多级注水泵首级叶轮应力分析

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1、本 科 毕 业 论 文题 目：多级注水泵首级叶轮应力分析 学生姓名： 学 号： 专业班级：过程装备与控制工程2008级6班指导教师： 年 月 日多级注水泵首级叶轮应力分析摘 要油田投入开发以后，随着开采时间的增长，就要不断地消耗油层本身能量，油层压力就会不断下降，造成地下亏空，为了保持或提高油层压力，必须及时地用注水泵对油田实行配产配注。叶轮作为多级注水泵的重要部件，对其进行应力及变形分析，为提高多级注水泵的性能，优化叶轮结构，指导设计生产提供参考依据。本文利用大型有限元软件ANSYS13.0对叶轮结构进行有限元分析，得到了叶轮在各种载荷形式下的应力、应变及变形情况。结果表明，在各种载荷形式下

2、，叶轮的应力及变形情况均在安全范围内。关键词：多级注水泵；叶轮；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 layer will continue to decline, resulting i

3、n the deficit of underground. In order to maintain or improve the pressure of oil layer, must be in a timely manner with the injection pump on the oil field to replenish groundwater. As an important component of the multistage injection pump, stress and deformation analysis of it will be the referen

4、ce of it that to improve the 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 resu

5、lts, we can see that the force and deformation of the impeller within a safe range under any form of load.Keywords: multistage injection pump, impeller, finite element analysis目录第1章绪论11.1选题背景11.2 离心泵叶轮结构有限元分析研究进展11.3 有限元分析方法21.4 ANSYS软件简介31.4.1 ANSYS软件概述31.4.2 ANSYS软件构成31.4.3 ANSYS软件提供的分析类型41.5 本文研究

6、内容5第2章多级注水泵首级叶轮三维模型结构62.1 前言62.2 叶轮主要参数机模型的创建6第3章各种载荷单独作用下叶轮受力分析83.1 前言83.2 离心惯性力单独作用下受力及变形分析83.2.1 ANSYS软件分析过程83.2.2 应力结果分析93.2.2.1 径向应力93.2.2.2 周向应力93.2.2.3 轴向应力103.2.2.4 第一主应力103.2.3 应变结果分析113.2.3.1 径向应变113.2.3.2 周向应变123.2.3.3 轴向应变123.2.3.4 第一主应变133.2.3 变形结果分析133.3 流道流体压力单独作用下受力及变形分析143.3.1 ANSYS

7、软件分析过程143.3.2 应力结果分析153.3.2.1 径向应力153.3.2.2 周向应力153.3.2.3 轴向应力163.3.2.4 第一主应力163.3.3 应变结果分析173.3.3.1 径向应变173.3.3.2 周向应变173.3.3.3 轴向应变183.3.3.4 第一主应变183.3.4 变形结果分析193.4 前后盖板外侧压力单独作用下受力及变形分析193.4.1 ANSYS软件分析过程193.4.2 应力结果分析203.4.2.1 径向应力203.4.2.2 周向应力21第一主应力213.4.3 应变结果分析213.4.3.1 径向应变213.4.3.2 周向应变22

8、3.4.3.3 第一主应变223.4.4 变形结果分析233.5 圆盘摩擦力单独作用下受力及变形分析233.5.1 ANSYS软件分析过程233.5.2 应力结果分析253.5.3 应变结果分析263.5.4 变形结果分析263.6 本章小结26第4章多载联合作用下叶轮受力分析274.1 前言274.2 ANSYS分析过程274.3 应力结果分析274.3.1 径向应力274.3.2 周向应力284.3.3 径向应力284.3.4 第一主应力294.4 应变结果分析294.4.1 径向应变294.4.2 周向应变294.4.2 轴向应变304.4.3 第一主应变304.4 变形结果分析314.

9、5 本章小结31第5章结论和展望325.1 结论325.1 展望32致谢33参考文献34 第1章 绪论1.1 选题背景油田投入开发以后，随着开采时间的增长，就要不断地消耗油层本身能量，油层压力就会不断下降，造成地下亏空，为了保持或提高油层压力，必须及时地用注水泵对油田实行配产配注，注水泵运行是否平稳直接影响到是否能保证定时定量的向地下注水，是否能保证油田稳产、高产，因此为了保证油田稳产、高产，必须保证注水泵安全平稳的运行1。 叶轮作为将原动机动力转化为流体机械能的重要部件，按其机械结构可分为闭式、半闭式和开式三种2。闭式叶轮适用于输送清洁液体；半闭式和开式叶轮适用于输送含有固体颗粒的悬浮液，这

10、类泵的效率低。按吸液方式不同可将叶轮分为单吸式与双吸式两种，单吸式叶轮结构简单，液体只能从一侧吸入。双吸式叶轮可同时从叶轮两侧对称地吸入液体，它不仅具有较大的吸液能力，而且基本上消除了轴向推力。根据叶轮上叶片上的几何形状，可将叶片分为后弯、径向和前弯三种，由于后弯叶片有利于液体的动能转换为静压能，故而被广泛采用。本文中所涉及到的多级注水泵叶轮为闭式单吸后弯叶轮，其工作特点是转速高，额定转速为2950r/min，工作压力等级高，达1.4MPa，因此该叶轮是多级注水泵结构分析中的重点。针对叶轮工作状态下的载荷形式对其进行受力及变形分析，对于提高多级注水泵的性能，优化结构，指导设计生产具有重要意义。

11、本文采用有限元分析软件ANSYS对多级注水泵叶轮进行静力学分析，以得到其应力及变形结果，找出应力集中点，分析其可靠性，为泵的优化设计提供参考依据。1.2 离心泵叶轮结构有限元分析研究进展与传统方法相比，用有限元法进行结构分析具有很多优点。传统方法对叶轮这样具有复杂形状的部件进行强度计算时，只能采用简化和近似的方法，尤其是对于例如叶片端部与前、后盖板交界处这样细微部分进行分析时很难得到精确结论，然而此处往往是应力集中问题发生的区域。 随着ANSYS、ABAQUS等有限元软件的发展，使叶轮这样的复杂模型的有限元分析结果更加精确。2008年，唐立新3等依据FLUENT得出的叶轮流道流体压力分布结果，

