流固耦合下軸流壓氣機葉片振動特性數(shù)值研究

張俊紅， 付 曦， 寇海軍， 林建生

(1.天津大學(xué)內(nèi)燃機燃燒學(xué)國家重點實驗室 天津，300072) (2.天津大學(xué)仁愛學(xué)院 天津，300000)

引 言

壓氣機葉片是航空發(fā)動機的關(guān)鍵部件之一，對壓氣機級負荷愈來愈高的要求導(dǎo)致葉片工作環(huán)境惡劣，造成各類葉片故障多發(fā)。高速旋轉(zhuǎn)的葉片要承受自身離心載荷、周圍氣流擾動的氣動載荷及力耦合作用下的振動載荷，且隨著葉片向高負載、高增壓比及高切線速度方向發(fā)展，導(dǎo)致葉片在載荷共同作用下的振動和疲勞行為更加突出和復(fù)雜。由葉片振動導(dǎo)致的葉片疲勞損傷是多發(fā)性的常見故障。統(tǒng)計表明，航空發(fā)動機中，振動故障占發(fā)動機總故障的60%以上，而葉片故障又占振動故障的70%以上[1-2]。葉片故障引起的發(fā)動機事故往往是災(zāi)難性的，會造成巨大損失，因此開展葉片的振動疲勞研究十分必要。

壓氣機是一復(fù)雜機械系統(tǒng)，誘發(fā)其葉片疲勞失效的因素較多，其中較突出的是由各類振動引起的葉片振動疲勞失效。葉片常見的振動有顫振和受迫振動。顫振是葉片的一種氣彈不穩(wěn)定行為，氣動力場不斷流入能量給葉片結(jié)構(gòu)，使葉片振動不斷加強，是葉片較危險的一種振動形式[3]。葉片受迫振動是另一種受外力作用不穩(wěn)定振動現(xiàn)象，當外部激勵頻率與葉片自振頻率一致時，即可誘發(fā)葉片共振現(xiàn)象，短時可使葉片振動加強且振動應(yīng)力成幾何級增加，造成葉片疲勞失效。這些激勵源具有時間周期的多樣性，且主要是由于葉片所處的復(fù)雜氣動環(huán)境誘發(fā)的[4]。上述葉片的振動行為均與葉片周圍氣體介質(zhì)的復(fù)雜耦合作用有關(guān)，國內(nèi)外學(xué)者在這方面開展了諸多研究。王征等[2]基于計算流體動力學(xué)(computational fluid dynamics，簡稱CFD)/計算結(jié)構(gòu)力學(xué)(computational structure dynamics，簡稱CSD)耦合算法，研究了壓氣機典型葉片的流固耦合(fluid-structure interaction，簡稱FSI)問題及顫振特性。汪松柏等[5]采用時域流固耦合方法對一級跨聲速壓氣機葉片流場和固體域進行數(shù)值模擬，指出壓氣機轉(zhuǎn)子葉片在氣動力和離心力共同作用下的彈性變形會影響其氣動特性。Lerche等[6]基于建立的壓氣機流固耦合時域計算模型，對葉片的動態(tài)應(yīng)力分布進行了預(yù)測研究，指出流固耦合模型的引入可有效提高葉片疲勞研究的準確性。近年來，隨著壓氣機轉(zhuǎn)速和壓比的不斷提高，葉片所處流場環(huán)境更復(fù)雜且多頻，葉片的三維特征更加明顯，基于流固耦合方法可較合理地描述氣體流動及葉片結(jié)構(gòu)變形的物理過程[7-8]，有效提高葉片振動和疲勞研究結(jié)果的可靠性。

一般認為，壓氣機位于燃燒室前端，可忽略溫度影響，因此自身離心慣性力及其受到的氣流擾動是造成葉片振動、引起疲勞失效的主要力學(xué)因素[9]。采用計算流體力學(xué)方法獲取葉片表面氣動參數(shù)，可準確計算葉片在復(fù)雜載荷作用下的動態(tài)應(yīng)力分布[10]，從而可確定疲勞失效危險點，為葉片的疲勞失效分析提供依據(jù)。筆者在建立的在役軸流壓氣機葉片振動及流場分析模型基礎(chǔ)上，基于計算流體動力學(xué)和有限元方法(finite element method，簡稱FEM)，同時考慮離心和氣動載荷共同作用，結(jié)合流固耦合數(shù)值模擬，進行了多轉(zhuǎn)速工況下壓氣機內(nèi)部流場求解及葉片振動分析，得到葉片在不同轉(zhuǎn)速下的動態(tài)響應(yīng)特性，并根據(jù)獲取的危險工況下葉片動應(yīng)力分布，分析和討論該葉片的故障機理，對故障進行初步判定。

