CN105308266A - 具备叶片的旋转体 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种旋转体，其具有旋转体芯(D)以及在该旋转体芯的外周或内周上沿周向等间隔设置的多个叶片，并且所述多个叶片形成为经由与所述旋转体芯分开另外设置的环状连接部在整周相连而成的组合的叶片结构，所述旋转体的2节径数模式的共振频率为所述旋转体额定转速的旋转2阶的谐振频率以下，该旋转体中，所述多个叶片在周向上的质量分布、刚性分布或固有频率分布的阶次成分中，在将失谐的最大成分的阶次设为N_d时，所述多个叶片以使N_d≧5的方式排列，并且以构成为用阶次N_d的成分大小除所得到的比不足1/2的阶次成分的方式来排列。

Description

具备叶片的旋转体

相关申请

本申请要求2013年6月18日申请的日本专利申请2013-127699的优先权，将其全部内容以参照的方式引入作为本申请的一部分。

技术领域

本发明涉及一种如燃气涡轮发动机、蒸汽轮机等的涡轮转子这样具有多个叶片的旋转体，尤其涉及这种旋转体上的叶片的排列结构。

背景技术

燃气涡轮发动机和喷气发动机等涡轮机械的旋转体，是在转子的外周部等间隔地配置有多个涡轮转子叶片的状态下以高速旋转。制造这种多个转子叶片时，不能避免转子叶片间产生质量、刚性、固有振动频率的偏差(失谐)，根据转子叶片的排列，由于失谐所引起的共振的影响，能够在转子叶片上产生较大振动。此外，还有起因于失谐而以设计计划外的振动频率或振动模式发生共振的情况。由于这种振动的影响，有可能降低叶片的寿命。

为了抑制由这种转子叶片的质量偏差所引起的振动，提出了如下方法，例如，通过从质量大的转子叶片开始顺次排列在转子圆周上相对的对角位置，从而调整围绕旋转轴心的不平衡量的方法(例如专利文献1)，或基于对各转子叶片测量出的各转子叶片的固有振动频率来排列转子叶片的方法(例如专利文献2)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利公开昭和60-025670号公报

专利文献2：日本专利公开平成10-047007号公报

发明内容

(一)要解决的技术问题

但是，在仅从质量或固有振动频率较大一方开始按顺序在圆周上排列转子叶片的方法，或者将质量或固有振动频率远离平均值的特殊叶片以不均等间隔排列的方法中，即使是以整周连接而成的组合叶片结构(綴り翼構造)(无限群叶片)，抑制振动的效果也并不充分，依然存在因振动所导致的转子叶片的寿命降低，或为了回避共振而使振动频率域扩大等问题。

因此，本发明的目的在于，为了解决上述技术问题，在沿整周上具有组合叶片结构的旋转体上，通过对等间隔设置在旋转体芯上的多个叶片质量等的失谐进行有意地排列，从而抑制并回避因失谐所引起的共振。

(二)技术方案

为了实现上述目的，本发明第一结构的具有多个叶片的旋转体具有旋转体芯以及在该旋转体芯的外周或内周上沿周向等间隔设置的多个叶片，并且所述多个叶片形成为经由与所述旋转体芯分开另外设置的环状连接部在整周上相连而成的组合的叶片结构，所述旋转体的2节径数模式(2節直径数モード)的共振频率为所述旋转体额定转速的旋转2阶的谐振频率以下，所述多个叶片在周向上的质量分布、刚性分布或固有频率分布的阶次成分中，在将失谐的最大成分的阶次设为N_d时，所述多个叶片以使N_d≧5的方式排列，并且以构成为用阶次N_d成分大小除所得到的比不足1/2的阶次成分的方式来排列。

根据这样的结构，对由失谐成分所引起而使共振时的振幅增大的情况进行抑制，并且激振力的分布方式(节径数)与旋转体的轮盘模式的振动方式(节径)的方式一致的振动模式，即使在发生与激振力较强共振的主要危险共振中，尤其关于危险的1节径数、2节径数的主要危险共振，仍有效实现对由失谐所引起的增振效果进行抑制，以及容易回避主要危险共振。

