CN115563722A - 一种整体叶盘强迫响应分析方法 - Google Patents

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徐可宁
陈育志
单玉姣
杜青
丛佩红
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Abstract

本申请提供了一种整体叶盘强迫响应分析方法，包括：构建整体叶盘扇段有限元模型；开展有限元模型的盘片耦合共振分析，获得一节径到多节径下的整体叶盘叶片的频率和振型及相对振动应力，并绘制盘片耦合共振图；确定与转静子叶片数相关的危险节径数：结合绘制的盘片耦合共振图和危险节径数确定频率阶次及对应的危险共振转速；对整体叶盘叶片进行阻尼测试，获得频率阶次和对应的模态阻尼比；建立整体叶盘转子叶片及其前后的排静子叶片的全环模型；开展全环模型的定常流场分析，获得作为非定常流场分析初场条件的定常结果；开展非定常流场分析获得整体叶盘的真实振动应力；开展动强度储备分析，评估高负荷整体叶盘在分析工况下的动强度储备。

Description

一种整体叶盘强迫响应分析方法
技术领域
本申请属于航空发动机技术领域，特别涉及一种整体叶盘强迫响应分析方法。
背景技术
整体叶盘结构是推重比介于(15～20)的航空发动机发展方向之一，其设计特点是取消常规的盘榫连接结构，将叶片和轮盘作为一体结构，既能减轻叶片转子重量、减少零件数量，又可消除在榫根与榫槽间缝隙中的流动损失，目前的航空发动机风扇、压气机及涡轮上已经大量采用整体叶盘结构。
然而，由于整体叶盘的盘体薄、盘片耦合性更强，振动能量无法在叶片榫头与轮盘传递的过程中耗散，也不能通过设置缘板阻尼器、凸肩、叶冠和加强筋等常规摩擦阻尼结构进行减振设计。因此整体叶盘结构的流致振动(Flow-induced Motion，FIM)更为突出，会极大降低叶盘的高周疲劳寿命。
目前工程上常常结合振动特性分析结果绘制坎贝尔图，来评估叶片的共振转速裕度进而采取避开共振转速的措施，然而由于无法对真实的振动应力进行精确预测，仅能预测到可能存在的共振转速和振型，这种方法有着较大的限制，只适用于设计初期对叶片的共振情况进行初步了解，无法满足高负荷复杂整体叶盘结构的流致振动和高周疲劳能力评价。
发明内容
本申请的目的是提供了一种整体叶盘强迫响应分析方法，以解决或减轻背景技术中的至少一个问题。
本申请的技术方案是：一种整体叶盘强迫响应分析方法，所述方法包括：
构建预定角度的整体叶盘扇段有限元模型，对所述整体叶盘扇段有限元模型的切割面施加周期对称边界条件；
开展整体叶片扇段的盘片耦合共振分析，获得一节径到多节径下的整体叶盘叶片的频率和振型及相对振动应力，并绘制盘片耦合共振图；
根据激励阶次等于节径数时会激起对应节径的共振，及节径数与激振因素的关系式确定与转静子叶片数相关的危险节径数：
结合绘制的盘片耦合共振图和所述危险节径数确定频率阶次及对应的危险共振转速；
对整体叶盘的若干个叶片进行阻尼测试，获得频率阶次和对应的模态阻尼比；
建立整体叶盘转子叶片及其前后的排静子叶片的全环模型；
开展所述全环模型的定常流场分析，获得定常结果，将所述定常结果作为非定常流场分析的初场条件；
在确定危险共振转速和全环定常流场分析的基础上，开展非定常流场分析获得整体叶盘的真实振动应力；
结合整体叶盘的振动疲劳极限、静应力水平，通过古德曼图开展动强度储备分析，评估高负荷整体叶盘在分析工况下的动强度储备，若储备满足要求则完成，否则返回开展减振设计后重新开始分析。
进一步的，通过四点曲面法建立所述整体叶盘扇段有限元模型的切割面，对整体叶盘进行切割。
进一步的，所述预定角度为θ＝360/N，N为整体叶盘的叶片数量。
进一步的，所述多节径的数量不超过N/2或(N-1)/2，N为整体叶盘的叶片数量。
进一步的，所述节径数与激振因素满足：
ND＝|A1×EO-A2×N|
式中，ND为节径数，EO为激振因素，A1和A2为自然数。
进一步的，对整体叶片进行测试时，采用敲击法进行，测试的叶片数量为均布的3～6个叶片。
进一步的，所述阻尼比计算方式为：
Figure RE-GDA0003950470100000031
式中：ζ为阻尼比，i为参与计算的波的个数，A1为参与计算的首个波峰值，Ai+1为参与计算的尾波峰值。
进一步的，非定常分析中采用的阻尼比为若干叶片的阻尼比均值。
进一步的，在开展非定常流场分析时，首先计算获得随时间变化的整体叶盘表面静压，将整体叶盘表面静压的非定常气动力转化为随时间变化的节点压力，施加于整体叶盘的有限元模型之上。
进一步的，在开展非定常流场分析时，采用得到的阻尼比对整体叶盘进行瞬态响应分析，分析部位选取整体叶盘根部最大振动应力点作为监测点，经迭代后，整体叶盘表面监测点的振动应力趋于收敛，此时得到的振动应力为整体叶盘的真实振动应力。
本申请提供的基于流固耦合的整体叶盘强迫响应分析方法，考虑了全环非定常流场影响、阻尼影响和危险振型识别，可有效评价整体叶盘在全转速范围内的振动情况，确保叶盘不会发生高周疲劳破坏，提高发动机安全性和可靠性。
附图说明
为了更清楚地说明本申请提供的技术方案，下面将对附图作简单地介绍。显而易见地，下面描述的附图仅仅是本申请的一些实施例。
图1为本申请的整体叶盘强迫响应分析方法流程图。
图2为本申请一实施例的以前10阶频率的耦合共振图。
具体实施方式
