多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪應(yīng)力分析畢業(yè)論文

1、本 科 畢 業(yè) 論 文題 目：多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪應(yīng)力分析學(xué)生： 學(xué) 號(hào)： 專業(yè)班級(jí)：過程裝備與控制工程2008級(jí)6班指導(dǎo)教師： 年 月 日35 / 42多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪應(yīng)力分析摘 要油田投入開發(fā)以后，隨著開采時(shí)間的增長(zhǎng)，就要不斷地消耗油層本身能量，油層壓力就會(huì)不斷下降，造成地下虧空，為了保持或提高油層壓力，必須與時(shí)地用注水泵對(duì)油田實(shí)行配產(chǎn)配注。葉輪作為多級(jí)注水泵的重要部件，對(duì)其進(jìn)行應(yīng)力與變形分析，為提高多級(jí)注水泵的性能，優(yōu)化葉輪結(jié)構(gòu)，指導(dǎo)設(shè)計(jì)生產(chǎn)提供參考依據(jù)。本文利用大型有限元軟件ANSYS13.0對(duì)葉輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，得到了葉輪在各種載荷形式下的應(yīng)力、應(yīng)變與變形情況。結(jié)果表明，在各種載

2、荷形式下，葉輪的應(yīng)力與變形情況均在安全圍。關(guān)鍵詞：多級(jí)注水泵；葉輪；有限元分析Analysis on the Stress in First Stage Impeller of the Multistage Injection Pump AbstractAfter oil-field devotion development,along with mine time of growth,will constantly consume oil layer energy,the pressure of oil layerwill continue todecline,resulting in th

3、e deficit of underground.In order to maintainorimprove the pressure of oil layer,mustbein a timely mannerwiththeinjection pumpontheoil field to replenish groundwater. Asan important componentofthe multistage injection pump,stressand deformation analysis of it will be the reference of it that to impr

4、ovethe pumps performance and the optimal design of it,also guide the production.In this paper,the finite element analysis is made to the structure of the impeller by ANSYS software,the stress and strain and deformation of the impeller are gained under the load. From the results,we can see that the f

5、orceand deformationoftheimpellerwithin a safe range under any form of load.Keywords:multistageinjection pump, impeller,finite element analysis目錄第1章緒論11.1選題背景11.2 離心泵葉輪結(jié)構(gòu)有限元分析研究進(jìn)展11.3 有限元分析方法21.4 ANSYS軟件簡(jiǎn)介31.4.1 ANSYS軟件概述31.4.2 ANSYS軟件構(gòu)成31.4.3 ANSYS軟件提供的分析類型41.5 本文研究容5第2章多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪三維模型結(jié)構(gòu)62.1 前言62.2 葉輪

6、主要參數(shù)機(jī)模型的創(chuàng)建6第3章各種載荷單獨(dú)作用下葉輪受力分析83.1 前言83.2 離心慣性力單獨(dú)作用下受力與變形分析83.2.1 ANSYS軟件分析過程83.2.2 應(yīng)力結(jié)果分析93.2.2.1 徑向應(yīng)力93.2.2.2 周向應(yīng)力93.2.2.3 軸向應(yīng)力103.2.2.4 第一主應(yīng)力103.2.3 應(yīng)變結(jié)果分析113.2.3.1 徑向應(yīng)變113.2.3.2 周向應(yīng)變123.2.3.3 軸向應(yīng)變123.2.3.4 第一主應(yīng)變133.2.3 變形結(jié)果分析133.3 流道流體壓力單獨(dú)作用下受力與變形分析143.3.1 ANSYS軟件分析過程143.3.2 應(yīng)力結(jié)果分析153.3.2.1 徑向應(yīng)力1

7、53.3.2.2 周向應(yīng)力153.3.2.3 軸向應(yīng)力163.3.2.4 第一主應(yīng)力163.3.3 應(yīng)變結(jié)果分析173.3.3.1 徑向應(yīng)變173.3.3.2 周向應(yīng)變173.3.3.3 軸向應(yīng)變183.3.3.4 第一主應(yīng)變183.3.4 變形結(jié)果分析193.4 前后蓋板外側(cè)壓力單獨(dú)作用下受力與變形分析193.4.1 ANSYS軟件分析過程193.4.2 應(yīng)力結(jié)果分析203.4.2.1 徑向應(yīng)力203.4.2.2 周向應(yīng)力213.4.2.3第一主應(yīng)力213.4.3 應(yīng)變結(jié)果分析213.4.3.1 徑向應(yīng)變213.4.3.2 周向應(yīng)變223.4.3.3 第一主應(yīng)變223.4.4 變形結(jié)果分析2

8、33.5 圓盤摩擦力單獨(dú)作用下受力與變形分析233.5.1 ANSYS軟件分析過程233.5.2 應(yīng)力結(jié)果分析253.5.3 應(yīng)變結(jié)果分析263.5.4 變形結(jié)果分析263.6 本章小結(jié)26第4章多載聯(lián)合作用下葉輪受力分析274.1 前言274.2 ANSYS分析過程274.3 應(yīng)力結(jié)果分析274.3.1徑向應(yīng)力274.3.2周向應(yīng)力284.3.3徑向應(yīng)力284.3.4第一主應(yīng)力294.4 應(yīng)變結(jié)果分析294.4.1 徑向應(yīng)變294.4.2 周向應(yīng)變294.4.2軸向應(yīng)變304.4.3第一主應(yīng)變304.4 變形結(jié)果分析314.5 本章小結(jié)31第5章結(jié)論和展望325.1 結(jié)論325.1 展望32

9、致33參考文獻(xiàn)34第1章 緒論1.1 選題背景油田投入開發(fā)以后，隨著開采時(shí)間的增長(zhǎng)，就要不斷地消耗油層本身能量，油層壓力就會(huì)不斷下降，造成地下虧空，為了保持或提高油層壓力，必須與時(shí)地用注水泵對(duì)油田實(shí)行配產(chǎn)配注，注水泵運(yùn)行是否平穩(wěn)直接影響到是否能保證定時(shí)定量的向地下注水，是否能保證油田穩(wěn)產(chǎn)、高產(chǎn)，因此為了保證油田穩(wěn)產(chǎn)、高產(chǎn)，必須保證注水泵安全平穩(wěn)的運(yùn)行1。 葉輪作為將原動(dòng)機(jī)動(dòng)力轉(zhuǎn)化為流體機(jī)械能的重要部件，按其機(jī)械結(jié)構(gòu)可分為閉式、半閉式和開式三種2。閉式葉輪適用于輸送清潔液體；半閉式和開式葉輪適用于輸送含有固體顆粒的懸浮液，這類泵的效率低。按吸液方式不同可將葉輪分為單吸式與雙吸式兩種，單吸式葉輪結(jié)

10、構(gòu)簡(jiǎn)單，液體只能從一側(cè)吸入。雙吸式葉輪可同時(shí)從葉輪兩側(cè)對(duì)稱地吸入液體，它不僅具有較大的吸液能力，而且基本上消除了軸向推力。根據(jù)葉輪上葉片上的幾何形狀，可將葉片分為后彎、徑向和前彎三種，由于后彎葉片有利于液體的動(dòng)能轉(zhuǎn)換為靜壓能，故而被廣泛采用。本文中所涉與到的多級(jí)注水泵葉輪為閉式單吸后彎葉輪，其工作特點(diǎn)是轉(zhuǎn)速高，額定轉(zhuǎn)速為2950r/min，工作壓力等級(jí)高，達(dá)1.4MPa，因此該葉輪是多級(jí)注水泵結(jié)構(gòu)分析中的重點(diǎn)。針對(duì)葉輪工作狀態(tài)下的載荷形式對(duì)其進(jìn)行受力與變形分析，對(duì)于提高多級(jí)注水泵的性能，優(yōu)化結(jié)構(gòu)，指導(dǎo)設(shè)計(jì)生產(chǎn)具有重要意義。本文采用有限元分析軟件ANSYS對(duì)多級(jí)注水泵葉輪進(jìn)行靜力學(xué)分析，以得到其

