渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)參數(shù)對振動傳遞率的影響

陳春蘭

(中國飛機強度研究所 航空噪聲與動強度航空科技重點實驗室， 西安 710065)

發(fā)動機振動是機艙噪聲的主要來源[1]。為了降低艙內振動噪聲帶來的不良影響，必須對發(fā)動機振動及其傳遞進行有效控制[2]。發(fā)動機安裝系統(tǒng)作為連接飛機吊掛與發(fā)動機的重要機械構件系統(tǒng)，其在滿足傳遞發(fā)動機推力及各種附加載荷的同時，還應該具備隔振功能[3-4]。目前，對于渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)的研究，大多基于有限元模型進行安裝系統(tǒng)的強度分析[5-7]，少數(shù)人對渦扇發(fā)動機振動傳遞進行了研究。宋波濤等[8]建立了飛機翼下吊掛的等效模型，分析了不同實測載荷工況下吊掛結構的減振特性，但僅考慮了載荷通過吊掛向機翼的傳遞，并未考慮發(fā)動機安裝節(jié)的影響。李詩哲[9]針對某型大涵道比渦扇發(fā)動機的兩種不同形式安裝節(jié)結構建立了不同形式安裝節(jié)結構建立了有限元模型，通過理論計算了兩種結構的振動特性分析，在安裝節(jié)建模過程中，將球鉸用Joint連接單元簡化模擬，并在后安裝節(jié)及各連桿上附加彈簧單元來實現(xiàn)后安裝節(jié)與吊掛的柔性連接；陳熠[10]針對A320飛機建立了“吊掛-機翼-機身”有限元模型，分析了發(fā)動機振動通過機翼向機身結構的傳遞特性，建模時，把安裝節(jié)簡化為彈簧單元。由此可見，在目前為數(shù)不多的涉及渦扇發(fā)動機振動向機身傳遞的研究中，安裝節(jié)部分均簡化為線性彈簧單元進行建模，未考慮安裝節(jié)的自身結構特性。發(fā)動機安裝節(jié)作為分布式動力學機構，其自身結構參數(shù)對發(fā)動機振動傳遞的影響應展開研究。

本文首先以渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)前安裝節(jié)為例，采用多體動力學理論推導了其動力學微分方程，明確了多體理論在渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)動力學特性分析中的實現(xiàn)過程；進一步基于Π相似定理[11]建立了某型渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)的縮比研究模型，采用多體動力學軟件對模型進行了仿真分析，研究了鉸接連桿式安裝系統(tǒng)不同的結構參數(shù)對其振動傳遞的影響。

1 理論推導

某型渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)采用的空間鉸接連桿式安裝系統(tǒng)，由前、后安裝節(jié)及推力桿組成。其中，前后安裝節(jié)主要傳遞發(fā)動機產生的側向載荷、垂向載荷及扭矩載荷，推力桿主要傳遞發(fā)動機產生的推力，并通過后安裝節(jié)主體傳遞至吊掛上。發(fā)動機通過前、后安裝節(jié)懸吊于置于機翼下方的吊掛上。其安裝系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 發(fā)動機安裝系統(tǒng)示意圖

圖1所示的前、后安裝節(jié)均采用了多連桿的結構形式，去除冗余桿件，簡化結構如圖2所示。

圖2 鉸接連桿式安裝系統(tǒng)前、后安裝節(jié)簡化結構

多連桿結構具有大位移，小變形的特點，適用于采用多體動力學方法進行分析。多體動力學方法常用于描述復雜的運動系統(tǒng)，其從系統(tǒng)總體出發(fā)，采用廣義坐標來確定系統(tǒng)的位置，并利用系統(tǒng)的動能與功來描述系統(tǒng)的運動量和相互作用，用拉格朗日方程等導出系統(tǒng)的運動微分方程[12]。

拉格朗日方程描述如下：

(1)

方程中前兩項表示系統(tǒng)的慣性力，第三項表示系統(tǒng)有勢力，第四項表示系統(tǒng)的約束力，最后一項Qj表示系統(tǒng)除有勢力之外的其他力。具體的符號表示：T為系統(tǒng)動能，U為系統(tǒng)勢能，Cα為系統(tǒng)約束方程，qj為系統(tǒng)廣義變量。

