CN114154363B - 高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法 - Google Patents
高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法 Download PDFInfo
- Publication number
- CN114154363B CN114154363B CN202111322737.1A CN202111322737A CN114154363B CN 114154363 B CN114154363 B CN 114154363B CN 202111322737 A CN202111322737 A CN 202111322737A CN 114154363 B CN114154363 B CN 114154363B
- Authority
- CN
- China
- Prior art keywords
- vibration
- damper
- plate damper
- amplitude
- modal
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
- 238000013016 damping Methods 0.000 title claims abstract description 78
- 238000004458 analytical method Methods 0.000 title claims abstract description 26
- 238000000034 method Methods 0.000 claims abstract description 42
- 238000012544 monitoring process Methods 0.000 claims abstract description 28
- 238000004364 calculation method Methods 0.000 claims abstract description 20
- 238000005265 energy consumption Methods 0.000 claims abstract description 15
- 238000006073 displacement reaction Methods 0.000 claims description 9
- 238000010586 diagram Methods 0.000 claims description 6
- 238000004088 simulation Methods 0.000 claims description 4
- 230000008859 change Effects 0.000 claims description 3
- 230000009467 reduction Effects 0.000 abstract description 24
- 238000013461 design Methods 0.000 abstract description 10
- 230000004044 response Effects 0.000 abstract description 6
- 238000009434 installation Methods 0.000 description 3
- 239000000463 material Substances 0.000 description 3
- 230000006978 adaptation Effects 0.000 description 2
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 2
- 238000011835 investigation Methods 0.000 description 2
- 238000012986 modification Methods 0.000 description 2
- 230000004048 modification Effects 0.000 description 2
- 238000011160 research Methods 0.000 description 2
- 239000007787 solid Substances 0.000 description 2
- 238000005452 bending Methods 0.000 description 1
- 230000009286 beneficial effect Effects 0.000 description 1
- 230000010354 integration Effects 0.000 description 1
- 230000007246 mechanism Effects 0.000 description 1
Classifications
-
- G—PHYSICS