为了实现上述目的，本发明第二结构的具有多个叶片的旋转体，具有旋转体芯以及在该旋转体芯的外周或内周上沿周向等间隔设置的多个叶片，并且所述多个叶片形成为经由与所述旋转体芯分开另外设置的环状连接部在整周上相连而成的组合的叶片结构，所述旋转体的2节径数模式的共振频率为比所述旋转体额定转速的旋转2阶的谐振频率高，所述多个叶片在周向上的质量分布、刚性分布或固有频率分布的阶次成分中，在将失谐的最大成分的阶次设为N_d时，所述多个叶片以使N_d≧6的方式排列，并且以构成为用阶次N_d成分大小除所得到的比不足1/2的阶次成分的方式来排列。

根据这样的结构，对由失谐成分所引起而使共振时的振幅增大的情况进行抑制，并且在激振力的分布方式(节径数)与旋转体的轮盘模式的振动方式(模式中的节径数)的方式一致的振动模式，即使在发生与激振力较强共振的主要危险共振中，尤其关于危险的1节径数、2节径数的主要危险共振，仍有效实现对由失谐所引起的增振效果进行抑制，以及容易回避主要危险共振。

在本发明的一个实施方式的旋转体中，所述叶片可以与相邻于所述旋转体芯的各自的叶片分开单独形成，以在所述旋转体芯的外周的周向上排列的方式植设，或也可以以在所述旋转体芯的内周的周向上排列的方式植设。

在这样的结构中，由于制造上的原因，使对于上述质量、刚性、固有振动频率等发生偏差的叶片的品质管理变得容易。进而将上述质量分布、刚性分布或固有频率分布的节径数N_d有意地形成为如上所述的排列变得容易。此外进一步地，在这样的结构中，旋转体的重心平衡也变得容易。

(三)有益效果

如上所述，根据本发明的具有多个叶片的旋转体，通过有意形成设置在旋转体的旋转体芯上的多个叶片的质量等分布，将有效抑制由质量等偏差(失谐)所引起的叶片列振动增大，或者在质量、刚性等均匀的调谐系统的旋转体中以预期以外的振动频率发生共振。

权利要求书及/或说明书及/或说明书附图所公开的至少两种结构的任意组合均包括在本发明中。特别是权利要求书的各权利要求的两项以上的任意组合也包括在本发明中。

附图说明

通过参照附图对以下适宜的实施方式进行说明，可更加清楚地理解本发明。但是，实施方式及附图仅用于图示及说明，不应用于确定本发明的范围。本发明的范围由权利要求书确定。在附图中，多个附图上相同附图标记表示相同或与其相当的部分。

