Численный анализ собственных частот колебаний и статических напряжений радиальных рабочих колес энергетических турбомашин для АПК

Автор: Репецкий Олег Владимирович, Хоанг Динь Кыонг

Журнал: Агротехника и энергообеспечение @agrotech-orel

Рубрика: Технологии и средства технического обслуживания в сельском хозяйстве

Статья в выпуске: 4 (33), 2021 года.

Бесплатный доступ

Радиальные рабочие колеса турбомашин - это сложные вращающиеся детали машин, являющиеся критическими важными деталями для определения долговечности и безопасности компонента. Структурные повреждения оказываются конструкцию вибрацией, отрывания одной или нескольких лопастей. Требование структурной целостности часто противоречит облегчению конструкции и высокой аэродинамической эффективности. Так, что в процессе проектирования задача исследования прочности и надежности радиальных рабочих лопаток от напряжений и собственных частот колебаний радиальных рабочих лопаток энергетических турбомашин очень важна. Также при проектировании радиальных лопаточных дисков, применяемых в АПК, проводится множество численных и экспериментальных испытаний. Испытания требуются большие усилия на испытательных стендах и образцах. Таким образом, расчеты на прочность и компьютерное моделирование технических процессов радиальных рабочих колесах, применяемых в АПК, являются актуальными на стадиях проектирования, доводки и практической эксплуатации. Эти расчеты позволяются существенно сократить объем дорогостоящих экспериментальных исследований и уменьшить сроки конструирования новых машин.

Еще

Радиальная лопатка, метод конечных элементов, рабочее колесо, собственная частота, статическое напряжение, турбомашина, форма колебаний

Короткий адрес: https://sciup.org/147235494

IDR: 147235494

Текст научной статьи Численный анализ собственных частот колебаний и статических напряжений радиальных рабочих колес энергетических турбомашин для АПК

Введение. Для тестового измерения собственных частот колебаний радиального рабочего колеса, применяемого для вентиляционных процессов в АПК, с учетом вращения был разработан экспериментальный стенд [1] где возбудитель - магнит был установлен в непосредственной близости от опорной плиты. Вибрационный отклик регистрировался тензодатчиком, который был приклеен к опорной пластине в местах сильных радиальных деформаций собственных форм и подавался на быстрый преобразователь Фурье (БПФ) через передаточные контактные кольца. Вся установка для измерения собственных частот радиального рабочего колеса при вращении показана на Рис. 1.

Рисунок 1 – Экспериментальная установка для анализа собственных частот колебаний радиальных рабочих колес энергетических турбомашин с учетом вращении

В спектре отклика может видеть четкие пики, которые можно четко отнести к ранее определенным собственным частотам. Частоты немного сдвинуты по сравнению с частотами при измерении с электродинамическим возбудителем. Так, что можно проследить до его массового влияния, а также многократных реконструкций за это время и связанных с этим незначительных системных изменений. Все результаты эксперимента для измерения собственных частот радиального рабочего колеса c 10-ю лопатками представлены в таблицах [1].

Материалы и методы исследования

а

б

Рисунок 2 — Радиальное рабочее колесо c 10-ю лопатками (а - общий вид, б - конечноэлементная модель)

Основные механические характеристики имеют вид: материал рабочего колеса -сталь, модуль Юнга - 2,1.10 5 Мпа, плотность - 7850 кг/м 3 , коэффициент Пуассона - 0.3. Общий вид рабочего колеса представлен на Риc. 2а, где конструкция объекта была жестко закреплена по ободу диска. В качестве конечноэлементной модели применяется конечный элемент ТЕТ10 программы ANSYS WORKBENCH с общим количеством конечных элементов - 58382 и 115590 узловыми точками. Количество степеней свободы составляет -346770 (Рис. 2б).

