基于流固耦合理论的离心泵冲压焊接叶轮强度分析Word下载.docx

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准确地对冲压焊接叶轮进行强度分析可为叶轮的结构设计及寿命延长提供依据。

目前对于离心泵叶轮强度的计算大多基于经验和统计分析，一般采用近似方法[1-3]。

这些方法对流场压力载荷作了极大简化，只能粗略估算叶轮上的应力，无法得到叶轮上的应力分布特征，也无法准确求得最大应力的发生位置。

这样得到的计算结果和叶轮实际工作情况有较大出入。

另一方面，对在液下高速旋转的叶轮进行应力测试难度较大，只能测量特定部位的应力，并且测量结果也无法应用于同系列其他叶轮。

有限元方法及应用软件的发展使得叶轮强度的准确计算成为可能，而且模型无需过多简化。

根据计算结果可以详细了解叶轮的应力状态和变形情况。

因此采用有限元方法同时考虑流场

收稿日期：

2010-04-22

修订日期：

2010-06-10

压力载荷对冲压焊接叶轮进行强度分析是完全可行的，并有其实际意义。

为准确计算冲压焊接叶轮在流场中的受力及变形情况，采用单向流固耦合方法对叶轮耦合系统进行求解计算。

通过对不锈钢离心泵内的全流场计算，得到不同工况下叶轮所承受的流场压力载荷，进而对冲压焊接叶轮进行有限元分析，重点分析叶轮在不同工况下的应力及变形情况。

1流固耦合问题求解方法

基金项目：

江苏省科技服务业计划项目（BM2008375）

作者简介：

王洋（1955－），男，河北定州人，研究员，博士生导师，主要从事流体机械测试及自动化控制研究。

江苏省镇江市学府路301号江苏大学流体机械工程技术研究中心，212013。

Email：

pgwy@※通信作者：

王洪玉（1984－），男，河北衡水人，主要从事不锈钢离心泵的设计与研究。

wang330783396@

流固耦合力学是流体力学和固体力学交叉而生成的

一门力学分支。

它主要研究固体在流场作用下的各种行为以及固体变形或运动对流场的影响。

流固耦合问题的求解，本质上应根据统一的耦合方程，在一个时间步内对流体域和固体域中所有的未知量同时求解，即强耦合方法[4]。

由于计算机计算能力及求解精度的不同，目前还存在其他的相应求解策略，如弱耦合[5]或单向耦合[6]。

相对离心泵内流场尺寸，冲压焊接叶轮在流场中的变形微小，故本文采用单向流固耦合方法求解，忽略固体变形对流场的影响。

采用有限元方法对流体域和结构域进行离散，基于统一耦合方程及其凝聚方式，单向耦合的求解步骤如下：

首先对流场元素进行求解；

根据求解的流场元素，将更新后的流体矢量传递给结构，结合耦合界面信息求解结构元素。

单向耦合控制方程及推导过程详见文献[7-9]。

2

2.1

模型的建立

叶轮模型

选取浙江某厂生产的XZS32-160/30型端吸离心泵为

132农业工程学报2011年

计算对象，其设计参数如下：

进口直径Ds=50mm，出口直径Dd=32mm，设计流量Qd=12.5m3/h，设计扬程Hd=32m，转速n=2900r/min。

冲压焊接叶轮的进口直径Dj=53.4mm，出口直径D2=166mm，出口宽度b2=5mm，前盖板厚度d1=1.6mm，后盖板厚度d2=2mm，叶片流面厚度s=1.5mm，叶片数为6。

叶片与前、后盖板之间经焊接工艺形成叶轮整体，其焊接之前各部件几何模型如图1

所示。

图1冲压焊接叶轮结构示意图

Fig.1

Constructionofstampingandweldingimpeller

2.2

计算模型及方法

由于离心泵内部流动的非对称性[10-12]，使叶轮在流场中受力相当复杂。

为准确地得到叶轮在流场中的压力载荷，对叶轮耦合系统采用整场离散、整场求解的方法进行分析。

2.2.1流场计算模型

流体计算模型由叶轮进口延伸及前泵腔、叶轮、蜗壳、后泵腔内流体组成。

利用Workbench中的网格划分模块CFX-Mesh对流体进行四面体网格划分，在近壁面区进行网格加密，加密层数为5，增长率为1.3，网格总数为931254，节点数为274787，如图2

