离心通风机刚度计算方法

1、离心通风机刚度计算方法离心通风机刚度计算方法杨朝刚刘军/南通金通灵风机有限公司摘要:提出了一种适用于离心通风机叶轮刚度计算及其校核的工程计算方法,为叶轮刚度的安全设计提供了依据。关键词:离心式通风机叶轮刚度计算中图分类号:TH432文献标识码:B文章编号:1006-8155(2006)02-0019-04CalculatingMethodforRigidityofCentrifugalAbstract:Thisarticleputsforwarden2gineeringcalculationrectingimpelleralsoprovidesaofimpellerrigidity.Keywo

2、rdsfanImpellerRigidityCalcu2lating一个项目。但目前笔者能查阅到的只是在文献1中提到的刚度校核公式,而实际应用时,却发现还有一些问题无法解决:一是该公式没有推导过程。因而,;二是具体变形,;三是,设计成,因为不知道叶片。1概述离心通风机叶轮由于刚度差而导致失效的现象时有发生。其机理为叶片受离心力作用而弯曲变形,且各叶片弯曲变形的程度又不可能完全相同,因而使平衡遭到破坏,以致于最后失效。尤其是宽径比比较大的风机,如4-73、4-60、6-40等,在高圆周速度条件下,这个问题就更为突出。此外,在实际工作中,还会经常遇到为解决耐磨问题而将4-73的机翼型叶片改为板式叶

3、片的情况,显然,其刚度会明显下降。为此,通常采用增加副前盘的结构方案进行解决,如图1所示;但在何种条件下加副前盘以及设计成何种形式的副前盘,则依靠设计者的经验。然而,是否成功则需要在试验台或工业现场进行考核。因此,在设计阶段对离心通风机叶轮的刚度进行计算是很有必要的,也是必须得完成的图1因此,确定适用的离心通风机刚度的工程计算方法,对风机的设计、工艺和生产有重要作用。2计算模型的建立离心通风机叶轮由前盘、叶片、后盘或中盘,焊接或铆接而成。多数叶轮的前盘均有锻件或铆焊件进口圈,而且部分叶轮的前盘在靠近外缘部位还焊接有多种形式的调频环以加强其刚性;而后盘或中盘一般厚度较大(不少叶轮后盘或中盘还有锻

4、件辐板或焊接辐板),用螺栓与铸件轮毂或主轴联接。因此,就风机叶轮结构和工作特点而言,前盘和后盘或中盘的刚性较强,而叶片的刚性收稿日期:2005-11-16南通市22600119风机技术2006年第2期/设计计算相对较弱,叶轮刚性问题也就表现为叶片的刚性问题。所以,在设计和生产中,保证了叶片的刚度也就保证了整个离心叶轮的刚度。对叶片的受力情况进行初步分析:与叶片自身离心力相比,其受到的气动力的数量级太小,在计算刚度时可忽略不计。因此,应主要考虑叶片离心力的影响。沿着叶片型线从进口到出口边,由于半径和方向的变化,其离心力的大小和方向也在变化,不可否认,其变形量的大小也会随着半径的不同而变化,即其变

5、形不是均匀的;但沿着叶轮轴向方向,可以认为其沿叶片宽度方向受均布载荷。也就是说,可以把叶片看成沿叶片宽度方向受均布载荷的固定梁(如焊接叶轮)或简支梁(如铆接叶轮),这是建立数学模型的基础。图3设材质的弹性模量为E,微元的惯性矩为I。分析图3,显然,MA=MB,RA=RB=0.5qL,其最大变形发生在0.5L处;并且边界约束条件为在x=0或x=L时,f=0,需,34和图6三个模,于是:=f1+f2+f3(1)3计算公式的推导3.1钢制板式后弯叶片焊接叶轮为了分析不同半径处叶片的变形量,所示,可取任意一个叶片,元b,其厚度为,为,n下产生离心力P,该P1和P2。沿P2方向,可以忽略P2产生的变形。

6、因此,计算和控制P1产生的变形则是主要矛盾。作为均布载荷,若P1=qL,则该微元就可简化成如图3所示的受均布载荷的固定梁模型。(f)B=(f1)B+(f2)B+(f3)B(1)受均布载荷q的悬臂梁(见图4)(1a)fmax=(f1)0.5L+(f2)0.5L+(f3)0.5L(1b)图4其变形曲线方程为f1(x2-4Lx+6L2)=24EI(2)在B点,其变形量为(f1)图2B=8EIqL4(2a)在材质具有连续性、均匀性、各向同性和变形控制在弹性变形范围内的假设下,上述计算模型就把叶轮的刚度问题转化成求解该微元的最大变形并控制该变形量的问题。在0.5L点,其变形量为4(f1)0.5L=(2b

7、)qL384EI(2)受集中载荷RB的悬臂梁(见图5)其变形曲线方程为f2(3L-x)L=-12EI(3)20离心通风机刚度计算方法将分布载荷q=P1/L=(Psin)/L=2(2RbLsin)/L=Rbsin和微元的惯性矩3I=b/12,以及弹性模量E=2.061011(Pa)和n/60(1/钢的密度=7.85103(kg/m3),=2rad)代入式(6),则得出在叶片上任意半径R处的最大变形量为fmax=k图5224(7)在B点,其变形量为(f1)B=-6EI式中,常数k=1.305910-11(4)叶轮刚度的校核显然,式(7)可以计算叶片上任意半径R处的最大变形量,从而为变形量的控制提供