11、應(yīng)力與變形結(jié)果，找出應(yīng)力集中點(diǎn)，分析其可靠性，為泵的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。1.2 離心泵葉輪結(jié)構(gòu)有限元分析研究進(jìn)展與傳統(tǒng)方法相比，用有限元法進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析具有很多優(yōu)點(diǎn)。傳統(tǒng)方法對(duì)葉輪這樣具有復(fù)雜形狀的部件進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，只能采用簡(jiǎn)化和近似的方法，尤其是對(duì)于例如葉片端部與前、后蓋板交界處這樣細(xì)微部分進(jìn)行分析時(shí)很難得到精確結(jié)論，然而此處往往是應(yīng)力集中問題發(fā)生的區(qū)域。隨著ANSYS、ABAQUS等有限元軟件的發(fā)展，使葉輪這樣的復(fù)雜模型的有限元分析結(jié)果更加精確。2008年，唐立新3等依據(jù)FLUENT得出的葉輪流道流體壓力分布結(jié)果，在ANSYS軟件中對(duì)某型汽輪機(jī)主油泵雙吸式葉輪分別在離心慣性力、流道流體壓

12、力分別作用與兩種載荷耦合作用下進(jìn)行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析，得出葉輪的應(yīng)力分布與變形結(jié)果。針對(duì)應(yīng)力集中問題進(jìn)行分析，為葉輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論數(shù)據(jù)依據(jù)。2011年，董曉嵐4采用流固耦合分析法對(duì)離心泵葉輪的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行仿真，采用多幀參照技術(shù)對(duì)葉輪-蝸殼動(dòng)靜干涉進(jìn)行模擬。在FLUENT流體力學(xué)分析中，獲得葉片和輪轂壓力和剪應(yīng)力分布，使用ABAQUS軟件分析葉輪在流道流體壓力、剪應(yīng)力和離心慣性力共同作用下的應(yīng)力分布與整體變形結(jié)果。針對(duì)分析結(jié)果分析得出：相對(duì)于壓力，剪應(yīng)力對(duì)葉輪變形影響微不足道；葉輪結(jié)構(gòu)在設(shè)計(jì)工況下結(jié)構(gòu)安全；葉輪最高轉(zhuǎn)速可達(dá)到1780r/min。如果應(yīng)力卻維持在一個(gè)較低的水平，離心泵轉(zhuǎn)速提高，葉

13、輪會(huì)與蝸殼發(fā)生干涉，并在保證葉輪的強(qiáng)度和剛度條件下提出葉輪的改進(jìn)方案。2011年，周玉豐5以LB50160型離心泵的葉輪為分析對(duì)象，利用ANSYS軟件對(duì)葉輪在流道流體壓力和離心慣性力共同作用下進(jìn)行應(yīng)力結(jié)果分析，得出應(yīng)力分布結(jié)果與規(guī)律，為葉輪蓋板的強(qiáng)度計(jì)算提供了可靠依據(jù)，驗(yàn)證了有限元建模方法和計(jì)算方法的正確性，為進(jìn)行不同類型的有限元分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考。2011年，王洋6等在ANSYS Workbench軟件中，采用單向流固耦合方法對(duì)沖壓焊接葉輪在流場(chǎng)中的應(yīng)力與變形情況進(jìn)行仿真計(jì)算。結(jié)果表明，各工況流量下，葉輪應(yīng)力分布明顯不均，并在局部出現(xiàn)應(yīng)力集中。葉輪變形的總位移隨半徑的增大不斷變大，并在

14、葉輪邊緣達(dá)到最大值。根據(jù)仿真模擬結(jié)果對(duì)提高葉輪可靠性問題提出解決方案，計(jì)算結(jié)果為沖壓焊接葉輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析提供有效依據(jù)。1.3 有限元分析方法有限元分析是使用有限元方法來(lái)分析靜態(tài)或動(dòng)態(tài)的物理物體或物理系統(tǒng)。在這種方法中一個(gè)物體或系統(tǒng)被分解為由多個(gè)相互聯(lián)結(jié)的、簡(jiǎn)單、獨(dú)立的點(diǎn)組成的幾何模型。在這種方法中這些獨(dú)立的點(diǎn)的數(shù)量是有限的，因此被稱為有限元。由實(shí)際的物理模型中推導(dǎo)出來(lái)得平衡方程式被使用到每個(gè)點(diǎn)上，由此產(chǎn)生了一個(gè)方程組。這個(gè)方程組可以用線性代數(shù)的方法來(lái)求解。有限元分析的精確度無(wú)法無(wú)限提高。元的數(shù)目到達(dá)一定高度后解的精確度不再提高，只有計(jì)算時(shí)間不斷提高7。在實(shí)踐中，有限元分析法通常由三個(gè)主要步

15、驟組成8：1、前處理：用戶需建立物體待分析部分的模型，在此模型中，該部分的幾何形狀被分割成若干個(gè)離散的子區(qū)域或稱為“單元”。各單元在一些稱為“結(jié)點(diǎn)”的離散點(diǎn)上相互連接。這些結(jié)點(diǎn)中有的有固定的位移，而其余的有給定的載荷。準(zhǔn)備這樣的模型可能極其耗費(fèi)時(shí)間，所以商用程序之間的相互競(jìng)爭(zhēng)就在于：如何用最友好的圖形化界面的“前處理模塊”，來(lái)幫助用戶完成這項(xiàng)繁瑣乏味的工作。有些預(yù)處理模塊作為計(jì)算機(jī)化的畫圖和設(shè)計(jì)過程的組成部分，可在先前存在的CAD文件中覆蓋網(wǎng)格，因而可以方便地完成有限元分析。2、分析：把預(yù)處理模塊準(zhǔn)備好的數(shù)據(jù)輸入到有限元程序中，從而構(gòu)成并求解用線性或非線性代數(shù)方程表示的系統(tǒng)（1-1）式中，u

16、和f 分別為各結(jié)點(diǎn)的位移和作用的外力。矩陣K的形式取決于求解問題的類型，本模塊將概述桁架與線彈性體應(yīng)力分析的方法。商用程序可能帶有非常大的單元庫(kù)，不同類型的單元適用于圍廣泛的各類問題。有限元法的主要優(yōu)點(diǎn)之一就是：許多不同類型的問題都可用一樣的程序來(lái)處理，區(qū)別僅在于從單元庫(kù)中指定適合于不同問題的單元類型。3、后處理：分析的早期，用戶需仔細(xì)地研讀程序運(yùn)算后產(chǎn)生的大量數(shù)字，即列出的模型各離散位置處的位移和應(yīng)力。這種方法容易漏掉重要的趨向與熱點(diǎn)，而最新的程序則利用圖形顯示來(lái)幫助用戶直接觀察運(yùn)算結(jié)果。典型的后處理模塊能顯示遍布于模型上的彩色等應(yīng)力線圖，以表示不同的應(yīng)力水平，顯示的整個(gè)應(yīng)力場(chǎng)的圖像類似于光