12、在ANSYS软件中对某型汽轮机主油泵双吸式叶轮分别在离心惯性力、流道流体压力分别作用及两种载荷耦合作用下进行结构静力学分析，得出叶轮的应力分布及变形结果。针对应力集中问题进行分析，为叶轮的优化设计提供理论数据依据。2011年，董晓岚4采用流固耦合分析法对离心泵叶轮的强度和刚度进行仿真，采用多帧参照技术对叶轮-蜗壳动静干涉进行模拟。在FLUENT流体力学分析中，获得叶片和轮毂压力和剪应力分布，使用ABAQUS软件分析叶轮在流道流体压力、剪应力和离心惯性力共同作用下的应力分布及整体变形结果。针对分析结果分析得出：相对于压力，剪应力对叶轮变形影响微不足道；叶轮结构在设计工况下结构安全；叶轮最高转速可

13、达到1780r/min。如果应力却维持在一个较低的水平，离心泵转速提高，叶轮会与蜗壳发生干涉，并在保证叶轮的强度和刚度条件下提出叶轮的改进方案。2011年，周玉丰5以LB50160型离心泵的叶轮为分析对象，利用ANSYS软件对叶轮在流道流体压力和离心惯性力共同作用下进行应力结果分析，得出应力分布结果及规律，为叶轮盖板的强度计算提供了可靠依据，验证了有限元建模方法和计算方法的正确性，为进行不同类型的有限元分析和优化设计提供了参考。2011年，王洋6等在ANSYS Workbench软件中，采用单向流固耦合方法对冲压焊接叶轮在流场中的应力及变形情况进行仿真计算。结果表明，各工况流量下，叶轮应力分布

14、明显不均，并在局部出现应力集中。叶轮变形的总位移随半径的增大不断变大，并在叶轮边缘达到最大值。根据仿真模拟结果对提高叶轮可靠性问题提出解决方案，计算结果为冲压焊接叶轮的结构设计及分析提供有效依据。1.3 有限元分析方法有限元分析是使用有限元方法来分析静态或动态的物理物体或物理系统。在这种方法中一个物体或系统被分解为由多个相互联结的、简单、独立的点组成的几何模型。在这种方法中这些独立的点的数量是有限的，因此被称为有限元。由实际的物理模型中推导出来得平衡方程式被使用到每个点上，由此产生了一个方程组。这个方程组可以用线性代数的方法来求解。有限元分析的精确度无法无限提高。元的数目到达一定高度后解的精确

15、度不再提高，只有计算时间不断提高7。在实践中，有限元分析法通常由三个主要步骤组成8：1、前处理：用户需建立物体待分析部分的模型，在此模型中，该部分的几何形状被分割成若干个离散的子区域或称为“单元”。各单元在一些称为“结点”的离散点上相互连接。这些结点中有的有固定的位移，而其余的有给定的载荷。准备这样的模型可能极其耗费时间，所以商用程序之间的相互竞争就在于：如何用最友好的图形化界面的“前处理模块”，来帮助用户完成这项繁琐乏味的工作。有些预处理模块作为计算机化的画图和设计过程的组成部分，可在先前存在的CAD文件中覆盖网格，因而可以方便地完成有限元分析。2、分析：把预处理模块准备好的数据输入到有限元

16、程序中，从而构成并求解用线性或非线性代数方程表示的系统 （1-1）式中，u 和 f 分别为各结点的位移和作用的外力。矩阵 K 的形式取决于求解问题的类型，本模块将概述桁架与线弹性体应力分析的方法。商用程序可能带有非常大的单元库，不同类型的单元适用于范围广泛的各类问题。有限元法的主要优点之一就是：许多不同类型的问题都可用相同的程序来处理，区别仅在于从单元库中指定适合于不同问题的单元类型。 3、后处理：分析的早期，用户需仔细地研读程序运算后产生的大量数字，即列出的模型内各离散位置处的位移和应力。这种方法容易漏掉重要的趋向与热点，而最新的程序则利用图形显示来帮助用户直接观察运算结果。典型的后处理模块

17、能显示遍布于模型上的彩色等应力线图，以表示不同的应力水平，显示的整个应力场的图像类似于光弹性法或云纹法的实验结果。1.4 ANSYS软件简介1.4.1 ANSYS软件概述ANSYS软件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发，它能与多数CAD软件接口，实现数据的共享和交换，如Pro/Engineer, NASTRAN, Alogor, IDEAS, AutoCAD等， 是现代产品设计中的高级CAE工具之一。1.4.2 ANSYS软件构成ANSYS软件主要包括三个部分9：前处理模块，分析计算模块和后处理模块。其中

18、前处理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型；分析计算模块包括结构分析（可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析）、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的耦合分析，可模拟多种物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力；后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示（可看到结构内部）等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。软件提供了100种以上的单元类型，用来模拟工程中的各种结构和材料。1.4.3 ANSYS软件提供的分析类型1、结构静力分析：用来求解外

19、载荷引起的位移、应力和力。静力分析很适合求解惯性和阻尼对结构的影响并不显著的问题。ANSYS程序中的静力分析不仅可以进行线性分析，而且也可以进行非线性分析，如塑性、蠕变、膨胀、大变形、大应变及接触分析。 2、结构动力学分析：结构动力学分析用来求解随时间变化的载荷对结构或部件的影响。与静力分析不同，动力分析要考虑随时间变化的力载荷以及它对阻尼和惯性的影响。ANSYS可进行的结构动力学分析类型包括：瞬态动力学分析、模态分析、谐波响应分析及随机振动响应分析。 3、结构非线性分析：结构非线性导致结构或部件的响应随外载荷不成比例变化。ANSYS程序可求解静态和瞬态非线性问题，包括材料非线性、几何非线性和

