CN111104713A - 一种叶-盘结构耦合振动特性分析方法 - Google Patents
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Abstract
本发明提供了一种叶‑盘结构耦合振动特性分析方法，具体方法是：基于循环对称结构模态分析基本理论，首先提取叶‑盘结构基本重复扇区的尺寸参数，基于成熟的有限元软件ANSYS Workbench平台，建立叶‑盘结构基本重复扇区的三维实体模型，建立循环对称结构的三维有限元模型。分析后找到叶‑盘整体结构耦合振动规律。进一步计算叶‑盘整体结构的行波节径振动频率，针对叶‑盘结构在实际发动机中工作时的激振力来源，进行行波节径振动的共振特性分析，判断其是否会发生共振，完成叶‑盘整体结构耦合振动特性的综合性分析，避免发动机工作过程中叶‑盘结构振动故障的发生，保证了航空发动机的可靠工作。
Description
技术领域
本发明属于叶-盘振动分析方法技术领域，具体涉及一种叶-盘结构耦合振动特性分析方法。
背景技术
压气机是航空发动机的核心部件，由工作叶轮和整流环交替排列组成，工作叶轮由轮盘及安装在轮盘外缘的若干叶片组成，也叫叶-盘系统。为了减轻压气机转子重量，现代高涵道比涡扇发动机的高压压气机中普遍采用薄盘结构。
叶-盘系统处在高离心负荷、高交变气动负荷条件下工作，薄盘自身振动严重，对外缘叶片振动特性影响很大，薄盘振动也会受到外缘叶片的干扰，形成叶-盘耦合振动。另外，颤振、涡流脱落引起旋转不稳定诱发叶-盘发生节径型振动，节径线相对转子转动，形成旋转的行波节径振动，一旦出现共振，将会迅速导致压气机结构失效。
但是现有叶-盘系统振动分析方法没有将压气机叶-盘结构作为一个完整的耦合系统来计算分析其振动特性，使得叶-盘系统在工作过程中的振动特性分析不全面，容易引起振动故障，影响航空发动机的可靠工作。
发明内容
本发明所要解决的技术问题在于针对上述现有技术的不足，提供一种叶-盘结构耦合振动特性分析方法，以解决上述背景技术中提出的现有叶-盘系统特性分析时没有将压气机叶-盘结构作为一个完整的耦合系统来计算分析其振动特性，使得叶-盘系统工作过程中振动分析不全面，容易引起振动故障，影响航空发动机的可靠工作的问题。
为解决上述技术问题，本发明采用的技术方案是：一种叶-盘结构耦合振动特性分析方法，包括以下步骤：
S1、确定叶-盘结构的基本重复扇区，提取基本重复扇区的几何参数，
在有限元软件ANSYS Workbench的Geometry模块中进入DesignModeler界面进行建模操作，建立叶-盘结构基本重复扇区的三维实体模型；
S2、进入ANSYS Workbench的Modal模态分析模块，建立循环对称结构的三维有限元模型，由于叶-盘结构是一种循环对称结构，因而建立的为叶-盘结构结构的三维有限元模型；
S3、在Modal模态分析模块中，计算叶-盘结构不含预应力的固有频率和振型；
S4、进入ANSYS Workbench的Static Structural静力分析模块中，计算叶-盘结构在常用转速工况下的预应力；
S5、再次进入ANSYS Workbench的Modal模态分析模块，将S4中的计算结果作为初始条件，计算叶-盘结构在各转速工况下含预应力的频率和振型；
S6、对S3和S5中得到的叶-盘结构不含/含预应力的频率和振型，进行分析和讨论，找到叶-盘结构中叶片和轮盘耦合振动的规律；
S7、进一步计算叶-盘结构的行波节径振动频率；
S8、针对叶-盘结构在实际发动机中工作时的激振力来源，进行行波节径振动的共振特性分析，判断该叶-盘结构在实际发动机中工作时是否会发生共振，完成叶-盘结构耦合振动特性的综合性分析。