17、彈性法或云紋法的實(shí)驗(yàn)結(jié)果。1.4 ANSYS軟件簡(jiǎn)介1.4.1ANSYS軟件概述ANSYS軟件是融結(jié)構(gòu)、流體、電場(chǎng)、磁場(chǎng)、聲場(chǎng)分析于一體的大型通用有限元分析軟件。由世界上最大的有限元分析軟件公司之一的美國(guó)ANSYS開發(fā)，它能與多數(shù)CAD軟件接口，實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)的共享和交換，如Pro/Engineer, NASTRAN, Alogor, IDEAS, AutoCAD等， 是現(xiàn)代產(chǎn)品設(shè)計(jì)中的高級(jí)CAE工具之一。1.4.2 ANSYS軟件構(gòu)成ANSYS軟件主要包括三個(gè)部分9：前處理模塊，分析計(jì)算模塊和后處理模塊。其中前處理模塊提供了一個(gè)強(qiáng)大的實(shí)體建模與網(wǎng)格劃分工具，用戶可以方便地構(gòu)造有限元模型；分析計(jì)算模

18、塊包括結(jié)構(gòu)分析（可進(jìn)行線性分析、非線性分析和高度非線性分析）、流體動(dòng)力學(xué)分析、電磁場(chǎng)分析、聲場(chǎng)分析、壓電分析以與多物理場(chǎng)的耦合分析，可模擬多種物理介質(zhì)的相互作用，具有靈敏度分析與優(yōu)化分析能力；后處理模塊可將計(jì)算結(jié)果以彩色等值線顯示、梯度顯示、矢量顯示、粒子流跡顯示、立體切片顯示、透明與半透明顯示（可看到結(jié)構(gòu)部）等圖形方式顯示出來(lái)，也可將計(jì)算結(jié)果以圖表、曲線形式顯示或輸出。軟件提供了100種以上的單元類型，用來(lái)模擬工程中的各種結(jié)構(gòu)和材料。1.4.3 ANSYS軟件提供的分析類型1、結(jié)構(gòu)靜力分析：用來(lái)求解外載荷引起的位移、應(yīng)力和力。靜力分析很適合求解慣性和阻尼對(duì)結(jié)構(gòu)的影響并不顯著的問題。ANSYS

19、程序中的靜力分析不僅可以進(jìn)行線性分析，而且也可以進(jìn)行非線性分析，如塑性、蠕變、膨脹、大變形、大應(yīng)變與接觸分析。 2、結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析：結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析用來(lái)求解隨時(shí)間變化的載荷對(duì)結(jié)構(gòu)或部件的影響。與靜力分析不同，動(dòng)力分析要考慮隨時(shí)間變化的力載荷以與它對(duì)阻尼和慣性的影響。ANSYS可進(jìn)行的結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析類型包括：瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析、模態(tài)分析、諧波響應(yīng)分析與隨機(jī)振動(dòng)響應(yīng)分析。 3、結(jié)構(gòu)非線性分析：結(jié)構(gòu)非線性導(dǎo)致結(jié)構(gòu)或部件的響應(yīng)隨外載荷不成比例變化。ANSYS程序可求解靜態(tài)和瞬態(tài)非線性問題，包括材料非線性、幾何非線性和單元非線性三種。 4、動(dòng)力學(xué)分析：ANSYS程序可以分析大型三維柔體運(yùn)動(dòng)。當(dāng)運(yùn)動(dòng)的積累影響起

20、主要作用時(shí)，可使用這些功能分析復(fù)雜結(jié)構(gòu)在空間中的運(yùn)動(dòng)特性，并確定結(jié)構(gòu)中由此產(chǎn)生的應(yīng)力、應(yīng)變和變形。 5、熱分析：程序可處理熱傳遞的三種基本類型：傳導(dǎo)、對(duì)流和輻射。熱傳遞的三種類型均可進(jìn)行穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)、線性和非線性分析。熱分析還具有可以模擬材料固化和熔解過程的相變分析能力以與模擬熱與結(jié)構(gòu)應(yīng)力之間的熱結(jié)構(gòu)耦合分析能力。 6、電磁場(chǎng)分析：主要用于電磁場(chǎng)問題的分析，如電感、電容、磁通量密度、渦流、電場(chǎng)分布、磁力線分布、力、運(yùn)動(dòng)效應(yīng)、電路和能量損失等。還可用于螺線管、調(diào)節(jié)器、發(fā)電機(jī)、變換器、磁體、加速器、電解槽與無(wú)損檢測(cè)裝置等的設(shè)計(jì)和分析領(lǐng)域。 7、流體動(dòng)力學(xué)分析：ANSYS流體單元能進(jìn)行流體動(dòng)力學(xué)分析，

21、分析類型可以為瞬態(tài)或穩(wěn)態(tài)。分析結(jié)果可以是每個(gè)節(jié)點(diǎn)的壓力和通過每個(gè)單元的流率。并且可以利用后處理功能產(chǎn)生壓力、流率和溫度分布的圖形顯示。另外，還可以使用三維表面效應(yīng)單元和熱流管單元模擬結(jié)構(gòu)的流體繞流并包括對(duì)流換熱效應(yīng)。 8、聲場(chǎng)分析 程序的聲學(xué)功能用來(lái)研究在含有流體的介質(zhì)中聲波的傳播，或分析浸在流體中的固體結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性。這些功能可用來(lái)確定音響話筒的頻率響應(yīng)，研究音樂大廳的聲場(chǎng)強(qiáng)度分布，或預(yù)測(cè)水對(duì)振動(dòng)船體的阻尼效應(yīng)。 9、壓電分析：用于分析二維或三維結(jié)構(gòu)對(duì)AC（交流）、DC（直流）或任意隨時(shí)間變化的電流或機(jī)械載荷的響應(yīng)。這種分析類型可用于換熱器、振蕩器、諧振器、麥克風(fēng)等部件與其它電子設(shè)備的結(jié)構(gòu)動(dòng)

22、態(tài)性能分析。可進(jìn)行四種類型的分析：靜態(tài)分析、模態(tài)分析、諧波響應(yīng)分析、瞬態(tài)響應(yīng)分析 1.5 本文研究容1、學(xué)習(xí)ANSYS有限元分析軟件，掌握模型靜力分析方法，熟練應(yīng)用各種載荷加載方法，能用表面效應(yīng)單元等方法解決非法向載荷等問題；2、在ANSYS軟件中，分析多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪在離心慣性力、流道流體壓力、前后蓋板外側(cè)液體壓力、圓盤摩擦力等載荷單獨(dú)作用與耦合載荷作用下的受力與變形情況；3、比較各種載荷形式下多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪受力與變形結(jié)果并進(jìn)行總結(jié)；4、針對(duì)應(yīng)力集中等問題對(duì)多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪安全性進(jìn)行校核。第2章 多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪三維模型結(jié)構(gòu)2.1 前言葉輪是水泵的關(guān)鍵過流部件，其制造質(zhì)量直接影響到

