某型發動機風扇葉片的損傷預測與振動分析

唐　鈴，尚柏林，高星偉，陳鵬飛，尹志朋

（空軍工程大學 航空航天工程學院，西安 710038）

某型發動機風扇葉片的損傷預測與振動分析

唐鈴，尚柏林，高星偉，陳鵬飛，尹志朋

（空軍工程大學 航空航天工程學院，西安 710038）

為了延長某型發動機風扇葉片的使用壽命，其關鍵在于如何準確地預測產生疲勞損傷的位置以及發動機工作時可能存在的共振狀態，并針對性地采取相應措施。針對這一難點，應用Ansys軟件建立葉片模型，并由模態分析測試驗證其合理性，在此基礎上建立葉片輪盤系統模型，對系統進行靜力分析和有預應力的模態分析，成功地預測了葉片產生疲勞損傷的具體位置及系統共振時的形式、臨界轉速及頻率。結果表明：葉片輪盤系統在不同離心轉速載荷下等效應力分布方式相近，無明顯變化規律，且葉片產生疲勞損傷的位置均為與葉高方向垂直的耳環處，及耳環與櫞板的轉接處；葉片輪盤系統不可能出現高頻激振力引起的共振，可能會發生低頻激振力引起的共振情況，且其形式為1階彎曲振動，轉速為8 425.51 r/min，頻率為567.29 Hz。

振動與波；模態分析；危險考核部位；風扇葉片；損傷預測

發動機風扇葉片在實際工作中承受著復雜的載荷，就疲勞累積損傷而言，葉片出現裂紋的部位通常為低周載荷（裂紋萌生及穩態擴展的主導）加載下等效應力最大的部位，即葉片的危險考核部位，這一部位的疲勞特性將對葉片的壽命起決定性作用［1］，為了定位某型葉片的危險考核部位，預測疲勞損傷產生的具體位置，并為發動機葉片延壽工作提供支撐，本文首先建立了葉片有限元模型，通過模態分析測試驗證了模型的正確性，并在此基礎上建立了葉片輪盤系統模型，通過靜力分析成功鎖定了葉片易出現疲勞失效的位置；另外發動機在工作時不可避免地承受著各種振動載荷，易出現葉盤共振的現象，也將對葉片的疲勞壽命產生顯著性的影響［2］，通過對葉片輪盤系統施加不同的轉速載荷，進行有預應力的模態分析，確定了某型葉盤系統在工作時可能引起危險共振的臨界轉速、發生共振時的頻率以及共振時的振動形式，為后期某型發動機風扇葉片的疲勞壽命研究工作及延壽工作奠定了基礎［3］。

1　葉片模態分析與測試

1.1葉片模態仿真計算

根據該型發動機風扇三級工作葉片實體，繪制三維模型并進行網格劃分，網格尺寸設置為5 mm，如圖1所示。設置材料參數如表1所示。

圖1　葉片模型

表1　葉片材料屬性

在提取葉片靜態的模態參數時，可以認為葉片是一個無阻尼的自由振動系統［4］，在Ansys中，將邊界條件設置為葉片所有節點外部載荷為0，兩耳環的外側面所有節點位移為0，即對其施加完全約束，進入Modal模塊進行模態計算分析，提取前4階模態，其固有頻率及振型如表2所示。

表2　模態分析結果

1.2葉片模態分析測試

1.2.1錘擊法測固有頻率

測量試件的固有頻率常采用脈沖錘擊法，它是通過帶有力傳感器的敲擊錘對被測試件上施加一個瞬時的脈沖力，使結構產生振動響應，從而提取被測試件的各階模態參數的一種模態測試法。此次脈沖錘擊試驗的系統框圖如圖2所示。

圖2　錘擊法測試系統框圖

當力錘觸發產生激勵時，力錘及葉身上的傳感器將采集力信號及振動響應信號，經過放大器放大后傳輸至FFT分析裝置，并計算得到葉片的頻率響應曲線［5］。

選取6個樣品葉片，分別編號為a、b、c、d、e、f。參考葉片模態仿真計算時設置的邊界條件，使用夾持裝置對a號樣品葉片兩耳環的兩個外側面進行固定，并進行5次脈沖激勵，求取5次信號響應的平均值，綜合分析得到葉片的頻率響應曲線如圖3所示。

圖3　葉片頻率響應曲線

參照a號樣品葉片的方式，分別對b、c、d、e四個葉片進行脈沖激勵，得到各自的頻率響應曲線，統計前4階固有頻率，結果如表3所示。

表3　錘擊法測試結果

將所測數據求平均值，則可以認為該平均值為該型發動機風扇葉片的固有頻率，即1階固有頻率f1=249.28 Hz，2階固有頻率 f2=855.99 Hz，3階固有頻率 f3=1 354.83 Hz，4階固有頻率 f4=1 851.06 Hz。