优选的，在S1中，重复扇区的几何参数对于叶-盘结构包括叶片叶身、叶根平台、榫头，轮盘盘身、盘缘、螺栓孔、榫槽的尺寸参数。
优选的，在S2中，循环对称结构的三维有限元模型具体是通过添加材料常数、划分网格、施加边界条件和载荷、设置周期扩展参数来建立。
本发明与现有技术相比具有以下优点：
1、本发明针对叶-盘结构整体的振动特性，基于成熟的有限元软件ANSYSWorkbench平台，建立结构模态分析的三维有限元模型。考虑了叶-盘间实际连接情况，在能够线性求解频率和振型的前提下，不忽略叶片榫头与轮盘榫槽之间应力状态对振动特性的影响。
2、本发明针对叶-盘结构在实际发动机中工作时的激振力来源，进行行波节径振动的共振特性分析，且对叶-盘结构在实际发动机中工作时是否会发生共振进行判断，完成叶-盘结构耦合振动特性的综合性分析，保证了航空发动机的可靠工作。
3、本发明基于循环对称结构模态分析基本理论，选择叶-盘结构的一个基本重复扇区作为有限元的建模对象，基于波传播技术进行模态分析，可大大降低求解规模，缩短计算时间。
附图说明
图1是本发明方法流程图；
图2是本发明中实施例2中压气机第三级叶-盘结构示意图；
图3是本发明实施例2中叶-盘结构的行波振动特性图。
具体实施方式
下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
实施例1，如图1所示，本发明提供一种技术方案：一种叶-盘结构耦合振动特性分析方法，包括以下步骤：
S1、确定叶-盘结构的基本重复扇区，提取基本重复扇区的几何参数，重复扇区的几何参数对于叶-盘结构包括叶片叶身、叶根平台、榫头，轮盘盘身、盘缘、螺栓孔、榫槽的尺寸参数，在有限元软件ANSYS Workbench的Geometry模块中进入DesignModeler界面进行建模操作，建立叶-盘结构基本重复扇区的三维实体模型；
S2、进入ANSYS Workbench的Modal模态分析模块，建立循环对称结构的三维有限元模型，由于叶-盘结构是一种循环对称结构，因而建立的为叶-盘结构结构的三维有限元模型，循环对称结构的三维有限元模型具体是通过添加材料常数、划分网格、施加边界条件和载荷、设置周期扩展参数来建立；
S3、在Modal模态分析模块中，计算叶-盘结构不含预应力的固有频率和振型；
S4、进入ANSYS Workbench的Static Structural静力分析模块中，计算叶-盘结构在常用转速工况下的预应力；
S5、再次进入ANSYS Workbench的Modal模态分析模块，将S4中的计算结果作为初始条件，计算叶-盘结构在各转速工况下含预应力的频率和振型；
S6、对S3和S5中得到的叶-盘结构不含/含预应力的频率和振型，进行分析和讨论，找到叶-盘结构中叶片和轮盘耦合振动的规律；
S7、进一步计算叶-盘结构的行波节径振动频率；
S8、针对叶-盘结构在实际发动机中工作时的激振力来源，进行行波节径振动的共振特性分析，判断该叶-盘结构在实际发动机中工作时是否会发生共振，完成叶-盘结构耦合振动特性的综合性分析。
实施例2，本发明提供一种技术方案：一种叶-盘结构耦合振动特性分析方法，包括以下步骤：
S1、选取某发动机高压压气机第三级叶-盘结构为分析对象，如图2所示，轮盘外缘装配有60片工作叶片，因此取夹角为6°的扇形结构为基本重复扇区，忽略榫槽前后表面的卡环槽等一些对计算结果影响不大的细小结构，在有限元软件ANSYS Workbench的Geometry模块中进入DesignModeler界面进行建模操作，建立起基本重复扇区的三维模型；
S2、进入ANSYS Workbench的Modal模态分析模块，建立循环对称的叶-盘结构结构的三维有限元模型，循环对称结构的三维有限元模型具体是通过添加材料常数、划分网格、施加边界条件和载荷和设置周期扩展参数来建立。
