中功率渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)減振系統(tǒng)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)研究

董萬元, 陳永輝, 王建強(qiáng), 陳春蘭, 范勇軍, 吳謀彬

(1. 中國飛機(jī)強(qiáng)度研究所 航空聲學(xué)與振動(dòng)航空科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,西安 710065;2. 中國航發(fā)湖南動(dòng)力機(jī)械研究所,湖南株洲 412002)

渦輪螺旋槳飛機(jī)具有燃油消耗低、起降距離短、空留時(shí)間長等優(yōu)點(diǎn),在軍民用領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。然而渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)會(huì)引起劇烈的振動(dòng),主要表現(xiàn)為劇烈的窄帶疊加寬帶的隨機(jī)振動(dòng)[1]。該振動(dòng)將沿著發(fā)動(dòng)機(jī)安裝框向飛機(jī)艙內(nèi)傳遞,不僅使得乘、駕人員疲勞而影響舒適性和作戰(zhàn)效率,還可能導(dǎo)致精密機(jī)載設(shè)備損壞。為了提高飛機(jī)乘坐的舒適性以及飛機(jī)結(jié)構(gòu)、設(shè)備的可靠性,渦槳飛機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)應(yīng)進(jìn)行隔振安裝,從而降低發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)向飛機(jī)機(jī)體傳遞。因此,渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)在安裝時(shí)需要設(shè)計(jì)專門的隔振器,形成多自由度隔振系統(tǒng),其隔振性能將直接影響飛機(jī)艙內(nèi)的振動(dòng)噪聲水平[2]。國外對(duì)渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)的隔振技術(shù)研究比較成熟,早在1938年,Taylor等就開始了早期螺旋槳發(fā)動(dòng)機(jī)安裝系統(tǒng)設(shè)計(jì)方法研究[3];接下來Phillips等又研究了結(jié)構(gòu)柔性對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)隔振效果的影響[4];國外哈金森、洛德公司設(shè)計(jì)的減振裝置在多型渦槳飛機(jī)上得到成功的應(yīng)用。

國內(nèi)對(duì)渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)減振設(shè)計(jì)技術(shù)還不成熟,隨著國內(nèi)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)展的重視,近年來逐漸有學(xué)者展開渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)隔振安裝系統(tǒng)研究。中國飛機(jī)強(qiáng)度研究所的陳永輝等研究了發(fā)動(dòng)機(jī)隔振安裝的解耦設(shè)計(jì)方法、動(dòng)力學(xué)分析方法等[5-7];陳春蘭等研究了發(fā)動(dòng)機(jī)安裝系統(tǒng)減振裝置的剛度優(yōu)化設(shè)計(jì)方法[8];南京航空航天大學(xué)的王迪研究了渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)用橡膠隔振器的動(dòng)力學(xué)特性[9];西工大的賀爾銘等采用機(jī)翼雙梁模型建立了發(fā)動(dòng)機(jī)安裝系統(tǒng)分析模型,開展了發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)傳遞特性研究[10];文獻(xiàn)[11-12]利用有限元法建立發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子和機(jī)匣系統(tǒng)模型,考慮支承系統(tǒng)的剛度,研究轉(zhuǎn)子-支承-機(jī)匣的耦合振動(dòng)特性;西南交大的樊康等研究了航空活塞發(fā)動(dòng)機(jī)懸擺式減振器的疲勞失效問題[13]。發(fā)動(dòng)機(jī)隔振安裝屬于多自由度系統(tǒng),較普通的機(jī)載設(shè)備隔振安裝設(shè)計(jì)復(fù)雜,目前國內(nèi)渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)隔振安裝系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與相關(guān)隔振性能試驗(yàn)方法鮮有報(bào)道。

本文以某中功率渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)為設(shè)計(jì)目標(biāo),開展發(fā)動(dòng)機(jī)減振系統(tǒng)設(shè)計(jì)與動(dòng)力學(xué)仿真方法研究,并通過實(shí)驗(yàn)室振動(dòng)試驗(yàn)驗(yàn)證分析方法的有效性,為渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)減振系統(tǒng)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)方法提供理論基礎(chǔ)。

1 發(fā)動(dòng)機(jī)減振系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1.1 減振系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

減振安裝就是變剛性連接為柔性連接,降低發(fā)動(dòng)機(jī)安裝位置的支撐剛度,減小發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的高頻振動(dòng)向飛機(jī)機(jī)體的傳遞,以實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)隔離。某中功率渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)重心位置與安裝面不重合,采用單平面支撐形式,沿安裝框環(huán)向布置4個(gè)相同的減振裝置A、B、C、D。且發(fā)動(dòng)機(jī)左右兩側(cè)減振裝置沿x-z平面對(duì)稱,夾角AOB為30°,減振系統(tǒng)示意如圖1所示,其中x向?yàn)楹较?y向?yàn)檎瓜?z向?yàn)榇瓜?。發(fā)動(dòng)機(jī)的推力載荷由橡膠減振裝置的壓縮彈性承擔(dān),自重載荷由橡膠減振裝置的剪切彈性承擔(dān)。該減振安裝系統(tǒng)的特點(diǎn)是設(shè)計(jì)簡單,僅需設(shè)計(jì)一種減振裝置即可。但是由于發(fā)動(dòng)機(jī)重心處于安裝面的前端,應(yīng)盡可能提高橡膠減振裝置的切向剛度。