图1是表示本发明的一个实施方式的旋转体(涡轮转子)的主视图。

图2是表示正弦波的例子的图表。

图3是表示三角波的例子的图表。

图4是表示锯齿波的例子的图表。

图5是表示在能够定义节数的情况下傅里叶级数展开的例子的图表。

图6是表示在能够定义节数的情况下转子叶片配置的质量分布的例子的图表。

图7是表示在不能定义节数的情况下傅里叶级数展开的例子的图表。

图8是表示在不能定义节数的情况下转子叶片配置的质量分布的例子的图表。

图9是表示图1的涡轮转子的振动解析用模型的结构图。

图10是表示振动解析用模型的质量分布(N_d＝7)的例子的图表。

图11是表示激振力分布(N_f＝3)的例子的图表。

图12是表示对调谐系统旋转体的振动响应曲线的例子的图表。

图13是表示对叶片质量分布的节径数N_d＝4的旋转体的振动响应曲线的例子的图表。

图14是表示对叶片质量分布的节径数N_d＝5的旋转体的振动响应曲线的例子的图表。

图15是表示对叶片质量分布的节径数N_d＝6的旋转体的振动响应曲线的例子的图表。

图16是层叠74片全部叶片表示图15的振动响应曲线中与激振力的节径数N_f＝3对应的曲线的图表。

图17是层叠74片全部叶片表示图15的振动响应曲线中与激振力的节径数N_f＝6对应的曲线的图表。

图18是表示使旋转体的2节径数模式的共振频率，相对于额定转速的旋转2阶的谐振频率在较低侧回避共振的振动设计的例子的图表。

图19是表示使旋转体的2节径数模式的共振频率，相对于额定转速的旋转2阶的谐振频率在较高侧回避共振的振动设计的例子的图表。

图20是表示在与图18相同的旋转体中，在将质量分布设为4节径数分布情况下的设计例的图表。

图21是表示关于质量分布的节数效果的解析结果的图表。

图22是表示本发明其他实施方式的旋转体(涡轮转子)的主视图。

具体实施方式

下面，基于附图对本发明的实施方式进行说明。

图1表示作为本发明的一个实施方式的旋转体即燃气涡轮发动机的涡轮转子1。在该图中，涡轮转子1具有形成其径向内侧部分的旋转体芯D、以及在旋转体芯D的外周部沿周向等间隔设置的多个叶片(该例子中为涡轮转子叶片)B。本实施方式的涡轮转子1是用圆弧状的连接片连接多个转子叶片B的外径侧端部而形成有护罩的片罩型的结构。另外，在图1的例子中，涡轮转子1具有N_b＝74片转子叶片B。

本实施方式中，通过使涡轮转子叶片B的质量分布、刚性分布或固有频率分布的节径数N_d的值在规定范围内的方式排列涡轮转子叶片B，从而抑制由失谐成分所引起的增振效果。进而，通过这样排列，相较于调谐系统，容易降低由于回避运用而增加振动频率区域、共振频率变化等在调谐系统中无法预测的现象所造成的损伤风险。另外，在下面的说明中，主要以涡轮转子叶片B的质量分布为代表进行说明。

这里，对涡轮转子叶片B的质量分布中的节径数N_d进行说明。对于质量分布的阶次成分与节径数N_d，在本说明书中进行如下定义。质量分布可以表示为1周内具有n个周期的正弦波成分的和，其中n为正整数。即，若设置第k个叶片的质量m_k，则能够以i为虚数单位通过复合傅里叶级数即下面的式子(1)来表示。

(数学式1)

$m_k=M_0+\underset{n=1}{\overset{N_b}{\mathrm{\Σ}}}{\hat{M}}_n\exp \[i\·\frac{2\mathrm{\π}n}{N_b}\left(k-1\right)\],k=1,2,...,N_b---\left(1\right)$

M₀为实数，为平均质量。

(数学式2)

为复合数，通常称为n阶复合数振幅，是具有n阶成分的大小和相位信息的值。此外将n称为阶次。由于此时n阶成分的大小(实振幅M_n)为

(数学式3)

的绝对值来表示，因此用下面的式子(2)来表示。

(数学式4)

$M_n=\left|{\hat{M}}_n\right|=\sqrt{{\left\{\mathrm{Re}\[{\hat{M}}_n\]\right\}}^2+{\left(Im\[{\hat{M}}_n\]\right\}}^2}---\left(2\right)$

在本实施方式中，将质量分布傅里叶级数展开而得到的、最大成分出现的阶次定义为节径数N_d。但是，由于除节径数N_d以外的特性变强，因此为了避免旋转体的振动特性变复杂或振动响应变大，在除作为平均值成分的N_d＝0以外的所有阶次成分中，当包含用阶次N_d成分大小除而得到的比为1/2以上的成分时，则认为没有超群的阶次成分，不能定义节径数N_d。N_d＝0是质量分布均匀的调谐系统。式子(1)、式子(2)以复合傅里叶级数来表示，但也可以用三角函数型的傅里叶级数来表示，并对质量分布的节径数N_d进行相同定义。