添加材料常数，叶片和轮盘的材料常数列于下表中：
网格划分前，在圆柱坐标系中选择该基本重复扇区的两个侧面作为高低边界，设置好周期扩展参数，方便重复扇区接触面上的节点进行匹配。
对基本重复扇区划分网格时：叶根平台采用3维10节点高阶四面体单元Solid187，其余可扫掠部分均采用3维20节点高阶六面体单元Solid 186，设定叶片榫头和轮盘榫槽为绑定接触，榫头的接触面采用3维8节点的高阶四边形单元Conta 174，其可应用于有中节点的3维实体表面，榫槽的目标面采用3维Targe 170单元，最后叶片共划得2368个单元，8189个节点，轮盘共划得2369个单元，12201个节点。
关于叶片和轮盘之间的连接：由于航空发动机中叶片和轮盘间通常采用间隙配合的方式，因此分析时不易获得叶-盘结构不旋转情况下的整体振动特性，而本实施例在有限元模型中，将叶片榫头与轮盘榫槽的连接接触设定为了绑定接触。根据有限元软件中的设定，绑定接触的两个接触面间没有相对滑动和分离，可以将接触区域看作是被连接在一起的。因为接触面积是保持不变的，所以这种接触可以用作线性求解，即在叶-盘整体的模态求解过程中，将叶片和轮盘设定成了一个整体，且在计算结构含离心预应力的频率和振型时又没有忽略叶片榫头与轮盘榫槽之间的应力状态，便于完成综合分析过程。
边界条件设置：该级叶-盘在实际发动机中与前面级转子、后面级转子、压气机前轴采用精密螺栓紧配合连接在一起，相对于分析对象，可认为前、后级转子，压气机前轴等与结构的刚度较大，当只分析叶-盘的振动时，可设定连接螺栓孔内的所有节点为固定约束，即可完成压气机叶-盘结构三维有限元模型的建立；
S3、在Modal模态分析模块中，计算叶-盘结构不含预应力的固有频率和振型，频率和振型计算结果列于S6中，便于分析找出叶-盘耦合振动规律；
S4、进入ANSYS Workbench的Static Structural静力分析模块中，计算叶-盘结构在发动机进场、慢车、爬升、起飞四个转速工况下的预应力。连接螺栓孔边、榫头榫槽接触区域由于应力集中使得von-Mises等效应力较大，在最大转速14460r·min-1时，连接螺栓孔边达到458.23MPa，榫头榫槽的接触区域处达到556.89MPa；
S5、再次进入ANSYS Workbench的Modal模态分析模块，将S4中的计算结果作为初始条件，计算叶-盘结构在各转速工况下含预应力的频率和振型，频率和振型计算结果列于S6中，便于分析找出叶-盘耦合振动规律；
S6、对S3和S5中得到的叶-盘结构不含/含预应力的频率和振型，进行如下分析和讨论，得到叶-盘耦合振动规律。
振型计算结果列于下表中：
通过观察发现了叶-盘耦合振动的特征：
有的阶次下只有外缘叶片的振动，但会存在节径将叶片分组，同组叶片呈现出同方向的弯、扭或复合振动，比如2节径7阶振型，叶片被2节径分为四组，叶片一扭；
有的阶次下轮盘外缘与叶片构成整体，类似一个圆环，呈现出伞形或扇形振动，比如1节径5阶振型，就是盘外缘与叶片为整体的1节径扇形振动；
有的阶次下盘内缘与外缘、叶片形成整体的伞形或扇形振动，比如2节径5阶振型，就是叶-盘为整体的2节径扇形振动；
还有的阶次下叶-盘均振动，盘内缘呈现伞形或扇形振动，叶片呈现弯、扭或复合振动，比如3节径9阶振型，就是叶-盘均振动，盘内缘3节径扇形振动，叶片二弯。
另外，对于振型计算结果，离心应力仅对叶-盘振动位移有影响，振型不变。
频率计算结果列于下表中，不含/含预应力情况下的振动频率列于同一表格，便于对比分析：
式中，fd表示起飞转速下叶-盘的各阶动频；
f0表示叶-盘的同阶静频。
结构含离心预应力时的自振频率称为动频，不旋转时的自振频率称为静频。