为使本申请实施的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合本申请实施例中的附图，对本申请实施例中的技术方案进行更加详细的描述。
本申请提供一种基于流固耦合的整体叶盘强迫响应分析方法，通过耦合共振坎贝尔图分析，识别危险共振振型。通过非定常流场分析，获得在时域内叶盘表面的非定常气动力，根据测得的阻尼，开展振动响应分析，获得振动应力和变形分析，进而有效评价叶盘在危险共振转速下的振动情况。
如图1所示，本申请提供的基于流固耦合的高负荷整体叶盘强迫响应分析方法包括以下步骤：
1)整体叶盘有限元建模
整体叶盘不存在盘榫连接结构，叶片与轮盘为一个整体，若整个叶盘一同开展振动特性分析，耗时较长。为此，本申请中通过建模软件中的四点曲面法建立切割面，对整体叶盘进行切割，对切割面施加周期对称边界条件。
其中，对整体叶盘进行切割的有限元建模时仅选择1个扇段，该扇段对应角度为θ＝360/N，N为整体叶盘的叶片数量，该扇段需包含一个完整的整体叶盘叶片。例如，在本申请一实施例中，整体叶盘具有20个叶片，则建模时仅需建立一个包含叶片的18°扇段即可。
2)盘片耦合共振分析
采用有限元软件对上述过程建立的有限元模型扇段开展盘片耦合共振分析，获得1节径到N/2或(N-1)/2节径下整体叶盘叶片的频率和振型及相对振动应力，并绘制盘片耦合共振图。
如图2所示为本申请一实施例中以前10阶频率的共振分析为例进行绘制的耦合共振图，其中2E～10E、23E、45E为机匣椭圆度和静子叶片激振因素，f1～f10为整体叶盘的前10阶频率，n1～n3为工作转速。
3)识别危险节径数
为确定整体叶盘可能发生的危险共振阵型，首先需确定危险节径数，过程包括：
3.1)激励阶次等于节径数时会激起对应节径的共振；
3.2)根据下式确定的与转静子叶片数相关的危险节径：
ND＝|A1×EO-A2×N|
式中，ND为节径数，EO为激振因素，A1和A2为自然数。
例如在本申请一实施例中，叶片数量N为20，EO包括2E～10E、 23E、45E，通过遍历上式A1＝1,2,3,…∞与A2＝1,2,3,…∞，可得多个节径数ND，同时考虑节径数ND必须小于N/2＝10的限制，则可能存在的危险节径数为3节径和5节径。
4)确定危险共振转速
结合步骤2绘制的盘片耦合共振图和步骤3确定的危险节径数，确定共振转速。
例如在本身该实施例中，根据步骤2绘制的盘片耦合共振图和步骤3 确定的危险节径数，可以确定危险振型为激振因素5E激起的5节径激起的2阶共振，共振转速为n2。
5)确定阻尼
整体叶盘结构主要存在结构阻尼、材料阻尼，阻尼的选取对响应计算结果有着较大的影响，本申请中的阻尼确定方法是采用敲击法在一周均匀的选取3～6个叶片进行阻尼测试，获得2阶频率和对应的模态阻尼比，计算时取平均值。
使用皮锤敲击整体叶盘的叶片，采用下式计算阻尼比，将实测的含有多阶频率的信号通过数字带通滤波处理分离成各个目标阶次频率的单频振动信号，进行时域阻尼比计算以获得各阶振动频率对应的阻尼比：
Figure RE-GDA0003950470100000061
式中：ζ为阻尼比，i为参与计算的波的个数，A1为参与计算的首个波峰值，Ai+1为参与计算的尾波峰值。
之后，对另外的几个叶片采用同样的操作，计算其阻尼比。最后通过算术平均数求取几个测试叶片的阻尼比均值。
6)考虑前后排静子叶片的流场建模
因前、后排静子叶片对整体叶盘的转子叶片振动影响较大，静子叶片的尾流激振和分离流会直接影响整体叶盘的振动响应，因此流场建模时必须考虑前、后排静子叶片。
为更精准捕获流场特征，本申请中对转、静子叶片进行全环建模。
7)全环定常流场分析
非定常流场分析时，易出现流场参数振荡带来的计算无法收敛问题。因此，本申请中首先开展全环定常流场分析，将定常结果作为非定常流场分析的初场条件。
8)流固耦合强迫响应分析
在步骤4确定危险共振转速和步骤7的全环定常流场分析的基础上，开展非定常流场分析。采用流体仿真软件对全环转、静子叶片模型进行非定常流场分析。其中2E～6E在程序中通过设置谐波数进行分析。
以5E激起的5节径2阶共振为例进行说明，首先计算获得随时间变化的整体叶盘表面静压。将整体叶盘表面静压的非定常气动力转化为随时间变化的节点压力，施加于整体叶盘的有限元模型之上。
采用步骤5确定的阻尼比(均值)，应用模态叠加法对整体叶盘进行瞬态响应分析，分析部位选取整体叶盘根部最大振动应力点作为监测点。
经过若干周期计算迭代后，整体叶盘表面监测点的振动应力趋于收敛，此时计算得到的振动应力为整体叶盘的真实振动应力。
9)振动应力评价
根据步骤8计算得到的振动应力，结合整体叶盘的振动疲劳极限、静应力水平，通过古德曼图开展动强度储备分析，评估高负荷整体叶盘在分析工况下的动强度储备，若储备满足要求，则完成，否则返回开展减振设计后重新开始分析。
本申请提供的基于流固耦合的整体叶盘强迫响应分析方法，考虑了全环非定常流场影响、阻尼影响和危险振型识别，可有效评价整体叶盘在全转速范围内的振动情况，确保叶盘不会发生高周疲劳破坏，提高发动机安全性和可靠性。
以上所述，仅为本申请的具体实施方式，但本申请的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本申请揭露的技术范围内，可轻易想到的变化或替换，都应涵盖在本申请的保护范围之内。因此，本申请的保护范围应以所述权利要求的保护范围为准。