1 葉片流固耦合振動方程

高速旋轉(zhuǎn)的壓氣機葉片在自身質(zhì)量的作用下，會產(chǎn)生很大的離心力載荷，且在驅(qū)動空氣過程中與氣流發(fā)生擾動作用，會有很大橫向氣動載荷作用于葉片。同時，復(fù)合載荷的作用易誘發(fā)葉片振動，使葉片產(chǎn)生交變的彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，造成葉片疲勞失效。筆者將旋轉(zhuǎn)葉片與氣流作為一個系統(tǒng)，把上述載荷影響因素轉(zhuǎn)換成葉片結(jié)構(gòu)的初應(yīng)力剛度矩陣[11],進行葉片動力學(xué)方程求解。

假設(shè)轉(zhuǎn)子各葉片的力學(xué)特性相同，在每個物理時間步內(nèi)對葉片振動方程求解，葉片的結(jié)構(gòu)振動微分方程為

(1)

其中：M，K和C分別為葉片質(zhì)量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣；u表示結(jié)構(gòu)位移；等式右邊F為外部激勵載荷。

葉片和氣流的相互作用會使其各自的運行狀態(tài)、系統(tǒng)動量和能量發(fā)生改變。高速運轉(zhuǎn)的葉片會產(chǎn)生較大預(yù)應(yīng)力作用，運動狀態(tài)下葉片的固有特性必然區(qū)別于其靜止狀態(tài)。在研究中通過在葉片的結(jié)構(gòu)面上附加一個初應(yīng)力剛度矩陣來實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)預(yù)應(yīng)力和流固耦合面壓力對葉片動力特性的影響，形成考慮旋轉(zhuǎn)預(yù)應(yīng)力和氣動壓力作用的葉片振動方程。

(2)

其中：Ma為氣體等效質(zhì)量矩陣；ρa為氣體密度；A為流固耦合矩陣；Kr為離心應(yīng)力剛度矩陣；Ka為氣體等效剛度矩陣；v為耦合流場作用等效位移；f為結(jié)構(gòu)外載荷向量。

為了研究氣動載荷作用下的旋轉(zhuǎn)葉片動態(tài)響應(yīng)特性，將外部載荷F導(dǎo)致的位移轉(zhuǎn)化為結(jié)構(gòu)的額外剛度。不考慮阻尼作用，且未考慮自由流場中流體位移及壓力變化影響,求解

Ku0=F

(3)

其中：u0為基于靜態(tài)分析的結(jié)構(gòu)應(yīng)力位移。

通過式(3)可以獲得旋轉(zhuǎn)預(yù)應(yīng)力效應(yīng)矩陣V?？紤]旋轉(zhuǎn)預(yù)應(yīng)力效應(yīng)矩陣的影響，并忽略阻尼項，獲得旋轉(zhuǎn)葉片的動力學(xué)求解方程為

(4)

2 葉片結(jié)構(gòu)計算模型

2.1 葉片模型

筆者以軸流壓氣機高壓五級動葉(圖1(a))作為研究對象。該葉片由葉身和葉根部分構(gòu)成，葉身為變截面扭葉片，葉根為燕尾型榫，葉高為154.8 mm，初始扭轉(zhuǎn)角為33.4°。研究表明，葉片造型的微小變化可導(dǎo)致葉片不同的氣動、振動及疲勞行為[12]。為了得到與實物葉片吻合度較高的計算模型，盡量減小模型誤差對研究結(jié)果造成的影響,筆者利用ATOS三維坐標光學(xué)掃描系統(tǒng)(圖1(b))實現(xiàn)實體葉片的形貌坐標數(shù)據(jù)獲取(圖1(c))，通過對后期坐標數(shù)據(jù)的逆向處理，實現(xiàn)葉片計算模型的建立(圖2(c))。整個葉片形貌坐標數(shù)據(jù)獲取過程如圖1所示。

圖1 葉片形貌坐標數(shù)據(jù)獲取Fig.1 Blade geometry data acquisition

在葉片的建模過程中，葉身部分由于其變截面扭轉(zhuǎn)特性，建模較為復(fù)雜。筆者采用曲線、曲面相結(jié)合擬合方式構(gòu)建，即先通過7段線法[13]創(chuàng)建一些特征邊界線，后采用最小二乘法，通過特征邊界線及其包絡(luò)的坐標數(shù)據(jù)點擬合葉身曲面，最終拼合曲面完成整個葉身繪制，如圖2所示。