23、水泵性能的好壞以與機(jī)組的穩(wěn)定性。為了獲得性能優(yōu)良的葉型，傳統(tǒng)的方法是先根據(jù)模型換算法或速度系數(shù)法計(jì)算出流道、葉片截線與木模截線，然后根據(jù)圖紙制成模型，并在試驗(yàn)臺(tái)上反復(fù)試驗(yàn)，最終得出符合要求的葉片形狀。整個(gè)過程費(fèi)時(shí)、費(fèi)力且成本高。為了解決這一問題，最有效的途徑是對(duì)水泵葉輪葉片進(jìn)行三維造型，并通過流場(chǎng)分析來(lái)初步得到葉輪部的壓力、速度等分布狀況，做出初步的性能分析，從而為模型制造與生產(chǎn)節(jié)省成本和時(shí)間。Pro/E軟件是一套由設(shè)計(jì)至生產(chǎn)的機(jī)械自動(dòng)化軟件，是新一代的產(chǎn)品造型系統(tǒng)，是一個(gè)參數(shù)化、基于特征的實(shí)體造型系統(tǒng)，并且具有單一數(shù)據(jù)庫(kù)功能。Pro/E軟件還提供了實(shí)體模型和薄壁模型的有限元網(wǎng)格自動(dòng)生成能力，

24、也就是它自動(dòng)地將實(shí)體模型劃分成有限元素，以便有限元分析用，所有參數(shù)化應(yīng)力和圍條件可直接在實(shí)體模型上指定，即允許設(shè)計(jì)者定義參數(shù)化載荷和邊界條件，并自動(dòng)生成四邊形或三角形實(shí)體網(wǎng)格。載荷/邊界條件與網(wǎng)格都直接與基礎(chǔ)設(shè)計(jì)模型相關(guān)聯(lián)，并能像設(shè)計(jì)時(shí)一樣進(jìn)行交互式修改10。基于Pro/E軟件的上述特點(diǎn)，本文所分析的多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪三維模型的創(chuàng)建在Pro/E軟件中實(shí)現(xiàn)。2.2 葉輪主要參數(shù)機(jī)模型的創(chuàng)建根據(jù)對(duì)葉輪實(shí)物的測(cè)繪數(shù)據(jù)，以AutoCAD軟件為平臺(tái)，創(chuàng)建葉輪二維模型11，得到葉片木模圖（如圖2-1）與葉輪結(jié)構(gòu)圖（如圖2-2）。葉輪的主要設(shè)計(jì)參數(shù)為：葉片進(jìn)口直徑101mm；出口直徑308mm；葉片進(jìn)口角1

25、0°；葉片出口角26°；葉片厚度6mm；葉片包角130°；葉片弦長(zhǎng)191.8mm；輪轂厚度8mm；葉片數(shù)7；揚(yáng)程122m；設(shè)計(jì)流量158m3/h；轉(zhuǎn)速2950r/min。圖2-1 葉輪葉片木模圖 圖2-2 葉輪結(jié)構(gòu)圖利用已有的葉片水力木模圖數(shù)據(jù)，結(jié)合Pro/E軟件實(shí)現(xiàn)葉片、葉輪與流道的三維實(shí)體造型如圖2-3所示。圖2-3 葉輪三維模型第3章 各種載荷單獨(dú)作用下葉輪受力分析3.1 前言多級(jí)注水泵在正常工作條件下，主要承受離心慣性力、流道流體壓力、前后蓋板外側(cè)液體壓力、圓盤摩擦力等載荷作用。在本章中，假設(shè)葉輪分別承受上述各種載荷單獨(dú)作用，在ANSYS軟件中，分析葉輪在

26、各種載荷作用下的受力與變形情況，校驗(yàn)葉輪受力與設(shè)計(jì)合理性。3.2 離心慣性力單獨(dú)作用下受力與變形分析3.2.1ANSYS軟件分析過程對(duì)葉輪施加離心慣性力進(jìn)行受力與變形分析，應(yīng)用結(jié)構(gòu)分析中的體單元，同時(shí)葉輪形狀較復(fù)雜，難以用結(jié)構(gòu)網(wǎng)格進(jìn)行離散化分析，因此選擇與非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格相對(duì)應(yīng)的SOLID187號(hào)單元12，該單元為10節(jié)點(diǎn)四面體單元，具有2階精度，適用于空間結(jié)構(gòu)的彈性、塑性、超彈性、蠕變等結(jié)構(gòu)分析。在ANSYS中沒有規(guī)定單位13，需要用戶自己去定義自己的單位制，本文中單位統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)為：長(zhǎng)度-mm；時(shí)間-s；密度-t/mm3；力-N；彈性模量-MPa；應(yīng)力- Mpa；角速度-rad/s。葉輪材質(zhì)為ZG1

27、Cr13NiMo，材料抗拉極限b為495MPa，密度取為7.85×10-9t/mm3，彈性模量取為2×105 MPa，泊松比取為0.3。對(duì)葉輪實(shí)體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)置單元尺寸為5，采用自由網(wǎng)格劃分方式，共將模型離散為單元84831個(gè)，節(jié)點(diǎn)151260個(gè)，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖3-1所示。圖3-1 葉輪網(wǎng)格劃分結(jié)果于葉輪輪轂側(cè)表面施加約束條件，本文中多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪額定轉(zhuǎn)速為=2900r/min=303.53rad/s，按照ANSYS轉(zhuǎn)向右手螺旋準(zhǔn)則，繞軸向施加上述慣性載荷。利用軟件的通用后處理(POST1)查看模型的有限元計(jì)算結(jié)果，求解器類型選為PCG。轉(zhuǎn)換坐標(biāo)系為極坐標(biāo)系，

28、設(shè)置模型變形放大倍數(shù)為3247倍，查看葉輪在離心慣性力作用下的受力與變形情況。3.2.2 應(yīng)力結(jié)果分析3.2.2.1 徑向應(yīng)力圖3-2為在離心慣性力單獨(dú)作用下的葉輪徑向應(yīng)力分布云圖。從圖中可以看出，在離心慣性力單獨(dú)作用下，葉輪的徑向應(yīng)力主要集中在靠近葉輪入口部分葉片吸力面與后蓋板側(cè)交界處，并由此向葉輪外緣逐漸變小。最大徑向應(yīng)力為26.89MPa，遠(yuǎn)小于葉輪材料的強(qiáng)度極限。最大徑向應(yīng)力圖3-2 徑向應(yīng)力分布云圖由上圖可以看出，徑向應(yīng)力在前、后蓋板的分布不同，其中后蓋板側(cè)的徑向應(yīng)力分布明顯較前蓋板處相應(yīng)部分大。3.2.2.2 周向應(yīng)力圖3-3為在離心慣性力作用下的葉輪周向應(yīng)力分布云圖。周向應(yīng)力主要

29、集中在葉片壓力面與葉輪前蓋板側(cè)交界處。最大周向應(yīng)力為17.73 MPa，遠(yuǎn)小于葉輪材料的強(qiáng)度極限。最大周向應(yīng)力圖3-3 周向應(yīng)力分布云圖由圖中可以看出，最大周向應(yīng)力點(diǎn)不在周向應(yīng)力主要分布區(qū)域，而在葉輪外緣處葉片吸力面與后蓋板側(cè)交界部分，說明此處為葉輪結(jié)構(gòu)因素引起的在離心慣性力作用下的周向應(yīng)力集中點(diǎn)。周向應(yīng)力在前、后蓋板的分布是不一樣的，其中前蓋板側(cè)的周向應(yīng)力分布明顯較后蓋板相應(yīng)部分大。3.2.2.3 軸向應(yīng)力圖3-4為在離心慣性力作用下的葉輪軸向應(yīng)力分布云圖。由圖可知，軸向應(yīng)力主要集中在靠近葉輪入口部分葉片吸力面與后蓋板側(cè)交界處與靠近葉輪出口部分葉片壓力面與前蓋板側(cè)交界處，且前者較后者明顯。葉