关于构成调谐系统的旋转体的转子叶片的振动，传播于邻接的叶片间的振动波在途中并不发生反射，一边衰减一边在整周上持续传播，从而在旋转体形成轮盘状的振动响应。与此相对，关于失谐系统的旋转体，一边反复进行由失谐引起的反射和透过一边传播，因此使旋转体具备有限组叶片的特性，或者振动局部变大，或者振动特性变得复杂。为了抑制有限组叶片的动作，使邻接叶片间的振动特性平滑变化地排列，有效地使其不发生强反射。具体地，例如，与锯齿波状的排列相比，优选与正弦波状或三角波状相近的排列，振动特性也变得简单。若将这三种波形进行傅里叶级数展开而得到最大成分与第二大成分的大小的比，则正弦波仅由单一成分构成故为0，三角波为1/9，与此相对，具有急剧变化的锯齿波为1/2。图2、图3、图4分别表示正弦波、三角波、锯齿波的具体例子。

此外，在数学上傅里叶级数低阶次项(成分)，也有表示质量等排列变化的缓慢程度的一面，但节径数越小的振动模式则模态刚性越容易变小，而且此外，越低阶次的节径数成分，其振动模式与主要危险共振的激振力越容易变强。因此，低阶次的失谐成分与高阶次成分相比，存在对旋转体的振动特性成更强影响的倾向。因此在本实施方式中，与作为最大成分的节径数N_d相比无论阶次大小，对最大成分设为足够小，具体限制为不足1/2。

下面，对叶片的质量分布进行傅里叶级数展开的结果的例子进行说明。图5为将图6所示的叶片质量分布进行傅里叶级数展开的结果，以作为最大成分的阶次为7的大小进行规格化后的图表。在该例中，相对于作为最大成分的阶次为7时大小1，第二大成分的阶次为4，其成分大小不足1/2(0.32)。因此质量分布的节径数N_d定义为7。另一方面，图7为图8所示的质量分布的傅里叶级数展开的例子。该例中，相对于作为最大成分的阶次为9的大小1，包含超过其1/2大小的阶次成分。这种情况下，认为没有超群的阶次成分，因此不能定义节径数N_d。

在本实施方式中，将叶片排列为使节径数N_d满足N_d≧5，或N_d≧6。另外，如下所述，节径数N_d越大，则越易于抑制失谐的增大效果从而有利，但该N_d的上限值理论上满足N_d≦N_b/2，在图1的例子中为N_d≦37的范围。此外，在质量等具有偏差的实际存在的旋转体中，通常若将N_d设定为较大，则难以满足上述成分比的条件。虽然也是根据偏差的程度，但在图1的例子中，实用性的N_d的上限目标为N_d≦10～15左右。而且，对于不满足上述成分比的条件的叶片，或并不适合于所希望的排列的叶片，要求丢弃或进行返工等处理，因此成为制造成本增加的原因。因此若考虑制造成本，所选定的N_d值越接近5或6越有利。考虑以上情况，图1的转子的例子中实用性的N_d的范围为5≦N_d≦10～15。

下面，基于振动解析的结果，对用于降低涡轮转子叶片B的振动的转子叶片B的排列方法，也就是节径数N_d的最优设定范围进行说明。图1的涡轮转子1的旋转体芯D及转子叶片B的振动解析模型示于图9。本实施方式的涡轮转子1为如下结构，即将多个转子叶片B的外径侧端部用圆弧状的连接片连接从而形成护罩的片罩型结构。这种叶片称为片罩叶片。在该图中，m表示叶片的等价质量，k表示叶片的等价刚性，c表示叶片的等价衰减系数。另外，带有添标“a”的(ka_i-1～ka_i+1，ca_i-1～ca_i+1)表示与邻接的转子叶片B相连接的外径端的护罩部的值。带有添标“b”的(mb_i-1～mb_i+1，kb_i-1～kb_i+1，cb_i-1～cb_i+1)表示各转子叶片B的叶片主体部的值。