8、了依据。qL4(3a)在0.5L点,其变形量为4qL96EI(3)受弯矩MB的悬臂梁(见图6)(f2)0.5L=-(3b)笔者认为,只要把叶轮叶片变形量控制在允许值范围内,就可以保证刚性安全,24(8)kL2(9)相比之下,式(9)在使用时比式(8)更方便一些。在具体计算中,原则上只需要校核叶片进、出口和中部3个半径处的刚度,就可以了解和掌握223L图6整个叶轮的刚度情况,因而副前盘的形式也由此确定。3.2钢制机翼型叶片的焊接式叶轮式(6)也适用于钢制机翼型叶片的焊接式叶轮。设叶片质量为m,重心所在半径为Rc,对应的叶片宽度为L,叶片离心力为P,且P又可分解成沿叶片的法向力P1和切向力P2,而

9、P与P2夹角为;又将机翼型叶片截面简化为椭圆(忽略叶片加强筋板对刚性的有利因素),其中:外椭圆短半径a1,内椭圆短半径a2,外椭圆长半径b1,内椭2其变形曲线方程为f3Mx2=2EI=2EI2(4)在B点,其变形量为(f3)B(4a)在0.5L点,其变形量为(f3)0.5L=8EI圆长半径b2。于是,椭圆截面的惯性矩I=(a31b1(4b)-a3/4。2b2)根据式(1a)和已知界条件x=L,(f)B=0,可以求出MB,则MA=MB=212(5)将分布载荷q=P1/L=(Psin)/L=(2Rcmsin)/L和其惯性矩I,以及弹性模量E=2.06n/60(1/rad)代入式(6),1011(N

10、/m2)和=2则得出在叶片重心半径Rc处的最大变形量为fmax=k3a31b1-a2b22又根据式(1b)求出在x=0.5L时,图3中的最大变形量为fmax=4(10)384EI(6)(下转第26页)21风机技术2006年第2期/制造工艺有陶瓷碎裂脱落外,其余部位的陶瓷磨损非常轻微,平均磨损厚度还不到0.1mm。检查陶瓷脱落部位时发现,脱落部位的周边陶瓷都有不同程度的碎裂现象,而且已脱落部位的金属基体被磨损减薄已达3mm之多。经分析,初步认定陶瓷脱落的原因是受到外力的冲击所致。而且根据脱落部位的金属叶片磨损情况来看,该部位的陶瓷脱落可能发生于叶轮投运初期,可能是由于检修过程中留下的杂物如焊条头

11、等造成的。由于陶瓷的脱落并没有引起风机叶轮的振动,因此经过简单修补后,又继续投入运行。2005年10月大修期间又进行了检查,除了极mm,越靠近叶轮外圆,磨损越严重,平均磨损0.2mm,明显比中盘轮毂两侧处磨损严重。这是由于越靠近叶轮的外圆周,气流流速越大,因而磨损就越严重。与沿气流方向相比,在沿气流垂直方向上(进口处)的瓷片磨损最为严重,最多陷深达0.30.5mm。实际上这也正好符合了陶瓷冲刷机理,即气流入射角愈大,磨损愈严重。而且由于接缝处形成的涡流使得沿接缝处金属基体磨损最为严重,甚至可以把金属衬板磨穿,使陶瓷完全悬空,造成部分迎风接缝处瓷片脱落。6结论,随后又对其余6,。:风机叶轮表面粘

12、贴、有效的耐磨防磨措施,只要施工仔细,严格按照工艺操作,就可以保证陶瓷片不发生脱落,从而为火力发电厂的排粉风机叶轮提供了行之有效的耐磨防磨措施。1000;而对于离心通风机在运行中的变形量指标,个别部位有陶瓷碎裂和脱落现象外,其它叶轮上的陶瓷片完好无损。经目测,未发现有明显磨损现象,实测磨损只有0.10.2mm。在进口处的U型瓷片,也只有棱角磨损,平均减少还不到0.5mm。而在陶瓷脱落或磨损部位,隙处,金属叶片竟有局部磨穿现象,的工作环境非常恶劣。0.1(上接第21页)则其叶轮刚度的校核公式为22k33a1b1-a2b2L(11)至今尚未看到有关权威报道。为此,只有根据经验法进行类比。从多年生产

13、风机及对国外进口风机国产化改造的经验来看,一般选取f/L=1/100就可以满足安全要求;如果超过该值,就要采式(10)和式(11)中,k=1.765110-163.3钢制铆接式板式叶片叶轮其模型简化为受均布载荷的简支梁,则边界约束条件与上述不同;同时,在控制变形量方面应同时控制最大变形量和两端的转角。但通过具体推导(此处略),叶轮变形和转角的计算公式相当,则可合并成与式(9)相同的形式,但是k=6.529510-11。取相应的增强刚度的措施,如根据叶片刚性的薄弱环节,增加不同形式的副前盘。当然,也不排除今后通过大量的工业实践,针对不同风机或不同使用场合继续放宽该指标的可能。5结论根据对叶轮叶片刚度