20、单元非线性三种。 4、动力学分析：ANSYS程序可以分析大型三维柔体运动。当运动的积累影响起主要作用时，可使用这些功能分析复杂结构在空间中的运动特性，并确定结构中由此产生的应力、应变和变形。 5、热分析：程序可处理热传递的三种基本类型：传导、对流和辐射。热传递的三种类型均可进行稳态和瞬态、线性和非线性分析。热分析还具有可以模拟材料固化和熔解过程的相变分析能力以及模拟热与结构应力之间的热结构耦合分析能力。 6、电磁场分析：主要用于电磁场问题的分析，如电感、电容、磁通量密度、涡流、电场分布、磁力线分布、力、运动效应、电路和能量损失等。还可用于螺线管、调节器、发电机、变换器、磁体、加速器、电解槽及无

21、损检测装置等的设计和分析领域。 7、流体动力学分析：ANSYS流体单元能进行流体动力学分析，分析类型可以为瞬态或稳态。分析结果可以是每个节点的压力和通过每个单元的流率。并且可以利用后处理功能产生压力、流率和温度分布的图形显示。另外，还可以使用三维表面效应单元和热流管单元模拟结构的流体绕流并包括对流换热效应。 8、声场分析 程序的声学功能用来研究在含有流体的介质中声波的传播，或分析浸在流体中的固体结构的动态特性。这些功能可用来确定音响话筒的频率响应，研究音乐大厅的声场强度分布，或预测水对振动船体的阻尼效应。 9、压电分析：用于分析二维或三维结构对AC（交流）、DC（直流）或任意随时间变化的电流或

22、机械载荷的响应。这种分析类型可用于换热器、振荡器、谐振器、麦克风等部件及其它电子设备的结构动态性能分析。可进行四种类型的分析：静态分析、模态分析、谐波响应分析、瞬态响应分析 1.5 本文研究内容1、学习ANSYS有限元分析软件，掌握模型静力分析方法，熟练应用各种载荷加载方法，能用表面效应单元等方法解决非法向载荷等问题；2、在ANSYS软件中，分析多级注水泵首级叶轮在离心惯性力、流道流体压力、前后盖板外侧液体压力、圆盘摩擦力等载荷单独作用及耦合载荷作用下的受力及变形情况；3、比较各种载荷形式下多级注水泵首级叶轮受力及变形结果并进行总结；4、针对应力集中等问题对多级注水泵首级叶轮安全性进行校核。第

23、2章 多级注水泵首级叶轮三维模型结构2.1 前言叶轮是水泵的关键过流部件，其制造质量直接影响到水泵性能的好坏以及机组的稳定性。为了获得性能优良的叶型，传统的方法是先根据模型换算法或速度系数法计算出流道、叶片截线及木模截线，然后根据图纸制成模型，并在试验台上反复试验，最终得出符合要求的叶片形状。整个过程费时、费力且成本高。为了解决这一问题，最有效的途径是对水泵叶轮叶片进行三维造型，并通过流场分析来初步得到叶轮内部的压力、速度等分布状况，做出初步的性能分析，从而为模型制造与生产节省成本和时间。Pro/E软件是一套由设计至生产的机械自动化软件，是新一代的产品造型系统，是一个参数化、基于特征的实体造型

24、系统，并且具有单一数据库功能。Pro/E软件还提供了实体模型和薄壁模型的有限元网格自动生成能力，也就是它自动地将实体模型划分成有限元素，以便有限元分析用，所有参数化应力和范围条件可直接在实体模型上指定，即允许设计者定义参数化载荷和边界条件，并自动生成四边形或三角形实体网格。载荷/边界条件与网格都直接与基础设计模型相关联，并能像设计时一样进行交互式修改10。基于Pro/E软件的上述特点，本文所分析的多级注水泵首级叶轮三维模型的创建在Pro/E软件中实现。2.2 叶轮主要参数机模型的创建根据对叶轮实物的测绘数据，以AutoCAD软件为平台，创建叶轮二维模型11，得到叶片木模图（如图2-1）及叶轮结

25、构图（如图2-2）。叶轮的主要设计参数为：叶片进口直径101mm；出口直径308mm；叶片进口角10；叶片出口角26；叶片厚度6mm；叶片包角130；叶片弦长191.8mm；轮毂厚度8mm；叶片数7；扬程122m；设计流量158m3/h；转速2950r/min。图2-1 叶轮叶片木模图 图2-2 叶轮结构图利用已有的叶片水力木模图数据，结合Pro/E软件实现叶片、叶轮及流道的三维实体造型如图2-3所示。图2-3 叶轮三维模型第3章 各种载荷单独作用下叶轮受力分析3.1 前言多级注水泵在正常工作条件下，主要承受离心惯性力、流道流体压力、前后盖板外侧液体压力、圆盘摩擦力等载荷作用。在本章中，假设叶

26、轮分别承受上述各种载荷单独作用，在ANSYS软件中，分析叶轮在各种载荷作用下的受力及变形情况，校验叶轮受力及设计合理性。3.2 离心惯性力单独作用下受力及变形分析 ANSYS软件分析过程对叶轮施加离心惯性力进行受力及变形分析，应用结构分析中的体单元，同时叶轮形状较复杂，难以用结构网格进行离散化分析，因此选择与非结构网格相对应的SOLID187号单元12，该单元为10节点四面体单元，具有2阶精度，适用于空间结构的弹性、塑性、超弹性、蠕变等结构分析。在ANSYS中没有规定单位13，需要用户自己去定义自己的单位制，本文中单位统一标准为：长度-mm；时间-s；密度-t/mm3；力-N；弹性模量-MPa