Уравнения движения с использованием МКЭ для статики и свободных колебаний могут быть описаны в виде [7,8,9]:

( [ K e ] + [ K g ] + [ K r ] ) ' 5 } = { F n} + { F t } + { F G } ,                          (1)

а для свободной вибрации:

[ M ] { » } + [ C ] { 5 } + ( [ K E H K G ] + [ K R ] ) 5 } = 0 -                      (2)

где { 5 } - вектор смещения, [ KE ] и [ M ] - матрицы упругой жесткости и массы, соответственно, [ KG ] - матрица геометрической жесткости, зависящая от скорости и температуры, [ K R ] - дополнительная матрица жесткости, возникающая в результате вращения, { F } , { F T } , { F G } - векторы, соответствующие силам я вращения, температурой и давлением газа соответственно, [ C ] - матрица Кориолиса.

Результаты и обсуждение

На Рис.3 представлены 6-ть основных форм колебаний для радиального рабочего колеса с 10-ю лопатками. Каждая форма обладает разнообразной характерной деформацией, по критерию количества узловых диаметров и на числа узловых окружностей (n / m), определяющийся форму 3 - 0/0, форму 1 - 1/0, форму 14 - 0/1, форму 7 - 1/1, форму 5 - 2/0, форму 10 - 5/0.

Таблица 1. Значения собственных частот для радиального рабочего колеса в эксперименте и программах ANSYS WORKBENCH и BLADIS + [1].

Форма n / m

Эксперимент, Гц

Собственные частоты без учета вала, Гц (ANSYS- слева и BLADIS + справа).

Отклонение Δf, %

0/0

-

81,075

-

-

1/0

44

43,675

-

0,74

0/1

-

443,61

-

-

1/1

-

395,45

-

-

2/0

341

342,91

349,0

0,56

5/0

-

413,04

402,1

-

Анализ таблицы 1 показал что, значения собственных частот колебаний от эксперимента для формы 1 отклоняется на 0,74%, а для формы 5 на 0,56%.

На следующем этапе анализа рассмотрены расчеты статических напряжений с учетом вращения радиального рабочего колеса.

Для анализа прочности и надежности радиального рабочего колеса при проектировании компрессорного колеса, выполнены численные исследования статического напряженно-деформированного состояния (НДС) и собственных частот колебаний при оборотах вращения: 5 (1/s), 10 (1/s), 15 (1/s), 20 (1/s), 30 (1/s), 40 (1/s), 50 (1/s), 60 (1/s).

Рисунок 4 и таблица 2 показываны расчеты статического напряжения σ э в колесе с учетом вращения.

Таблица 2 - Значение статического напряжения σ э для радиального рабочего колеса с 10-ю лопатками с учетом вращения, МПа

Скорость вращения колеса, 1/s

Experiment, MPa

Максимальные статические напряжения, Мпа

Отклонение Δf, %

5

-

2,0511

-

10

-

8,2046

-

15

-

18,460

-

20

32

32,818

2,56

30

-

74,841

-

40

-

131,270

-

50

-

205,11

-

60

-

295,36

-

Таблица 3 - Расчеты значения собственных частот колебаний для радиального рабочего колеса 10-и лопаток с учетом вращения, Гц

Форма

Собственные частоты колебаний, Гц

0 (1/s)

5 (1/s)

10 (1/s)

15 (1/s)

20 (1/s)

30 (1/s)

40 (1/s)

50 (1/s)

60 (1/s)

1

43,675

43,921

44,644

45,822

47,421

51,711

57,167

63,477

70,399

2

43,682

43,927

44,649

45,827

47,425

51,716

57,171

63,48

70,402

3

81,075

81,157

81,375

81,735

82,237

83,654

85,596

88,025

90,9

4

275,54

275,61

275,86

276,28

276,86

278,48

280,69

283,39

286,53

5

342,91

343,1

343,7

344,69

346,07

349,95

355,25

361,87

369,69

6

343,0

343,25

343,85

344,84

346,22

350,1

355,4

362,02

369,84

7

395,45

395,61

396,06

396,8

397,83

400,76

404,79

409,87

415,93

8

395,62

395,79

396,23

396,98

398,01

400,93

404,96

410,04

416,1

9

406,27

406,73

408,05

410,25

413,31

421,91

433,63

448,22

456,0

10

413,04

413,45

414,77

416,96

420,01

428,59

440,29

452,29

465,36

В таблице 3 представлены расчеты значения собственных частот колебаний с соответственным учетом вращения для радиального рабочего колеса 10-и лопаток в программе ANSYS WORKBENCH.

n = 5 (1/s)

n = 10 (1/s)

n = 50 (1/s)

n = 60 (1/s)

Рисунок 4 - Расчеты статического напряжения с учетом вращения радиального рабочего колеса с 10-ю лопатками с помощью программы ANSYS WORKBENCH.