30、片吸力面與后蓋板側(cè)交界處的周向應(yīng)力由葉輪中心向外緣逐漸遞減，葉片壓力面與前蓋板側(cè)交界處的周向應(yīng)力由葉輪外緣向中心逐漸遞減，最大徑向應(yīng)力為22.04 MPa，遠(yuǎn)小于葉輪材料強(qiáng)度極限。最大軸向應(yīng)力圖3-4 軸向應(yīng)力分布云圖由圖中可以看出，最大軸向應(yīng)力點(diǎn)不在軸向應(yīng)力主要分布區(qū)域，而在葉輪外緣處葉片吸力面與后蓋板側(cè)交界部分，說明此處為葉輪結(jié)構(gòu)因素引起的在離心慣性力作用下的軸向應(yīng)力集中點(diǎn)。軸向應(yīng)力在前、后蓋板的分布是不一樣的，其中后蓋板側(cè)的周向應(yīng)力分布明顯較前蓋板相應(yīng)部分大。3.2.2.4 第一主應(yīng)力葉輪材質(zhì)為鑄鋼，強(qiáng)度校核時(shí)考慮第一強(qiáng)度理論，故使用第一主應(yīng)力與材料抗拉極限b相比較，得出葉輪應(yīng)力安全性結(jié)

31、果。圖3-5為在離心慣性力作用下的葉輪第一主應(yīng)力分布云圖。由圖可以看出，在離心慣性力單獨(dú)作用下，第一主應(yīng)力主要集中在靠近葉輪入口部分葉片吸力面與后蓋板側(cè)交界處，最大第一主應(yīng)力為28.29 MPa，遠(yuǎn)小于葉輪材料強(qiáng)度極限。第一主應(yīng)力在前、后蓋板的分布是不一樣的，其中后蓋板側(cè)的周向應(yīng)力分布明顯較前蓋板相應(yīng)部分大。最大第一主應(yīng)力圖3-5 第一主應(yīng)力分布云圖最大第一主應(yīng)力點(diǎn)不在第一主應(yīng)力主要分布區(qū)域，而在葉輪入口處葉片壓力面與前蓋板側(cè)交界部分，說明此處為葉輪結(jié)構(gòu)因素引起的在離心慣性力作用下的第一主應(yīng)力集中點(diǎn)。3.2.3 應(yīng)變結(jié)果分析3.2.3.1 徑向應(yīng)變圖3-6為在離心慣性力作用下的葉輪徑向應(yīng)變分布

32、云圖。由圖可知，在離心慣性力單獨(dú)作用下，徑向應(yīng)變分布情況與徑向應(yīng)力分布情況相似，主要集中在靠近葉輪入口部分葉片吸力面與后蓋板側(cè)交界處，并由此向葉輪外緣逐漸變小。在離心慣性力單獨(dú)作用下，最大徑向應(yīng)變?yōu)?.11×10-4mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大徑向應(yīng)變圖3-6徑向應(yīng)變分布云圖徑向應(yīng)變?cè)谇?、后蓋板的分布是不同的，其中后蓋板側(cè)的徑向應(yīng)變分布明顯較前蓋板處相應(yīng)部分大。3.2.3.2 周向應(yīng)變圖3-7為在離心慣性力作用下的葉輪徑向應(yīng)變分布云圖。軸向應(yīng)變主要集中在靠近葉輪入口部分葉片壓力面與前蓋板側(cè)交界處，并由此向葉輪外緣逐漸變小。在離心慣性力單獨(dú)作用下，最大周向應(yīng)變?yōu)?.49×1

33、0-5mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸，最大周向應(yīng)變處于葉輪入口部分葉片端部與前蓋板側(cè)交界處。最大周向應(yīng)變圖3-7 周向應(yīng)變分布云圖周向應(yīng)變?cè)谇?、后蓋板的分布情況是不同的，其中前蓋板側(cè)的周向應(yīng)變分布明顯較后蓋板處相應(yīng)部分大。3.2.3.3 軸向應(yīng)變圖3-8為在離心慣性力作用下的葉輪徑向應(yīng)變分布云圖。由分析結(jié)果可看出，在離心慣性力單獨(dú)作用下，軸向應(yīng)變的分布情況與軸向應(yīng)力分布情況相似。最大軸向應(yīng)變?yōu)?.80×10-5mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大軸向應(yīng)變圖3-8 軸向應(yīng)變分布云圖3.2.3.4 第一主應(yīng)變圖3-9為在離心慣性力作用下的葉輪第一主應(yīng)變分布云圖。由分析結(jié)果可知，在離心慣性力作用下，葉

34、輪第一主應(yīng)變與第一主應(yīng)力分布情況相似，主要集中在靠近葉輪入口部分葉片吸力面與后蓋板側(cè)交界處。最大第一主應(yīng)變?yōu)?.28×10-4mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大第一主應(yīng)變圖3-9第一主應(yīng)變分布云圖3.2.3 變形結(jié)果分析圖3-10為在離心慣性力作用下的葉輪位移矢量和分布云圖。由圖中位移分布結(jié)果可知，在離心慣性力單獨(dú)作用下，葉輪變形量由葉輪中心向葉輪外緣逐漸變大，變形主要分布在葉輪前蓋板外緣。且前、后蓋板的變形分布情況不一樣，前蓋板的變形較后蓋板明顯。最大變形圖3-10 變形分布云圖在離心慣性力單獨(dú)作用下，葉輪最大變形量為4.74×10-3mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。3.3 流道流

35、體壓力單獨(dú)作用下受力與變形分析3.3.1ANSYS軟件分析過程由于葉輪流道流體壓力分布的非均布性，在ANSYS軟件中進(jìn)行加載時(shí)，不能夠直接加載在模型表面。常用的加載方式為切割模型實(shí)體和在WORKBENCH軟件直接導(dǎo)入由FLUENT軟件導(dǎo)出的壓力分布結(jié)果14。前者切割模型法適用于復(fù)雜模型的非均布載荷加載，優(yōu)點(diǎn)在于方便載荷以選取表面的形式進(jìn)行施加，不足之處為不能很好地保證結(jié)果的精確程度。后者適用于簡(jiǎn)單模型的流固耦合分析，結(jié)果精度較高，要求模型在WORKBENCH軟件和FLUENT軟件中的網(wǎng)格劃分結(jié)果一樣。顯然，對(duì)于葉輪這類復(fù)雜模型后者并不適用。本葉輪模型進(jìn)行分析時(shí)，選取與離心慣性力單獨(dú)作用時(shí)一樣的

36、SOLID187號(hào)單元與單位統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)。為保證結(jié)果的精確性，應(yīng)用表面效應(yīng)單元法15，在加載施加面以選取面單元的形式，按照壓力分布結(jié)果進(jìn)行逐個(gè)單元加載，保證分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。圖3-11和圖3-12分別為在葉輪葉片表面和葉輪前后蓋板側(cè)流道表面創(chuàng)建的表面效應(yīng)單元。圖3-11葉片表面效應(yīng)單元 圖3-12 前、后蓋板側(cè)表面效應(yīng)單元按照?qǐng)D3-13所示由FLUENT軟件導(dǎo)出的流道壓力分布結(jié)果，對(duì)創(chuàng)建的表面效應(yīng)單元施加相應(yīng)載荷。圖3-14為流道流體壓力加載結(jié)果。圖3-13流道壓力分布結(jié)果 圖3-14流道壓力加載結(jié)果利用軟件的通用后處理(POST1)查看模型的有限元計(jì)算結(jié)果，求解器類型選為PCG。轉(zhuǎn)換坐標(biāo)系為極坐