- G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
- G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
- G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
- G06F30/20—Design optimisation, verification or simulation
- G06F30/23—Design optimisation, verification or simulation using finite element methods [FEM] or finite difference methods [FDM]
-
- G—PHYSICS
- G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
- G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
- G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
- G06F2119/14—Force analysis or force optimisation, e.g. static or dynamic forces
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Theoretical Computer Science (AREA)
- Computer Hardware Design (AREA)
- Evolutionary Computation (AREA)
- Geometry (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- General Physics & Mathematics (AREA)
- Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
Abstract
本发明公开了一种高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法，属于发动机减振结构设计技术领域。所述方法包括：根据高压涡轮叶片模型，选取阻尼器的安装位置范围；选取危险模态下阻尼器安装位置模态振幅的监测点；选取危险模态下模态应力幅值的监测点；计算各接触面的正压力范围；设计一定的减振参数，计算叶盘模态动能与阻尼器摩擦耗能，得到该减振参数下不同振动应力对应的阻尼比；确定临界振动应力与峰值阻尼比等参数，并以此评价缘板阻尼器能否满足稳定工作要求。相较于其他阻尼器减振分析方法，本发明不需要进行非线性响应计算，缩短了计算阻尼比所需时间，提高了计算效率。
Description
技术领域
本发明涉及发动机减振结构设计技术领域，特别是指一种高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法。
背景技术
涡轮叶片作为叶轮机械中起做功作用的重要部件，其旋转过程中受到各种载荷(如旋转产生的离心载荷、气动载荷、热载荷等等)，工作过程中可能产生叶片与轮盘耦合的节径型振动。出于安全性等方面的考虑，涡轮叶片必须进行减振设计。
对高压涡轮叶片存在的振动导致疲劳破坏问题来说，由于其转速较高，难以采用叶冠结构进行减振设计，同时其榫连结构与材料本身所提供的阻尼均非常有限，不足以满足叶片在极端运行环境下高应力水平的振动减振需求，容易引起高周疲劳现象甚至失效。
目前，高压涡轮叶片主要通过安装缘板阻尼器进行减振，现有的缘板阻尼器结构大致可以根据缘板阻尼器的形状分为平板式缘板阻尼器、三棱柱式缘板阻尼器与圆柱式缘板阻尼器等。其中，三棱柱式缘板阻尼器相较其他缘板阻尼器具有工作稳定，减振效果好，不易发生安装错误的优点，其能否稳定工作及其提供的阻尼耗能大小是目前研究的重点。三棱柱式缘板阻尼器提供阻尼耗能的机理是阻尼器与叶片接触产生相对滑动，在接触面上将机械能转化为热能而耗散系统的振动能量，从而降低最大振动幅值并减小振动应力，防止叶片出现高周疲劳失效。三棱柱式缘板阻尼器能否稳定工作与其安装状态也有很大关系。因此如何通过减振特性分析，得到三棱柱式缘板阻尼器在不同工况、不同振动应力下的阻尼比，是判断三棱柱式缘板阻尼器能否保持稳定工作的重点。
针对不同高压涡轮叶片的减振需求，需要综合考虑其工作转速、安装位置、缘板处模态位移、叶片与轮盘模态动能等，通过这些因素计算得到缘板阻尼器减振参数，从而设计其缘板阻尼器的形状、质量等参数，使其在一定工作转速范围内的减振效果满足需求。
现有的干摩擦阻尼减振分析中常使用如数值积分迭代法或谐波平衡法等方法求解非线性响应，这些方法会遇到求解时间过长、收敛困难等问题。
发明内容
本发明要解决的技术问题是提供一种求解时间短，计算效率高的高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法。
