何尚文，張 欽，賈文禎，陳 琳，何冰冰

(1.鄭州大學(xué)力學(xué)與安全工程學(xué)院，河南鄭州 450001；2.中山大學(xué)航空航天學(xué)院，廣東深圳 518107；3.陜西科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，陜西西安 710021)

高振動(dòng)應(yīng)力引起的渦輪葉片高周疲勞失效一直都是航空發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)問(wèn)題研究的焦點(diǎn)[1]。給渦輪葉片附加干摩擦阻尼器可有效降低葉片振動(dòng)[2-3]，緣板阻尼器因結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、適應(yīng)高溫環(huán)境、具有良好減振性能等優(yōu)勢(shì)被廣泛應(yīng)用于航空發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪葉片減振[4-6]。常見的緣板阻尼器有2種典型結(jié)構(gòu)：B-G(葉片-基礎(chǔ))型，葉片與阻尼器(基礎(chǔ))耦合，葉片之間動(dòng)力學(xué)不耦合；B-B(葉片-葉片)型，相鄰葉片間通過(guò)阻尼器產(chǎn)生動(dòng)力學(xué)耦合。通常該類阻尼器在葉盤旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的離心力作用下與葉片緣板緊密接觸，當(dāng)葉片振動(dòng)時(shí)，緣板與阻尼器之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)引起的摩擦?xí)纳⒄駝?dòng)能量，從而達(dá)到葉片減振的目的。

為了提高緣板阻尼器的減振設(shè)計(jì)能力，國(guó)內(nèi)外研究人員結(jié)合阻尼器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)進(jìn)行了廣泛研究，主要包含2個(gè)方面：B-G型緣板干摩擦阻尼器和B-B型緣板干摩擦阻尼器。對(duì)于B-G型緣板阻尼結(jié)構(gòu)[7-10]，阻尼器具有無(wú)限大切向約束剛度，相鄰葉片之間運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)不耦合；而B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)相鄰葉片之間通過(guò)阻尼器干摩擦接觸產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)耦合。對(duì)于B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)，文獻(xiàn)[11-12]采用集中參數(shù)模型對(duì)結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了探究；SCHWINGSHACKL等[13]和PESARESI等[14]采用有限元模型分析了界面參數(shù)的不確定性對(duì)阻尼器性能的影響規(guī)律。PETROV[15]在求解非線性干摩擦系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)時(shí)采用了高階諧波平衡法；文獻(xiàn)[16]采用時(shí)間積分法通過(guò)判斷接觸狀態(tài)求解了非線性摩擦力與相對(duì)位移。相比時(shí)域法，在穩(wěn)態(tài)響應(yīng)為周期且不含次諧波情況下高階諧波平衡法具有顯著的計(jì)算效率優(yōu)勢(shì)；而在系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)響應(yīng)為非周期或?yàn)榘沃C波周期響應(yīng)時(shí)，采用時(shí)域法有更好的計(jì)算精度；2種方法相互結(jié)合、驗(yàn)證可以更好地保證計(jì)算精度和效率。以上B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)研究主要針對(duì)阻尼器無(wú)切向約束剛度(浮空設(shè)計(jì))，取得了顯著的進(jìn)展。無(wú)切向約束剛度B-B型和B-G型緣板阻尼結(jié)構(gòu)分別對(duì)應(yīng)的切向約束剛度為零和無(wú)窮大，是否可以通過(guò)切向約束剛度設(shè)計(jì)提升緣板阻尼器減振性能值得深入研究。

研究表明，在緣板阻尼器的設(shè)計(jì)中接觸面間的正壓力是非常關(guān)鍵的參數(shù)。李琳等[17]和GASTALDI等[18]結(jié)合B-G型緣板阻尼結(jié)構(gòu)，研究了正壓力對(duì)葉片減振特性的影響規(guī)律。陽(yáng)剛等[19]在建立楔形阻尼器的動(dòng)力學(xué)模型時(shí)引入了法向接觸剛度，然后由緣板與阻尼器之間的法向相對(duì)位移確定接觸壓力。ZHANG等[20]通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)平板阻尼器的接觸壓力進(jìn)行了測(cè)量，結(jié)果表明，振動(dòng)中葉片緣板與阻尼器間有效接觸長(zhǎng)度的變化可以引起接觸壓力的改變。QU等[21]基于平板阻尼器推導(dǎo)了一種新形式的摩擦微分方程，推導(dǎo)中將緣板接觸壓力假定為離心力的一半。HE等[22]的研究中對(duì)一種T型緣板阻尼器進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)建模，建模中將阻尼器離心力提供的接觸壓力平均分配到相鄰兩葉片緣板上。在工程中，對(duì)于B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)，葉片緣板與阻尼器間總的正壓力需在阻尼器與左、右葉片緣板間進(jìn)行分配，分配比例隨葉片緣板-阻尼器間相對(duì)運(yùn)動(dòng)變化，可能出現(xiàn)不平均分配，從而影響系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性。

