0、引 言
叶轮是离心风机中最重要的零部件之一。叶轮由前盘、后盘和叶片三部分焊接而成，是离心风机的高速旋转部件，它的强度校核对于风机的整体安全性至关重要。叶轮受力情况复杂，主要载荷是高速旋转所产生的离心力。如果最大应力超过材料的许用应力值，则叶轮易产生破坏。由于叶轮外形复杂，在高速运转的工况下，其应力应变的计算具有一定的难度。工程上常用轮盘的二次计算法和直接计算法，但两者均无法考虑到轮盘结构的局部变化，也无法精确地反映应力集中现象。如采用实验进行应力测试，不仅周期长，而且费用昂贵。结构有限元法充分考虑叶轮结构的复杂变化、各种边界条件及约束，可以有效地求解复杂结构的静力及动应力分析，清晰地反映叶轮结构的应力、变形及振动类型。文中通过对某离心风机叶轮采用三维有限元方法来计算其整个叶轮的应力分布。首先计算该叶轮在额定工作转速下的应力分布，校核了在额定工作转速下叶轮的强度问题。依据强度计算结果，对叶轮的局部结构进行了改进，改善了叶轮整体的应力分布，减轻了叶轮质量，提高了材料的利用率。叶轮在高速旋转的条件下，容易产生强烈的振动，振动问题的存在不仅会缩短叶轮的使用寿命，影响产品的安全性，而且会产生大量的噪声。因此在实际使用过程中，有必要对叶轮振动性能进行分析，确保叶轮动态特性满足设计要求。
1、叶轮有限元模型的建立
1.1叶轮三维实体模型
为了保证计算结果的准确性，应使计算模型与实际的物理几何模型相一致。这里对整个叶轮进行建模，不做简化处理。在建立叶轮实体模型时，对后盘、叶片、前盘按设计图纸建立几何模型。为了使叶片能与前盘很好地相交，将叶片模型的长度加长，然后用前盘外轮廓线切除多余的叶片。实体模型采用软件自动划分单元功能，选用四面体单元进行网格划分，能较好地适应叶轮复杂的形状，这样就得到与实际几何模型相符的有限元计算模型。叶轮实体模型及有限元计算模型分别如图1和图2所示。
1.2边界条件和载荷工况的施加
在工程实际中，叶轮沿轴向移动是被限制的。为避免叶轮产生轴向则体位移，对后盘内表面靠轴肩处一端的内圆周线上轴向的自由度施加约束，同时对整个轮盘的内表面在径向和周向的自由度都施加约束。在叶轮强度计算中，气动力较小，相对叶轮的离心力来说小得多。在考虑一定安全系数的情况下，气动力对叶轮强度影响可以忽略，因此整个叶轮只考虑离心力的影响。离心力通过对叶轮施加角速度载荷来实现。
2、叶轮强度计算
叶轮材料额定转速3 000 r/min．许用应力【a】：190 MPa。在额定转速下，叶轮应力分布图如图3所示。
从计算结果可见，当转速为3 000 r/min时，叶轮最大的Misea应力为0.131 MPa．位置出现在前盘与叶片相交处靠近出口的地方。分析叶轮整体应力分布，可发现除前盘、后盘与叶片相交处应力值较大井，其余部位材料利用率偏低，应力值较�。豢赏ü谋湟堵纸峁钩叽缋刺岣哂ασ蕴岣卟牧侠寐�。
依据叶轮应力分布图，对应力分布进行改善主要从以下几点着手：叶片结构尺寸不做任何改变；前盘尺寸由8mm减为5 mm;后盘外缘尺寸南8.5 mm减为5mm。叶轮尺寸调整后，质量减小14%。应力分布图如图4所示。南图4可知，叶轮局部尺寸调整后，前盘、后盘整体应力值有较大提高，前盘和叶片相交处最大应力值上升到0.173 MPa．增加了32%，在满足设计要求的前提下减轻了叶轮质量。
3、叶轮的模态分析
对于整个叶轮，离散后的自南振动方程为
由于结构的自振频率是考虑系统在无阻尼状态下的自由振动，因此计算自振频率的方程为
假定叶轮各个部位的振动为频率、相位均相同的简谐运动，即可求解叶轮的振动模态。
对于此离心风机叶轮，需满足基阶固有频率在60Hz以上的设计要求。进行叶轮振动模态计算时，模态提取采用分块Bloek Lanczos方法，计算了叶轮的前十阶固有频率，如表l所示。为考察叶轮振型的变化，提取了前八阶振型图，见图5所示。
由图5可以看出，随着叶轮振动频率的提高，叶轮的主要振型也发生较复杂变化，呈现出比较明显的扇形和伞形振动。
由表1可知，叶轮基阶固有频率大于60Hz，因此改进后的叶轮结构满足叶轮动态特性设计要求。
4、结语
(1)对叶轮模型进行工额定转速状态下的应力分析，结果表明，叶轮结构尺寸安全余量较大，可进一步改进；修改叶轮结构尺寸后，应力分析结果表明，叶轮最大等效应力值仍满足设计要求，同时提高了材料利用率。
(2)采用有限元分析方法对叶轮进行了模态计算，由计算所得的固有频率值可知，该叶轮能够满足设计要求。
(3)风机的振动特性不仅与叶轮有关，而且与电动机振动、蜗壳的振动以及这三者的振动耦合有关。要降低其振动幅值，提高整机的经济性和使用寿命，尚需作进一步的研究。