为解决上述技术问题，本发明提供技术方案如下：
一种高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法，包括：
步骤1：根据高压涡轮叶片模型，选取缘板阻尼器的安装位置、模态振动幅值的监测点及模态应力幅值的监测点；
步骤2：选取叶盘振动应力范围；
步骤3：通过有限元法计算高压涡轮扇区不同转速下的模态，由计算所得模态画出对应的Campbell图，找出其可能存在共振的各转速下危险模态；
步骤4：假定缘板阻尼器质量为M，旋转半径为R，高压涡轮叶片转速为N，接触角为θ，摩擦系数为μ；
步骤5：选定进行分析的模态，根据假设所得的缘板阻尼器质量M、旋转半径R、高压涡轮叶片转速N及接触角θ，分别得到缘板阻尼器直接触面和斜接触面的正压力；
步骤6：根据缘板阻尼器直接触面和斜接触面的正压力、摩擦系数，估算阻尼器切向接触刚度，计算缘板阻尼器开始滑移的临界振幅；
步骤7：在叶盘振动应力范围内，给定叶盘最大振动应力即模态应力幅值监测点的振动应力σ，利用模态分析得到的模态振动幅值的监测点与模态应力幅值的监测点Amodal和σmodal，根据模态参数与振动参数等比例转换关系得到相对运动幅值A及振动动能/>
步骤8：计算阻尼器接触面的摩擦耗能；
步骤9：通过得到的摩擦耗能与有限元分析所得的扇区振动动能，计算缘板阻尼器阻尼比随振动应力变化的关系即缘板阻尼器减振特性；
步骤10：通过选取不同缘板阻尼器减振参数，重复步骤4～9，得到不同危险模态下高压涡轮缘板阻尼器减振结构的阻尼特性，包括临界振动应力与峰值阻尼比，经过比较得到满足叶片减振要求的缘板阻尼器质量在内的各减振参数并判断该情况下缘板阻尼器能否稳定工作。
进一步的，所述步骤1中，选取振动幅值的监测点为叶盘缘板阻尼器安装位置，模态应力幅值的监测点为叶盘模态振动应力最大处。
进一步的，所述步骤1还包括：确定计算振动幅值所需的计算模型为宏滑动模型，和/或，计算模态特征所需的仿真方法为有限元法。
进一步的，所述步骤5中，缘板阻尼器直接触面和斜接触面的正压力的计算方法为：其中CF为缘板阻尼器离心力，Nz为直接触面正压力，Nx为斜接触面正压力。
进一步的，所述步骤6中，缘板阻尼器开始滑移的临界振幅的计算方法为：μ为摩擦系数，N为接触正压力，kd为阻尼器切向接触刚度。
进一步的，所述步骤8中，当相对位移幅值不大于临界振幅时，即A≤Acr，接触面不产生相对滑动，非线性摩擦力不做功，摩擦耗能为Wf＝0；当相对位移幅值大于临界振幅时，即A＞Acr，摩擦耗能为Wf＝4μN(A-Acr)。
进一步的，所述步骤9中，根据能量法计算得到相应振动应力下的阻尼比：
本发明具有以下有益效果：
本发明的高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法，相较于其他阻尼器减振分析方法，不需要进行非线性响应计算，缩短了计算阻尼比所需时间，提高了计算效率。
附图说明
图1为本发明的高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法的流程示意图；
图2为图1所示方法中高压涡轮某级叶盘一个扇区的结构示意图；
图3为图1所示方法中缘板阻尼器安装位置范围示意图；
图4为图1所示方法中模态振动幅值的监测点的位置示意图；
图5为图1所示方法中高压涡轮扇区Campbell示意图；
图6为图1所示方法中缘板阻尼器阻尼比随振动应力的变化图；
图7为图1所示方法中采用的三棱柱式缘板阻尼器的结构示意图。
具体实施方式
为使本发明要解决的技术问题、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图及具体实施例进行详细描述。
本发明提出了一种高压涡轮叶片的阻尼结构减振特性分析方法，可以根据所给出的阻尼器材，基于二维宏滑动模型，通过有限元仿真分析，最终确定在已知缘板阻尼器质量、缘板阻尼器形状等参数情况下，求得缘板阻尼器在不同振动应力下的阻尼比，得到缘板阻尼器减振特性，为后续缘板阻尼器结构设计提供依据和参考。
本发明提供一种高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法，能够得到阻尼器的减振特性，即确定振动应力范围内的阻尼比随振动应力的变化趋势，如图1-7所示，该方法包括：
步骤1：根据高压涡轮叶片模型，选取缘板阻尼器的安装位置、模态振动幅值的监测点及模态应力幅值的监测点；
本步骤中，一般选取振动幅值的监测点为叶盘缘板阻尼器安装位置，模态应力幅值的监测点为叶盘模态振动应力最大处，如考虑一弯振型时一般选择模态振动应力最大点在叶根位置。
本步骤中，优选的，确定计算振动幅值所需的计算模型为宏滑动模型、仿真方法为有限元法。具体可以根据发动机高压涡轮转子叶盘的仿真模型确定缘板阻尼器的安装位置，原则上安装在低阶模态振幅较大且不影响涡轮流道的位置处。高压涡轮叶片模型呈循环对称结构，因此选取其中一个扇区开展研究，图2为发动机高压涡轮二级叶盘的其中一个扇区。根据叶盘结构，选取图3标示部分P为缘板阻尼器安装位置，在两侧各选取数个点作为模态振动幅值监测点，分别得到其轴向、径向、周向的模态振幅。图4示出了模态振动幅值监测点的位置，其中叶片叶盆侧缘板与阻尼器接触区域(沿黑实线L1)的模态位移，需要三个方向；叶片叶背侧缘板与阻尼器接触区域(沿黑实线L2)的模态位移，也需要三个方向。