27、；应力- Mpa；角速度-rad/s。叶轮材质为ZG1Cr13NiMo，材料抗拉极限b为495MPa，密度取为7.8510-9t/mm3，弹性模量取为2105 MPa，泊松比取为0.3。对叶轮实体模型进行网格划分，设置单元尺寸为5，采用自由网格划分方式，共将模型离散为单元84831个，节点151260个，网格划分结果如图3-1所示。图3-1 叶轮网格划分结果于叶轮轮毂内侧表面施加约束条件，本文中多级注水泵首级叶轮额定转速为=2900r/min=303.53rad/s，按照ANSYS转向右手螺旋准则，绕轴向施加上述惯性载荷。利用软件的通用后处理(POST1)查看模型的有限元计算结果，求解器类型选

28、为PCG。转换坐标系为极坐标系，设置模型变形放大倍数为3247倍，查看叶轮在离心惯性力作用下的受力及变形情况。3.2.2 应力结果分析 3.2.2.1 径向应力 图3-2为在离心惯性力单独作用下的叶轮径向应力分布云图。从图中可以看出，在离心惯性力单独作用下，叶轮的径向应力主要集中在靠近叶轮入口部分叶片吸力面与后盖板内侧交界处，并由此向叶轮外缘逐渐变小。最大径向应力为26.89 MPa，远小于叶轮材料的强度极限。最大径向应力图3-2 径向应力分布云图由上图可以看出，径向应力在前、后盖板的分布不同，其中后盖板内侧的径向应力分布明显较前盖板处相应部分大。 3.2.2.2 周向应力图3-3为在离心惯性

29、力作用下的叶轮周向应力分布云图。周向应力主要集中在叶片压力面与叶轮前盖板内侧交界处。最大周向应力为17.73 MPa，远小于叶轮材料的强度极限。最大周向应力图3-3 周向应力分布云图由图中可以看出，最大周向应力点不在周向应力主要分布区域，而在叶轮外缘处叶片吸力面与后盖板内侧交界部分，说明此处为叶轮结构因素引起的在离心惯性力作用下的周向应力集中点。周向应力在前、后盖板的分布是不相同的，其中前盖板内侧的周向应力分布明显较后盖板相应部分大。 3.2.2.3 轴向应力图3-4为在离心惯性力作用下的叶轮轴向应力分布云图。由图可知，轴向应力主要集中在靠近叶轮入口部分叶片吸力面与后盖板内侧交界处及靠近叶轮出

30、口部分叶片压力面与前盖板内侧交界处，且前者较后者明显。叶片吸力面与后盖板内侧交界处的周向应力由叶轮中心向外缘逐渐递减，叶片压力面与前盖板内侧交界处的周向应力由叶轮外缘向中心逐渐递减，最大径向应力为22.04 MPa，远小于叶轮材料强度极限。最大轴向应力图3-4 轴向应力分布云图由图中可以看出，最大轴向应力点不在轴向应力主要分布区域，而在叶轮外缘处叶片吸力面与后盖板内侧交界部分，说明此处为叶轮结构因素引起的在离心惯性力作用下的轴向应力集中点。轴向应力在前、后盖板的分布是不相同的，其中后盖板内侧的周向应力分布明显较前盖板相应部分大。 3.2.2.4 第一主应力叶轮材质为铸钢，强度校核时考虑第一强度

31、理论，故使用第一主应力与材料抗拉极限b相比较，得出叶轮应力安全性结果。图3-5为在离心惯性力作用下的叶轮第一主应力分布云图。由图可以看出，在离心惯性力单独作用下，第一主应力主要集中在靠近叶轮入口部分叶片吸力面与后盖板内侧交界处，最大第一主应力为28.29 MPa，远小于叶轮材料强度极限。第一主应力在前、后盖板的分布是不相同的，其中后盖板内侧的周向应力分布明显较前盖板相应部分大。最大第一主应力图3-5 第一主应力分布云图最大第一主应力点不在第一主应力主要分布区域，而在叶轮入口处叶片压力面与前盖板内侧交界部分，说明此处为叶轮结构因素引起的在离心惯性力作用下的第一主应力集中点。3.2.3 应变结果分

32、析 3.2.3.1 径向应变图3-6为在离心惯性力作用下的叶轮径向应变分布云图。由图可知，在离心惯性力单独作用下，径向应变分布情况与径向应力分布情况相似，主要集中在靠近叶轮入口部分叶片吸力面与后盖板内侧交界处，并由此向叶轮外缘逐渐变小。在离心惯性力单独作用下，最大径向应变为1.1110-4mm，远小于叶轮实体尺寸。最大径向应变图3-6径向应变分布云图径向应变在前、后盖板的分布是不同的，其中后盖板内侧的径向应变分布明显较前盖板处相应部分大。 3.2.3.2 周向应变图3-7为在离心惯性力作用下的叶轮径向应变分布云图。轴向应变主要集中在靠近叶轮入口部分叶片压力面与前盖板内侧交界处，并由此向叶轮外缘

33、逐渐变小。在离心惯性力单独作用下，最大周向应变为7.4910-5mm，远小于叶轮实体尺寸，最大周向应变处于叶轮入口部分叶片端部与前盖板内侧交界处。最大周向应变图3-7 周向应变分布云图周向应变在前、后盖板的分布情况是不同的，其中前盖板内侧的周向应变分布明显较后盖板处相应部分大。 3.2.3.3 轴向应变图3-8为在离心惯性力作用下的叶轮径向应变分布云图。由分析结果可看出，在离心惯性力单独作用下，轴向应变的分布情况与轴向应力分布情况相似。最大轴向应变为8.8010-5mm，远小于叶轮实体尺寸。最大轴向应变图3-8 轴向应变分布云图 3.2.3.4 第一主应变图3-9为在离心惯性力作用下的叶轮第一