圖2 葉片計算模型Fig.2 Blade calculation model

2.2 葉片有限元模型

為了更好地描述葉片的薄壁特性，采用10節(jié)點四面體單元(solid 187)對葉身及其榫部進行網(wǎng)格劃分，如圖3(a)所示。考慮葉片實際工作過程中，葉片與輪盤采用燕尾榫方式進行裝配，因此對葉片榫頭與榫槽接觸的表面施加法向約束，榫頭前后施加軸向約束，如圖3(b)所示。壓氣機葉片材料為TC4(Ti-6Al-4V)鈦合金，其主要力學(xué)參數(shù)[14]如表1所示。

表1 TC4鈦合金主要力學(xué)參數(shù)Tab.1 Mechanical property parameters of TC4

圖3 葉片網(wǎng)格模型及其約束Fig.3 Blade model mesh and boundary conditions

2.3 有限元模型驗證

為了保證葉片計算模型對實際模型的擬真度，通過實際葉片的振動試驗對葉片計算模型進行擬真度校核[15]，整個試驗過程如圖4所示。

試驗在室溫條件下進行，將葉片固定在試驗臺基礎(chǔ)上(圖4(c))，LMS Test.lab振動測試系統(tǒng)(圖4(b))連接加速度傳感器和壓電式力傳感器，通過單點激勵、單點響應(yīng)的方法測取葉片的固有頻率和模態(tài)振型。IH-01型壓力傳感器實時記錄力錘激勵力大小，PSV-400-3D型激光測振儀作為加速度傳感器(圖4(e))，通過非接觸式測量獲取葉片在激勵作用下的動態(tài)響應(yīng)情況，將采集的信號傳入測試系統(tǒng)進行數(shù)據(jù)處理與分析。葉片模態(tài)試驗與有限元模擬對比結(jié)果如表2，3所示，葉片前6階固有頻率的有限元計算結(jié)果與試驗值相對誤差均在10%以內(nèi)，且前6階模態(tài)振型計算值和試驗結(jié)果均較吻合，如表3所示。因此，可認為筆者建立的計算模型在保證精度的基礎(chǔ)上，滿足后續(xù)分析需要。造成誤差的原因：逆向建立的葉片計算模型無法完全逼近真實葉片，建模過程會引入一定模型誤差，且有限元模態(tài)計算的約束條件無法與試驗過程中的約束條件一致，也會引入一定約束誤差。

圖4 葉片振動特性試驗Fig.4 Laboratory modal test

表2 葉片試驗?zāi)B(tài)與計算模態(tài)頻率對比Tab.2 Validation results for the finite element model

表3 計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)振型對比Tab.3 Modal shape comparison between laboratory tests and simulation

3 流場計算

3.1 典型工況及載荷分析

航空發(fā)動機一個完整工作循環(huán)大致分為起飛、爬升、巡航、進近和著陸5個階段[16]。對于壓氣機葉片，在不同工作狀態(tài)的區(qū)別主要體現(xiàn)在轉(zhuǎn)速上。筆者基于發(fā)動機試車數(shù)據(jù)，將該發(fā)動機的完整工作循環(huán)簡化為起飛、中間、最大連續(xù)、巡航和慢車5個典型工作狀態(tài)，如表4所示。發(fā)動機運行過程中，葉片主要受到3類載荷作用：葉片旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心載荷、氣體流動產(chǎn)生的氣動載荷以及氣流激振力引發(fā)的振動載荷。離心載荷與氣動載荷應(yīng)力水平較高，容易導(dǎo)致葉片發(fā)生疲勞失效，而振動載荷應(yīng)力水平較低，應(yīng)力狀態(tài)復(fù)雜，會加速裂紋擴展，縮短疲勞裂紋擴展壽命。因此，筆者在進行應(yīng)力分布規(guī)律及疲勞壽命預(yù)測研究時，主要考慮離心載荷和氣動載荷的影響。