37、標(biāo)系，設(shè)置模型變形放大倍數(shù)為273倍，查看葉輪在離心慣性力作用下的受力與變形情況。3.3.2 應(yīng)力結(jié)果分析3.3.2.1 徑向應(yīng)力圖3-15為在流道流體壓力單獨(dú)作用下的葉輪徑向應(yīng)力分布云圖。由圖可知，徑向應(yīng)力主要分布在靠近葉輪出口部分葉片壓力面與前、后蓋板交界處。最大徑向應(yīng)力為94.84MPa，與葉輪材料強(qiáng)度極限相比較小。最大徑向應(yīng)力圖3-15 徑向應(yīng)力分布云圖由上圖可知，在流道壓力單獨(dú)作用下，葉輪最大徑向應(yīng)力點(diǎn)不在徑向應(yīng)力分布區(qū)域，說明此處也存在應(yīng)力集中問題，且應(yīng)力集中情況較離心力單獨(dú)作用時(shí)大，因此在設(shè)計(jì)、建模時(shí)應(yīng)避免因結(jié)構(gòu)問題引起的應(yīng)力集中現(xiàn)象。3.3.2.2 周向應(yīng)力圖3-16為在流道流

38、體壓力單獨(dú)作用下的葉輪周向應(yīng)力分布云圖。從圖中可以看出，周向應(yīng)力主要分布在靠近出口部分葉片與前后蓋板側(cè)交界處。最大周向應(yīng)力為208.93MPa，最大周向應(yīng)力點(diǎn)處于葉輪外緣葉片吸力面與前蓋板側(cè)交界處。最大周向應(yīng)力圖3-16 周向應(yīng)力分布云圖從應(yīng)力分布云圖可以看出，最大周向應(yīng)力點(diǎn)為應(yīng)力集中點(diǎn)，其應(yīng)力值較離心慣性力單獨(dú)作用時(shí)的相應(yīng)應(yīng)力大。3.3.2.3 軸向應(yīng)力圖3-17為在流道流體壓力單獨(dú)作用下的葉輪周向應(yīng)力分布云圖。由圖中可以看出，在流道流體壓力單獨(dú)作用下，軸向應(yīng)力主要分布在靠近葉輪出口部分的葉片壓力面邊緣以與葉輪外緣處葉片吸力面端部。最大軸向應(yīng)力為239.17 MPa，由云圖中應(yīng)力變化情況可以

39、看出，最大軸向應(yīng)力所在點(diǎn)為應(yīng)力集中點(diǎn)。最大軸向應(yīng)力圖3-17 軸向應(yīng)力分布云圖在流道壓力單獨(dú)作用下，前后蓋板和輪轂部分的軸向應(yīng)力較小且分布均勻，軸向應(yīng)力主要分布在葉輪出口部分的葉片端部。3.3.2.4 第一主應(yīng)力圖3-18為在流道流體壓力單獨(dú)作用下的葉輪第一主應(yīng)力分布云圖?？梢钥闯觯诹鞯懒黧w壓力單獨(dú)作用下，葉輪的第一主應(yīng)力主要分布在靠近葉輪出口部分的葉片端部以與葉輪前蓋板外緣靠近葉片吸力面的區(qū)域。最大第一主應(yīng)力圖3-18 第一主應(yīng)力分布云圖在流道流體壓力單獨(dú)作用下，最大第一主應(yīng)力為307.95MPa，最大第一主應(yīng)力所在區(qū)域?yàn)閼?yīng)力集中點(diǎn)，其他第一主應(yīng)力分布區(qū)域的應(yīng)力值均小于100 MPa，說明

40、此處應(yīng)力集中現(xiàn)象較明顯。在流道流體壓力單獨(dú)作用下，前、后蓋板的第一主應(yīng)力分布情況并不一樣。3.3.3 應(yīng)變結(jié)果分析3.3.3.1 徑向應(yīng)變圖3-19為在流道流體壓力單獨(dú)作用下的葉輪徑向應(yīng)變分布云圖。由分布云圖可以看出，在流道流體壓力單獨(dú)作用下，葉輪徑向應(yīng)變分布情況與徑向應(yīng)力分布情況基本一致。最大徑向應(yīng)變圖3-19 徑向應(yīng)變分布云圖在流道流體壓力單獨(dú)作用下，葉輪最大應(yīng)變?yōu)?.99×10-4mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大徑向應(yīng)變位于正對(duì)流道出口的前蓋板側(cè)與葉片壓力面交界處。3.3.3.2 周向應(yīng)變圖3-20為在流道流體壓力單獨(dú)作用下的葉輪周向應(yīng)變分布云圖?？芍芟驊?yīng)變主要分布在葉輪前蓋板

41、外緣靠近葉片吸力面部分以與葉輪后蓋板靠近葉片壓力面部分。最大周向應(yīng)變圖3-20 周向應(yīng)變分布云圖在流道流體壓力單獨(dú)作用下，葉輪最大周向應(yīng)變?yōu)?.98×10-4mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。3.3.3.3 軸向應(yīng)變圖3-21為在流道流體壓力單獨(dú)作用下的葉輪軸向應(yīng)變分布云圖。由圖中可以看出，軸向應(yīng)變主要發(fā)生在葉片靠近葉輪出口部分。在流道流體壓力單獨(dú)作用下，葉輪最大軸向應(yīng)變?yōu)?.95×10-4mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大軸向應(yīng)變圖3-21 軸向應(yīng)變分布云圖3.3.3.4 第一主應(yīng)變圖3-22為在流道流體壓力單獨(dú)作用下的葉輪第一主應(yīng)變分布云圖。由圖中可以看出，第一主應(yīng)變主要分布在葉輪

42、前、后蓋板外緣靠近葉片吸力面部分以與葉片靠近葉輪外緣部分。在流道流體壓力單獨(dú)作用下，葉輪最大第一主應(yīng)變?yōu)?.30×10-3mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大第一主應(yīng)變圖3-22第一主應(yīng)變分布云圖3.3.4 變形結(jié)果分析圖3-23為在流道流體壓力單獨(dú)作用下的葉輪位移矢量和分布云圖。由圖中可以看出，葉輪變形主要發(fā)生在前后蓋板外緣流道出口處，且在變形集中區(qū)域變形量由葉輪外緣向中心逐漸變小。最大變形圖3-23變形分布云圖在葉輪流道流體壓力單獨(dú)作用下，葉輪最大變形量為5.64×10-2mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體模型尺寸。且前、后蓋板在變形集中區(qū)域的變形結(jié)果相似。3.4 前后蓋板外側(cè)壓力單獨(dú)作用

