叶片振动（精选五篇）
叶片振动 篇1
旋转类机械中, 轮盘-叶片系统作为主要转动件, 易发生各类振动问题。传统的轮盘-叶片系统中, 轮盘较厚, 刚性远大于叶片, 振动主要表现为轮盘振动。对此类结构的分析方法是把叶片作为轮盘的附加质量提供离心力作用。但现代轮盘-叶片系统普遍强调经济性和结构的优化设计, 导致结果重量越来越轻, 轮盘越开越薄, 加之采用更好的材料, 使轮盘和叶片的刚度达到了相同的数量级。此时轮盘-叶片系统的振动模态就表现为轮盘和叶片的耦合振动, 振动不只局限在轮盘上, 轮盘和叶片的连接处乃至叶片上均有振动现象的出现。在频率特性方面, 同一频率带上出现了多种不同节径数的振动形式。这与单盘的振动现象差别很大, 因此有必要对轮盘-叶片系统的耦合振动现象进行研究, 以确保此类结构的可靠性。
2 轮盘-叶片系统的耦合振动分析
轮盘-叶片系统的耦合振动分析主要分为两个方面, 一是对理想的轮盘-叶片系统, 利用其结构的循环对称性, 采用分块矩阵法进行分析;二是针对实际的轮盘-叶片系统, 由于其结构材料及加工、使用中造成的循环对称性缺失产生的振动局部化问题进行失谐分析。
2.1 理想轮盘-叶片系统的耦合振动分析
块矩阵利用循环对称结构质量、刚度矩阵的块循环对称性, 把轮盘-叶片系统的运动方程约化到一个基本扇区进行分析。
循环对称结构的运动特征方程为:
式中, K为刚度矩阵, M为质量矩阵。
K和M可分块表示为对称形式:
代入运动方程运算得:
这样就将整体系统的特征值问题转化为原来的1/N较低阶矩阵的特征值问题, 而实际上只要求解N/2个特征值, 即节径数就可以了。
2.2 轮盘-叶片系统的失谐分析
理想的轮盘-叶片系统由于其结构的循环对称性, 系统的振动模态是均匀沿圆周传递的。但由于叶片材料性质、加工公差以及人为错频的影响, 比较容易出现系统的模态振型局限在某几个叶片上, 振动波被边界限制而传播不出去的现象。现代的轮盘-叶片系统对叶片的失谐非常敏感, 一旦发生局部振动现象, 振动能量将集中到少数叶片上, 使叶片发生破损或断裂。同时在振动频率方面, 耦合振动的特性被破坏, 系统频率更加分散, 给设计带来较大难度, 需要在耦合特性研究的基础上考虑失谐特性。
3 轮盘-叶片系统耦合振动的有限元分析
随着现代计算技术及其相关理论的发展, 应用有限元技术对工程机械进行仿真分析成为了高效、低成本的解决方案。国际上较为通用的有限元程序均切合工程实践的需要开发了适合进行轮盘-叶片系统振动特性分析的功能, 如MSC/NASTRAN、ABAQUS、ANSYS等。应用这些程序可以较容易地得到轮盘-叶片系统的耦合振动模态、频率、振型等性质, 但对失谐轮盘-叶片系统还应结合试验和工程实践经验加以综合考虑。
摘要：本文分析了轮盘-叶片系统耦合振动现象的成因及特性;介绍了应用循环对称特性的轮盘-叶片系统耦合振动分析方法和失谐振动现象;对有限元方法的应用进行了分析。
关键词：轮盘-叶片系统,耦合振动,失谐有限元
参考文献
[1]郭力, 朱均.汽轮发电机组转子—轮盘—叶片系统耦合扭转振动研究[J].汽轮机技术, 2001-08
[2]陈立明, 秦飞.汽轮机叶片—轮盘系统耦合振动分析[C].第14届全国结构工程学术会议论文集, 2005-06
通风机叶片振动安全性分析 篇2
通风机叶片振动安全性分析
摘要：针对传统的`叶片振动安全性调频分析方法的4种局限性,提出了一种叶片振动安全性动应力分析法.该方法可在实际动载荷未知的情况下,进行叶片动应力及叶片振动安全性分析.本文介绍了叶片振动安全性动应力分析法的特点,并通过实例说明了该方法的可行性. 作者： 陈杰[1] 沈荣瀛[2] 华宏星[2] 罗建平[3] Author： CHEN Jie[1] SHEN Rong-ying[2] HUA Hong-xing[2] LUO Jian-ping[3] 作者单位： 上海交通大学核电技术与装备工程研究中心,30;上海交通大学振动冲击噪声实验室,200030上海交通大学振动冲击噪声实验室,200030上海交通大学上风高科工程技术中心,200030 期 刊： 核动力工程 ISTICEIPKU Journal： NUCLEAR POWER ENGINEERING 年，卷(期)： , 27(5) 分类号： HT11 关键词： 通风机 叶片振动 安全分析 动应力 机标分类号： TM8 O34 机标关键词： 通风机 叶片振动 安全性分析 动应力 力分析法 分析方法 局限性 动载荷 调频 基金项目： 通风机叶片振动安全性分析[期刊论文] 核动力工程 --2006, 27(5)陈杰 沈荣瀛 华宏星 罗建平针对传统的叶片振动安全性调频分析方法的4种局限性,提出了一种叶片振动安全性动应力分析法.该方法可在实际动载荷未知的情况下,进行叶片动应力及叶片振动安全性分析.本文介绍了叶片振动安全性动应力分析法的特点,并通过...