步骤2：选取叶盘振动应力范围；
按照工程经验，叶盘振动应力考虑范围约为0～150MPa，因此本实施例中叶盘振动应力选取其范围为0～150MPa。
步骤3：通过有限元法计算高压涡轮扇区不同转速下的模态，由计算所得模态画出对应的Campbell图，找出其可能存在共振的各转速下危险模态；
本步骤中，有限元法和Campbell图均为本领域公知常识，此处不再赘述。本实施例中，发现低阶危险模态出现在一阶4节径和二阶9节径。
步骤4：假定缘板阻尼器质量为M，旋转半径为R，高压涡轮叶片转速为N，接触角为θ，摩擦系数为μ；
本实施例中，采用了图7所示的三棱柱式缘板阻尼器，此处仅为举例，可以理解的是，也可以是其他各种形状的缘板阻尼器。假定该三棱柱式缘板阻尼器质量为3g，旋转半径为300mm，转速为10000rpm，接触角为30°，减振参数见下表1。
表1减振分析所需参数
步骤5：选定进行分析的模态，根据假设所得的缘板阻尼器质量M、旋转半径R、高压涡轮叶片转速N及接触角θ，分别得到缘板阻尼器直接触面和斜接触面的正压力；
本步骤中，缘板阻尼器直接触面和斜接触面的正压力的计算方法可以为：其中CF为缘板阻尼器离心力，Nz为直接触面正压力，Nx为斜接触面正压力。
本实施例中，得到CF＝987N，Nz＝570N，Nx＝1140N。
步骤6：根据缘板阻尼器直接触面和斜接触面的正压力、摩擦系数，估算阻尼器切向接触刚度，计算缘板阻尼器开始滑移的临界振幅；
本步骤中，缘板阻尼器开始滑移的临界振幅的计算方法可以为： μ为摩擦系数，N为接触正压力，kd为阻尼器切向接触刚度。
本实施例中，摩擦系数μ假设取值为0.3，阻尼器切向接触刚度kd此处取1×104N/mm，分别得到直接触面和斜接触面的临界振幅Acr_z＝0.0171mm，Acr_x＝0.0342mm。
步骤7：在叶盘振动应力范围内，给定叶盘最大振动应力即模态应力幅值监测点的振动应力σ，利用模态分析得到的模态振动幅值的监测点与模态应力幅值的监测点Amodal和σmodal，根据模态参数与振动参数等比例转换关系得到相对运动幅值A及振动动能/>
本实施例中，最大模态动能Wmax＝3.9×105J，监测点模态应力σmodal＝3703MPa，具体数值见表1。
步骤8：计算阻尼器接触面的摩擦耗能；
本步骤中，当相对位移幅值不大于临界振幅时，即A≤Acr，接触面不产生相对滑动，非线性摩擦力不做功，摩擦耗能为Wf＝0；当相对位移幅值大于临界振幅时，即A＞Acr，摩擦耗能为Wf＝4μN(A-Acr)。
步骤9：通过得到的摩擦耗能与有限元分析所得的扇区振动动能，计算缘板阻尼器阻尼比随振动应力变化的关系即缘板阻尼器减振特性；
本步骤中，可以根据能量法计算得到相应振动应力下的阻尼比： 本实施例中得到的具体数值见下表2。
表2部分振动应力下阻尼比
步骤10：通过选取不同缘板阻尼器减振参数，重复步骤4～9，得到不同危险模态下高压涡轮缘板阻尼器减振结构的阻尼特性，包括临界振动应力与峰值阻尼比，经过比较得到满足叶片减振要求的缘板阻尼器质量在内的各减振参数并判断该情况下缘板阻尼器能否稳定工作。
摩擦阻尼直、斜接触面减振特性与缘板阻尼器的质量、接触角、旋转半径、高压涡轮转速、摩擦系数有关，选取缘板阻尼器材料，确定材料的摩擦系数和密度，根据不同条件下的减振参数计算得到符合条件的缘板阻尼器质量，进而得到其形状，为后续缘板阻尼器的结构设计提供依据。
概括来说，本发明涉及一种燃气涡轮发动机高压涡轮缘板阻尼器减振结构设计方法，包括：1)根据已有的高压涡轮叶盘模型，确定阻尼结构大致范围以及确定适合安装阻尼器的位置；2)确定叶盘振动应力范围；3)在安装位置确定接触面，基于二维宏滑动模型，通过有限元计算程序得到不同激振力和直、斜接触面正压力(主要与缘板阻尼器质量、接触角、旋转半径、高压涡轮转速、摩擦系数相关)下的监测点振幅；4)根据本发明给出的方法计算各假定减振参数下缘板阻尼器减振特性，包括临界振动应力、峰值阻尼比等；5)根据不同减振参数下的减振特性，确定符合叶片减振要求的缘板阻尼器各减振参数。本发明建立了发动机整体叶盘结构减振特性分析方法，为后续高压涡轮缘板阻尼器结构设计提供依据和参考。通过本发明所提出的方法，高压涡轮减振结构设计者们可以对比不同减振参数下阻尼特性曲线，选取对应峰值阻尼比较高、临界振动应力较小的减振参数对缘板阻尼器进行设计。同时设计者们也可以通过本发明提出的方法对已有的缘板阻尼器设计进行校验，以确定其减振性能包括峰值阻尼比与临界振动应力等参数能否达到设计目标，随后可以根据本发明提出的方法对缘板阻尼器设计进行改进。相较于其他阻尼器减振分析方法，本发明所涉及方法不需要进行非线性响应计算，缩短了计算阻尼比所需时间。