圖1 渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)減振系統(tǒng)Fig.1 Vibration isolator of turboprop engine

研究采用的橡膠減振裝置由橡膠單元與金屬連接結(jié)構(gòu)組合而成。合理設(shè)計(jì)橡膠結(jié)構(gòu)的變形自由面,以及橡膠材料的硬度和阻尼性能,可設(shè)計(jì)得到效果優(yōu)異的減振裝置。本研究設(shè)計(jì)了一種雙側(cè)卡板式橡膠減振裝置,其外形結(jié)構(gòu)如圖2所示。

在安裝支座的兩側(cè)設(shè)置兩片硫化橡膠減振單元,通過橡膠的壓縮變形和剪切變形來實(shí)現(xiàn)三向減振的功能。這種結(jié)構(gòu)的橡膠塊不受拉伸載荷作用,有效利用了橡膠材料優(yōu)良的抗壓性能。

1.2 動(dòng)力學(xué)仿真分析

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的安裝形式,設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)減振系統(tǒng)支撐框架,該支撐框架可與振動(dòng)臺(tái)連接進(jìn)行振動(dòng)試驗(yàn)。先對(duì)減振系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析研究,采用Workbench ANSYS軟件建立系統(tǒng)的有限元模型。橡膠材料具有超彈性大變形行為,其應(yīng)力-應(yīng)變曲線具有明顯的非線性特性。當(dāng)前有限元軟件的模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析基于線性系統(tǒng)進(jìn)行計(jì)算,無法開展非線性橡膠材料的模態(tài)和頻響特性分析,需要對(duì)橡膠材料進(jìn)行線性簡化。文獻(xiàn)[14]給出了一種由橡膠材料硬度估算其彈性模量的簡化方法,由虎克定律可以得到橡膠材料硬度與其彈性模量的近似關(guān)系式為

(1)

式中:H為橡膠材料邵氏硬度;G50為50 HA硬度的橡膠材料剪切模量。由式(1)可估算橡膠不同硬度的彈性模量。

本研究設(shè)計(jì)減振裝置橡膠材料的硬度為70 HA,其近似彈性模量為4.76 MPa,泊松比為0.495,在小變形假設(shè)下采用線彈性單元進(jìn)行模擬。發(fā)動(dòng)機(jī)模擬件、支撐框架和減振裝置的金屬結(jié)構(gòu)均采用結(jié)構(gòu)鋼,其彈性模量為200 GPa,泊松比為0.3。減振系統(tǒng)有限元模型如圖3所示,采用六面體網(wǎng)格,與振動(dòng)臺(tái)連接的安裝板固定約束。首先計(jì)算減振系統(tǒng)的模態(tài),再采用模態(tài)疊加法計(jì)算系統(tǒng)的掃頻響應(yīng)。模態(tài)計(jì)算前6階結(jié)果如4所示,其模態(tài)頻率與振型見表1。

表1 模態(tài)計(jì)算結(jié)果Tab.1 Results on model calculation

圖3 減振系統(tǒng)有限元模型Fig.3 Finite element model of isolator

由表1可知,由于發(fā)動(dòng)機(jī)重心遠(yuǎn)離減振裝置安裝平面,前兩階俯仰、擺動(dòng)頻率較低;而沿發(fā)動(dòng)機(jī)推力方向減振裝置需傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)推力,該方向頻率較高,與預(yù)期的設(shè)計(jì)要求相符。

2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證減振系統(tǒng)仿真分析結(jié)果和系統(tǒng)的減振性能,設(shè)計(jì)的振動(dòng)試驗(yàn)系統(tǒng)(如圖5所示),開展掃頻振動(dòng)和隨機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)研究。

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)系統(tǒng)Fig.5 Engine vibration test system

圖5中藍(lán)色框架為發(fā)動(dòng)機(jī)減振系統(tǒng)安裝支撐夾具,將發(fā)動(dòng)機(jī)減振系統(tǒng)安裝到振動(dòng)臺(tái)上。試驗(yàn)中采用東菱ES-200LS3-650型振動(dòng)臺(tái),控制設(shè)備采用M+P公司的VR3-1 001 273型控制儀。通過振動(dòng)臺(tái)產(chǎn)生的振動(dòng)來模擬發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng),對(duì)控制加速度數(shù)據(jù)和響應(yīng)加速度數(shù)據(jù)進(jìn)行分析比較,可獲得減振系統(tǒng)的減振效率。以隨機(jī)振動(dòng)頻帶內(nèi)的加速度均方根降低水平為基準(zhǔn),則隔振效率定義為