a.流体网格（剖面b.叶轮内流体网格

图2流场计算模型及网格

Fig.2

Computationalmodelandmeshoffluidfield

在CFX中采用SSTκ-ω[13]湍流模型，设置总压进口、质量出口、无滑移壁面边界条件，采用可变壁面函数[6]；

采用“FrozenRotor”方式处理旋转坐标系与静止坐标系下流动参数的转换，并考虑壁面粗糙度的影响。

蜗壳内壁及叶轮表面粗糙度为3.2μm。

2.2.2叶轮有限元模型及计算方法

所选叶轮的材料为不锈钢0Cr18Ni9，其材料特性见

表1。

表1叶轮材料特性

Table1Propertiesofimpellermaterial

密度ρ/

弹性模量E/

屈服强度σs/

（kg·

m-3

Pa泊松比μMPa

7930

1.93×

1011

0.31

207

叶轮结构网格采用自由划分方式，计算模型的网格数为115472，节点数为215469，如图3所示。

计算采用Solid187单元，此单元通过10个节点定义，每个节点有3个沿xyz方向的平移自由度。

Solid187单元具有二次位移模式可以很好的模拟不规则的模型，并支持塑性、蠕变、应力刚化、大变形和大应变。

叶轮有限元模型的约束条件：

轮毂的后端面与轴肩接触，施加轴向位移约束Ux=Uy=Uz=0；

轮毂的圆孔面施加径向和轴向约束；

轮毂上的三个键槽面在轴向上为自由位移，约束为Uy=Uz=0。

叶轮所受的载荷包括惯性力和表面力：

惯性力包括叶轮自身重力及旋转离心力，通过设置叶轮密度、重力加速度及旋转速度施加；

表面力主要为作用在叶轮表面的流场压力载荷，将叶轮的表面（叶片的工作面、背面、进口面、出口面，前、后盖板的内表面和外表面）属性分别设置为FluidSolidInterface，用以引入流场压力载荷，实现流场与结构的单向耦合。

3计算结果分析

为全面分析叶轮的受力及变形情况，分别对离心泵在流量为0.6Qd（0.6倍设计流量），0.8Qd，1.0Qd，1.2Qd，1.5Qd，1.8Qd，2.0Qd时的流场进行计算，然后将耦合面上的压力载荷施加到叶轮结构上，在StaticStructural（ANSYS）中对叶轮进行有限元分析。

3.1离心泵性能曲线对比

在CFX中对不同工况下泵内流场进行计算，得到泵的流量—扬程及流量—效率曲线，并与试验数据进行对比，如图3

图3计算和测试的性能曲线对比

Fig.3

Comparisonsofperformancecurvesbetween

calculationandtest

从图3可以看出，计算值和试验值在趋势上相同，

第3期王洋等：

基于流固耦合理论的离心泵冲压焊接叶轮强度分析133

且吻合良好。

由此可见，计算模型能够准确预测泵的特性，通过对此模型的求解可以准确地得到叶轮表面的压力载荷信息，为叶轮的强度分析提供保证。

3.2不同工况流场压力分布

通过对三维全流场的计算，得到不同工况下流场的分布情况。

选取小流量0.6Qd、设计流量1.0Qd和大流量1.5Qd工况下流场的静压，进行比较分析，如图4

图4不同流量下流场中截面静压云图

Fig.4

Staticpressurecontoursonmiddlesectionplaneinfluidfieldsunderdifferentflowrateconditions

由图4可知，流场静压分布合理。

叶轮流道内静压从进口到出口逐渐增加，压力梯度明显。

由于叶片做功，叶轮流道内同一半径处的叶片工作面静压明显高于叶片背面静压，且压差随流量的增大不断增加。

叶轮内的压力呈不对称分布，特别是在叶轮边缘处，这与蜗壳的不对称形状有关。

蜗壳流道内静压沿螺旋方向从蜗壳割舌到第八断面逐渐增大，在小流量工况下较为明显。

蜗壳流道内压力在扩压管出口处达到最大，且此处压力随流量的增大不断减小。

3.3流场中叶轮的应力及变形

通过对叶轮有限元模型的求解，得到叶轮在不同工况的应力及变形分布，由于篇幅所限，选取小流量0.6Qd、设计流量1.0Qd和大流量1.5Qd3个工况下的应力及变形情况，并对其进行比较分析。