对图9所示的片罩叶片进行假定的振动解析模型，以失谐成分在转子叶片的质量上的情况为例进行说明。为了简化，以将失谐成分限定为节径数N_d成分的例子来考虑。在这种情况下，以平均值M₀为中央值，等价质量的偏差为式子(2)所示的M_n的大小，在旋转体的周向上以节径数N_d呈正弦波状分布的旋转体的叶片质量的分布用下面的式子(3)表示。

(数学式5)

$\begin{array}{c}{m}_k=M_0+M_n\mathrm{Im}\[\exp \[i\·\frac{2{\mathrm{\πN}}_d}{N_b}\left(k-1\right)\]\],k=1,2,\mathrm{...},N_b\\ =M_0+M_n\sin \[\frac{2{\mathrm{\πN}}_d}{N_b}\left(k-1\right)\]\end{array}---\left(3\right)$

另外，在失谐成分为刚性或固有振动频率的情况下，将m、M分别置换为等价刚性、固有振动频率，即可用式子(3)的形式来表示。图10表示节径数N_d＝7的质量分布的例子。

通常流入转子叶片B的流体具有不均匀的流速和压力并沿旋转体的周向流入。该不均匀的分布，例如在燃气轮机的情况下，会由于燃烧器的数量，绞合线(ストラッド)的数量，壳体的形变，偏流等原因而发生。由于沿旋转体的周向流入不均匀的流体，以及流入的流体与旋转的涡轮转子1在旋转方向上相对运动，从而转子叶片B受到压力变化。该压力变化作为激振力作用至转子叶片B。具有涡轮和压缩机的流体设备大多由于旋转轴的偏心、壳体的形变、偏流等导致1节径数、2节径数的激振力成分容易变得特别强。

与质量分布等同样地，涡轮转子1的整周上的激振力的分布也能用傅里叶级数来表示，因此能够以呈正弦波状分布的激振力成分之和来表示。另外将转子转速设为谐振频率的1阶，其倍数成分的阶次，例如1阶、2阶、3阶表示激励旋转体的流体力的谐振频率和节径分布。

在构成激振力的各成分中节径数N_f的激振力，在一边相对旋转一边对转子叶片B励振的情况下，第k个转子叶片的激振力F_n,k用下面的式子(4)表示。这里激振力F_n,k为复合数，其实部和虚部表现为一边相对旋转一边对转子叶片励振的状态。另外F_n为激振力的振幅，φ_n为第一个转子叶片(k＝1)上的激振力的初始相位。图11表示节径数N_f＝3的激振力分布的例子。图中箭头表示从转子叶片侧观察到的激振力分布的相对转动。

(数学式6)

$F_{n,k}=F_n\exp \[i\·\left(\frac{2{\mathrm{\πN}}_f}{N_b}\left(k-1\right)+{\mathrm{\φ}}_n\right)\],k=1,2,\mathrm{...},N_b---\left(4\right)$

根据式子(3)，做成叶片片数N_b＝74且等价质量的分布设为节径数N_d＝0的调谐系统的旋转体模型，以及N_d≠0的失谐系统的旋转体模型，施加节径数N_f的激振力，计算出叶片的振动响应。另外，将等价质量的偏差程度设为M₀的4％。

在这种条件下，实施振动响应解析，得到如下结果。图12为表示各个激振力(F₁～F₈)对于在质量分布上没有偏差的调谐系统的涡轮转子的振动响应特性曲线的图表。在该图的图表中，横轴为激振频率，纵轴为转子叶片的振动响应大小。

图13、图14、图15的实线为在各个激振力(F₁～F₈)对于转子叶片的质量分布在以节径数N_d＝4、N_d＝5、N_d＝6来排列的涡轮转子的振动响应曲线中，计算全部74片转子叶片的振动响应，并将各个激振频率中振动最大的叶片的振幅连接而成的响应曲线。根据N_d＝6的图15的响应曲线，着眼于对于激振力的节径数N_f＝3、N_f＝6的响应，若将全部74片叶片的振动响应全部叠加画出，则形成为图16(N_f＝3)、图17(N_f＝6)的实线。另外图13、图14、图15、图16、图17的虚线(图17中白虚线)是与图12所示的调谐系统的响应曲线重叠表示的。