以谐响应分析方法为例的其他非线性响应计算方法，在计算本例缘板阻尼器阻尼比时，对于每一模态、每一减振参数下阻尼比均需独立计算；如本例计算0～150MPa范围内的振动应力，共31个振动应力点考察点，仅考虑两个低阶模态、单一减振参数下计算时间约为375小时。而使用本发明方法，对所有模态、所有减振参数仅需进行一次有限元模态分析，耗时约为75小时，计算所需时间减少了80％以上；且所考虑的危险模态越多、减振参数组合越多、振动应力范围越大、振动应力考察点越密集，本发明的计算效率越高。
以上所述是本发明的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明所述原理的前提下，还可以作出若干改进和润饰，这些改进和润饰也应视为本发明的保护范围。
Claims (5)
1.一种高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法，其特征在于，包括：
步骤1：根据高压涡轮叶片模型，选取缘板阻尼器的安装位置、模态振动幅值的监测点及模态应力幅值的监测点；
步骤2：选取叶盘振动应力范围；
步骤3：通过有限元法计算高压涡轮扇区不同转速下的模态，由计算所得模态画出对应的Campbell图，找出其可能存在共振的各转速下危险模态；
步骤4：假定缘板阻尼器质量为M，旋转半径为R，高压涡轮叶片转速为N，接触角为θ，摩擦系数为μ；
步骤5：选定进行分析的模态，根据假设所得的缘板阻尼器质量M、旋转半径R、高压涡轮叶片转速N及接触角θ，分别得到缘板阻尼器直接触面和斜接触面的正压力；
步骤6：根据缘板阻尼器直接触面和斜接触面的正压力、摩擦系数，估算阻尼器切向接触刚度，计算缘板阻尼器开始滑移的临界振幅；
步骤7：在叶盘振动应力范围内，给定叶盘最大振动应力即模态应力幅值监测点的振动应力σ，利用模态分析得到的模态振动幅值的监测点与模态应力幅值的监测点Amodal和σmodal，根据模态参数与振动参数等比例转换关系得到相对运动幅值A及振动动能/>
步骤8：计算阻尼器接触面的摩擦耗能；
步骤9：通过得到的摩擦耗能与有限元分析所得的扇区振动动能，计算缘板阻尼器阻尼比随振动应力变化的关系即缘板阻尼器减振特性；
步骤10：通过选取不同缘板阻尼器减振参数，重复步骤4～9，得到不同危险模态下高压涡轮缘板阻尼器减振结构的阻尼特性，包括临界振动应力与峰值阻尼比，经过比较得到满足叶片减振要求的缘板阻尼器质量在内的各减振参数并判断该情况下缘板阻尼器能否稳定工作；
其中，所述步骤5中，缘板阻尼器直接触面和斜接触面的正压力的计算方法为：Nz＝CF·tanθ,/>其中CF为缘板阻尼器离心力，Nz为直接触面正压力，Nx为斜接触面正压力；
其中，所述步骤6中，缘板阻尼器开始滑移的临界振幅的计算方法为：μ为摩擦系数，N为接触正压力，kd为阻尼器切向接触刚度。
2.根据权利要求1所述的方法，其特征在于，所述步骤1中，选取振动幅值的监测点为叶盘缘板阻尼器安装位置，模态应力幅值的监测点为叶盘模态振动应力最大处。
3.根据权利要求1所述的方法，其特征在于，所述步骤1还包括：确定计算振动幅值所需的计算模型为宏滑动模型，和/或，计算模态特征所需的仿真方法为有限元法。
4.根据权利要求1所述的方法，其特征在于，所述步骤8中，当相对位移幅值不大于临界振幅时，即A≤Acr，接触面不产生相对滑动，非线性摩擦力不做功，摩擦耗能为Wf＝0；当相对位移幅值大于临界振幅时，即A>Acr，摩擦耗能为Wf＝4μN(A-Acr)。
5.根据权利要求1所述的方法，其特征在于，所述步骤9中，根据能量法计算得到相应振动应力下的阻尼比：
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CN202111322737.1A CN114154363B (zh) | 2021-11-09 | 2021-11-09 | 高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CN202111322737.1A CN114154363B (zh) | 2021-11-09 | 2021-11-09 | 高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| CN114154363A CN114154363A (zh) | 2022-03-08 |
| CN114154363B true CN114154363B (zh) | 2024-05-28 |
Family
ID=80459760
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| CN202111322737.1A Active CN114154363B (zh) | 2021-11-09 | 2021-11-09 | 高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| CN (1) | CN114154363B (zh) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN116541970B (zh) * | 2023-06-29 | 2023-10-03 | 中国航发四川燃气涡轮研究院 | 一种基于能量法的压气机叶片减振优化设计评估方法 |