3.3.1不同工况叶轮的应力分布

图5显示的是根据畸变能理论[14]计算的叶轮等效应力分布情况。

整体上看，叶轮在不同工况下应力分布情

况相似。

叶轮受力不均，在叶片与盖板接合的进口处出现集中应力，且集中应力的峰值即为相应工况下的最大应力值。

各工况下的最大应力均出现在叶片与前盖板接合的进口处，并随流量的增大不断减小，其具体位置随流量不同有所不同。

流量为0.6Qd、1.0Qd和1.5Qd时的最大应力依次减少，分别为48.7，42.8和38.7MPa。

盖板上应力分布不均。

在相同半径上，盖板与叶片接合处及流道中间的盖板应力比相邻区域的应力大，并从叶轮进口到出口逐渐减小。

后盖板在靠近叶片进口处存在6个应力较大的区域，此区域的应力分布及应力峰值随工况不同有所不同。

设计流量1.0Qd时应力呈轴对称分布，其峰值均为20MPa，非设计工况下应力呈非轴对称分布，流量为0.6Qd时应力峰值的最小和最大值分别为19.0和24.7MPa，流量为1.5Qd时应力峰值的最小和最大值分别为17.4和19.8MPa

。

注：

图中Max表示该处的应力为最大值；

右图中数字表示该处的应力值，MPa

图5不同工况叶轮等效应力分布及局部放大图

Fig.5Equivalentstresschartsandpartymagnifiedstresscharts

forimpelleratvariousoperatingconditions

3.3.2不同工况叶轮的变形

不同工况下叶轮的变形如图6所示。

从图中可以看

134农业工程学报2011年

出，不同工况下叶轮主要表现为沿轴线向进口方向的圆锥形弯曲变形，其轴对称性不十分严格。

虽然叶轮受离

心力的作用，但叶轮在径向扩张的趋势几乎没有。

图中叶轮的变形为放大650倍后的效果图；

黑色细线为叶轮变形前的轮廓形状；

Max表示该处的变形量为最大

图6不同工况下叶轮的变形分布

Fig.6

Deformationdistributionchartsofimpelleratvarious

operatingconditions

变形的总位移量从轮毂到叶轮外缘逐渐增大，并在叶轮边缘某处达到最大值，最大变形区域所处位置在各工况下不同。

不同流量工况下，叶轮变形的最大值不同：

流量为0.6Qd、1.0Qd和1.5Qd时分别为0.0234、0.0186和0.0174mm。

另外，由于轮毂处的刚度较大，此处的应力和变形都很小（见图5和图6）。

3.4叶轮强度校核

通过对叶轮应力及变形的分析，可以得到叶轮的最大等效应力及最大变形量随流量的变化情况，见图7所示。

最大等效应力在小流量0.6Qd时最大为48.7MPa，并随流量的增大不断变小，在大流量2.0Qd时最小为33.0MPa；

叶轮在各工况下的最大变形在小流量0.6Qd时

为0.0234mm，随流量的增大先迅速减小后逐渐增大，在流量1.2Qd工况下出现最小值0.0170mm，且变形量在大

流量下的增大速率明显小于小流量下的减小速率。

图7不同工况下叶轮的最大等效应力和最大变形量Fig.7Maximalstressandtotaldeformationofimpellerat

differentoperatingconditions

对叶轮进行校核时，取不锈钢的安全系数nb=3～4，材料极限应力σb=σs=207MPa。

安全系数nb，极限应力σb（MPa）和许用应力[σ]（MPa）间的关系[15]

nb=σb/[σ]

（1）根据公式

（1）计算的从小流量到大流量工况下叶轮

的安全系数见表2。

表2不同工况下叶轮安全系数

Table2

Safetyfactorsofimpelleratdifferentoperating

conditions

Q/Qd0.60.81.01.21.51.82.0安全系数

4.2

4.5

4.8

5.0

5.3

5.8

5.2

Q/Qd表示流量/设计流量。

由此可见计算的冲压焊接叶轮在各工况运行时均满足强度要求。

同时，计算结果表明叶轮的最大等效应力在小流量工况下最大，因此为提高冲压焊接叶轮可靠性，尽量避免其在小流量下运行。

4

结论

1）冲压焊接叶轮在流场中受力不均，在叶片与前盖板接合的进口处出现集中应力，此处的最大应力值即为相应工况下的最大应力。

冲压焊接叶轮最大应力在小流量工况下最大，0.6倍设计流量工况下为48.7MPa，并随流量的增大不断减小。

2）冲压焊接叶轮的变形主要表现为沿轴线向进口方向的圆锥形弯曲变形，并在叶轮边缘某点达到最大值。

随流量工况不同，最大变形的位置也有所不同。

最大变形量在0.6倍设计流量工况下为0.0234mm，随流量的增大先减小后增大，并在1.2倍设计流量工况下出现最小值0.0170mm。

3）叶轮的等效应力及变形均在小流量工况下最大，为保证叶轮的水力性能及提高冲压焊接叶轮可靠性，应尽量避免在小流量工况下运行。

基于流固耦合理论的离心泵冲压焊接叶轮强度分析135

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