43、下受力與變形分析3.4.1ANSYS軟件分析過程離心泵的轉(zhuǎn)動(dòng)部件與靜止部件之間必然存在間隙，當(dāng)葉輪工作時(shí)，間隙兩側(cè)的流體由于獲得的能量不同而形成壓差，造成一部分高壓流體通過間隙向低壓側(cè)泄漏。由于密封環(huán)處存在間隙產(chǎn)生液體泄漏，液體由葉輪蓋板外側(cè)的高壓區(qū)向葉輪進(jìn)、出口處的低壓區(qū)流動(dòng)，使葉輪前、后蓋板外側(cè)承受液體壓力作用。設(shè)在任一半徑R處，P=PR；當(dāng)R=R2處時(shí)，P=P2，在正常密封條件下，液體在葉輪兩側(cè)間隙中都以葉輪角速度的一半的速度旋轉(zhuǎn)，即=/2，P1-P2=gHP，可得任意半徑處前、后蓋板外側(cè)流體壓力為1617：（3-1）由公式（3-1）得到前、后蓋板外側(cè)流體壓力分布結(jié)果如圖3-24所示。P

44、2=1.08MPaP2=1.08MPaP1=0.86MPaP3=0.80MPa圖3-24前后蓋板外側(cè)壓力分布圖選擇與非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格相對(duì)應(yīng)的SOLID187號(hào)單元，設(shè)置單元尺寸為5，采用自由網(wǎng)格劃分方式，共將模型離散為單元84831個(gè)，節(jié)點(diǎn)151260個(gè)。按照上述前、后蓋板外壓計(jì)算結(jié)果，在葉輪前后蓋板表面施加壓力載荷。利用軟件的通用后處理(POST1)查看模型的有限元計(jì)算結(jié)果，求解器類型選為PCG。轉(zhuǎn)換坐標(biāo)系為極坐標(biāo)系，設(shè)置模型變形放大倍數(shù)為100倍，查看葉輪在前、后蓋板外壓作用下的受力與變形情況3.4.2 應(yīng)力結(jié)果分析3.4.2.1 徑向應(yīng)力圖3-25為在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下的葉輪徑向應(yīng)力分布

45、云圖。由圖可知，徑向應(yīng)力主要分布在前后蓋板處與葉片交界部分。最大徑向拉應(yīng)力為64.64MPa，遠(yuǎn)小于葉輪材料強(qiáng)度極限。最大徑向應(yīng)力圖3-25 徑向應(yīng)力分布云圖由上圖可知，在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下，前后蓋板徑向應(yīng)力分布情況相似。3.4.2.2 周向應(yīng)力圖3-26為在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下的葉輪周向應(yīng)力分布云圖。由圖可以看出，周向應(yīng)力主要分布在前后蓋板靠近葉輪外緣部分與葉片交界處。最大周向應(yīng)力為80.19MPa，與葉輪材料強(qiáng)度極限相比較小。最大周向應(yīng)力圖3-26 徑向應(yīng)力分布云圖3.4.2.3第一主應(yīng)力圖3-27為在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下的葉輪第一主應(yīng)力分布云圖。由圖可知，在前、后蓋板外壓?jiǎn)?/p>

46、獨(dú)作用下第一主應(yīng)力分布情況與周向應(yīng)力近似。最大第一主應(yīng)力為80.21MPa，與葉輪材料強(qiáng)度極限相比較小。最大第一主應(yīng)力圖3-27 徑向應(yīng)力分布云圖由上圖可知，在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下，前后蓋板第一主應(yīng)力的分布特點(diǎn)相似。3.4.3 應(yīng)變結(jié)果分析3.4.3.1 徑向應(yīng)變圖3-28為在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下的葉輪徑向應(yīng)力分布云圖。由圖可知，徑向應(yīng)變分布情況與徑向應(yīng)力分布情況近似，最大徑向應(yīng)變?yōu)?.82×10-4mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大徑向應(yīng)變圖3-28 徑向應(yīng)力分布云圖3.4.3.2 周向應(yīng)變圖3-29為在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下的葉輪徑向應(yīng)力分布云圖。由圖中可以看出，周向應(yīng)變主

47、要分布在前后蓋板外緣與葉片交界處。最大周向應(yīng)變?yōu)?.98×10-4mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大周向應(yīng)變圖3-29 周向應(yīng)變分布云圖3.4.3.3 第一主應(yīng)變圖3-30為在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下的葉輪第一主應(yīng)變分布云圖。由圖中可以看出，第一主應(yīng)力主要分布在前后蓋板與葉片交界處。最大第一主應(yīng)變?yōu)?.88×10-4mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大第一主應(yīng)變圖3-30 周向應(yīng)變分布云圖由上圖可以看出，在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下，葉輪前、后蓋板第一主應(yīng)變分布結(jié)果近似。3.4.4 變形結(jié)果分析圖3-31為在前、后蓋板外壓?jiǎn)为?dú)作用下的葉輪變形分布云圖。由圖可以看出，葉輪變形主要發(fā)生在前

48、、后蓋板外緣流道出口處，且在變形主要分布區(qū)域變形量由葉輪外緣向中心逐漸遞減。最大變形量為6.59×10-2mm，遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。最大變形發(fā)生在后蓋板外緣流道出口處。由圖中可以看出，前、后蓋板變形分布情況相似，且后蓋板變形較前蓋板相應(yīng)位置變形明顯。最大變形圖3-31 周向應(yīng)變分布云圖3.5 圓盤摩擦力單獨(dú)作用下受力與變形分析3.5.1ANSYS軟件分析過程前、后蓋板外側(cè)任意半徑r處微小環(huán)形面積dS=2rdr所受摩擦阻力為18：（3-2）則有：（3-3）由于泵流體流速很大，其雷諾數(shù)Re大于臨界雷諾數(shù)，進(jìn)入阻力平方區(qū)，所以在一定粗糙度下摩阻系數(shù)為常數(shù)19。取葉輪表面絕對(duì)粗糙度Ra=3.

49、2m，則相對(duì)粗糙度（3-4）按莫迪圖20取=0.009，得前后蓋板外側(cè)圓盤摩擦力分布圖3-32所示。（3-5）設(shè)圓盤外端圓柱部分半徑為R，圓柱長(zhǎng)度為e。圓柱部分所受阻力為21：（3-6）則有 圓柱部分相對(duì)粗糙度摩阻系數(shù)與圓盤處摩阻系數(shù)近似相等，得到圓柱部分圓盤摩擦力分布圖如圖3-33所示。1.04×103Pa3.17×103Pa1.04×103Pa9.83×103Pa9.83×103Pa3.17×103Pa圖3-32 蓋板處圓盤摩擦力 圖3-33 圓柱部分圓盤摩擦力由于在ANSYS軟件中，直接選中面施加的載荷為法向載荷，而此處圓盤摩擦

50、力的方向?yàn)檠貓A盤表面切向，因此此處采用表面效應(yīng)單元法對(duì)葉輪模型施加圓盤摩擦力。對(duì)葉輪實(shí)體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，仍然選取SOLID187號(hào)單元，設(shè)置單元尺寸為5，采用自由網(wǎng)格劃分方式，共將模型離散為單元84831個(gè)，節(jié)點(diǎn)151260個(gè)。表面效應(yīng)單元選用SURF154號(hào)單元22，該單元適用于三維結(jié)構(gòu)分析，可覆于任何三維單元表面，并可施加各種載荷和表面效應(yīng)。按照載荷分布特點(diǎn)，分別在前蓋板圓柱表面、前蓋板圓盤外表面、后蓋板圓盤外表面、后蓋板圓柱表面分別創(chuàng)建表面效應(yīng)單元。表面效應(yīng)單元?jiǎng)?chuàng)建結(jié)果如圖3-34所示。圖3-34 表面效應(yīng)單元 按照?qǐng)D3-32與圖3-33所示圓盤摩擦力分布結(jié)果，在所創(chuàng)建的表面效應(yīng)單元

