汽轮机的结构静力学分析

汽轮机的结构静力学分析

主要汽油公司为双吸式离心。该泵是汽轮机油系统的关键设备之一,主油泵运行正常与否将直接影响机组的安全可靠性。叶轮是主油泵内的旋转部件,其工作特点是转速高,达到3000r/min以上,工作压力等级高,高达1.8MPa,因此该叶轮是主油泵结构分析中的重点。本文采用有限元软件ANSYS对主油泵叶轮进行结构静力学分析,通过这一分析可以掌握叶轮部件的应力、变形等力学特性,并为以后的模态分析和瞬态分析打下良好的基础。1叶片静力学分析及计算过程1.1叶轮网格划分由于离心泵叶轮具有复杂的空间几何形状,其叶面是由多个复杂的雕塑曲面组成,因此在三维CAD软件UG中建立起了它的实体模型。然后将叶轮实体模型存储为Parasolid格式的文件,ANSYS有Parasolid格式文件的接口,导入该文件并显示叶轮的实体模型(如图1所示)。在ANSYS中检查叶轮实体模型并确认无误,然后设置叶轮的材料属性(如表1所示)。接下来选择单元类型,由于ANSYS是通用有限元软件,可以进行多种类型的分析,针对不同的分析类型它提供了二百多种单元类型。本文是对叶轮进行结构静力学分析,需要选择与结构分析相关的单元类型。首先叶轮体上承受惯性载荷,这样就需要应用结构分析中的体单元,同时由于叶轮体形状复杂,难以用结构网格对其进行离散,因此我们选择与非结构网格相对应的solid187号单元。该单元为10节点四面体单元,具有2阶精度,适用于空间结构的弹性、塑性、超弹性、蠕变等结构分析。然后叶轮表面还要承载油压力,以及键槽表面要承受方键的压力,这些载荷都可以选用surf154号单元来加载。该单元为空间结构表面效应单元,适用于三维表面变载荷或表面效应的加载分析,并且该单元可以与solid187号单元相适应产生三角形的表面单元。在选择好单元后,就要用相应的单元对叶轮划分网格,ANSYS提供了自由网格与映射网格的划分方式。由于叶轮形状较复杂,难以使用映射网格划分该几何体,所以我们选择使用自由网格划分方式。另外,ANSYS还提供了智能网格划分功能,智能网格划分功能是一种比较高效的自由网格划分方法,它考虑几何图形的曲率以及线与线的接近程度自动进行网格划分,共分为10个级别,级别越高划分的越粗,反之越细。经过多次划分,在使用6以下级别划分叶轮网格时失败,所以使用级别为7智能网格划分功能对叶轮进行网格划分。划分好网格后的叶轮的单元个数为226553个,节点个数为305704个,叶轮网格如图2所示。至此完成了叶轮有限元模型的建立。1.2叶轮的压力状态计算工况。叶轮的设计工况为3000r/min,设计的最大转速工况为3600r/min。针对设计要求,我们将计算工况也设置为3000r/min和3600r/min两种工况。受力分析。叶轮工作时是由主轴驱动做高速旋转,主轴通过方键将扭矩传递给叶轮,因此叶轮的键槽表面要承受的由主轴传来的扭矩。同时在泵腔内充满了透平油,由叶轮旋转将油泵到油道中,因此叶轮的叶面上还要承受很大的油的压力。此外由于叶轮的转速极高,因此在叶轮旋转时还要产生极大的惯性力。还有叶轮自身的重力,但由于叶轮的转速高,惯性大,而且叶面承受的油压也较大,所以与上述两种力相比叶轮自身的重力可以被忽略不计。施加载荷。首先我们分析叶轮在空气中旋转时的情况,这时只在叶轮上加载由其自身旋转所产生的惯性力,此时只用187号单元即可。由于叶轮并非完全对称,因此需要在轮毂内的四个键槽底面上均匀选取8个节点,在这些节点上施加周向和轴向位移约束。这样才能平衡由于叶轮的不对称性所产生的轴向位移,并得到完全的约束方程使得计算收敛,同时还不会影响计算结果的真实性。其次我们分析叶轮在正常工作时的情况,这时除了加载上面所有的载荷和约束外,还要在叶片表面加载油压力,压力数据由FLUENT中提取并读入ANSYS中,加载压力载荷后的叶片表面单元如图3和图4所示。另外在键槽向着旋转方向一侧的表面上要加载由驱动轴传来的压力,这时除了用187号单元外还需要使用154号单元来加载上面的两种压力载荷。通过有无油压两种载荷状态的计算,可以分析比较得出油压力和键槽受力对叶轮的应力及变形的影响。求解计算。进入ANSYS求解器,设置分析类型为结构分析,求解器类型为PCG,其他均取默认值,分别对4种载荷情况进行求解计算。1.3结构分析方法计算完成后,进入ANSYS的后处理器post1,在这里ANSYS提供了关于结构分析的多种计算结果,而且既能用云图表示也可进行数据列表,读取叶轮的应力及变形数据结果,提取各工况下的应力和变形图(如图5-图12所示)。1.4叶轮应力及变形的特性首先对比两种转速工况下的应力及变形。由图5-12看出叶轮在3600r/min时的应力及变形均大于3000r/min时的应力及变形,且最大应力及变形出现的部位没有发生改变。可以分析得出,这是由于叶轮在3600r/min时的惯性力大于3000r/min时的惯性力,由于惯性力的作用使叶轮在3600r/min时各处的应力及变形大于在3000r/min时的应力及变形。其次对比在加载油压前和加载油压后的应力及变形情况。由图5-12可以看出在加载油压后,叶轮大部分区域的应力及变形小于加载油压前的应力及变形,只是在叶片头部等少数地方有加载油压后的应力及变形大于加载前的应力及变形。这种情况的出现是由于作用在叶轮的惯性力的方向是沿径向向外、沿周向与叶轮旋转方向相同;而作用在叶片压力面的压力大于吸力面的压力(压力的方向都是沿法向指向叶面),其合力是沿径向向内、沿周向与叶轮旋转方向相反,由此产生了与惯性力矩相反的力矩,所以叶轮大部分区域在加载油压后的应力及变形小于加载油压前的应力及变形。但在叶片头部的油压是沿径向向外,与离心力的方向相同,因此这里的应力及变形与加载油压前的比会变大。主油泵主要工作在3000r/min的工况下。从计算结果看,叶轮在3600r/min(超速120%)有油压的计算工况下的最大等效应力为76.3MPa,是叶轮实际工作时的最大等效应力,叶轮所用材料的屈服强度为120MPa。可计算出安全系数为1.57,符合强度要求。另外,应力集中点都发生在叶片头部与内盖板交接处和内盖板外缘与叶片交接处,这些地方都有较尖锐的交接角,易产生应力集中,因此在将来进行结构优化时应首先考虑对这些地方进行改进。2微织构叶轮强度的测量与传统方法相比,用有限元法进行结构分析有很多优点。用传统方法对叶轮这样具有复杂形状的部件进行强度计算时,只能采用简化和近似的方法,尤其是对如叶片头部和盖板交接处这样的细微部分是很难进行精确计算的。另外,由于作用在叶轮上的油的压