蔡思奇，賀玉龍

（西南交通大學 地球科學與環(huán)境工程學院，成都 611756）

風扇轉子為滑油冷卻系統(tǒng)內的高速旋轉部件，因此對于風扇轉子的設計，在氣動性能達到設計需要的同時，還應確保其強度及結構動力特性達到安全工作的要求[1]。當轉子自身的工作轉速或者相關的激振頻率與轉子的固有頻率相接近，就會引起共振從而造成因振動引起的轉靜子碰摩或葉片疲勞斷裂等故障[2–3]，因此在轉子設計研發(fā)過程中，對其進行振動特性分析避免引起共振是確保設備安全服役的重要環(huán)節(jié)。

對于試驗件的振動特性分析較為廣泛的方法為模態(tài)分析。模態(tài)分析過程可以分為試驗模態(tài)分析與數值模態(tài)分析[4]。例如對于鋁制薄盤利用ANSYS有限元分析軟件進行模態(tài)分析，得到其各階振型[5]。通過數值計算的方法計算材料發(fā)生位錯狀況的各階固有頻率及頻率比等振動特性[6]。而基于模態(tài)動力學的數值方法同樣被運用在對離心風機的振動特性研究中[7]。

在進行模態(tài)分析的過程中，研究者往往采取單一的試驗或數值模態(tài)分析方式，它們各自有其優(yōu)缺點及局限性，而兩者結合的方式能夠保障計算結果的可靠性。像旋轉葉片那樣存在預應力的結構，采用兩者結合的方式更加可靠[8]。因此對于該風扇轉子采用試驗和數值模態(tài)分析結合的方式，考察風扇的振動特性，并與舊型號轉子比較。為轉子的設計及使用的安全性提供相關建議。

1 錘擊試驗模態(tài)分析

試驗件實際安裝狀態(tài)為圖1所示。

其實際安裝于直升機主減速器輸出軸上，由軸帶動風扇轉子工作，前后分別是與之配套的導向器與整流罩。試驗中根據實際安裝狀況通過夾具固定實現模擬安裝狀態(tài)。

圖1 試驗件安裝圖

模態(tài)試驗的基本環(huán)節(jié)包括激勵、測量和分析[9]。試驗采用錘擊法激振進行多點激勵，通過壓電式加速度傳感器采集響應信號，并通過低通濾波放大器及信號采集器對信號進行放大調理，最后通過分析軟件進行數據后處理，最終得出風扇轉子整體葉盤和單個葉片在安裝及自由狀態(tài)的各階模態(tài)。試驗系統(tǒng)圖見圖2。

圖2 試驗系統(tǒng)圖

試驗得到安裝及自由狀態(tài)轉子的模態(tài)振型，由于兩種狀態(tài)的轉子模態(tài)振型相似，故僅列出安裝狀態(tài)振型如圖3。

圖3 安裝狀態(tài)各階振型

從圖3中可以發(fā)現，相對于輪盤部分，葉片的振動幅度更大，而葉片的振動以其扭轉振動為主。

新型風扇轉子及單個葉片的前4階固有頻率分別列于表1、表2。

無論是轉子整體還是單個葉片，安裝狀態(tài)的前4階固有頻率及振型與自由狀態(tài)下十分接近，說明轉子與減速器輸出軸固定連接對于其前4階模態(tài)影響不大。葉片與轉子整體前幾階的固有頻率相差不大，而4階呈現了較為明顯的差異，輪盤質量與剛度相對葉片來說較大，且轉子為整體葉盤結構，葉片與輪盤耦合可能是影響轉子整體固有頻率的因素。

表1 安裝及自由狀態(tài)轉子固有頻率/Hz

表2 安裝及自由狀態(tài)葉片固有頻率/Hz

2 基于ANSYS的數值模態(tài)分析

由于風扇轉子在工作過程中始終處于高速旋轉狀態(tài)，只對其靜止狀態(tài)進行模態(tài)分析無法考慮其自身轉速對其影響，因此用有限元分析軟件ANSYS對風扇轉子靜止和工作狀態(tài)進行模態(tài)分析。

由于風扇轉子葉片呈高度扭曲狀態(tài)，直接在ANSYS內進行模型建立比較困難，因此借助NX軟件建立計算模型，如圖4、圖5所示。

由于葉片呈19個均布狀態(tài)，因此根據波動分析原理，在對風扇進行有限元分析時，可以取一個葉片-輪盤扇區(qū)計算[10]，如圖6。

圖4 風扇模型

圖5 葉片模型

采用2階單元Solid186用四面體網格對計算區(qū)域進行劃分。網格單元數為59.8萬個，節(jié)點數為13.7萬個。在輪轂內環(huán)安裝面上施加周向約束，在螺栓固定端面施加軸向約束。風扇整體采用材料鍛鋁2A70，其材料參數見表4。

從前5階可以得到，葉片的振動幅度相對輪盤較大，前兩階振型為葉片的偏轉，第34階主要是葉片的扭轉，5階則為偏轉與扭轉復合振動。

圖6 單個葉片-輪盤扇區(qū)