51、施加切向摩擦載荷。利用軟件的通用后處理(POST1)查看模型的有限元計(jì)算結(jié)果，求解器類型選為PCG。轉(zhuǎn)換坐標(biāo)系為極坐標(biāo)系，設(shè)置模型變形放大倍數(shù)為26139倍，查看葉輪在圓盤摩擦力作用下的受力與變形情況。3.5.2 應(yīng)力結(jié)果分析因圓盤摩擦力與上述幾種載荷相較較小，且對(duì)葉輪影響不大，此處分析在圓盤摩擦力單獨(dú)作用下的第一主應(yīng)力分布情況，應(yīng)力分布結(jié)果如圖3-35所示。最大第一主應(yīng)力圖3-35 第一主應(yīng)力分布云圖由上圖可以看出，在圓盤摩擦力單獨(dú)作用下，第一主應(yīng)力主要分布在靠近葉輪入口部分葉片端部與輪轂交界處。最大第一主應(yīng)力為2.31MPa，說明圓盤摩擦力對(duì)葉輪的受力影響較小。3.5.3 應(yīng)變結(jié)果分析圖3

52、-36為在圓盤摩擦力單獨(dú)作用下的葉輪第一主應(yīng)變分布云圖。由圖可知，第一主應(yīng)變是要分布在靠近葉輪入口部分葉片壓力面、吸力面與后蓋板交界處，最大應(yīng)變量為9.96×10-6mm，相對(duì)葉輪實(shí)體尺寸十分微小。最大第一主應(yīng)變圖3-36 第一主應(yīng)力分布云圖3.5.4 變形結(jié)果分析圖3-37為在圓盤摩擦力單獨(dú)作用下的葉輪變形分布云圖。由圖可知，變形主要發(fā)生在葉輪外緣部分，且沿葉輪中心向葉輪外緣逐漸變小。最大變形量為5.89×10-4mm，與葉輪實(shí)體模型性相比較小。且變形量在葉輪前后蓋板分布情況相近。最大變形圖3-37 變形分布云圖3.6 本章小結(jié)本章在ANSYS軟件中，對(duì)型號(hào)為DH158-

53、122×10的多級(jí)注水泵首級(jí)葉輪分別在離心慣性力、流道流體壓力、前后蓋板外側(cè)液體壓力、圓盤摩擦力等載荷單獨(dú)作用下進(jìn)行受力分析，得出各向應(yīng)力、應(yīng)變與位移矢量和的分布結(jié)果與相應(yīng)數(shù)值。并與葉輪相關(guān)參數(shù)進(jìn)行比較驗(yàn)證，分析結(jié)果表明，在上述各種載荷單獨(dú)作用下，葉輪的各向應(yīng)力值均在安全圍，各向應(yīng)變與變形量遠(yuǎn)小于葉輪實(shí)體尺寸。由于模型形狀等因素，存在應(yīng)力集中現(xiàn)象。本章容為葉輪設(shè)計(jì)的可靠性與合理性的校驗(yàn)提供了依據(jù)，部分應(yīng)力集中問題為葉輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)。第4章 多載荷聯(lián)合作用下葉輪受力分析4.1 前言多級(jí)注水泵在實(shí)際工作條件下，所承受的載荷形式為以離心慣性力、流道流體壓力、前后蓋板外側(cè)液體壓力

54、、圓盤摩擦力等載荷為主的耦合載荷。在本章中，利用ANSYS軟件，分析葉輪在耦合載荷作用下的受力與變形情況2324，校驗(yàn)葉輪受力與設(shè)計(jì)合理性。4.2 ANSYS分析過程以上一章節(jié)中葉輪受力分析過程為基礎(chǔ)，選擇與上一章節(jié)一樣的的SOLID187號(hào)單元與單位統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)。對(duì)葉輪實(shí)體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)置單元尺寸為5，采用自由網(wǎng)格劃分方式，共將模型離散為單元84831個(gè)，節(jié)點(diǎn)151260個(gè)。其中流道流體壓力與圓盤摩擦力采用SURF154號(hào)單元的表面效應(yīng)單元法進(jìn)行加載，利用軟件的通用后處理(POST1)查看模型的有限元計(jì)算結(jié)果，求解器類型選為PCG。轉(zhuǎn)換坐標(biāo)系為極坐標(biāo)系，查看葉輪在圓盤摩擦力作用下的受力與變

55、形情況。4.3 應(yīng)力結(jié)果分析4.3.1徑向應(yīng)力圖4-1所示為在耦合載荷作用下的葉輪徑向應(yīng)力分布云圖。由圖可知，在耦合載荷作用下，葉輪徑向應(yīng)力主要分布在前后蓋板與葉片交界處。最大徑向應(yīng)力為9.59MPa，遠(yuǎn)小于葉輪材料強(qiáng)度極限。且小于除圓盤摩擦力之外的單一載荷作用時(shí)的徑向應(yīng)力值。最大徑向應(yīng)力圖4-1 徑向應(yīng)力分布云圖由上圖可以看出，在耦合載荷作用下，葉輪前、后蓋板徑向應(yīng)力分布境況相近，且徑向應(yīng)力在主要分布區(qū)域由葉輪外緣向中心逐漸增大。4.3.2 周向應(yīng)力圖4-2所示為在耦合載荷作用下的葉輪周向應(yīng)力分布云圖。由圖可知，在耦合載荷作用下，葉輪周向應(yīng)力主要分布在前后蓋板與葉片交界處，在周向應(yīng)力主要分布

56、區(qū)域，應(yīng)力值沿葉輪中心向外緣逐漸增大，且后蓋板與葉片交界處的應(yīng)力分布較前蓋板與葉片交界處明顯。最大軸向應(yīng)力為5.90MPa，遠(yuǎn)小于葉輪材料強(qiáng)度極限。且小于除圓盤摩擦力之外的單一載荷作用時(shí)的周向應(yīng)力值。最大周向應(yīng)力圖4-2 周向應(yīng)力分布云圖由上圖可以看出，在耦合載荷作用下，葉輪周向應(yīng)力在后蓋板與葉片交界處的分布情況較前蓋板與葉片交界處明顯。4.3.3 徑向應(yīng)力圖4-3所示為在耦合載荷作用下的葉輪周向應(yīng)力分布云圖。由圖可知，在耦合載荷作用下，葉輪軸向應(yīng)力主要分布在葉片端部與葉輪前、后蓋板交界處。最大軸向應(yīng)力圖4-3 軸向應(yīng)力分布云圖在耦合載荷作用下，葉輪最大軸向應(yīng)力為10.48MPa，遠(yuǎn)小于葉輪材料強(qiáng)度極限。且小于除圓盤摩擦力之外的單一載荷作用時(shí)的軸向應(yīng)力值。4.3.4 第一主應(yīng)力圖4-4所示為在耦合載荷作用下的葉輪周向應(yīng)力分布云圖。由圖可知，在耦合載荷作用下，葉輪第一主應(yīng)力主要分布在靠近輪轂部分葉輪前、后蓋板與葉片交界處。最大第一主應(yīng)力為15.28MPa，遠(yuǎn)小于葉輪材料強(qiáng)度極限。且小于除圓盤摩擦力之外的單一載荷作用時(shí)的第一主應(yīng)力值。最大第一主應(yīng)力圖4-4