本文以前安裝節(jié)為例，闡述多體動力學方法在渦扇發(fā)動機鉸接連桿式安裝系統(tǒng)動力學分析中的具體實現(xiàn)過程。采用多體動力學理論對前安裝節(jié)進行數(shù)學建模，考慮到在安裝節(jié)的真實結構中，各連接球鉸均含有一定間隙，不能簡單采用連接副描述，為了準確描述安裝節(jié)中連接球鉸的特性，各含間隙球鉸采用赫茲接觸模型[13]進行描述。

選取的前安裝節(jié)的簡化結構如圖3，l、m、φ分別為連桿長度、質量、角度。選取連桿角度φ為廣義變量，分別求得四連桿機構的動能T、勢能U、約束方程C1、C2：

(2)

U=(m1+2m2)g(l1/2)cosφ1+m2g(l2/2)cosφ2+

m3g(l3/2)cosφ3

(3)

C1∶l3cosφ3-l1cosφ1-l2cosφ2=0

(4)

C2∶l3sinφ3+l1sinφ1+l2sinφ2-d=0

(5)

圖3 前安裝節(jié)簡化結構

根據赫茲接觸及庫倫摩擦定義[14]，各間隙鉸之間的碰撞摩擦力表述如下：

(6)

式(6)中：n為碰撞法向單位矢量；t是切向單位矢量；k為碰撞接觸剛度；e為嵌入深度指數(shù)；c為接觸阻尼系數(shù)；δ為嵌入深度；μ為摩擦因數(shù)；vt為切向相對速度。

將式(2)～式(6)代入式(1)可得前安裝節(jié)的動力學微分方程為：

(7)

(8)

T=Fc/F0

(9)

本文通過力傳遞率研究安裝系統(tǒng)的振動傳遞特性。聯(lián)立式(4)、式(5)、式(7)、式(8)，可得固支邊界的約束反力Fc，因輸入力載荷F0已知，因此根據式(9)即可得到前安裝節(jié)的力傳遞率T上述分析即是多體動力學方法在渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)動力學分析中的基本過程。

2 渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)仿真結果與分析

2.1 渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)縮比模型建立

為了研究鉸接連桿式安裝系統(tǒng)的動力學特性，本文針對圖1所示的某型渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)，將其前、后安裝節(jié)中冗余設計部分進行了簡化， 并基于Π相似定理[10]對安裝系統(tǒng)縮比模型進行了設計。

為了保證原模型與縮比模型具有相似的動力學特性，令時間縮比λt=t原/t縮=1，此時原模型與縮比模型的固有頻率相同，同時令原模型與縮比模型尺寸縮比λl=l原/l縮=3，質量縮比λm=m原/m縮=15，則對應的轉動慣量縮比λI=I原/I縮=λmλl2=135，連接球鉸接觸剛度縮比λk=k原/k縮=λm=15。

基于上述原則，某發(fā)動機質量m1= 3 500 kg，轉動慣量Ix1=1.2×109kg·mm2，Iy1=5.7×109kg·mm2，Iz1=5.7×109kg·mm2，連接球鉸剛度k1=1.6×106N/mm；通過縮比計算，得到縮比模型中發(fā)動機假件質量m2=230 kg，轉動慣量Ix2=8.8×106kg·mm2，Iy2=42×106kg·mm2，Iz2=42×106kg·mm2，連接球鉸接觸剛度k2=1×105N/mm。