Citations (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5490759A (en) * | 1994-04-28 | 1996-02-13 | Hoffman; Jay | Magnetic damping system to limit blade tip vibrations in turbomachines |
| CN103473417A (zh) * | 2013-09-16 | 2013-12-25 | 北京航空航天大学 | 一种针对轮体结构伞形振动的颗粒阻尼减振设计方法 |
| CN106096098A (zh) * | 2016-06-02 | 2016-11-09 | 南京航空航天大学 | 一种涡轮叶片减振分析优化方法 |
| CN106528982A (zh) * | 2016-10-26 | 2017-03-22 | 西安交通大学 | 一种有拉筋和围带的干摩擦阻尼失谐叶片的振动分析方法 |
| CN109408894A (zh) * | 2018-09-26 | 2019-03-01 | 西安交通大学 | 一种考虑阻尼结构摩碰的透平机械叶片非线性振动特性分析方法 |
| CN110259883A (zh) * | 2019-07-03 | 2019-09-20 | 中国航空发动机研究院 | 整体叶盘的阻尼结构减振设计方法 |
Family Cites Families (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6607359B2 (en) * | 2001-03-02 | 2003-08-19 | Hood Technology Corporation | Apparatus for passive damping of flexural blade vibration in turbo-machinery |
| WO2016060417A1 (ko) * | 2014-10-17 | 2016-04-21 | 한국기계연구원 | 페어링 및 이를 이용한 피로 시험 장치 및 방법 |
| US11391175B2 (en) * | 2019-06-13 | 2022-07-19 | The Regents Of The University Of Michigan | Vibration absorber dampers for integrally bladed rotors and other cyclic symmetric structures |
-
2021
- 2021-11-09 CN CN202111322737.1A patent/CN114154363B/zh active Active
Patent Citations (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5490759A (en) * | 1994-04-28 | 1996-02-13 | Hoffman; Jay | Magnetic damping system to limit blade tip vibrations in turbomachines |
| CN103473417A (zh) * | 2013-09-16 | 2013-12-25 | 北京航空航天大学 | 一种针对轮体结构伞形振动的颗粒阻尼减振设计方法 |
| CN106096098A (zh) * | 2016-06-02 | 2016-11-09 | 南京航空航天大学 | 一种涡轮叶片减振分析优化方法 |
| CN106528982A (zh) * | 2016-10-26 | 2017-03-22 | 西安交通大学 | 一种有拉筋和围带的干摩擦阻尼失谐叶片的振动分析方法 |
| CN109408894A (zh) * | 2018-09-26 | 2019-03-01 | 西安交通大学 | 一种考虑阻尼结构摩碰的透平机械叶片非线性振动特性分析方法 |
| CN110259883A (zh) * | 2019-07-03 | 2019-09-20 | 中国航空发动机研究院 | 整体叶盘的阻尼结构减振设计方法 |
Non-Patent Citations (2)
| Title |
|---|
| 一种基于模态的叶片缘板阻尼器减振设计方法;毛辛男等;推进技术;20180523;第39卷(第06期);1361-1368 * |
| 基于整体叶盘环形摩擦阻尼器减振分析及设计;温伟等;航空动力学报;20200415;第35卷(第04期);777-782 * |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| CN114154363A (zh) | 2022-03-08 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US6102664A (en) | Blading system and method for controlling structural vibrations | |