1.2.2電測法測模態振型

電測法測葉片振型的試驗系統主要由激振系統、葉片夾持裝置、信號采集系統以及數據分析系統這四部分組成，如圖4所示。

圖4　電測法試驗系統框圖

激振系統主要包括功率放大裝置、信號發生裝置以及激振桿，其中，激振桿選取剛度較大的頂桿，安裝在距離葉片激振點（葉片尖端中點）3 mm～5 mm距離處，如圖5所示。

圖5　電測法試驗裝置圖

信號采集系統包括數據采集模塊和Polytec激光測振儀，其中，Polytec激光測振儀可用來測量激振力信號和監測點的響應信號，并將振動調理器處理得到的信號送至數據采集模塊。

試驗時，通過激振系統對葉片施加簡諧激振，激振頻率接近于葉片各階的固有頻率，使葉片的振動達到共振狀態，開啟Polytec激光測振儀，繪制葉片網絡節點，并進行逐點掃描測量葉身的穩態振動位移響應，根據多點位移響應擬合葉片在各階共振頻率下的振動位移和相位，進而繪制出葉片的振動振型，如圖6所示。

圖6　葉片振型

1.3模態計算與測試結果分析

分析對比模態仿真計算結果與試驗測試的結果，固有頻率的平均計算誤差為2.3%，最大誤差為3.4%，均小于5%，在允許的計算誤差范圍內，如表4所示。

表4　仿真與試驗結果分析對比

同時計算所得葉片振型與電測法掃描所得振型一致，則仿真分析結果與試驗測試結果相吻合，說明所建葉片的有限元模型準確可靠，可以運用于接下來的葉片輪盤耦合分析中。

2　葉片輪盤耦合分析

2.1靜力分析確定疲勞損傷位置

該型發動機風扇三級葉片輪盤系統為29階循環對稱結構，每一個子結構的特征性質均相同，建立一個子結構的模型并對其進行循環擴展即可得到如圖7所示的完整葉片輪盤模型，其中，葉片與輪盤之間通過承力銷釘連接，并將葉片耳環內側及銷釘表面設置為面面接觸。

圖7　葉片輪盤系統模型

已知該型發動機轉速范圍為3 500 r/min至11 320 r/min，考慮到轉速大小可能會對應力分布規律產生影響，在計算時，將邊界條件設置為葉片輪盤系統分別具有3 500 r/min、4 500 r/min、5 500 r/min、6 500 r/min、7 500 r/min、8 500 r/min、9 500 r/min、10 500 r/min及11 320 r/min的離心轉速載荷，且對輪盤內圈所有節點施加位移的完全約束ALL DOF，進行非線性靜力分析，觀察葉片應力最大位置、應力分布方式及應力分布有無變化規律。結果顯示葉片輪盤系統在不同離心轉速載荷下應力分布方式相近，無明顯變化規律，且葉片的應力最大位置均為與葉高方向垂直的耳環處，及耳環與櫞板的轉接處，如圖8所示。

圖8　葉片輪盤系統靜力分析結果

更改葉片、輪盤子結構的單元格尺寸，將二者均設置為1 mm，分別重新劃分網格并進行裝配耦合，共得到101 687個單元，進行循環擴展后設置相同的邊界條件進行計算，計算結果與圖8中結果相一致，說明計算精度足夠，前后兩次設置的單元節點數量均滿足要求。

綜合上述靜力分析并參考如圖9所示的外場失效葉片，可以確定該型發動機風扇葉片易產生疲勞損傷的位置主要有兩處，一是與葉高方向垂直的兩耳環處，二是兩耳環與櫞板的轉接部位。

圖9　失效葉片

2.2振動分析確定共振狀態

發動機的危險共振情況通常通過坎貝爾圖［6］來確定，對于葉片輪盤系統而言，發生共振時須同時滿足兩個條件［7］：

（1）葉盤系統振動的節徑數等于激振力的階次；

（2）坎貝爾圖中的葉盤系統頻率曲線與激振力頻率曲線存在交點。

由于該型葉片輪盤共29個葉片，且前一級的靜子數為44，所以當激振力階次K選取44時［8］，節徑數不可能達到44，即該葉片輪盤系統不可能出現高頻激振力引起的共振，則只考慮低頻激振力引起的共振情況，即選取K為1～4。同時葉片在與輪盤系統一起轉動時承受著沿葉片展向的離心載荷的影響，葉片的彎曲剛度因此而增加，使得轉動狀態下的葉片頻率與靜止狀態下的固有頻率不一致，即葉片在轉動狀態下的各階頻率是隨系統轉速的改變而發生變化的，則將葉片輪盤系統靜力分析的結果作為預應力，其他邊界條件保持不變，進行模態分析，提取葉盤系統在不同轉速下的共振頻率，如表5所示。

