（中北大學機械與動力工程學院，太原030051）

基于流固耦合的壓氣機葉片結構分析

陶鵬

（中北大學機械與動力工程學院，太原030051）

采用弱耦合的方式，通過workbench軟件中的MFX-ANSYS/CFX耦合平臺對渦輪增壓器的壓氣機結構進行了仿真模擬。得到了在流體作用下壓氣機葉片的變形與應力分布情況，以及葉片的在不同轉速下的各階固有頻率，為壓氣機的結構優(yōu)化、控制葉片振動提供了理論依據。

葉片流固耦合變形應力固有頻率

1 前言

渦輪增壓已經成為當前車輛實現(xiàn)節(jié)能減排的重要技術途徑之一。渦輪增壓器作為一種典型的葉輪機械[1]，在工作狀態(tài)下其內部將產生復雜的三維粘性非定常流動。在復雜的氣動沖擊、離心力等循環(huán)載荷作用下，葉輪機械將不可避免地產生應力變形與振動，嚴重時甚至會造成葉片斷裂，從而影響到葉輪機械的氣動性能與安全性能。葉輪機械的研究是一個多場耦合的復雜分析過程[2-4]，需要綜合考慮流場、結構運動、結構強度等多種因素的影響。

本文正是通過流固耦合的方式對渦輪增壓器的壓氣機進行分析，研究其內部復雜的流動狀態(tài)對葉片應力變形與振動的影響。

2 幾何模型建立

本文所研究的壓氣機參數(shù)為：入口溫度300 K，壓比2.6，質量流量0.45 kg/s，葉片數(shù)Z=12，轉速63 000 r/min。為便于分析，本文截取了壓氣機的其中一個葉片及其附近流場進行研究。該壓氣機流道及葉片模型分別通過UG8.0創(chuàng)建，具體模型如圖1所示。

3 流體域計算

3.1 網格劃分

通過ⅠCEM軟件完成流體域部分網格劃分。創(chuàng)建多個Part，定義流體域模型的流體入口位置為ⅠN，流體出口位置為OUT，相鄰流道交界面分別為P1、P2，流道上下兩個表面分別為UP、DOWN，與葉片接觸面為BLADE。

為了能夠使網格更好地描述流體圓弧區(qū)域的邊緣特征，在生成四面體網格的同時，用三棱柱網格對圓弧邊緣進行了細化。生成的網格如圖2所示。

3.2流體分析

設定壓氣機內的介質為理想氣體，傳熱模型為總能模型(Total Enengy)，湍流模型為渦流粘度方程（EddyⅤiscosity Transport Equation）。設定壓氣機入口壓力為101.3 kPa、入口溫度300 K、沿X軸負方向流動，出口流量為0.012 kg/s，葉片沿X軸轉動，轉速n=63 000 r/min，兩側壁面無滑移。

3.3數(shù)值仿真與結果分析

圖3所示是任意截取的某流面的壓力分布云圖。從圖中可以看出，壓力的變化趨勢大致為逐漸增大。壓力極小值發(fā)生在流場的前端附近以及葉片的前緣，而后壓力逐漸上升直至葉片尾緣，并達到最大值。

圖3壓力分布云圖

圖4 所示為葉片壓力面和吸力面的壓強分布云圖。從圖中可以看出，葉片的壓力面?zhèn)葟那熬壷廖簿墘毫χ饾u升高，在尾緣達到整個流場的壓力最高值。在吸力面?zhèn)葔毫那熬壷廖簿壏较蛑饾u升高，同時壓力面?zhèn)鹊膲毫ι咚俣瓤煊谖γ鎮(zhèn)取?/p>

圖4葉片兩面的壓強分布云圖

圖5 所示為葉片壓力載荷分布曲線圖。隨著流場方向葉片壓力面?zhèn)群臀γ鎮(zhèn)鹊妮d荷均逐漸升高，并且在同一橫坐標下壓力面?zhèn)鹊膲毫ζ毡楦哂谖γ鎮(zhèn)取?/p>

圖5 葉片壓力載荷分布曲線圖

4 葉片結構分析

通過Workbench建立葉片單向流固耦合的模態(tài)分析流程。將CFX流場分析的結果文件導入到Fluid Flow模塊，設定葉片材料參數(shù)（鋁合金：材料密度2 800 kg/m3，彈性模量70 GPa，泊松比0.31）。將建立的葉片實體模型導入Geometry，并進行網格劃分。最終生成的網格如圖6所示。