强声波激励下转子叶片的振动分析 篇3
声波激振是自然界一种普遍存在而且为大家所熟知的现象, 在工程实际中也广泛存在。因声共振引起的结构破坏, 失效或者故障也屡有发生。声波与人们的生活密切相关, 因此对声波的认识也是物理学研究的一个重要领域。但之前大家一直未注意到声波激振尤其是高强声波激振可能是造成结构破坏的一个原因, 人们往往关心的是声波对人的影响以及声波的应用, 另外一个方面高强声波的发生存在于比较特殊的场合和情形[1]。
人们关注声疲劳问题开始于20世纪50年代发生的由于高强度喷气噪声造成的飞机结构破坏[2]。尽管声疲劳破坏现象首先发生于飞机构件上, 早期声疲劳问题的研究也主要围绕于此, 但随着科学技术水平的不断发展, 有关航空发动机构件声疲劳问题的研究也越来越受到广大学者和科研人员的广泛关注。
航空发动机是一个非常强大且复杂的噪声源, 处于这种宽频带高能级声激励环境中的构件极易发生高周疲劳[3]。航空发动机中的声疲劳问题本质上是随机振动载荷导致结构高周疲劳失效的典型代表。国外对声波激振的研究工作开展得比较早, 取得了大量的成果, 但公开的资料很少。国内也有许多学者开展了这方面的工作。最近, 林左鸣, 李克安等学者对声激振对发动机转子叶片振动的影响机理和破坏贡献做了有益的理论探索, 并且做了大量的实验, 揭示了高强声波对转子叶片疲劳破坏存在一定的作用[4]。但是定量分析高强声波对转子叶片的作用大小以及数值仿真计算这方面的工作还比较少, 这也是本文研究的出发点。
本文采用有限元法, 对高强声波辐射场中转子叶片的振动分析问题进行了大量的数值计算, 得到了与实验结果一致的结论, 验证了数值计算的有效性。
1 悬臂板的动力学方程
为了研究高强声波激励和机械激励下发动机转子叶片的振动特性和振动规律, 需要建立叶片的振动方程。但发动机转子叶片曲面复杂, 描述困难, 因此一般难以给出发动机转子叶片的动力学解析方程。目前, 转子叶片的分析计算常采用薄板近似模型进行, 相关理论可参见曹志远等著的《板壳振动理论》一书等[5]。
分别采用悬臂板模型和有限元方法 (视为准确值) 计算得到的3种叶片的基频如下:
其中叶片A和B是某型发动机叶片。
声波载荷的形式:作用在叶片上的实际声波应当为随机载荷, 但为降低建模和计算的难度, 在现有的文献和数值计算中, 一般将声波处理为简谐声波, 因此在本研究中也将作用在叶片或者板上的声波视为简谐载荷。即
实际叶片的扭角随截面不断发生变化, 且曲面更加复杂, 因此实际叶片的振动方程的求解也一般采用有限元方法进行计算。
2 数值计算
在实际情况中, 分析作用在叶片上的高强声波是一个复杂的声场问题, 可能包括声波的辐射, 散射, 透射和折射等情形, 这里简单起见, 假定为一个有限封闭区域内的声波辐射问题。声波辐射分为球面声波辐射, 柱面声波辐射, 平面声波辐射等几种情形 (具体的声压计算公式可参考杜功焕的《声学基础》[6]等书) , 基于这4种辐射场, 构建了转子叶片振动分析的有限元模型, 对其进行计算。
为确定声源模型的形式, 假设声源为高强声波, 为简谐声波, 在叶背叶根附近。分析采用的转子叶片为航空发动机NASARotor67转子叶片。
2.1 球面声波辐射下的转子叶片的应力和声压分布
从图1可以看出, 转子叶片的最大应力为19.83MPa, 该应力最大处位于叶背叶根附近。此外, 整个转子叶片的声压分布在146dB-150.06dB之间变化, 整个叶片的声压分布平均接近148dB。
2.2 柱面声波辐射下的转子叶片的应力和声压分布