表4 發(fā)動機典型工作狀態(tài)Tab.4 Typical operating conditions of engine

3.2 流場分析

葉片流場物理模型如圖5所示。根據(jù)該型航空發(fā)動機維修手冊，設(shè)置葉尖間隙為1.7 mm。為穩(wěn)定氣流、改善流場計算的收斂性，添加進、出口流道，設(shè)置進口流道長度為80 mm，出口流道長度為120 mm，以減小進出口邊界壓力反射對流場計算域的影響。利用商用前處理軟件對葉片流場模型進行網(wǎng)格劃分，流體網(wǎng)格采用多塊結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，葉片周圍采用正交性較好的O型網(wǎng)格，其他區(qū)域采用H型網(wǎng)格，葉間間隙內(nèi)采用蝴蝶型網(wǎng)格，葉頂和機匣網(wǎng)格實行匹配劃分[17]。利用FLUENT軟件對典型工況下的壓氣機葉片表面氣動載荷進行數(shù)值模擬。計算模型采用壓力進口和壓力出口邊界條件，前后壁面設(shè)置為旋轉(zhuǎn)周期性邊界，流場下端壁面應(yīng)用無滑移壁面條件。筆者認為計算流場處于湍流狀態(tài)，選擇k-ε湍流模型和標準壁面函數(shù)，利用隱式算法和2階迎風(fēng)格式進行求解。

圖5 葉片流場計算域及流場網(wǎng)格Fig.5 Computational domain of flow field and meshing details

流場網(wǎng)格密度會影響流場計算結(jié)果，不同網(wǎng)格數(shù)目下葉片表面氣動壓力計算結(jié)果差值處于2%以內(nèi)時[18]，認為計算結(jié)果不受網(wǎng)格密度的影響。為保證流場計算結(jié)果的準確性，劃分3組不同疏密的流場網(wǎng)格模型進行流場網(wǎng)格獨立性驗證計算，分別為粗網(wǎng)格(包含1,312,442網(wǎng)格單元)、中密網(wǎng)格(包含1,880,936網(wǎng)格單元)及細網(wǎng)格(包含2,516,523網(wǎng)格單元)。進行網(wǎng)格加密時應(yīng)在葉片高壓力梯度區(qū)域適當加密，通過監(jiān)測不同網(wǎng)格密度下不同高度葉片的壓力波動來驗證流場計算結(jié)果的網(wǎng)格無關(guān)性，如圖6(a)～(c)所示。計算結(jié)果表明，相比中密和細網(wǎng)格，粗網(wǎng)格的流場計算結(jié)果產(chǎn)生較大計算誤差，而中密和細網(wǎng)格計算結(jié)果相差在2%以內(nèi)，考慮計算資源和時間消耗，認為中密網(wǎng)格基本滿足本次計算需求，因此188萬網(wǎng)格滿足本研究中的葉片表面壓力計算需求。

當外激勵不能激發(fā)結(jié)構(gòu)共振，或其輸入的能量不足以維持結(jié)構(gòu)共振，葉片運行狀態(tài)穩(wěn)定，否則葉片的振動被加強，增加的振動應(yīng)力易導(dǎo)致葉片疲勞。由離心拉應(yīng)力疊加氣動載荷引起的葉片振動交變應(yīng)力，極有可能導(dǎo)致葉片疲勞斷裂失效，因此在葉片振動分析中綜合考慮了離心和氣動載荷作用。作用于葉片的離心載荷通過在有限元計算中定義葉片繞旋轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)速獲取，而氣動壓力載荷則通過FLUENT計算得到。

圖6 葉片網(wǎng)格無關(guān)性驗證Fig.6 Grid convergence testing

4 數(shù)值計算與分析

4.1 葉片動頻分析

選取該發(fā)動機的6個額定試車工況進行葉片固有頻率計算，繪制用于葉片共振分析的坎貝爾圖。同時考察了流固耦合作用對葉片頻率響應(yīng)特性的影響，將單獨離心載荷作用和流固耦合作用下的葉片頻率響應(yīng)進行對比，如表5所示。葉片承受載荷后，其整體剛度增大，隨著轉(zhuǎn)速的升高，葉片的固有頻率增大?？紤]氣體對葉片結(jié)構(gòu)作用后，葉片1，3階固有頻率減小，2，4，5，6階增大，即引入氣動力作用造成以彎曲為主振型的頻率降低，扭轉(zhuǎn)及以扭轉(zhuǎn)為主的扭彎復(fù)合振型的頻率提高。分析原因，在高速旋轉(zhuǎn)壓縮氣體過程中，離心載荷造成的葉身拉伸增強葉片的彎曲作用，氣動力作用于葉片則會削弱彎曲效應(yīng)；高壓壓氣機5級動葉是葉身扭轉(zhuǎn)的變截面葉片，空氣流經(jīng)葉片將增強葉身扭轉(zhuǎn)效果。相比于僅考慮離心載荷作用，綜合考慮離心與氣動載荷后，葉片彎曲頻率降低，扭轉(zhuǎn)頻率升高。加載情況不同，葉片固有特性的差異明顯，考慮氣體與葉片結(jié)構(gòu)的流固耦合作用能夠更加接近工程實際，提高計算結(jié)果的可靠性。因此，本研究后續(xù)計算部分均考慮離心及氣動載荷的共同作用情況。