表4 2A70材料參數

靜止狀態(tài)下葉片的固有頻率稱為葉片的靜頻。得出其前5階振動的靜頻值并提取其振型，如表5與圖7。

表5 風扇各階靜頻

為模擬轉子在工作狀態(tài)下自身轉速對其各階模態(tài)的影響，在計算時應考慮轉速作為預應力，對轉子施加轉速0至8 000 r/min，及兩個工作轉速8 873和9 087轉/分，并在計算時考慮陀螺效應。由于施加轉速后得到的模態(tài)振型與靜止狀態(tài)相似，故不再列出。計算得出風扇轉子的動頻如表6。

圖7 風扇各階陣型

可以發(fā)現轉子的動頻與靜頻相比要高，并且隨著轉速上升呈逐步增加的趨勢，這符合離心力的剛化效應。但總體隨著轉速增加固有頻率的變化幅度很小，因此可以判定工作轉速范圍內預應力對于該轉子固有頻率的影響不大。由于轉子工作時處于復雜的氣動環(huán)境，除了其自身轉速與固有頻率重合會導致共振，還會受到外部其他激振力的影響，此處主要包括靜葉流場不均引起的高頻激振力與導向器加強筋所導致的低頻激振力，由于此處低頻激振力與固有頻率線相距較遠故僅考慮高頻激振力的影響，前端靜葉數為17，工作轉速9 073 r/min對應的激振頻率為2 574 Hz，根據表6與激振頻率繪制坎貝爾圖，判斷共振轉速，如圖8。

從圖8中可以得出，激勵與各階固有頻率曲線的交點所對應的轉速約為5 300 r/min與9 000 r/min左右，所預留的共振裕度很小。

由于葉盤屬于循環(huán)對稱結構，因此在計算中考察工作轉速下節(jié)徑的存在對于固有頻率及振型的影響，如表7和圖9。

節(jié)徑所指的是如圓盤類的幾何體在某階振動模態(tài)振型中零位移的線。從計算結果發(fā)現，隨著節(jié)徑的增加，工作轉速下轉子的固有頻率整體呈現增加趨勢。此外出現的2階固有頻率相同，且位移也相近的狀況，其差異主要是循環(huán)對稱結構2階模態(tài)存在著相位差。

圖8 新型轉子坎貝爾圖

由于在安裝時，轉子與機匣之間的間隙很小，故應考察在工作轉速下葉片的最大形變量，避免轉子與靜子碰摩。根據圖10，考察單個葉片-輪盤扇區(qū)在工作轉速狀態(tài)下的最大形變量及其發(fā)生的位置，可以得到最大的形變量為0.022 1 mm，最大形變發(fā)生在葉尖處。

為對比新舊型號冷卻風扇轉子在振動特性上的區(qū)別，對于舊型號轉子同樣進行數值模態(tài)分析，舊轉子模型如圖11所示。

表6 風扇各階動頻/Hz

表7 不同節(jié)徑各階固有頻率/Hz

圖9 工作轉速各階振型

圖10 葉片-輪盤形變圖

圖11 風扇模型（舊）

同樣根據數值模態(tài)分析結果繪制坎貝爾圖，發(fā)現共振轉速約為6 800 r/min，設計裕度達到19.5%，圖12為根據舊型轉子繪制的坎貝爾圖。

根據圖13，舊型號轉子在工作狀態(tài)下，即在轉速為9 087 r/min下的最大形變量為0.049 6 mm，其產生的位置同樣位于葉尖處。

通過對比新舊型號轉子的振動特性，可以發(fā)現新型號轉子其各階固有頻率相對舊型號偏高，這主要由于新型號在設計上鼓桶的直徑增加，葉片的長度減小。此外由于設計時優(yōu)先考慮風扇的性能要求，導向器靜葉從13個增加至17個，因此新型冷卻風扇由靜葉尾端不均勻流場導致的高頻激振力對應的共振轉速與工作轉速接近，容易引發(fā)振動。而新型號轉子葉尖的最大形變量比舊型號要小55.4%，但兩者的形變量都很小。

圖12 舊型轉子坎貝爾圖

圖13 舊型號葉片-輪盤形變圖

3 結語

（1）通過試驗模態(tài)和數值模態(tài)分析，分別得到不同狀態(tài)下風扇轉子的各階固有頻率，其工作轉速遠低于轉子的1階固有頻率，在工作狀態(tài)下不會引發(fā)自身的共振。而數值模態(tài)分析得到的數據與試驗結果上略有差異。模態(tài)分析得到風扇各階振型，相對于輪盤葉片的扭轉及偏轉為振動的主要表現形式。

（2）根據數值模態(tài)分析，轉子的動頻相對靜頻要略大，而其變化規(guī)律是隨著轉速的增加逐漸增加。新型號轉子在振動特性方面較舊型號的各階固有頻率都要更高，而且葉尖的最大形變量更小。

（3）由風扇導向器靜葉尾流所導致的高頻激振力對于葉片振動的影響較大，這一點在改型后的結構中表現較為明顯，激振力對應的共振轉速與工作轉速相接近。但由于激振力相對于轉子自身工作轉速與固有頻率重合所造成的影響相比較小，而此冷卻風扇系統(tǒng)改型以實現性能提升為首要目標，因此對于激振力的影響主要的應對措施是避免在使用過程中葉片出現裂紋等故障，此時激振力的存在會使葉片出現疲勞斷裂等狀況。因此使用過程中應定期對葉片的安全性進行檢查，避免事故發(fā)生。

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