随着转速增加，叶-盘的自振频率发生变化：0节径的1，6，9，10阶、1节径的3，4阶、2节径的5，6阶、3节径的9，10阶频率略有降低，其余各阶频率均增加。
通常情况下认为离心载荷会增加振动体的刚度，因此各阶频率会有所增加，但是本实施例中的叶-盘结构却出现了频率降低的情况，为了验证计算结果，特选取了一个内径r0＝86mm，外径ra＝214mm，厚度h＝8mm的薄等厚空心圆盘，材料依然取TC17，利用本实施例中的方法和流程，在有限元软件中计算了该盘在14460r·min-1工况下、结构含离心预应力的动频，并与同阶静频比较，结果列于下表中；
计算时考虑了两种边界条件，可以看出空心圆盘在边缘固定约束的情况下，各阶频率在离心载荷的影响下会降低。
实际上，由于叶-盘结构旋转时的离心应力使有限元计算模型中的微分刚度阵发生变化，出现结构软化或刚化效应，导致结构频率降低或增加，对于本实施例中的叶-盘结构，其在发动机中的实际装配位置靠近盘外缘，如图2所示，装配位置外缘质量的离心载荷起到结构刚化作用，装配位置内缘质量的离心载荷起到结构软化作用，且在不同阶次下，外、内缘质量离心载荷对结构刚度影响的大小有异。一般情况下，以内缘质量振动为主的振型，离心载荷使其频率降低，尤其是当盘内缘伞形振动时软化作用明显，比如0节径的1阶振型，盘内缘0节圆伞形振动，最大转速下的动频相比静频降低了2.79％；以外缘质量振动为主的振型，离心载荷使其频率增加，比如0节径的2阶、其余各节径的1、2阶振动频率增加明显，达到15.09％，因为其振型均是盘不振、外缘叶片发生一弯振动，离心应力对叶片弯曲振动频率影响明显的缘故。
另外还发现，以叶片振动为主时，不管节径数目是多少，类似振型频率相近，如不同节径数下的叶片一阶弯曲振动。
S7、计算叶-盘结构的行波节径振动频率；具体为选取该级叶-盘3节径的1、3、5阶振动，依照下式进行计算：
顺行波频率：
逆行波频率：
式中，fd为叶-盘3节径的1、3、5阶动频；
p为节径数目，p＝3；
n为叶-盘转速。
计算结果如下表：
S8、针对叶-盘结构在实际发动机中工作时的激振力来源，进行行波节径振动的共振特性分析，判断该叶-盘结构在实际发动机中工作时是否会发生共振，完成叶-盘结构耦合振动特性的综合性分析。
本实施例中该级叶-盘受到的周期性气体力有可能引起叶-盘振动，叶片受到的激振力，大多为轴向通道内的气体压力在圆周方向不均而引起的，颤振、涡流脱落引起旋转不稳定也可诱发叶-盘发生节径型振动，该级叶-盘在轴向气流通道中可能受到的周期性气体力的频率为：
式中Z定义为：叶-盘在轴向气流中前后的障碍物数目，
本实施例中选取该级叶-盘前后的静叶数目Z＝84,72，取Q＝1,2，结合叶-盘结构的频率计算结果得到行波振动特性图，如图3所示，图中F1(1)，F2(1)分别表示叶-盘1阶振动的顺行波、逆行波频率；fd(1)表示1阶振动的动频，其他各阶振动的符号含义类似：
图3中，在进场、慢车、爬升、起飞工作状态下，本实施例中考虑的激振力不会引起叶-盘共振；滑行状态下转速低，叶片离心力小，叶片榫头与轮盘榫槽接触区域存在明显阻尼，激振力对叶-盘的激振影响小。
另外，对于逆行波，当F2＝0时，旋转叶-盘的节径线将在空间停止不动，称为“驻波”，相应的转速称为驻波临界转速。驻波临界转速必须避开发动机的工作转速，在图3中，当F2＝0时，逆行波频率线和横坐标的交点已经大于叶-盘的最大工作转速，即该级叶-盘的3节径驻波临界转速大于最大工作转速，不会发生3节径驻波共振。
同时图3只考虑了轴向通道内在圆周方向交变气体力对叶-盘的影响，利用得到的共振图可以找出共振时叶-盘频率、振型，为后续结构分析和排故提供依据；也可以采用类似方法得到其他如颤振、涡流脱落等节径型振动激励因素对叶-盘的影响。