Claims (10)

1.一种整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，所述方法包括：
构建预定角度的整体叶盘扇段有限元模型，对所述整体叶盘扇段有限元模型的切割面施加周期对称边界条件；
开展整体叶片扇段的盘片耦合共振分析，获得一节径到多节径下的整体叶盘叶片的频率和振型及相对振动应力，并绘制盘片耦合共振图；
根据激励阶次等于节径数时会激起对应节径的共振，及节径数与激振因素的关系式确定与转静子叶片数相关的危险节径数：
结合绘制的盘片耦合共振图和所述危险节径数确定频率阶次及对应的危险共振转速；
对整体叶盘的若干个叶片进行阻尼测试，获得频率阶次和对应的模态阻尼比；
建立整体叶盘转子叶片及其前后的排静子叶片的全环模型；
开展所述全环模型的定常流场分析，获得定常结果，将所述定常结果作为非定常流场分析的初场条件；
在确定危险共振转速和全环定常流场分析的基础上，开展非定常流场分析获得整体叶盘的真实振动应力；
结合整体叶盘的振动疲劳极限、静应力水平，通过古德曼图开展动强度储备分析，评估高负荷整体叶盘在分析工况下的动强度储备，若储备满足要求则完成，否则返回开展减振设计后重新开始分析。
2.如权利要求1所述的整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，通过四点曲面法建立所述整体叶盘扇段有限元模型的切割面，对整体叶盘进行切割。
3.如权利要求2所述的整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，所述预定角度为θ＝360/N，N为整体叶盘的叶片数量。
4.如权利要求1至3任一所述的整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，所述多节径的数量不超过N/2或(N-1)/2，N为整体叶盘的叶片数量。
5.如权利要求4所述的整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，所述节径数与激振因素满足：
ND＝|A1×EO-A2×N|
式中，ND为节径数，EO为激振因素，A1和A2为自然数。
6.如权利要求5所述的整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，对整体叶片进行测试时，采用敲击法进行，测试的叶片数量为均布的3～6个叶片。
7.如权利要求6所述的整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，所述阻尼比计算方式为：
Figure RE-FDA0003950470090000021
式中：ζ为阻尼比，i为参与计算的波的个数，A1为参与计算的首个波峰值，Ai+1为参与计算的尾波峰值。
8.如权利要求7所述的整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，非定常分析中采用的阻尼比为若干叶片的阻尼比均值。
9.如权利要求8所述的整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，在开展非定常流场分析时，首先计算获得随时间变化的整体叶盘表面静压，将整体叶盘表面静压的非定常气动力转化为随时间变化的节点压力，施加于整体叶盘的有限元模型之上。
10.如权利要求9所述的整体叶盘强迫响应分析方法，其特征在于，在开展非定常流场分析时，采用得到的阻尼比对整体叶盘进行瞬态响应分析，分析部位选取整体叶盘根部最大振动应力点作为监测点，经迭代后，整体叶盘表面监测点的振动应力趋于收敛，此时得到的振动应力为整体叶盘的真实振动应力。
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