从图2可以看出, 转子叶片的最大应力为21.31MPa, 该应力最大处同样位于叶背叶根附近。此外, 整个转子叶片的声压分布在141.06dB-149.18dB之间变化, 整个叶片的声压分布平均接近147dB。
2.3 平面声波辐射下的转子叶片的应力和声压分布
从图3可以看出, 转子叶片的最大应力为19.31MPa, 该应力最大处位于叶背叶根附近。此外, 整个转子叶片的声压分布在146.25dB-149.98dB之间变化, 整个叶片的声压分布平均接近148dB。
2.4 均布声压作用下转子叶片的应力计算
在叶片上直接作用150dB的均布声压:
从图4可以看出, 转子叶片的最大应力为19.83MPa, 该应力最大处位于叶背叶根附近。此外, 整个转子叶片的声压分布一致, 整个叶片的声压分布平均接近149dB。
2.5 比较和结论
我们又进行了另外2种发动机叶片的振动分析计算 (在这里限于篇幅所限省略) , 其结果与上述的数值计算结果基本一致, 而且数值计算的结果也与实验测试的结果基本一致, 因此以上的振动分析结果是可信、有效的。这表明高强声波对转子叶片的应力贡献有一定的作用, 这种作用与声波的强度, 声源的位置相关。声波越强, 声源越近, 由高强声波激振所致的转子叶片的应力水平也越高。
3 结语
本文通过有限元方法, 建立了声波激振下转子叶片振动分析的有限元模型。构建了4种声波辐射场中转子叶片的振动分析问题。数值计算的结果与实验测试的结果接近一致, 表明高强声波对转子叶片应力贡献起到一定的作用, 这种作用随声波强度的增加, 声源距离的减小而增加, 这为今后进一步定量分析高强声波对转子叶片的作用以及有限元建模提供了参考和借鉴。
参考文献
叶片振动 篇4
1 模态参数识别技术理论
模态参数识别技术:通过对结构施加某种激励, 测得激励信号与结构响应信号, 经过快速傅立叶变换得到频响函数FRF, 对FRF数据进行一系列数学计算获得结构的动态参数——模态的频率、阻尼、振型。对粘性阻尼单自由度系统, 如图1所示。
2 模态参数识别的应用
2.1 试验系统简介
试验系统包括:激振系统 (力锤) 、拾振系统 (加速度传感器) 、电荷放大器、模态分析系软件和计算机如图2所示。
2.2 模态试验系统的校准
在正式进行整体叶盘叶片模态测试前, 利用标准板片进行模态测试系统的校准。将板片在长、宽方向上各四等分, 共计25个节点。系统设置采用频率为5k Hz, 取三次锤击采样平均。通过对比标准板片的模态试验结果和振动台试验结果发现:两种试验结论基本一致, 本模态测试系统具有较高的可靠性。
2.3 整体叶盘模态试验设置
依照模态试验的基本原则, 将整体叶盘模态试验的设置分为以下几个方面:
(1) 边界条件
试验和计算均采用整体叶盘安装孔固定约束的边界条件, 以模拟整体叶盘实际的安装状态。而在进行整体叶盘地面振动时发现, 叶片与轮盘、叶片与叶片之间都存在一定程度上的耦合振动。为了深入研究整体叶盘上单个叶片的动力学特性, 采用对整体叶盘上所有非待测叶片进行施加工程阻尼的方式。
(2) 叶片的结构建模
结构建模就是建立整体叶盘叶片的数学模型, 也就是将叶片进行网格的划分, 确定测试节点的坐标。因为整体叶盘结构较为复杂, 叶片相互交错, 而且距离很近导致在叶片中轴线附近的节点无法进行敲击而得到传递函数, 这样就影响整个叶片的振动模态。考虑到整体叶盘叶片属于短宽弦叶片, 叶片的一阶扭转模态是较容易实现。相对叶片的一弯和二弯振动模态就较难出现。为此, 试验在叶片的近气边和排气边加密了垂直叶片轴线的节点布局。这样既能解决叶片结构复杂对网格划分带来的困难, 也能有效地识别出叶片的前三阶共振模态。此外还应该注意这些网格和节点不能设置在叶片振动的节线上。