本发明基于循环对称结构模态分析的基本理论，建立起叶-盘结构的耦合振动特性分析方法和流程，基于本发明的方法对某压气机叶-盘结构振动特性进行了分析，计算了其在不旋转时、及在各常用转速工况下的振型和频率。发现了叶-盘耦合振动的振型特征，以及离心载荷对其频率的影响：以内缘质量振动为主的振型，离心载荷使其频率降低；以外缘质量振动为主的振型，离心载荷使其频率增加。进一步对叶-盘3节径的1、3、5阶振动进行行波振动分析，得到顺行波、逆行波频率，同时考虑气流涵道中作用在叶-盘上的周期性气体力对其的激振影响，得到行波振动特性图，如图3所示，发现叶-盘不会发生3节径驻波共振，行波振动特性图也为后续结构分析和排故提供了依据。
需要说明的是，在本文中，诸如第一和第二等之类的关系术语仅仅用来将一个实体或者操作与另一个实体或操作区分开来，而不一定要求或者暗示这些实体或操作之间存在任何这种实际的关系或者顺序。而且，术语“包括”、“包含”或者其任何其他变体意在涵盖非排他性的包含，从而使得包括一系列要素的过程、方法、物品或者设备不仅包括那些要素，而且还包括没有明确列出的其他要素，或者是还包括为这种过程、方法、物品或者设备所固有的要素。
尽管已经示出和描述了本发明的实施例，对于本领域的普通技术人员而言，可以理解在不脱离本发明的原理和精神的情况下可以对这些实施例进行多种变化、修改、替换和变型，本发明的范围由所附权利要求及其等同物限定。
Claims (3)
1.一种叶-盘结构耦合振动特性分析方法，其特征在于，包括以下步骤：
S1、确定叶-盘结构的基本重复扇区，提取基本重复扇区的几何参数，
在有限元软件ANSYS Workbench的Geometry模块中进入DesignModeler界面进行建模操作，建立叶-盘结构基本重复扇区的三维实体模型；
S2、进入ANSYS Workbench的Modal模态分析模块，建立循环对称结构的三维有限元模型，由于叶-盘结构是一种循环对称结构，因而建立的为叶-盘结构结构的三维有限元模型；
S3、在Modal模态分析模块中，计算叶-盘结构不含预应力的固有频率和振型；
S4、进入ANSYS Workbench的Static Structural静力分析模块中，计算叶-盘结构在常用转速工况下的预应力；
S5、再次进入ANSYS Workbench的Modal模态分析模块，将S4中的计算结果作为初始条件，计算叶-盘结构在各转速工况下含预应力的频率和振型；
S6、对S3和S5中得到的叶-盘结构不含/含预应力的频率和振型，进行分析和讨论，找到叶-盘结构中叶片和轮盘耦合振动的规律；
S7、进一步计算叶-盘结构的行波节径振动频率；
S8、针对叶-盘结构在实际发动机中工作时的激振力来源，进行行波节径振动的共振特性分析，判断该叶-盘结构在实际发动机中工作时是否会发生共振，完成叶-盘结构耦合振动特性的综合性分析。
2.根据权利要求1所述的一种叶-盘结构耦合振动特性分析方法，其特征在于：在S1中，重复扇区的几何参数对于叶-盘结构包括叶片叶身、叶根平台、榫头，轮盘盘身、盘缘、螺栓孔、榫槽的尺寸参数。
3.根据权利要求1所述的一种叶-盘结构耦合振动特性分析方法，其特征在于：在S2中，循环对称结构的三维有限元模型具体是通过添加材料常数、划分网格、施加边界条件和载荷、设置周期扩展参数来建立。
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2019
- 2019-12-23 CN CN201911338976.9A patent/CN111104713A/zh active Pending
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