燃料电池车用旋涡风机叶轮模态分析

2011-04-10宋立廷左曙光

制造业自动化 2011年15期

宋立廷，左曙光，康强

SONG Li-ting,ZUO Shu-guang,KANG Qiang

（同济大学汽车学院，上海 201804）

0 引言

随着石油资源的日益匮乏和环境污染程度的加剧，迫使世界各国都着力于研发新能源清洁汽车，其中燃料电池汽车（fuel cell vehicle，FCV）倍受瞩目[1]，FCV是零排放的新型环保车辆，由于省去了内燃机这个噪声源，取而代之的是风机和电机，人们期待它们更安静和舒适，因而风机和电机成为新的噪声源。由于风机噪声是燃料电池车外噪声的主要噪声源，叶轮在高速旋转中与流道中不均匀气体流场相互作用产生周期性变化激振力，这种激振力的频率与叶轮固有频率相等或成整数倍时，容易发生共振，从而会在风机进气口产生较大的噪声，而且可能导致叶轮破坏。

本文针对燃料电池车用旋涡风机存在进气口振动、噪声大等问题，对风机叶轮进行模态分析。先通过三维坐标仪对该旋涡风机叶轮曲面轮廓进行坐标测量，然后用CATIA软件进行三维建模，并利用有限元软件对叶轮进行模态分析，得出叶轮的各阶固有频率以及相应振型，并结合风机振动模态试验对试验结果进行验证，分析了可能产生的共振频率，从而为有效控制旋涡风机振动噪声等问题提供理论依据。

1 叶轮三维建模

由于实际的旋涡风机叶轮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若干网点坐标数值，然后将扫描生成的点云导入CATIA软件中进行数据处理，得到叶轮的几何模型。如图1所示。

图1 CATIA逆向几何模型

2 叶轮模态分析

2.1 叶轮结构的动力特征方程

根据振动学理论，具有多自由度结构系统的动力方程可表示为：

{Q}节点载荷列阵通常是时间的函数。对于不同的结构，可以选用不同的单元和形状函数矩阵，但动力方程的建立过程均相同。由于结构阻尼较小，对固有频率和振型的影响可忽略不计，由此可得到叶轮结构无阻尼振动方程：

在模态分析过程中,可以研究分析叶轮在无激振力作用下的自然属性。因此,取{Q}={0},则动力方程简化为：

其中wi、ψi、mi、ki分别为各阶模态下的固有频率、振型、质量和刚度，求解方程可以得到[2]。

2.2 材料属性和有限元模型建立

旋涡风机的叶轮设计要求如下：叶轮材料为6A02 铝合金，其密度为2700kg/m3，泊松比取0.33，弹性模量取为70600N/mm2。旋涡风机的叶轮主要由轮盘和叶片组成，结构简单，但叶片的几何形状复杂，在空间中存在弯扭曲面。考虑到有限元分析对实际情况的模拟及计算的准确性和可行性，在导入有限元之前进行适当简化：1）叶轮轮盘轮毂密封齿轮处对叶轮整体模态分析影响较少，在模型中可不考虑；2）叶轮模型中可忽略各处的圆角和倒角；3）叶轮中焊接部位均作一体化链接处理[3]。

将CATIA建立修正后的旋涡风机叶轮实体模型导入ANSYS中，对其进行前处理[4]，并采用自由方式划分单元网格，建立该风机叶轮有限元模型如图2所示。

图2 有限元模型

模态分析时模态提取采用分块Block Lanczos 方法，该方法计算精度高，计算速度比Subspace方法更快。在进行叶轮的振动频率和相应的模态计算分析时，由于高阶模态对振动噪声分析的贡献不大，不会对系统产生较大的影响，因此这里选取了叶轮的前6阶模态。单元类型为20节点实体SOLID95，叶轮单元数目为163074，节点数目为282123。

2.3 叶轮的模态计算

对于本模型，考虑到试验状况下叶轮通过一根柔软的橡胶绳悬吊，接近于自由状态下，因此在模态计算中对叶轮进行自由模态计算，提取前6阶模态结果，如表1所示。限于篇幅本文只列出典型的1阶、3阶、6阶振型图。如图3所示。

图3 叶轮1、3、6阶模态振型

3 叶轮振动模态测试试验

为了验证所建立有限元模型的准确性，本文针对旋涡风机的叶轮进行模态测试，获得实际的模态频率，再与基于相同实验约束条件设定下的计算模拟结果作对比，以便获得准确的模型，确保在静态无应力的条件下有限元模型的准确，如图4所示。

本次试验所用的仪器是Head公司的SQlabIII（34通道）数据采集系统，加速度传感器为美国pcb公司生产的icp压电式加速度传感器，通过采用激振器单点激振多点拾振的方法，在叶轮的平面上共布置了24个测点。在LMS Test lab 模态分析软件中运用人工建模的方法建立了叶轮模态工程的模型网格，如图5所示，并按照标准的模态分析流程建立模态分析系统[5]。叶轮在静止状态下进行人为激振,测量激振力与响应并采用双通道FFT分析,通过LMS Test lab软件的模态计算命令中的曲线拟合,获得其模态频率的幅频图，如图6所示，识别出风机叶轮的前6阶模态参数。

图4 模态测试试验图

图5 叶片模态网格图

图6 实际模态幅频图

对照试验和仿真模态分析的前6阶结果，可以清楚的看到，叶轮的前3阶振型整体表现为沿轴向的前后摆动，后面几阶模态出现局部振型，说明叶轮各部位刚度存在不均匀的现象。如表1所示。叶轮在自由状态下，各阶仿真模态频率与试验固有频率相差甚微，因此可以认为所建立的叶轮模型的准确性，这也为旋涡风机振动噪声分析提供理论基础。

通过叶轮的模态振型分析可以确定叶轮结构振动形态及其薄弱部位。叶轮前6阶固有频率为600-3800HZ，由此可以计算出各阶临界转速。只要叶轮转速远离其临界转速，在工作过程中就会避免共振和产生较大的躁声。从叶轮振型图中可以找到应力集中区域，寻找到应力最大点，可以采取改变叶轮厚度，合理分配刚度，从而避免叶轮发生局部破坏。