Расчеты собственных частот колебаний для радиального рабочего колеса c 10-ю лопатками представлены в таблице 4 по критерию числа узловых диаметров и узловых окружностей (n / m).

Таблица 4 - Значения собственных частот колебаний для радиального рабочего колеса с 10-ю лопатками в комплексной программе ANSYS WORKBENCH по критерию числового узлового диаметра на числовой узловой окружности.

Форма n / m

Значения собственных частот колебаний в программе ANSYS WORKBENCH, Гц

0 (1/s)

5 (1/s)

10 (1/s)

15 (1/s)

20 (1/s)

30 (1/s)

40 (1/s)

50 (1/s)

60 (1/s)

0/0

81,07

81,15

81,37

81,73

82,23

83,65

85,59

88,02

90,9

1/0

43,67

43,92

44,64

45,82

47,42

51,71

57,16

63,47

70,39

1/1

395,4

395,6

396,0

396,8

397,8

400,7

404,7

409,8

415,9

2/0

342,9

343,1

343,7

344,6

346,0

349,9

355,2

361,8

369,6

5/0

413,0

413,4

414,7

416,9

420,0

428,5

440,2

452,2

465,3

Значения собственных частот для радиального рабочего колеса с 10-ю лопатками в при эксперименте и различных вычислительных программах NISA, FEARS и ANSYS WORKBENCH представлены в таблице 5.

Таблица 5 - Значения собственных частот для радиального рабочего колеса с 10-ю лопатками в эксперименте и различных комплексных программах NISA, FEARS [1] и ANSYS WORKBENCH.

n / m

Комплексная программа

Значения собственных частот колебаний, Гц от скорости вращения (1/s)

0 (1/s)

5 (1/s)

10 (1/s)

15 (1/s)

20 (1/s)

30 (1/s)

40 (1/s)

50 (1/s)

60 (1/s)

0/0

NISA

98

98

98

98

99

100

102

105

108

FEARS

92

92

93

93

94

-

-

-

-

ANSYS

81,07

81,15

81,37

81,73

82,23

83,65

85,59

88,02

90,9

Эксперимент

-

-

-

-

-

-

-

-

-

1/0

NISA

45

45

46

46

48

51

56

61

67

FEARS

45

46

47

50

53

-

-

-

-

ANSYS

43,67

43,92

44,64

45,82

47,42

51,71

57,16

63,47

70,39

Эксперимент

44

46

47

49

52

-

-

-

-

2/0

NISA

325

325

326

327

328

332

337

343

350

FEARS

340

340

341

341

342

345

347

354

362

ANSYS

342,9

343,1

343,7

344,6

346,0

349,9

355,2

361,8

369,6

Эксперимент

341

341

343

344

345

-

-

-

-

Диаграмма Кэмпбелла показана на рисунке 5, где горизонтальная ось представляет скорость вращения ротора, а вертикальная ось обозначает собственную частоту колебаний. Кривые динамических частот указывают взаимосвязь между собственными частотами и скоростями вращения для каждой формы колебания [10]. В диаграмме анализируются первые 5-ть форм колебаний 1,3,5,7,10.

Рисунок 5 - Диаграмма Кэмпбелла для радиальных рабочих колес c 10-ю лопатками

Отмечается, что расчеты собственных частот колебаний для радиального рабочего колеса c 10-ю лопатками в программе ANSYS WORKBENCH дают результаты приближенные к эксперименту для n / m (1/0 и 2/0), которые представлены в таблице 6.