表5不同工況下葉片模型的前6階固有頻率

Tab.5 The first six natural frequencies of the blade in different engine conditions Hz

4.2 葉片振動分析

由氣流擾動作用造成壓氣機葉片振動是導(dǎo)致葉片疲勞失效的主因之一。已有研究成果表明，當發(fā)動機在越過臨界轉(zhuǎn)速工況時，葉片很可能會發(fā)生疲勞損傷。通過坎貝爾圖預(yù)測葉片危險工況，通過數(shù)值計算得到危險工況下葉片動態(tài)應(yīng)力分布，并進行葉片振動特性分析，通過分析結(jié)果初步開展葉片失效分析。

4.2.1 臨界工況分析

根據(jù)表5數(shù)據(jù)繪制葉片坎貝爾圖，得到葉片潛在的危險共振工況，如圖7所示。對于壓氣機葉片，當激振力頻率與葉片固有頻率成如下關(guān)系時，發(fā)生共振或諧共振[19]。

fd=fe=kns

(5)

(6)

其中：fst為葉片靜頻；fd為動頻；fe為激勵頻率；B為旋轉(zhuǎn)效應(yīng)系數(shù)；ns為轉(zhuǎn)速；k為結(jié)構(gòu)諧波系數(shù)，當k=1時發(fā)生共振，當k≠1時發(fā)生諧共振(k均取整數(shù))。

在坎貝爾圖中，不同模態(tài)的固有頻率線如圖7中橫線所示，不同階次的諧波激勵線如圖7中斜線所示。諧波激勵k=1,2,3，…是由上下游氣流擾(包括進口導(dǎo)葉和下游靜葉等結(jié)構(gòu))及流場氣流分布不均等引起的低倍頻。激勵頻率線與葉片固有頻率線相交的交點轉(zhuǎn)速，即為葉片潛在的共振轉(zhuǎn)速工況。本研究需考慮的諧波激勵因子主要包括以下幾類：

1)k=66 (上游進口導(dǎo)葉數(shù))；

2)k=38 (下游靜葉數(shù))；

3)k=16 (進口導(dǎo)葉和轉(zhuǎn)子葉片的差值)；

4) 單級壓氣機葉片前6階低倍頻激勵。

圖7 壓氣機葉片坎貝爾圖Fig.7 Campbell diagram of compressor blade

如圖7所示，葉片前6階固有頻率線與諧波激勵倍頻線的所有“交點”轉(zhuǎn)速中，并不是所有的轉(zhuǎn)速都會成為葉片危險轉(zhuǎn)速工況。k=66倍頻線與葉片固有頻率線的交點轉(zhuǎn)速，由于其遠離葉片的工作轉(zhuǎn)速區(qū)間，在葉片振動分析中可以忽略。交點轉(zhuǎn)速4 952，5 162 r/min為k=38倍頻線與第5、第6階固有頻率曲線相交的轉(zhuǎn)速，其與地面慢車轉(zhuǎn)速6 278 r/min比較靠近，但k=38諧波激勵是由下游靜葉對轉(zhuǎn)葉的擾動造成，激勵源位于轉(zhuǎn)子葉片后端且為發(fā)動機啟動過程中的瞬態(tài)轉(zhuǎn)速工況，因此這些轉(zhuǎn)速在振動分析中也可以忽略。同樣情況出現(xiàn)在3 858，4 970 r/min處，為k=16倍頻線與第2、第3階固有頻率線的交點轉(zhuǎn)速。轉(zhuǎn)速7 744，7 849 r/min為k=3，k=16倍頻線與第1、第4階固有頻率線相交得到，共振態(tài)下葉片前4階模態(tài)振型為葉片危險共振模態(tài)，且其位于發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。因此，轉(zhuǎn)速7 744，7 849 r/min為葉片危險轉(zhuǎn)速，在這些交點轉(zhuǎn)速下葉片均會發(fā)生不同程度的諧共振，應(yīng)在振動分析予以考慮。