在图12的调谐系统的例子中，只有激振力的分布方式(节径数)与旋转体的轮盘模式的振动方式(节径)的方式一致的振动模式发生较强共振(主要危险共振)。另一方面，在有失谐的图13、图14、图15的实线的例子中，即使为远离调谐系统主要危险共振频率的振动频率，仍会产生振动响应峰值(最高峰)。此外若着眼于图13、图14、图15的实线与虚线的差，则可知存在失谐系统的振动响应比调谐系统发生更强共振的情况，或将失谐系统的共振频率从调谐系统变化的情况。

通过关于上述解析结果的考察，可知在如图1所示的片罩叶片这样在整周具有相连的组合叶片结构(无限组叶片)的旋转体中，当质量分布具有偏差的情况下，将其质量分布通过傅里叶级数分解得到的任意节径数的失谐成分影响到旋转体振动的特征如下。进而，对在刚性分布、振动频率分布上具有偏差的旋转体也进行解析，从而确认到在任意情况下都具有同样的特征。

(1)任意节径数的失谐成分，使与失谐成分相同节径数的主要危险共振增大。

(2)节径数为偶数的失谐成分，使失谐成分的1/2节径数的主要危险共振的峰值在2个振动频率下产生，并且增大。在这种情况下，与较高侧的振动频率的主要危险共振相比，较低侧的振动频率的主要危险共振更易于增大。

(3)节径数为偶数的失谐成分，使“接近”失谐成分的1/2节径数的主要危险共振增大，并使主要危险共振的振动频率向远离失谐成分1/2节径数的主要危险共振的振动频率侧变化。这些作用在越接近失谐成分1/2节径数的主要危险共振的振动频率越强，与较高侧的振动频率的主要危险共振相比，存在较低侧的振动频率的主要危险共振较强的倾向。

(4)节径数为奇数的失谐成分，使“接近”失谐成分1/2节径数的主要危险共振“较强”地增大，此外，使主要危险共振的振动频率向远离失谐成分1/2节径数的主要危险共振的振动频率侧变化。这些作用在越接近失谐成分1/2节径数的主要危险共振的振动频率越强，与较高侧的振动频率的主要危险共振相比，存在较低侧的振动频率的主要危险共振较强的倾向。

(5)将上述各个作用重叠。因此，在失谐成分的节径数和接近其1/2节径数的失谐分布，具体来说，例如失谐成分的节径数为1～4节径数左右的失谐分布的共振中，与调谐系统的振动振幅相比，特别容易变大。

(6)多个节径数成分叠加的情况，表示引起失谐的上述各个作用也有叠加的倾向。

(7)在失谐系统中，在作为理想的无限组叶片的调谐系统中即使不发生共振的振动频率也会发生共振。尤其是若还包含较小响应的共振，则实际上将以各种振动频率发生共振。

失谐对于旋转体的振动强度有不利影响，而另一方面在实际产品中通常失谐并不少见。本发明中，通过弄清原因(失谐)及其引起的现象(振动特性的变化)的因果关系，从而给出有效抑制因失谐所引起的转子叶片振动的增大，并容易且有效地实现回避主要危险共振的方式、结构。通常，若在2节径以下发生主要危险共振，则损伤风险特别高，而在2节径以下即使发生主要危险共振也不会损伤的设计大多困难且不利于成本方面。此外在实际产品中实现质量等没有偏差的理想调谐系统，从成本方面考虑也是不利的。

