开日2012年3月14日 申请日期2011年11月8日 优先权日2011年11月8日
发明者康伟, 张家忠, 李凯伦, 雷鹏飞 申请人:西安交通大学