最終設計的縮比模型如圖4所示。

圖4 安裝系統(tǒng)縮比模型示意圖

2.2 結構參數(shù)對安裝系統(tǒng)振動傳遞率的影響分析

下面將針對圖4所示的鉸接連桿式安裝系統(tǒng)縮比模型，研究不同的結構參數(shù)對安裝系統(tǒng)振動傳遞的影響。

采用多體動力學軟件Adams進行仿真建模。考慮到安裝系統(tǒng)中各部件自身固有頻率(經計算均大于1 000 Hz)遠高于安裝系統(tǒng)整體頻率，因此在低頻振動分析時，各部件自身的動態(tài)特性不會對安裝系統(tǒng)的動力學特性有很大影響，而渦扇發(fā)動機的振動主要表現(xiàn)為N1轉速對應頻率處的振動[10]，某渦扇發(fā)動機巡航工況下N1轉速對應頻率約57 Hz，遠低于其各部件自身頻率，因此本文在建立仿真模型時，忽略了安裝系統(tǒng)中部件柔性的影響，將發(fā)動機安裝系統(tǒng)中各部件均視為剛體，僅考慮安裝系統(tǒng)作為一個多自由度系統(tǒng)的振動特性；發(fā)動機假件僅用來模擬發(fā)動機的質量及轉動慣量，按剛性體建模，間隙球鉸采用赫茲接觸建模，赫茲接觸模型中各參數(shù)賦值：k=1×105、c=100、μ=0.01、間隙值d=0.005 mm；本文的主要目的是考核發(fā)動機安裝系統(tǒng)的動力學特性，因此暫不考慮吊掛及機翼的影響，安裝系統(tǒng)前后安裝節(jié)均采用固支邊界條件。

發(fā)動機安裝系統(tǒng)作為一個多自由度系統(tǒng)，當前、后安裝節(jié)作剛性體處理時，結構參數(shù)的變化主要體現(xiàn)在連桿的長度及角度的變化。為了研究連桿長度、連桿角度等參數(shù)對發(fā)動機安裝系統(tǒng)振動傳遞率的影響，采用控制變量法，在控制其他參數(shù)一定的條件下，選取其中的一個參數(shù)的4～5個不同參數(shù)水平，設置不同條件的算例矩陣，通過計算結果對比分析，研究這些參數(shù)對安裝系統(tǒng)振動傳遞的影響規(guī)律。

分別選取前安裝節(jié)中連桿長度l、角度φ作為變量，其取值如表1所示。

發(fā)動機的振動主要由于發(fā)動機轉子葉片的不平衡引起，僅在發(fā)動機轉動平面內存在較嚴重的振動，即發(fā)動機主要存在側向及垂向兩個方向的振動，因此，本文將主要研究在受到側向及垂向激勵時，安裝系統(tǒng)的動力學特性。分別對圖4所述仿真模型施加垂向與側向正弦掃頻激勵，頻率范圍為0～140 Hz，通過測量安裝節(jié)與吊掛連接前后點載荷總值Fc，及輸入載荷F0，即可由式(9)得到力傳遞率T。

連桿長度對系統(tǒng)振動傳遞率影響的仿真分析結果如圖5、圖6所示。

表1 算例參數(shù)

2.2.1連桿長度對系統(tǒng)振動傳遞率的影響

由圖5可知：連桿長度對安裝系統(tǒng)垂向及側向傳遞率的影響均較小。

圖5 連桿長度對系統(tǒng)振動傳遞率的影響

2.2.2連桿角度對系統(tǒng)振動傳遞率的影響

由圖6可知：

1) 隨著連桿角度的增大(小于60°時)，系統(tǒng)垂向固有頻率增大，固有頻率處幅值相應降低，而高頻處(大于57 Hz)振動傳遞率幅值逐漸增大，隔振效率下降；當連桿角度大于60°時，角度對系統(tǒng)垂向傳遞率的影響不再明顯。

2) 當連桿角度介于30°～68°時，隨著連桿角度的增加，系統(tǒng)側向固有頻率逐漸增大，并出現(xiàn)“雙共振峰”現(xiàn)象，而當角度進一步增加到75°時，系統(tǒng)側向固有頻率進一步增大，“雙共振峰”現(xiàn)象消失；整個角度變化范圍內，除角度為68°對應的“雙共振峰”現(xiàn)象，其余情況對系統(tǒng)側向固有頻率處振動傳遞率幅值影響較小；系統(tǒng)在高頻處(大于57 Hz)振動傳遞率幅值接近20%。

圖6 連桿角度對系統(tǒng)振動傳遞率的影響曲線

3 結論

1) 通過理論推導得到了渦扇發(fā)動機前安裝節(jié)的動力學微分方程，明確了多體動力學理論在渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)動力學分析中的應用，建立了某渦扇發(fā)動機安裝系統(tǒng)縮比模型，

2) 通過對該模型的仿真分析，知連桿角度對安裝系統(tǒng)的振動傳遞率的影響，而連桿長度對系統(tǒng)振動傳遞率影響較小。

3) 安裝節(jié)設計時，應兼顧發(fā)動機及吊掛預留空間及連接位置的基礎上，通過選配合理的連桿角度，使鉸接連桿式安裝系統(tǒng)在發(fā)動機工作頻段范圍內處于隔振狀態(tài)。