图18、图19表示图1的涡轮转子1的振动设计的例子。具体来说，就是有意回避1节径数和2节径数的主要危险共振频率并抑制增振而设计的例子。此外图20为与图18相同的设计模型并改变失谐的排列的情况。图18、图19、图20的横轴表示旋转体的固有振动模式所对应的节径数和流体激振力的节径数，纵轴表示涡轮转子的谐振频率的阶次(无量纲振动频率)及流体激振力的无量纲振动频率。◆标记为在旋转体上作用的流体激振力的节径数和激振频率，是应回避的振动频率。●标记是以调谐系统的振动模式的节径数和共振频率为坐标而标示。△、○标记分别为作为失谐系统的排列例，标示出排列为质量偏差为5节径数及6节径数的失谐分布的情况下的共振频率。即，◆标记表示旋转体在额定旋转时的主要危险共振的条件(节径数，振动频率)，若◆标记与表示旋转体的振动模式的△、○标记接近，则旋转体处于主要危险共振的状态。另外图20的□标记为在与图18相同的旋转体中，将失谐的排列设为4节径数的情况的例子。

图18为使所述涡轮转子1的2节径数模式的共振频率相对于额定转速的旋转2阶的谐振频率在较低侧回避共振的例子。在这种情况下，失谐系统的2节径数模式的共振频率，5节径数分布、6节径数分布与调谐系统的共振频率相比，均向远离2节径数的主要危险共振频率侧(安全侧)变化。变化的振动频率幅度微小，但由于向抵消额定转速的增大效果的方向变化，因此降低了由失谐引起的转子叶片的损伤风险。另外，相较于5节径数分布的情况，6节径数分布从调谐系统的共振频率的变化幅度微小。但是，共振频率的振幅是6节径数分布时较小，因此结果为，能够判断◆标记的振动频率的损伤风险与5节径数分布大致相同。

图19是使所述涡轮转子1的2节径数模式的共振频率，相对于额定转速的旋转2阶的谐振频率在较高侧回避共振的例子。在这种情况下，失谐分布的2节径数模式的共振频率，5节径数分布、6节径数分布均从调谐系统的共振频率向2节径数的主要危险共振频率接近侧(危险侧)变化。但是，相较于5节径数分布，6节径数分布的频率变化小，对失谐的稳定性高。因此该设计例中，优选6节径数分布。

图20是在与图18相同的涡轮转子中，将质量分布设为4节径数分布的例子。4节径数分布中，2节径数的主要危险共振峰值分为两个，不但发生较强共振的振动频率范围也变大，而且通过将其中一个向振动频率高侧(危险侧)进行较大变化，与所述呈5节径数分布、6节径数分布排列的转子叶片相比，损伤风险显著变高。

图21关于模拟相同于图1的图9的解析模型，横轴为质量分布的节数N_d，纵轴为根据主要危险共振振幅的失谐导致的增振效果，也就是说，是标示出没有质量偏差的调谐系统与失谐系统的最大振幅的变化率的图表。如图18具有的特征所示，节径数N_d越大，越具有抑制失谐的增大效果的倾向。但是如上所述，为了有意地选定节径数N_d来决定转子叶片的失谐成分的排列，由于根据转子存在对成本方面有利的范围，因此多数情况下，N_d优选与5或6相近的节径数。

本实施方式的涡轮转子叶片B，与圆盘状的旋转体芯D分开形成后，植设于旋转体芯D的外周部。通过这样构成，使涡轮转子叶片B在旋转体芯D上形成特定的质量分布的设置变得容易。

如上所述，根据本实施方式的涡轮转子1，通过有意排列等间隔设置在旋转体芯上的多个叶片的质量等失谐，能够极其有效地抑制由失谐引起的转子叶片B的振动。

并且，本发明所适用的旋转体的“旋转体芯”并不限定于如图1的旋转体芯D这样形成在转子叶片B的内周侧的结构，通常包括形成如下结构的旋转体，配置为不含旋转轴心，并且排列于旋转芯D内周侧的涡轮转子叶片B除了与旋转体芯D的连接部连接以外，，还与沿周向邻接的叶片在整周上相连而成的组合叶片结构。例如，如图22所示，在圆环状的旋转体芯D的内周排列有多个转子叶片B，并通过与芯D分开另外设置的环状连接部R在整周上相连而成的结构，也包含在本发明的实施方式中。