34、主应变分布云图。由分析结果可知，在离心惯性力作用下，叶轮第一主应变与第一主应力分布情况相似，主要集中在靠近叶轮入口部分叶片吸力面与后盖板内侧交界处。最大第一主应变为1.2810-4mm，远小于叶轮实体尺寸。最大第一主应变图3-9第一主应变分布云图3.2.3 变形结果分析图3-10为在离心惯性力作用下的叶轮位移矢量和分布云图。由图中位移分布结果可知，在离心惯性力单独作用下，叶轮变形量由叶轮中心向叶轮外缘逐渐变大，变形主要分布在叶轮前盖板外缘。且前、后盖板的变形分布情况不相同，前盖板的变形较后盖板明显。最大变形图3-10 变形分布云图在离心惯性力单独作用下，叶轮最大变形量为4.7410-3mm，远

35、小于叶轮实体尺寸。3.3 流道流体压力单独作用下受力及变形分析3.3.1 ANSYS软件分析过程由于叶轮流道流体压力分布的非均布性，在ANSYS软件中进行加载时，不能够直接加载在模型表面。常用的加载方式为切割模型实体和在WORKBENCH软件直接导入由FLUENT软件导出的压力分布结果14。前者切割模型法适用于复杂模型的非均布载荷加载，优点在于方便载荷以选取表面的形式进行施加，不足之处为不能很好地保证结果的精确程度。后者适用于简单模型的流固耦合分析，结果精度较高，要求模型在WORKBENCH软件和FLUENT软件中的网格划分结果相同。显然，对于叶轮这类复杂模型后者并不适用。本叶轮模型进行分析时

36、，选取与离心惯性力单独作用时相同的SOLID187号单元及单位统一标准。为保证结果的精确性，应用表面效应单元法15，在加载施加面以选取面单元的形式，按照压力分布结果进行逐个单元加载，保证分析结果的准确性。图3-11和图3-12分别为在叶轮叶片表面和叶轮前后盖板内侧流道表面创建的表面效应单元。图3-11 叶片表面效应单元 图3-12 前、后盖板内侧表面效应单元按照图3-13所示由FLUENT软件导出的流道压力分布结果，对创建的表面效应单元施加相应载荷。图3-14为流道流体压力加载结果。图3-13 流道压力分布结果 图3-14 流道压力加载结果利用软件的通用后处理(POST1)查看模型的有限元计算

37、结果，求解器类型选为PCG。转换坐标系为极坐标系，设置模型变形放大倍数为273倍，查看叶轮在离心惯性力作用下的受力及变形情况。3.3.2 应力结果分析 3.3.2.1 径向应力图3-15为在流道流体压力单独作用下的叶轮径向应力分布云图。由图可知，径向应力主要分布在靠近叶轮出口部分叶片压力面与前、后盖板交界处。最大径向应力为94.84MPa，与叶轮材料强度极限相比较小。最大径向应力图3-15 径向应力分布云图由上图可知，在流道压力单独作用下，叶轮最大径向应力点不在径向应力分布区域，说明此处也存在应力集中问题，且应力集中情况较离心力单独作用时大，因此在设计、建模时应避免因结构问题引起的应力集中现象

38、。 3.3.2.2 周向应力图3-16为在流道流体压力单独作用下的叶轮周向应力分布云图。从图中可以看出，周向应力主要分布在靠近出口部分叶片与前后盖板内侧交界处。最大周向应力为208.93MPa，最大周向应力点处于叶轮外缘叶片吸力面与前盖板内侧交界处。最大周向应力图3-16 周向应力分布云图从应力分布云图可以看出，最大周向应力点为应力集中点，其应力值较离心惯性力单独作用时的相应应力大。 3.3.2.3 轴向应力图3-17为在流道流体压力单独作用下的叶轮周向应力分布云图。由图中可以看出，在流道流体压力单独作用下，轴向应力主要分布在靠近叶轮出口部分的叶片压力面边缘以及叶轮外缘处叶片吸力面端部。最大轴

39、向应力为239.17 MPa，由云图中应力变化情况可以看出，最大轴向应力所在点为应力集中点。最大轴向应力图3-17 轴向应力分布云图在流道压力单独作用下，前后盖板和轮毂部分的轴向应力较小且分布均匀，轴向应力主要分布在叶轮出口部分的叶片端部。 3.3.2.4 第一主应力图3-18为在流道流体压力单独作用下的叶轮第一主应力分布云图。可以看出，在流道流体压力单独作用下，叶轮的第一主应力主要分布在靠近叶轮出口部分的叶片端部以及叶轮前盖板外缘靠近叶片吸力面的区域。最大第一主应力图3-18 第一主应力分布云图在流道流体压力单独作用下，最大第一主应力为307.95 MPa，最大第一主应力所在区域为应力集中点

40、，其他第一主应力分布区域的应力值均小于100 MPa，说明此处应力集中现象较明显。在流道流体压力单独作用下，前、后盖板的第一主应力分布情况并不相同。3.3.3 应变结果分析 3.3.3.1 径向应变图3-19为在流道流体压力单独作用下的叶轮径向应变分布云图。由分布云图可以看出，在流道流体压力单独作用下，叶轮径向应变分布情况与径向应力分布情况基本一致。最大径向应变图3-19 径向应变分布云图在流道流体压力单独作用下，叶轮最大应变为2.9910-4mm，远小于叶轮实体尺寸。最大径向应变位于正对流道出口的前盖板内侧与叶片压力面交界处。 3.3.3.2 周向应变图3-20为在流道流体压力单独作用下的叶