4.2.2 葉片動應(yīng)力分布及失效分析

7 744，7 849 r/min處于葉片工作轉(zhuǎn)速區(qū)間，葉片在此轉(zhuǎn)速下工作易誘發(fā)葉片諧振。圖8，9為分別計算得到的兩個轉(zhuǎn)速下葉片表面的振動應(yīng)力分布云圖。如圖8所示，字母A～E分別代表轉(zhuǎn)速為7 744 r/min時，葉片1階模態(tài)振型下的應(yīng)力集中區(qū)域。圖9中A1～C1代表葉片在轉(zhuǎn)速為7 849 r/min時，4階模態(tài)振型應(yīng)力集中區(qū)域。葉片的1階模態(tài)為彎曲振型，4階模態(tài)為扭彎復(fù)合振型，葉片的應(yīng)力集中區(qū)域表現(xiàn)出一定差異性，且最大峰值應(yīng)力點出現(xiàn)的位置也有所區(qū)別，1階振型出現(xiàn)在C1處，4階振型出現(xiàn)在A1處，因此臨界轉(zhuǎn)速工況下葉片振動應(yīng)力分布與發(fā)生共振的模態(tài)振型密切相關(guān)。葉片長期使用經(jīng)驗表明，葉片出現(xiàn)疲勞損傷的方位一般位于葉片應(yīng)力集中區(qū)域。因此，基于葉片的動應(yīng)力分析可用來初步判定造成葉片失效的原因。

圖8 動應(yīng)力分布(7 744 r/min)Fig.8 Dynamic stress distribution at 7 744 r/min

圖9 動應(yīng)力分布(7 849 r/min)Fig.9 Dynamic stress distribution at 7 849 r/min

筆者以某在役發(fā)動機壓氣機五級動葉為研究對象，對該葉片歷史故障特征進行分析，發(fā)現(xiàn)該葉片易出現(xiàn)損傷的部位主要位于葉片榫頭和葉片前后緣靠近葉根處，如圖10所示。從數(shù)值仿真計算結(jié)果可知，對比圖8葉片在7 744 r/min轉(zhuǎn)速下發(fā)生1階共振時葉片動應(yīng)力集中部位，與圖10中故障葉片疲勞源位置接近且大致吻合。據(jù)此可初步判定，臨界轉(zhuǎn)速7 744 r/min為該發(fā)動機的一個危險轉(zhuǎn)速，應(yīng)在前期葉片調(diào)頻設(shè)計中避開該級轉(zhuǎn)子葉片發(fā)生1階共振。

圖10 壓氣機葉片常見疲勞失效部位Fig.10 Common fatigue failure locations of a compressor blade

壓氣機是一個比較復(fù)雜的機械系統(tǒng)，造成葉片失效的因素繁多，有葉片自身的制造缺陷、機械激勵和氣流擾動葉片誘發(fā)的共振等均可導(dǎo)致葉片損傷失效。筆者主要以氣流擾動作用下葉片的動應(yīng)力分布研究為出發(fā)點，目前僅立足于葉片故障定性分析。后續(xù)研究中應(yīng)進行葉片振動疲勞試驗，深入研究造成葉片失效的定量因素。

5 結(jié) 論

1) 氣動載荷的引入造成以彎曲為主振型的頻率降低，扭轉(zhuǎn)及以扭轉(zhuǎn)為主的扭彎復(fù)合振型的頻率提高。加載情況不同，葉片固有特性差異明顯，考慮氣體與葉片結(jié)構(gòu)的流固耦合作用能夠有效提高計算結(jié)果的可靠性。

2) 綜合分析葉片臨界轉(zhuǎn)速及應(yīng)力分布計算結(jié)果，表明葉片臨界轉(zhuǎn)速工況下葉片振動應(yīng)力分布與發(fā)生共振的模態(tài)振型密切相關(guān)，可作為失效分析中重要考察的振動因素。

3) 葉片在臨界轉(zhuǎn)速工況下發(fā)生的1階共振振型的動應(yīng)力分布與葉片常見失效部位較為一致，該臨界轉(zhuǎn)速下葉片發(fā)生的1階共振是造成該葉片失效的主要原因，且1階共振為較危險共振模態(tài)，應(yīng)根據(jù)分析結(jié)果對葉片進行調(diào)頻，使葉片在此轉(zhuǎn)速下避免與氣流的激振頻率接近或相等而發(fā)生共振。

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