涡轮增压器压气机叶片振动分析

　　引　言

　　车用发动机废气涡轮增压器是一种高速旋转的机械,其工作转速在8万rpm以上。压气机叶轮在将涡轮提供的机械能转化为空气的压力能和动能的工作过程中,除了产生很大的噪声之外,还常常发生压气机叶轮叶片损坏的事故。随着采用提高增压器叶轮外径的圆周速度而减薄叶片厚度的设计来进一步提高增压器的增压比[1],这样就加大了叶片的工作应力,同时在运行过程中,由于叶片周围不对称结构与叶片旋转所形成的周向不均匀流场相互作用而在叶片上作用了周期性变化的激振力,当这种激振力的频率与叶片的固有频率相等或者成整数倍数的时候,叶片就会发生共振,从而不但会在压气机进气口处产生较大的噪声,而且可能导致叶片破坏。

　　本文针对某种型号涡轮增压器存在进气口振动、噪声大等问题,先通过三维坐标仪对该涡轮增压器叶轮叶片曲面轮廓进行坐标测量,然后用CAD软件进行三维建模[2],并利用有限元软件对叶轮大、小叶片进行了模态分析[3,4],得出相应的前4阶固有频率及其振型。对比增压器压气机的工作转速和叶轮叶片通过频率,找出叶片共振的频率,从而为有效地控制压气机进气口振动、噪声大等问题提供理论依据[5]。

　　1　叶轮叶片建模

　　由于实际的压气机叶轮产品叶片曲面不能用方程来描述,故采用精度很高的三维坐标仪测量出叶轮叶片若干网点的坐标数值,然后利用CAD和UG软件对叶轮叶片进行三维建模,得出大、小叶片的几何模型。大、小叶片模型见图1:大叶片(左)、小叶片(右)。

　　2　有限元建模和模态计算

　　叶轮大、小叶片均采用铝合金材料,材料的线膨胀系数变化很小,取23.1;材料密度为2680kg/m³;泊松比为随着温度变化而变化,取0.30(基本上在温度比较高的时候,变化比较迟缓);弹性模量E为69800N/mm²。有限元建模采用自由方式划分单元网格(见图2),并对叶片采用固定根部方法约束(见图3)。模态分析时模态提取采用分块Block Lanc-zos方法,该方法计算精度很高,计算速度比Sub-space法更快。本文分析提取了大小叶片对应的前5阶模态(图4和图5)。单元类型:20节点实体SOLID95,大叶片单元数目:3433个,小叶片单元数目:748个。计算时假设叶片不旋转。

　　3　叶片振动分析

　　在有限单元网格划分中,采用几种不同精度进行。结果发现,单元稠密度对叶片的固有频率的影响甚微。本文采用了3级精度单元划分,得到大、小叶片单元数目分别为3433和748个,对应的振型见图4图5。模态计算时假设叶片是不旋转的,即忽略叶片离心力的影响,而实际情况是叶片随着轮毂高速旋转,叶片的离心力是存在的,故对模态的计算结果有一定影响。根据实际工况,该增压器转子转速为80000rpm~90000rpm,叶轮的大叶片为7个,小叶片为7个。考虑小叶片影响比较小,可以得出叶轮激振频率为80000/60×7×n~(90000/60)×7×nHz(n为正整数),从而得到叶轮的激振频率约为:9333nHz~10500nHz,也即:9333,18667,28000,37333,46667,56000,……Hz。根据前面的有限元分析计算,可得大叶片的前5阶固有频率为:9234、18901、28555、32031、40352Hz;小叶片的前5阶固有频率为: 15854、33917、46908、50117、59470Hz。