0、引  言
    葉輪是離心風機中最重要的零部件之一。葉輪由前盤、后盤和葉片三部分焊接而成，是離心風機的高速旋轉部件，它的強度校核對于風機的整體安全性至關重要。葉輪受力情況復雜，主要載荷是高速旋轉所產生的離心力。如果最大應力超過材料的許用應力值，則葉輪易產生破壞。由于葉輪外形復雜，在高速運轉的工況下，其應力應變的計算具有一定的難度。工程上常用輪盤的二次計算法和直接計算法，但兩者均無法考慮到輪盤結構的局部變化，也無法精確地反映應力集中現象。如采用實驗進行應力測試，不僅周期長，而且費用昂貴。結構有限元法充分考慮葉輪結構的復雜變化、各種邊界條件及約束，可以有效地求解復雜結構的靜力及動應力分析，清晰地反映葉輪結構的應力、變形及振動類型。文中通過對某離心風機葉輪采用三維有限元方法來計算其整個葉輪的應力分布。首先計算該葉輪在額定工作轉速下的應力分布，校核了在額定工作轉速下葉輪的強度問題。依據強度計算結果，對葉輪的局部結構進行了改進，改善了葉輪整體的應力分布，減輕了葉輪質量，提高了材料的利用率。葉輪在高速旋轉的條件下，容易產生強烈的振動，振動問題的存在不僅會縮短葉輪的使用壽命，影響產品的安全性，而且會產生大量的噪聲。因此在實際使用過程中，有必要對葉輪振動性能進行分析，確保葉輪動態特性滿足設計要求。
1、葉輪有限元模型的建立
1.1葉輪三維實體模型
為了保證計算結果的準確性，應使計算模型與實際的物理幾何模型相一致。這里對整個葉輪進行建模，不做簡化處理。在建立葉輪實體模型時，對后盤、葉片、前盤按設計圖紙建立幾何模型。為了使葉片能與前盤很好地相交，將葉片模型的長度加長，然后用前盤外輪廓線切除多余的葉片。實體模型采用軟件自動劃分單元功能，選用四面體單元進行網格劃分，能較好地適應葉輪復雜的形狀，這樣就得到與實際幾何模型相符的有限元計算模型。葉輪實體模型及有限元計算模型分別如圖1和圖2所示。
1.2邊界條件和載荷工況的施加
    在工程實際中，葉輪沿軸向移動是被限制的。為避免葉輪產生軸向則體位移，對后盤內表面靠軸肩處一端的內圓周線上軸向的自由度施加約束，同時對整個輪盤的內表面在徑向和周向的自由度都施加約束。在葉輪強度計算中，氣動力較小，相對葉輪的離心力來說小得多。在考慮一定安全系數的情況下，氣動力對葉輪強度影響可以忽略，因此整個葉輪只考慮離心力的影響。離心力通過對葉輪施加角速度載荷來實現。
2、葉輪強度計算
    葉輪材料額定轉速3 000 r/min．許用應力【a】：190 MPa。在額定轉速下，葉輪應力分布圖如圖3所示。
    從計算結果可見，當轉速為3 000 r/min時，葉輪最大的Misea應力為0.131 MPa．位置出現在前盤與葉片相交處靠近出口的地方。分析葉輪整體應力分布，可發現除前盤、后盤與葉片相交處應力值較大井，其余部位材料利用率偏低，應力值較��；可通過改變葉輪結構尺寸來提高應力以提高材料利用率。
    依據葉輪應力分布圖，對應力分布進行改善主要從以下幾點著手：葉片結構尺寸不做任何改變；前盤尺寸由8mm減為5 mm;后盤外緣尺寸南8.5 mm減為5mm。葉輪尺寸調整后，質量減小14%。應力分布圖如圖4所示。南圖4可知，葉輪局部尺寸調整后，前盤、后盤整體應力值有較大提高，前盤和葉片相交處最大應力值上升到0.173 MPa．增加了32%，在滿足設計要求的前提下減輕了葉輪質量。
3、葉輪的模態分析
對于整個葉輪，離散后的自南振動方程為
    由于結構的自振頻率是考慮系統在無阻尼狀態下的自由振動，因此計算自振頻率的方程為
    假定葉輪各個部位的振動為頻率、相位均相同的簡諧運動，即可求解葉輪的振動模態。
    對于此離心風機葉輪，需滿足基階固有頻率在60Hz以上的設計要求。進行葉輪振動模態計算時，模態提取采用分塊Bloek Lanczos方法，計算了葉輪的前十階固有頻率，如表l所示。為考察葉輪振型的變化，提取了前八階振型圖，見圖5所示。
    由圖5可以看出，隨著葉輪振動頻率的提高，葉輪的主要振型也發生較復雜變化，呈現出比較明顯的扇形和傘形振動。
    由表1可知，葉輪基階固有頻率大于60Hz，因此改進后的葉輪結構滿足葉輪動態特性設計要求。
4、結語
    (1)對葉輪模型進行工額定轉速狀態下的應力分析，結果表明，葉輪結構尺寸安全余量較大，可進一步改進；修改葉輪結構尺寸后，應力分析結果表明，葉輪最大等效應力值仍滿足設計要求，同時提高了材料利用率。
    (2)采用有限元分析方法對葉輪進行了模態計算，由計算所得的固有頻率值可知，該葉輪能夠滿足設計要求。
    (3)風機的振動特性不僅與葉輪有關，而且與電動機振動、蝸殼的振動以及這三者的振動耦合有關。要降低其振動幅值，提高整機的經濟性和使用壽命，尚需作進一步的研究。