(2)

式中:gin為控制加速度功率譜密度;gout為響應(yīng)加速度功率譜密度;ΔH為頻率帶寬。

渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)特點(diǎn)是寬帶隨機(jī)疊加窄帶隨機(jī),窄帶隨機(jī)主要由螺旋槳的槳葉旋轉(zhuǎn)通過頻率引起。某渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)為五葉槳,額定功率下的轉(zhuǎn)速為2 000 r/min,則發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的1階激勵(lì)窄帶頻率為166 Hz,2階激勵(lì)窄帶頻率為332 Hz。根據(jù)該特性開展發(fā)動(dòng)機(jī)掃頻振動(dòng)和隨機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)研究,分別進(jìn)行x、y、z這3個(gè)方向的振動(dòng)試驗(yàn)。試驗(yàn)方法和振動(dòng)頻譜選擇參考HB 6167.6-2 014進(jìn)行[15],試驗(yàn)頻譜如圖6所示,試驗(yàn)照片如圖7所示。

圖6 振動(dòng)試驗(yàn)頻譜Fig.6 Spectrum of vibration test

圖7 振動(dòng)試驗(yàn)Fig.7 Vibration test

3 仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

通過掃頻振動(dòng)試驗(yàn)驗(yàn)證減振系統(tǒng)有限元仿真分析結(jié)果的準(zhǔn)確性,仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖8所示,關(guān)鍵頻率對(duì)應(yīng)關(guān)系與誤差分析結(jié)果如表2所示。

從圖8和表2可知,在低頻區(qū)的仿真計(jì)算結(jié)果曲線與掃頻試驗(yàn)結(jié)果曲線吻合較好;在減振系統(tǒng)的前6階模態(tài)頻率附近會(huì)產(chǎn)生諧振現(xiàn)象,且仿真與試驗(yàn)中關(guān)鍵諧振點(diǎn)頻率誤差值小于10%;在高頻段受結(jié)構(gòu)局部模態(tài)和阻尼的影響,仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果誤差較大。

由仿真與試驗(yàn)結(jié)果比較表明:對(duì)橡膠材料進(jìn)行線性簡化,通過橡膠硬度估算橡膠的彈性模量,再采用線彈性單元模擬橡膠材料進(jìn)行有限元仿真可以計(jì)算得到減振系統(tǒng)的低頻共振頻率與放大倍數(shù),滿足工程設(shè)計(jì)分析應(yīng)用的要求。從y向和z向仿真與試驗(yàn)結(jié)果可知,振動(dòng)中發(fā)動(dòng)機(jī)存在明顯的搖擺現(xiàn)象,這是由于發(fā)動(dòng)機(jī)重心遠(yuǎn)離減振裝置安裝面引起的耦合振動(dòng);而x向仿真與試驗(yàn)結(jié)果未反應(yīng)出繞x軸的轉(zhuǎn)動(dòng)模態(tài),這是由于發(fā)動(dòng)機(jī)重心與x軸幾乎重合,平動(dòng)振動(dòng)激勵(lì)不能激起繞x軸的轉(zhuǎn)動(dòng)模態(tài)的緣故。

4 減振性能分析

通過對(duì)減振系統(tǒng)進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)得到發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)減振后的加速度響應(yīng),試驗(yàn)結(jié)果如圖9所示。

由于渦槳發(fā)動(dòng)機(jī)窄帶尖峰的振動(dòng)量級(jí)大,減振系統(tǒng)對(duì)該窄帶尖峰的隔振效果具有重要的意義,因此計(jì)算了減振系統(tǒng)對(duì)窄帶尖峰的減振效率,計(jì)算方法如式(2)所示,計(jì)算結(jié)果如表3所示。從表3可知,本研究設(shè)計(jì)的減振系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的前兩階尖峰激勵(lì)具有良好的隔振效果,隔振效率大于70%。

表3 隔振效率試驗(yàn)結(jié)果Tab.3 Test results on vibration isolation efficiency

5 結(jié)論

1) 對(duì)橡膠材料進(jìn)行線性簡化,通過橡膠硬度估算橡膠的彈性模量,再采用線彈性單元模擬橡膠材料進(jìn)行有限元仿真可以計(jì)算得到減振系統(tǒng)的低頻諧振頻率與放大倍數(shù)。仿真分析結(jié)果與掃頻試驗(yàn)結(jié)果誤差小于10%,滿足工程設(shè)計(jì)分析應(yīng)用的要求;

2) 由隨機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果可知,減振系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的前兩階尖峰激勵(lì)具有良好的隔振效果,隔振效率大于70%;

3) 對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)單平面四點(diǎn)安裝形式,存在明顯低頻俯仰和擺動(dòng)模態(tài),因此設(shè)計(jì)中應(yīng)盡可能將安裝面靠近發(fā)動(dòng)機(jī)重心。