(3) 叶片激励的选择
对于模态试验, 激励的方式分为:正弦激励、周期激励、随机激励及锤击激励 (猝发激励) 猝发激励。整体叶盘叶片属于刚性结构, 而采用锤击激励的方式会得到更好的信噪比, 试验操作也相对简便。因为整体叶盘采用的材料是钛合金, 而且叶片的振动模态属于整体叶盘系统中的高阶模态, 试验需要较宽的频域范围, 故而采用铝锤头进行敲击。
2.4 模态参数识别
描述频响函数的常用特性曲线有五种:幅频图、相频图、实频图、虚频图和奈奎斯特图。因为试验过程中总是存在噪声的干扰, 这些干扰信号对频响函数的识别会产生很大的影响。为了提高试验精度, 对叶片模态试验进行了相干性分析。
2.5 试验结果和模态分析
叶片前3阶的固有频率和相对应的阻尼值见表1。
结论
通过整体叶盘叶片的模态试验和结果分析得出叶片的前3阶固有频率见表1。后期通过计算验证, 测试结果一致性较好。
摘要：本文介绍了模态参数识别技术理论及模态试验技术在整体叶盘叶片动力学试验中的应用。通过将叶片模态试验与有限元模态试验相结合得出整体叶盘叶片在安装孔固持状态下的前三阶固有频率、振型和阻尼特性。试验结果证明了模态分析的可靠性, 并为将来优化整体叶盘叶片设计和叶片的安全性检验提供试验依据。
关键词：整体叶盘,模态参数识别,模态试验,有限元,振动特性
参考文献
[1]大久保信行.机械模态分析[M].上海:上海交通大学出版社, 1985.
叶片振动 篇5
叶片是航空发动机中最重要的零件之一,本文针对某型航空发动机典型的静子结构,以分析周向弯曲振动模态频率为目的,对机匣、一圈叶片、加强内环组成的静子结构研究其叶片的有限元模型的简化方法。真实的叶片模型结构复杂,建立有限元模型是一件繁琐复杂的工作,考虑航空发动机中叶片数目庞大和叶片的有限元模型简化对多级静子结构或整机振动的影响,权衡计算精度和计算规模,对这种典型结构中叶片的简化建模方法研究是非常有意义的。
2 带内环静子结构的有限元模型
选取某型航空发动机压气机部分某级静子结构中垂直于发动机中轴线的一个截段为研究对象,该截段中包含了静子系统中的典型结构机匣、一圈静子叶片、内环。考虑内环在同等质量下的周向抗弯刚度,横截面设计为工字型;全部叶片圆周对称的分布在机匣与内环之间,连接了机匣和内环。应用UG建模软件建立结构模型如图1。
2.1 结构的有限元模型
由于叶片结构有其特殊性,有进气边和放气边的存在,选择四面体网格划分,单元类型选用带有中间节点的10节点SOLID186单元。应用ANSA软件划分网格后有限元模型单元数量为487766个,有限元模型的局部细节如图2所示。为了得到较为单纯的周向弯曲振型,在选取短截段的同时需在机匣截段的一个截面施加延发动机中轴线方向的位移约束,这样通过有限元软件分析得到的振型为单纯的周向弯曲振型。
2.2 模态分析结果
将有限元模型导入ANSYS软件中进行模态分析,模型参数选择如下:弹性模量E=210000N/mm2;密度ρ=7.85×10-9t/mm3;泊松比μ=0.3。计算得前10阶周向弯曲模态频率如表1中所示,对应的前6阶振型如图3。
3 有限元模型的简化
叶片的弯曲在气体动力学分析中是不可忽略的,但是在结构的振动分析中主要考虑结构的弹性和惯性。叶片建立模型和划分网格是一件复杂的工作,采用矩形截面的梁代替叶片,等效叶片的弹性和惯性建立有限元模型,模型变得简单的同时有限元的计算规模明显减小。
3.1 用矩形截面梁等效叶片的简化