| EP3112588B1 (en) | Rotor damper | |
| US8147191B2 (en) | Damping device for turbomachine stator | |
| US9341067B2 (en) | Blade arrangement and associated gas turbine | |
| US8113772B2 (en) | Damping device for a shaft of a turbomachine | |
| CA2888919C (en) | Reduction of equally spaced turbine nozzle vane excitation | |
| CN110259883B (zh) | 整体叶盘的阻尼结构减振设计方法 | |
| GB2537490A (en) | Rotor damper | |
| CN114154363B (zh) | 高压涡轮叶片缘板阻尼器减振特性分析方法 | |
| CN110909433B (zh) | 燃气轮机压气机转子枞树型榫头-榫槽连接结构优化方法 | |
| Scalzo et al. | Analysis and solution of a nonsynchronous vibration problem in the last row turbine blade of a large industrial combustion turbine | |
| US8286347B2 (en) | Method for reducing vibration levels of a bladed wheel in a turbomachine | |
| Lübbe et al. | Design and Validation of a Large Steam Turbine End-Stage Blade to Meet Current and Future Market Demands | |
| US8375698B2 (en) | Method for reducing the vibration levels of a propfan of contrarotating bladed disks of a turbine engine | |
| CN115563722A (zh) | 一种整体叶盘强迫响应分析方法 | |
| Meinzer et al. | Design of a Single Stage Turbine for the Quantification of Aerodynamic Damping | |
| Day et al. | Parametric evaluation of compressor blade blending | |
| Szwedowicz et al. | Scaling Concept for Axial Turbine Stages With Loosely Assembled Friction Bolts: The Linear Dynamic Assessment—Part I | |
| CN115600469B (zh) | 基于应力储备的压气机轮盘中心孔持久损伤评估方法 | |
| CN114117803B (zh) | 一种涡轴发动机燃气发生器转子设计方法和系统 | |
| Cha | Effects of Intentional Large Mistuning to the Performance of B–B Friction Dampers in the Mistuned Bladed Disk Assembly Subjected to Narrow band Random Excitation | |
| Auciello et al. | Development of a Novel Steam Turbine Low Pressure Section for Variable Speed Application | |
| CN117365668A (zh) | 一种涡轮转子叶片阻尼减振结构和航空发动机 | |
| CN115618641A (zh) | 一种航空发动机静子结构力学特性定量评估方法 | |
| TURBINE | Tsukuba College of Technology, Tsukuba-Shi, Japan |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| PB01 | Publication | ||
| PB01 | Publication | ||
| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
| GR01 | Patent grant | ||
| GR01 | Patent grant |