圖6 葉片網格

選擇葉片底面作為固定面，設置轉速n=63 000 r/min。選擇葉片所有表面為流固耦合面，將CFX計算的穩(wěn)態(tài)壓強加載在葉片上。

4.1葉片變形與應力分析

圖7是葉片在轉速63 000 r/min下，受到穩(wěn)態(tài)流場作用而產生的變形圖。從圖中可以看出，葉片進口邊葉頂?shù)目傋冃巫畲鬄?.753 mm，從葉頂?shù)饺~根部，總變形逐漸降低。

圖7葉片變形圖

圖8 是葉片在轉速63 000 r/min下，受到穩(wěn)態(tài)流場作用，葉片表面等效應力云圖。應力從葉根部到葉頂逐漸減小，最大應力發(fā)生在葉根為639.18 MPa。葉片壓力面和吸力面的等效應力不同，壓力面普遍高于吸力面。

圖8 葉片表面等效應力云圖

4.2模態(tài)分析

根據模態(tài)分析計算出的前10階的模態(tài)大小，繪制各階次下的固有頻率，如圖9所示。本文只對葉片的1階和2階模態(tài)進行分析，高階模態(tài)在此不作研究。在1階和2階模態(tài)影響下所得的葉片振型如圖10所示。

在已有的模塊分析流程中添加Harmonic Response分析模塊。在Static Structural模塊下設置求解，求葉片前10階的模態(tài)大小，并將葉片轉速分別設置為0～100%十檔進行求解。而不同轉速下的葉片前2階的固有頻率，如表1所示。

圖9 各階次下的固有頻率圖

圖10 葉片的1階振型與2階振型

由表1分析可知，葉片的固有頻率隨轉速的增加而增大。壓氣機葉片1階固有頻率的一般標準為[5]：

其中，f基頻為渦輪增壓器的轉頻。以葉片轉速63 000 r/min為標準，計算可知，在該轉速下壓氣機葉片的固有頻率可以滿足要求。

實際運行中，葉片的激振頻率可表示為：

表1 各轉速下葉片的固有頻率

其中，Z為葉片數(shù)，n為壓氣機轉速，N為整數(shù)。通過計算可知，壓氣機的工作在額定轉速時，激振頻率為1 260 Hz，與1階固有頻率（4 094.7 Hz）有較大裕量，此時的壓氣機不會發(fā)生共振變形。但隨著葉片轉速的升高，激振力的頻率也將增大；當激振力的頻率與葉片的固有頻率相差范圍在15%以內時[6]，葉片將出現(xiàn)共振，從而對葉片的氣動性能及可靠性產生重大影響。

5 結論

（1）葉片進口邊葉頂?shù)目傋冃巫畲?，從葉頂?shù)饺~根部，總變形逐漸降低；應力從葉根部到葉頂逐漸減小，最大應力發(fā)生在葉根。因此需對這兩部分結構進行一定的優(yōu)化設計。

（2）葉片在額定轉速63 000 r/min下工作，不會發(fā)生共振，但隨轉速的增加，激振力頻率也會變大。在實際應用中應保證激振力頻率與葉片的固有頻率相差范圍在15%以外，以避免產生共振。

1施永強.三維葉片顫振與葉片設計關聯(lián)性研究[D].西安:西北工業(yè)大學,2006.

2周忠寧，李意民，谷勇霞等.基于流固耦合的葉片動力特性分析[J].中國礦業(yè)大學學報，2009, 38（3）：401-405.

3張小偉，王延榮，張瀟等.渦輪機械葉片的流固耦合數(shù)值計算[J].航空動力學報，2009，24（7）：1622-1626.

4鄭赟.基于非結構網格的氣動彈性數(shù)值方法研究[J].航空動力學報，2009，24（9）：2069-2077.

5岳玉梅，張洪亭.渦輪增壓器轉子動力分析[J].航空制造技術，2004（4）：92-94.

6胡以懷，應啟光.船舶柴油機振動、噪聲及廢氣排放[M].大連：大連海事大學出版社，2003.

Analysis on Compressor Blade Structure Based on Fluid-solid coupling

Tao Peng
（North University of China,Taiyuan 030051,China）

By using weak coupling approach,simulation of the compressor structure of a turbocharger with the MFX-ANSYS/CFX coupled platform was made.The simulation produced deformation and stress distribution of the blade in fluid action and the natural frequencies of the blade at different speeds,providing a theoretical reference for compressor structure optimization and blade vibration control.

blade;fluid-structure interaction;deformation;stress;natural frequency

10.3969/j.issn.1671-0614.2014.04.003

來稿日期：2014-09-20

陶鵬（1989-），男，在讀碩士，主要研究方向為動力機械性能與增壓技術。