此外，本实施方式中，作为旋转体，以燃气涡轮发动机的涡轮转子为例进行了说明，但本发明并不限定于此，若为用于蒸汽轮机或喷气发动机等的涡轮机械的具有多个叶片的旋转体，无论哪种均能适用。

如上所述，参照附图对本发明的优选实施方式进行了说明，但在不脱离本发明的主旨的范围内，能够进行各种补充，改变或删除。因此，这样的补充，改变及删除也包括在本发明的范围内。

附图标记说明

1涡轮转子(旋转体)

B涡轮转子叶片(叶片)

D旋转体芯

Claims (6)

1.一种具有多个叶片的旋转体，其具有旋转体芯以及在该旋转体芯的外周或内周上沿周向等间隔设置的多个叶片，并且所述多个叶片形成为经由与所述旋转体芯分开另外设置的环状连接部在整周上相连而成的组合的叶片结构，

所述旋转体的2节径数模式的共振频率为所述旋转体额定转速的旋转2阶的谐振频率以下，

所述多个叶片在周向上的质量分布、刚性分布或固有频率分布的阶次成分中，在将失谐的最大成分的阶次设为N_d时，所述多个叶片以使N_d≧5的方式排列，并且以构成为用阶次N_d成分大小除所得到的比不足1/2的阶次成分的方式来排列。

2.一种具有多个叶片的旋转体，其具有旋转体芯以及在该旋转体芯的外周或内周上沿周向等间隔设置的多个叶片，并且所述多个叶片形成为经由与所述旋转体芯分开另外设置的环状连接部在整周上相连而成的组合的叶片结构，

所述旋转体的2节径数模式的共振频率为所述旋转体额定转速的旋转2阶的谐振频率以下，

所述多个叶片在周向上的质量分布、刚性分布或固有频率分布的阶次成分中，在将失谐的最大成分的阶次设为N_d时，所述多个叶片以使N_d≧6的方式排列，并且以构成为用阶次N_d成分大小除所得到的比不足1/2的阶次成分的方式来排列。

3.根据权利要求1或2所述的具有多个叶片的旋转体，其特征在于，分别单独形成所述旋转体芯及多个叶片，所述叶片植设于所述旋转体芯上。

4.一种具有多个叶片的旋转体的制造方法，该旋转体具有旋转体芯以及在该旋转体芯的外周或内周上沿周向等间隔设置的多个叶片，并且所述多个叶片形成为经由与所述旋转体芯分开另外设置的环状连接部在整周上相连而成的组合的叶片结构，

所述旋转体的2节径数模式的共振频率为所述旋转体额定转速的旋转2阶的谐振频率以下，

在周向上的质量分布、刚性分布或固有频率分布的阶次成分中，在将失谐的最大成分的阶次设为N_d时，所述多个叶片以使N_d≧5的方式排列，并且以构成为用阶次N_d成分大小除所得到的比不足1/2的阶次成分的方式来排列。

5.一种具有多个叶片的旋转体的制造方法，该旋转体具有旋转体芯以及在该旋转体芯的外周或内周上沿周向等间隔设置的多个叶片，并且所述多个叶片形成为经由与所述旋转体芯分开另外设置的环状连接部在整周上相连而成的组合的叶片结构，

所述旋转体的2节径数模式的共振频率为所述旋转体额定转速的旋转2阶的谐振频率以下，

在周向上的质量分布、刚性分布或固有频率分布的阶次成分中，在将失谐的最大成分的阶次设为N_d时，所述多个叶片以使N_d≧6的方式排列，并且以构成为用阶次N_d成分大小除所得到的比不足1/2的阶次成分的方式来排列。

6.根据权利要求4或5所述的具有多个叶片的旋转体的制造方法，其特征在于，分别单独形成所述旋转体芯及多个叶片，所述多个叶片以在所述旋转体芯的外周或内周的周向上排列的方式来植设。