表5　葉片輪盤系統動態頻率

利用表5中數據依次畫出葉片輪盤系統的動頻曲線，結果顯示葉片輪盤系統的各階動頻曲線均滿足線性規律，且頻率隨系統轉速的升高而單調遞增，其如圖10所示。

圖10　動頻曲線

激振力頻率曲線為過坐標原點的、斜率為K/60的射線，結合動頻曲線圖畫出個共振圖，發現2階動頻曲線與4階次激振力頻率曲線存在交點，如圖11所示。

圖11　坎貝爾圖

根據圖11結果可知，該型葉片輪盤系統的危險共振轉速為8 425.51 r/min。參照之前葉片輪盤系統靜力分析的方式，對循環擴展后的完整葉盤模型的輪盤內圈節點施加位移的完全約束，對系統整體施加大小為8 425.51 r/min的離心轉速載荷，進行靜力計算，并將計算結果作為預應力，進行模態分析計算，查看葉片輪盤系統在危險共振轉速下的4節徑2階模態振型，結果如圖12所示。

圖12　葉片輪盤系統的危險共振振型

圖12中結果顯示，葉片輪盤系統在危險共振轉速下的4節徑2階頻率為567.29 Hz，與共振圖中擬合出的交點頻率相近，其振動形式為1階彎曲振動。

綜合上述振動分析，可以確定該型葉片輪盤系統的危險共振轉速為8 425.51 r/min，危險共振頻率為567.29 Hz，危險共振形式為一階彎曲振動。

3　結語

本文針對該型發動機風扇葉片進行了模態的仿真分析計算，得到了葉片的固有頻率和振型，并通過模態試驗測試驗證了仿真計算的正確性及所建葉片模型的合理性。在此基礎上建立了葉片輪盤系統，進行了靜力分析和振動分析，確定了葉片易出現疲勞損傷的位置以及葉片輪盤系統的共振狀態，具體研究結論如下：

（1）該型葉片輪盤系統在不同離心轉速載荷下等效應力分布方式相近，無明顯變化規律，且應力集中部位，即葉片易出現疲勞損傷的位置，主要有兩處，一是與葉高方向垂直的兩耳環處，二是兩耳環與櫞板的轉接部位，可針對這兩個位置采取諸如噴丸、激光沖擊等強化處理措施延長葉片使用壽命。

（2）該型葉片輪盤系統不可能出現高頻激振力引起的共振，可能會發生低頻激振力引起的共振情況，共振形式為一階彎曲振動，共振頻率為567.29 Hz，產生危險共振的轉速為8 425.51 r/min，則為延長該型葉片的使用壽命，發動機在工作時應盡量避免在這一轉速下長時間運轉。

［1］YAN XIAOJUN，NIE JINGXU.Creep-fatigue tests on full scale directionally solidified turbine blades［J］.Journal of Engineering for Gas Turbines and Power，2008，130（4）: 044501.1-044501.5.

［2］閆曉軍，孫瑞杰，鄧瑛，等.渦輪葉片復合疲勞特性曲線及其規律的試驗［J］.航空動力學報，2011，26（8）：1824-1829.

［3］唐鈴，尚柏林，陳鵬飛，等.某型發動機風扇葉片高低周復合疲勞特性的研究［J］.機械強度，2016，38（2）：374-379.

［4］李其漢，胡壁剛，徐志懷.航空發動機強度振動測試技術［M］.北京：北京航空航天大學出版社，1995：137-138.

［5］周鋐，曹陽光，劉浩，等.汽車頂棚約束模態與工作模態分析與比較［J］.噪聲與振動控制，2016，36（2）：84-87.

［6］呂文林.航空發動機強度計算［M］.北京：國防工業出版社，1988：82-85.

［7］閆曉軍，聶景旭.渦輪葉片疲勞［M］.北京：科學出版社，2013：140-141.

［8］李其漢，王延榮.航空發動機結構強度設計問題［M］.上海：上海交通大學出版社，2014：63-65.

Damage Prediction and VibrationAnalysis of the Fan Blades of an Engine

TANGLing，SHANG Bo-lin，GAO Xing-wei，CHENG Peng-fei，YIN Zhi-peng
（College ofAeronautics andAstronautics，Air Force Engineering University，Xi’an 710038，China）

The method to prolong the service lifespan of the fan blades for a certain engine is studied.The measurement points and locations of fatigue damage and the resonance state monitoring are predicted，and the relevant measures are proposed.The blade model is established through Ansys，and the accuracy is verified by modal analysis and test.On this basis，model of the wheel and blade system is established.The location of fatigue damage is determined by static analysis of the system，and the resonance rotating speed，frequency and type are acquired by modal analysis of the prestressed system.The results show that the distributions of equivalent stress of the system are similar one another under different rotating speed loads.The blade has two critical locations for the fatigue damage，one is on the lug and the other is on the rafter.All the dynamic frequency of the blade-wheel system increases linearly with the increase of the rotating speed. High frequency exciting force cannot lead to resonance for this system，but low frequency exciting force can.And the resonance type is the first order bending vibration，the resonance rotating speed is 8 425.51 r/min，the resonance frequency is 567.29 Hz.

vibration and wave；modal analysis；risk assessment part；fan blade；damage predicticn

V231.92；V232文獻標示碼：ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.05.034

1006-1355（2016）05-0164-05

2016-05-31

唐鈴，（1992-）男，四川省廣安市人，碩士研究生，研究方向為航空發動機振動測試與故障診斷，航空發動機結構強度。E-mail:tal1120100593@qq.com