Таблица 6 - Значения собственных частот колебаний с 10-ю лопатками по сравнению к эксперименту в комплексной программе ANSYS WORKBENCH.

n / m

Форма

Значения собственных частот колебаний, Гц от вращения (1/s)

0 (1/s)

5 (1/s)

10 (1/s)

15 (1/s)

20 (1/s)

1/0

№1, расчет

43,67

43,92

44,64

45,82

47,42

№1, эксперимент

44

46

47

49

52

Отклонение Δf, %

0,74

4,52

5,01

6,49

8,81

2/0

№5, расчет

342,9

343,1

343,7

344,6

346,0

№5, эксперимент

341

342

343

344

345

Отклонение Δf, %

0,56

0,32

0,2

0,2

0,31

На следующей этапе исследована модель радиального рабочего колеса с валом и 10ю лопатками Pис. 6. Конструкция модели вала с радиальным рабочим колесом 10-и лопаток была жестко закреплена по кольцу вала (см. «1» на Рис. 6а).

а

б

Рисунок 6 - Модель вала с радиальным рабочим колесом 10-и лопаток (а – общий вид; б – конечноэлементная модель)

На Рис. 7 представлены восемь основных форм колебаний для модели вала с радиальным рабочим колесом с 10-ю лопатками. Каждая форма обладает разнообразной характерной деформацией.

Форма 1

Форма 3

Форма 5

Форма 7

Форма 10

Рисунок 3 - Форма колебаний и собственные частоты колебаний радиальных рабочих колес энергетических турбомашин в программе ANSYS WORKBENCH.

Форма 14

Форма 1

A: Modal

Total Deformation 3 Type: Total Deformat Frequency: 47.963 Hz Unit mm

11/3/2021 9:28 AM

10.442 Max

Форма 5

Форма 3

Форма 8

Форма 6

Форма 12

Рисунок 7.- Формы колебаний для модели вала с радиальным рабочим колесом

Форма 10

Форма 13

Все значения собственных частот колебаний модели без учета вала для 8-ми основных формах колебания указаны в таблице 7. Кроме значений собственных частот колебаний на

Рис.7 указаны значения деформацией в миллиметрах для 9-и основных форм колебания. Все максимальные значения деформацией представлены в таблице 8. Анализ таблицы 7 показал что, по сранению значения собственных частот колебаний от эксперимента для формы 1 отклоняется на 5,65%, а для формы 8 на 0,18%.

Таблица 7. Значения собственных частот колебаний для этой модели в программе

ANSYS WORKBENCH и BLADIS + .

Номер формы

n / m

Эксперимент, Гц

Собственные частоты модели без учета вала, Гц ANSYS (слева) и BLADIS + (справа).

Максимальные

значения деформацией без учета вала, мм

5

0/0

-

80,263

-

6,9605

6

-

122,92

-

7,0393

1

1/0

44

41,513

-

9,338

3

-

47,963

-

10,442

10

0/1

-

356,11

-

13,16

12

1/1

-

365,33

-

9,4943

19

-

425,99

-

11,729

8

2/0

341

341,62

349,0

19,319

13

5/0

-

402,3

402,1

33,558

Для анализа прочности и надежности радиальных рабочих колес от напряжений и собственных частот колебаний для этой модели в проектировании компрессорного колеса, выполнены численные исследования статического напряженно-деформированного состояния (НДС) при оборотах 5 (1/s), 10 (1/s), 15 (1/s), 20 (1/s), 30 (1/s), 40 (1/s), 50 (1/s), 60 (1/s) в таблице 8.

Таблица 8. Значение статического напряжения σ э с учетом вращения, МПа

Скорость вращения вала, (1/s)

Эксперимент, Мпа

BLADIS+ (с валом), Мпа

Максимальные статические напряжения модели, Мпа

5

-

-

2,0339

10

-

-

8,1356

16

-

-

18,305

20

32

29,94

32,542

30

-

-

73,220

40

-

-

130,17

50

-

-

203,39

60

-

-

292,88

Расчеты собственных частот колебаний для этой модели собраны в таблице 9 по критерию числа узловых диаметров n и узловых окружностей m. В данной таблице представлены значения собственных частот колебаний форм: 1, 6, 8, 10, 12 или (n / m): 1/0, 0/0, 2/0, 0/1, 1/1, 5/0.