41、轮周向应变分布云图。可知周向应变主要分布在叶轮前盖板外缘靠近叶片吸力面部分以及叶轮后盖板靠近叶片压力面部分。最大周向应变图3-20 周向应变分布云图在流道流体压力单独作用下，叶轮最大周向应变为7.9810-4mm，远小于叶轮实体尺寸。 3.3.3.3 轴向应变图3-21为在流道流体压力单独作用下的叶轮轴向应变分布云图。由图中可以看出，轴向应变主要发生在叶片靠近叶轮出口部分。在流道流体压力单独作用下，叶轮最大轴向应变为9.9510-4mm，远小于叶轮实体尺寸。最大轴向应变图3-21 轴向应变分布云图 3.3.3.4 第一主应变图3-22为在流道流体压力单独作用下的叶轮第一主应变分布云图。由图中可

42、以看出，第一主应变主要分布在叶轮前、后盖板外缘靠近叶片吸力面部分以及叶片靠近叶轮外缘部分。在流道流体压力单独作用下，叶轮最大第一主应变为1.3010-3mm，远小于叶轮实体尺寸。最大第一主应变图3-22第一主应变分布云图3.3.4 变形结果分析图3-23为在流道流体压力单独作用下的叶轮位移矢量和分布云图。由图中可以看出，叶轮变形主要发生在前后盖板外缘流道出口处，且在变形集中区域变形量由叶轮外缘向中心逐渐变小。最大变形图3-23变形分布云图在叶轮流道流体压力单独作用下，叶轮最大变形量为5.6410-2mm，远小于叶轮实体模型尺寸。且前、后盖板在变形集中区域的变形结果相似。3.4 前后盖板外侧压力

43、单独作用下受力及变形分析3.4.1 ANSYS软件分析过程离心泵的转动部件与静止部件之间必然存在间隙，当叶轮工作时，间隙两侧的流体由于获得的能量不同而形成压差，造成一部分高压流体通过间隙向低压侧泄漏。由于密封环处存在间隙产生液体泄漏，液体由叶轮盖板外侧的高压区向叶轮进、出口处的低压区流动，使叶轮前、后盖板外侧承受液体压力作用。设在任一半径R处，P=PR；当R=R2处时，P=P2，在正常密封条件下，液体在叶轮两侧间隙中都以叶轮角速度的一半的速度旋转，即=/2，P1-P2=gHP，可得任意半径处前、后盖板外侧流体压力为1617：（3-1）由公式（3-1）得到前、后盖板外侧流体压力分布结果如图3-2

44、4所示。P2=1.08MPaP2=1.08MPaP1=0.86MPaP3=0.80MPa图3-24前后盖板外侧压力分布图选择与非结构网格相对应的SOLID187号单元，设置单元尺寸为5，采用自由网格划分方式，共将模型离散为单元84831个，节点151260个。按照上述前、后盖板外压计算结果，在叶轮前后盖板表面施加压力载荷。利用软件的通用后处理(POST1)查看模型的有限元计算结果，求解器类型选为PCG。转换坐标系为极坐标系，设置模型变形放大倍数为100倍，查看叶轮在前、后盖板外压作用下的受力及变形情况3.4.2 应力结果分析 3.4.2.1 径向应力图3-25为在前、后盖板外压单独作用下的叶轮

45、径向应力分布云图。由图可知，径向应力主要分布在前后盖板处与叶片交界部分。最大径向拉应力为64.64MPa，远小于叶轮材料强度极限。最大径向应力图3-25 径向应力分布云图由上图可知，在前、后盖板外压单独作用下，前后盖板径向应力分布情况相似。 3.4.2.2 周向应力图3-26为在前、后盖板外压单独作用下的叶轮周向应力分布云图。由图可以看出，周向应力主要分布在前后盖板靠近叶轮外缘部分与叶片交界处。最大周向应力为80.19MPa，与叶轮材料强度极限相比较小。最大周向应力图3-26 径向应力分布云图 3.4.2.3第一主应力图3-27为在前、后盖板外压单独作用下的叶轮第一主应力分布云图。由图可知，在

46、前、后盖板外压单独作用下第一主应力分布情况与周向应力近似。最大第一主应力为80.21MPa，与叶轮材料强度极限相比较小。最大第一主应力图3-27 径向应力分布云图由上图可知，在前、后盖板外压单独作用下，前后盖板第一主应力的分布特点相似。3.4.3 应变结果分析 3.4.3.1 径向应变图3-28为在前、后盖板外压单独作用下的叶轮径向应力分布云图。由图可知，径向应变分布情况与径向应力分布情况近似，最大径向应变为2.8210-4mm，远小于叶轮实体尺寸。最大径向应变图3-28 径向应力分布云图 3.4.3.2 周向应变图3-29为在前、后盖板外压单独作用下的叶轮径向应力分布云图。由图中可以看出，周

47、向应变主要分布在前后盖板外缘与叶片交界处。最大周向应变为3.9810-4mm，远小于叶轮实体尺寸。最大周向应变图3-29 周向应变分布云图 3.4.3.3 第一主应变图3-30为在前、后盖板外压单独作用下的叶轮第一主应变分布云图。由图中可以看出，第一主应力主要分布在前后盖板与叶片交界处。最大第一主应变为4.8810-4mm，远小于叶轮实体尺寸。最大第一主应变图3-30 周向应变分布云图由上图可以看出，在前、后盖板外压单独作用下，叶轮前、后盖板第一主应变分布结果近似。3.4.4 变形结果分析图3-31为在前、后盖板外压单独作用下的叶轮变形分布云图。由图可以看出，叶轮变形主要发生在前、后盖板外缘流