模态分析中主要考虑结构的弹性和惯性,对叶片进行简化建立有限元模型,简化前后应有等效的刚度和质量。真实的叶片模型通过叶片展向由上至下的6个截面扫略而成,如图4,考虑采用等效截面性质的方法,将6个叶形截面分别用等效的矩形截面代替。
观察图3的振型,叶片主要以拉压和弯曲变形为主,简化后的结构应有与其对应弹性变形的抗变形刚度,具体方案如下:
(1)每个对应截面的面积相等,这样通过6个截面成型的结构有等效的质量和惯性,由结构的抗拉压刚度K=EA(A为截面面积)可知,简化前后的拉伸和压缩的刚度相等;
(2)简化前后的抗弯刚度相等,结构的抗弯刚度K=EI(I为截面到其中性轴的惯性矩)[4],弹性模量E不变,简化前后应有相等的惯性矩I′=I。
分别对每个叶形截面列出面积相等和截面惯性矩相等的二元方程组,设6个矩形截面的长宽分别为ai、bi,i=1,2,3,…,6,以1截面为例,叶形截面如图5所示,图中X轴为发动机中轴线方向,采用Auto CAD软件自带面域功能,计算出1截面型心坐标为x:2.1699;y:0.4161,截面面积S=57.4803mm2。根据弯曲理论和平面的几何性质,中性轴过型心且为主惯性轴,画出中性轴并计算对中性轴的惯性矩I=62.5577mm4,矩形截面到中性轴的截面惯性矩由公式I′=12a×b3给出,列出方程如下:
得到与1截面等效的矩形截面,其它5个截面采用同样方法依次计算。这样的考虑基于理想状态之下,结构的弯曲为平面纯弯曲且忽略了拉压和弯曲的刚度叠加效果。最终得到6个矩形截面尺寸分别为:
通过6个矩形截面建立与叶片等效的梁模型如图6。
3.2 计算结果对比
简化后的结构的有限元模型局部细节如图7,规整的模型可采用六面体网格划分有限元模型。单元数量为27824个,与简化前(487766个)相比,计算规模大为减小。计算结构前10阶周向弯曲振动的模态频率与保持叶形结构的对比如表1,由表1可知,采用六面体网格划分,用较少的单元数量即可得到吻合较好的计算结果。
4 结论
用有限元法对带有内环的典型静子结构进行周向弯曲模态分析时,可以采用等效截面的刚度和惯性的方法,将形状复杂的叶片简化为矩形截面梁。简化后的模型简单规整,可划分高质量的六面体网格,模态分析的计算结果有很好的吻合,计算规模大为减小。
摘要：选取航空发动机带内环的典型静子结构为研究对象,以周向弯曲振动的模态频率为分析目的,用有限单元法对结构进行振动模态分析。采用截面等效的方法用矩形截面的变截面梁取代静子叶片对结构建立简化的有限元模型,对比了简化前后的分析结果。通过分析比较简化前后的计算精度与计算规模,结构中用梁取代叶片的简化模型可以在保证计算精度的同时有限元的计算规模显著减小。
关键词：航空发动机,静子叶片,截面等效,模态分析
参考文献
[1]金基铎,王克明.机械振动基础[M].沈阳:沈阳航空工业学院,2001.
[2]刘长福,邓明.航空发动机结构分析[M].西安:西北工业大学出版社,2007.
[3]张利民,王克明,吴志广.叶片模态的分析单元类型选择[J].沈阳航空航天大学学报,2011,28(4):21-24.
[4]刘鸿文,林建兴,曹曼玲,等.材料力学[M].北京:高等教育出版社,2004.
[5]冷纪桐,赵军,张娅,等.有限元技术基础[M].北京:化学工业出版社,2007.
[6]送玉泉,管志平,聂毓琴,等.圆管的刚度和强度分析[J].中国科学E辑(技术科学),2006,36(11):1263-1272.
[7]徐芝纶.弹性力学[M].北京:高等教育出版社,2006.
[8]吴志广,王克明,张利民.静子叶片内环结构对机匣动力特性的影响[J].沈阳航空工业学院学报,2010,27(4):23-26.