Таблица 9. Значения собственных частот колебаний для модели вала с радиальным рабочим колесом и 10-ю лопатками в программе ANSYS WORKBENCH

Форма n / m

Значения собственных частот колебаний в программе ANSYS WORKBENCH, Гц от оборотов вращения (1/s)

0 (1/s)

5 (1/s)

10 (1/s)

15 (1/s)

20 (1/s)

30 (1/s)

40 (1/s)

50 (1/s)

60 (1/s)

0/0

123.0

123.2

123.2

123.2

123.2

123.3

123.4

360.7

368.6

1/0

41.51

41.69

42.13

42.42

41.63

36.11

25.07

62.65

69.61

0/1

356.1

356.1

356.3

356.5

356.9

358.2

360.5

371.8

373.9

1/1

365.2

365.6

365.8

366.2

366.7

368.1

369.8

430.6

432.9

2/0

341.6

341.8

342.4

343.4

344.7

348.7

354.0

364.2

369.5

5/0

402.3

402.7

404.1

406.3

409.4

418.1

428.6

444.7

462.0

Вывод

Таким образом, в данной работе представлены основные формы колебаний и статических напряжений для модели радиального рабочего колеса c 10-ю лопатками и коротким валом турбомашины для перекачки воздуха в АПК. Также проводились и сравнивались результаты расчета с данными эксперимента и с учетом вращения. Представлены значения собственных частот колебаний для этой модели и его радиального рабочего колеса в различных программах NISA, FEARS и BLADIS+. Отмечается, что расчеты собственных частот колебаний для модели вала и его радиального рабочего колеса c 10-ю лопатками в программе ANSYS WORKBENCH даются призкие результаты к сравнению с экспериментом для n / m равными 1/0 и 2/0. Для модели вала с радиальным рабочим колесом и 10-ю лопатками возникает большой отклик. Собственные частоты резко увеличивают в диапазоне вращения (45...50) 1/s .В конструкции модели нужно рассматривать различные варианты для жестких закреплений по кольцу вала для получения приемлемых для сравнения с экспериментом решений. Представленые кривые динамических частот показывают взаимосвязь между собственными частотами и скоростями вращения для каждой формы колебания в диаграмме Кэмпбелла и могут быть использованы в отстройке от резонансных режимов реальных конструкций радиальных рабочих колес в АПК.

Список литературы Численный анализ собственных частот колебаний и статических напряжений радиальных рабочих колес энергетических турбомашин для АПК

  • Irretier H., Repetski O. Vibration and life estimation of rotor structures // The fifth IFToMM. Conference on Rotor Dynamics, Darmstadt. 1998. 7-10 September.
  • Yan Y. J., Cui P. L. and Hao H. N. Vibration mechanism of a mistuned bladed disk // Journal of Sound and Vibration. 2008. Vol. 317.P. 294-307.
  • Yang M. T. and Griffin J. H. A reduced-order model of mistuning using a subset of nominal system modes // J Eng Gas Turb Power. 2001. Vol. 123. P. 893-900.
  • Repetckii O., Ryzhikov I. and Nguyen T. Q. Dynamics analysis in the design of turbomachinery using sensitivity coefficients // Journal of Physics: Conference Series. 2018. 012096.
  • Repetckii O., Ryzhikov I. and Springer H. Numerical analysis of rotating flexible blade-disk-shaft systems // Proceedings of the ASME Turbo Expo. 1999.
  • До М. Т. Численный анализ влияния расстройки параметров на динамические характеристики рабочих колес турбомашин. - Диссертация кандидата технических наук. Иркутск. 2014. 197 c.
  • Whitehead D.S. Effect of mistuning on the vibration of turbomachine blades induced by wakes // Journal of mechanical engineering science. 1966. №. 1. Р. 15-21.
  • Castanier M. P., Pierre C. Modeling and Analysis of Mistuned Bladed Disk Vibrations: Status and Engineering Directions // Journal of Propulsion and Powers. 2006. №. 2 (122). Р. 384-396.
  • Ewins D. J. Vibration characteristics of Bladed disc assemblies // Journal of Machanical Engineering Science. 1973. №. 5 (12). Р. 165-186.
  • Campbell W. The protection of Steam Turbine Disk Wheels from Axial Vibrations // Trans. of the ASME 46. 1924. Р. 31-160.
Еще
Статья научная