48、道出口处，且在变形主要分布区域变形量由叶轮外缘向中心逐渐递减。最大变形量为6.5910-2mm，远小于叶轮实体尺寸。最大变形发生在后盖板外缘流道出口处。由图中可以看出，前、后盖板变形分布情况相似，且后盖板变形较前盖板相应位置变形明显。最大变形图3-31 周向应变分布云图3.5 圆盘摩擦力单独作用下受力及变形分析3.5.1 ANSYS软件分析过程前、后盖板外侧任意半径r处微小环形面积dS=2rdr所受摩擦阻力为18：（3-2）则有：（3-3）由于泵内流体流速很大，其雷诺数Re大于临界雷诺数，进入阻力平方区，所以在一定粗糙度下摩阻系数为常数19。取叶轮表面绝对粗糙度Ra=3.2m，则相对粗糙度（3

49、-4）按莫迪图20取=0.009，得前后盖板外侧圆盘摩擦力分布图3-32所示。（3-5）设圆盘外端圆柱部分半径为R，圆柱长度为e。圆柱部分所受阻力为21：（3-6）则有 圆柱部分相对粗糙度摩阻系数与圆盘处摩阻系数近似相等，得到圆柱部分圆盘摩擦力分布图如图3-33所示。1.04103Pa3.17103Pa1.04103Pa9.83103Pa9.83103Pa3.17103Pa 图3-32 盖板处圆盘摩擦力 图3-33 圆柱部分圆盘摩擦力由于在ANSYS软件中，直接选中面施加的载荷为法向载荷，而此处圆盘摩擦力的方向为沿圆盘表面切向，因此此处采用表面效应单元法对叶轮模型施加圆盘摩擦力。对叶轮实体模型

50、进行网格划分时，仍然选取SOLID187号单元，设置单元尺寸为5，采用自由网格划分方式，共将模型离散为单元84831个，节点151260个。表面效应单元选用SURF154号单元22，该单元适用于三维结构分析，可覆于任何三维单元表面，并可施加各种载荷和表面效应。按照载荷分布特点，分别在前盖板圆柱表面、前盖板圆盘外表面、后盖板圆盘外表面、后盖板圆柱表面分别创建表面效应单元。表面效应单元创建结果如图3-34所示。图3-34 表面效应单元 按照图3-32及图3-33所示圆盘摩擦力分布结果，在所创建的表面效应单元施加切向摩擦载荷。利用软件的通用后处理(POST1)查看模型的有限元计算结果，求解器类型选为

51、PCG。转换坐标系为极坐标系，设置模型变形放大倍数为26139倍，查看叶轮在圆盘摩擦力作用下的受力及变形情况。3.5.2 应力结果分析因圆盘摩擦力与上述几种载荷相较较小，且对叶轮影响不大，此处分析在圆盘摩擦力单独作用下的第一主应力分布情况，应力分布结果如图3-35所示。最大第一主应力图3-35 第一主应力分布云图由上图可以看出，在圆盘摩擦力单独作用下，第一主应力主要分布在靠近叶轮入口部分叶片端部与轮毂交界处。最大第一主应力为2.31MPa，说明圆盘摩擦力对叶轮的受力影响较小。3.5.3 应变结果分析图3-36为在圆盘摩擦力单独作用下的叶轮第一主应变分布云图。由图可知，第一主应变是要分布在靠近叶

52、轮入口部分叶片压力面、吸力面与后盖板交界处，最大应变量为9.9610-6mm，相对叶轮实体尺寸十分微小。最大第一主应变图3-36 第一主应力分布云图3.5.4 变形结果分析图3-37为在圆盘摩擦力单独作用下的叶轮变形分布云图。由图可知，变形主要发生在叶轮外缘部分，且沿叶轮中心向叶轮外缘逐渐变小。最大变形量为5.8910-4mm，与叶轮实体模型性相比较小。且变形量在叶轮前后盖板分布情况相近。最大变形图3-37 变形分布云图3.6 本章小结本章在ANSYS软件中，对型号为DH158-12210的多级注水泵首级叶轮分别在离心惯性力、流道流体压力、前后盖板外侧液体压力、圆盘摩擦力等载荷单独作用下进行受

53、力分析，得出各向应力、应变及位移矢量和的分布结果及相应数值。并与叶轮相关参数进行比较验证，分析结果表明，在上述各种载荷单独作用下，叶轮的各向应力值均在安全范围内，各向应变及变形量远小于叶轮实体尺寸。由于模型形状等因素，存在应力集中现象。本章内容为叶轮设计的可靠性及合理性的校验提供了依据，部分应力集中问题为叶轮的优化设计提供了参考依据。第4章 多载荷联合作用下叶轮受力分析4.1 前言多级注水泵在实际工作条件下，所承受的载荷形式为以离心惯性力、流道流体压力、前后盖板外侧液体压力、圆盘摩擦力等载荷为主的耦合载荷。在本章中，利用ANSYS软件，分析叶轮在耦合载荷作用下的受力及变形情况2324，校验叶轮

54、受力及设计合理性。4.2 ANSYS分析过程以上一章节中叶轮受力分析过程为基础，选择与上一章节相同的的SOLID187号单元及单位统一标准。对叶轮实体模型进行网格划分，设置单元尺寸为5，采用自由网格划分方式，共将模型离散为单元84831个，节点151260个。其中流道流体压力及圆盘摩擦力采用SURF154号单元的表面效应单元法进行加载，利用软件的通用后处理(POST1)查看模型的有限元计算结果，求解器类型选为PCG。转换坐标系为极坐标系，查看叶轮在圆盘摩擦力作用下的受力及变形情况。4.3 应力结果分析4.3.1 径向应力图4-1所示为在耦合载荷作用下的叶轮径向应力分布云图。由图可知，在耦合载荷

55、作用下，叶轮径向应力主要分布在前后盖板与叶片交界处。最大径向应力为9.59MPa，远小于叶轮材料强度极限。且小于除圆盘摩擦力之外的单一载荷作用时的径向应力值。最大径向应力图4-1 径向应力分布云图由上图可以看出，在耦合载荷作用下，叶轮前、后盖板径向应力分布境况相近，且径向应力在主要分布区域由叶轮外缘向中心逐渐增大。4.3.2 周向应力图4-2所示为在耦合载荷作用下的叶轮周向应力分布云图。由图可知，在耦合载荷作用下，叶轮周向应力主要分布在前后盖板与叶片交界处，在周向应力主要分布区域，应力值沿叶轮中心向外缘逐渐增大，且后盖板与叶片交界处的应力分布较前盖板与叶片交界处明显。最大轴向应力为5.90MP

56、a，远小于叶轮材料强度极限。且小于除圆盘摩擦力之外的单一载荷作用时的周向应力值。最大周向应力图4-2 周向应力分布云图由上图可以看出，在耦合载荷作用下，叶轮周向应力在后盖板与叶片交界处的分布情况较前盖板与叶片交界处明显。4.3.3 径向应力图4-3所示为在耦合载荷作用下的叶轮周向应力分布云图。由图可知，在耦合载荷作用下，叶轮轴向应力主要分布在叶片端部与叶轮前、后盖板交界处。最大轴向应力图4-3 轴向应力分布云图在耦合载荷作用下，叶轮最大轴向应力为10.48MPa，远小于叶轮材料强度极限。且小于除圆盘摩擦力之外的单一载荷作用时的轴向应力值。4.3.4 第一主应力图4-4所示为在耦合载荷作用下的叶

57、轮周向应力分布云图。由图可知，在耦合载荷作用下，叶轮第一主应力主要分布在靠近轮毂部分叶轮前、后盖板与叶片交界处。最大第一主应力为15.28MPa，远小于叶轮材料强度极限。且小于除圆盘摩擦力之外的单一载荷作用时的第一主应力值。最大第一主应力图4-4 最大第一主应力分布云图4.4 应变结果分析4.4.1 径向应变图4-5所示为在耦合载荷作用下的叶轮径向应变分布云图。由图可知，在耦合载荷作用下，叶轮径向应变分布情况与径向应力分布情况相近，主要分布在叶片与前、后盖板交界处，且在应变主要分布区域，应变量由叶轮外缘向中心逐渐增大。最大径向应变为4.1610-5mm，远小于叶轮实体尺寸。最大径向应变图4-5

58、 径向应变分布云图4.4.2 周向应变图4-6所示为在耦合载荷作用下的叶轮周向应变分布云图。由图可知，在耦合载荷作用下，叶轮周向应变主要分布在靠近出口部分叶轮前、后盖板与叶片交界处，在周向应力主要分布区域，应变量由叶轮中心向外缘逐渐变大，且后盖板与叶片交界处的轴向应变较前盖板与叶片交界处的应变明显。最大周向应变为最大径向应变为2.8110-5mm，远小于叶轮实体尺寸。最大周向应变图4-6 周向应变分布云图4.4.2 轴向应变图4-7所示为在耦合载荷作用下的叶轮轴向应变分布云图。由图可知，在耦合载荷作用下，叶轮轴向应变主要分布在前后盖板流道中部及叶片端部与前、后盖板交界处。最大轴向应变为4.45

59、10-5mm，远小于叶轮实体尺寸。最大轴向应变图4-7 轴向应变分布云图4.4.3 第一主应变图4-8所示为在耦合载荷作用下的叶轮第一主应变分布云图。由图可知，在耦合载荷作用下，叶轮第一主应变主要分布在前、后盖板与叶片交界处。且在第一主应变主要分布区域，应变量由叶轮外缘向中心逐渐增大。最大第一主应变为7.8310-5mm，远小于叶轮实体尺寸。图4-8 第一主应变分布云图4.4 变形结果分析图4-9所示为在耦合载荷作用下的叶轮变形量分布云图。由图可知，在耦合载荷作用下，叶轮变形主要分布在叶轮后盖板外缘靠近叶片吸力面流道出口部分及前盖板靠近叶片压力面流道出口部分，且前者变形量较后者明显。图4-9

60、变形分布云图 在耦合载荷作用下，叶轮最大变形量为1.0010-2mm，远小于叶轮实体尺寸。4.5 本章小结本章在ANSYS软件中，对型号为DH158-12210的多级注水泵首级叶轮施加耦合载荷，分析叶轮在离心惯性力、流道流体压力、前后盖板外侧液体压力、圆盘摩擦力等载荷共同作用下的受力及变形情况，得出相应各向应力、应变及变形情况。结果表明，在耦合载荷作用下，叶轮应力、应变及变形结果均小于除圆盘摩擦力之外的单一载荷分析结果，叶轮受载荷影响较小。本章结论为叶轮设计的可靠性及合理性的校验提供了依据。第5章 结论和展望5.1 结论DH158-12210多级注水泵首级叶轮在工作状况下，主要承受离心惯性力、

61、流道流体压力、前后盖板外侧液体压力、圆盘摩擦力等载荷，本文在ANSYS软件中，分析叶轮在上述载荷单独作用及耦合载荷作用下的受力及变形情况，为研究多级注水泵首级叶轮性能及确定叶轮的安全运行条件提供参考依据，为进一步的叶轮优化设计提供参考基础。以FLUENT软件分析流体压力分布结果及各种载荷计算结果为基础，在ANSYS软件中得出叶轮在相应载荷条件下的应力、应变及变形情况，得出以下结论：（1）在载荷单独作用及耦合条件下，应力结果均小于叶轮材料强度极限，各种载荷对叶轮影响较小。在叶片端部与前后盖板交界处易产生应力集中现象，且最大应力值在安全范围内。应力集中现象为叶轮的进一步优化设计提供了参考依据。（2）叶轮在各种载荷形势下的应变分布情况与应力分布情况相近，且应变量数量级与叶轮实体尺寸相比均十分微小。表明在工作条件下，叶轮所受各种载荷对叶轮的结构影响较小。（3）各种载荷形式下的叶轮受力变形均分布在叶轮外缘部分，主要集中在前、后