為提升阻尼器減振設(shè)計(jì)能力，對(duì)比切向無(wú)約束的B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)和切向約束剛度無(wú)限大的B-G型結(jié)構(gòu)，本文提出了一種基于阻尼器切向約束剛度設(shè)計(jì)的B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)，另根據(jù)整圈葉片安裝的循環(huán)對(duì)稱性取雙葉片結(jié)構(gòu)(如圖1所示)進(jìn)行研究。本研究將基于剛度設(shè)計(jì)的B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化為三自由度集中參數(shù)模型開展機(jī)理研究，并在系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模中重點(diǎn)考慮由葉片緣板與阻尼器之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)所引起的接觸正壓力分配，給出基于阻尼器運(yùn)動(dòng)的正壓力分配計(jì)算方法，接觸面間摩擦力采用雙線性遲滯接觸模型進(jìn)行模擬；基于二分法捕捉粘滑轉(zhuǎn)換點(diǎn)，提升計(jì)算精度，給出變步長(zhǎng)的四階龍格庫(kù)塔方法的系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析程序，并通過(guò)數(shù)值仿真研究正壓力分配對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的影響，以及阻尼器剛度、外激勵(lì)相位差、總正壓力、外激勵(lì)幅值等關(guān)鍵參數(shù)對(duì)左、右葉片減振特性的影響規(guī)律。

圖1 基于剛度設(shè)計(jì)的B-B型葉片-緣板阻尼器系統(tǒng)結(jié)構(gòu)模型 Fig.1 Structure model of B-B type blade platform damper system based on stiffness design

1 基于剛度設(shè)計(jì)的B-B型葉片緣板阻尼器系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模

圖1所示為本文研究的葉片-緣板阻尼器系統(tǒng)，阻尼結(jié)構(gòu)由阻尼器和彈性梁組成，彈性梁裝配到光滑的葉盤凹槽中，阻尼器假定為剛性且對(duì)稱地套在光滑的彈性梁上，彈性梁不約束阻尼器沿其長(zhǎng)度方向的滑動(dòng)，發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)時(shí)阻尼器依靠離心力沿彈性梁滑動(dòng)后貼在葉片左、右緣板上且始終保持接觸；另外，接觸狀態(tài)下彈性梁頂端不約束阻尼器轉(zhuǎn)動(dòng)，只提供梁在切向振動(dòng)的約束剛度。定義正交坐標(biāo)系oxyz固連在葉盤上，其中x方向?yàn)檩S向，y方向?yàn)榍邢颍瑉方向?yàn)閺较?。不考慮外激勵(lì)頻率超臨界轉(zhuǎn)速的情況，考慮葉片一彎振型(在y方向)下的振動(dòng)，葉片在x，z方向的振動(dòng)較y方向振動(dòng)為小量，可忽略。建立葉片-緣板阻尼器系統(tǒng)的三自由度集中參數(shù)模型如圖2所示。

圖2 基于剛度設(shè)計(jì)的B-B型葉片緣板阻尼器系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Dynamic model of B-B type blade platform damper system based on stiffness design

圖2中y1，y2，y3分別為左葉片、阻尼器、右葉片在y方向的振動(dòng)位移；m1，m2，m3分別為左葉片、阻尼器、右葉片的等效質(zhì)量；k1，k2，k3分別為左葉片、阻尼器、右葉片y方向的振動(dòng)剛度；c1，c2，c3分別為左葉片、阻尼器、右葉片相應(yīng)的線性阻尼系數(shù)；Q1，Q3分別為作用在左、右葉片上的氣流激振力，存在相位差；N1，N2分別為分配到左、右緣板上的正壓力；用雙線性遲滯模型模擬左、右緣板與阻尼器之間的接觸干摩擦力f1和f3；kd為摩擦接觸切向剛度。葉片振動(dòng)過(guò)程中，左、右葉片通過(guò)緣板與阻尼器之間的接觸力產(chǎn)生相互耦合。依據(jù)振動(dòng)理論和圖2所示的葉片-阻尼器系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，三自由度動(dòng)力耦合系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為

(1)

式(1)中接觸干摩擦力f1，f3需要結(jié)合正壓力分配計(jì)算和雙線性遲滯模型確定，其余參數(shù)在后續(xù)數(shù)值仿真時(shí)均參考工程實(shí)際和相關(guān)研究給定。

1.1 正壓力分配計(jì)算

圖3 正壓力分配示意圖 Fig.3 Schematic diagram of the normal load allocation

(2)

(3)

葉片振動(dòng)過(guò)程中，阻尼器運(yùn)動(dòng)可簡(jiǎn)化為平面運(yùn)動(dòng)，由平面運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力學(xué)方程可知：

Icxα=N2L2-N1L1，

(4)

式中Icx是阻尼器對(duì)過(guò)其質(zhì)心且平行于x方向軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。工作轉(zhuǎn)速下葉片角速度為常量，角加速度α=0，可得：

(5)

綜合以上，由式(3)、式(5)可完成正壓力分配的計(jì)算。顯然正壓力分配的結(jié)果由葉片、阻尼器間相對(duì)位移決定，對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)特性將產(chǎn)生明顯影響。

1.2 接觸面間干摩擦力的確定

左、右緣板與阻尼器間正壓力確定后，由雙線性遲滯摩擦模型確定相應(yīng)的摩擦力，如圖4所示。

圖4 雙線性遲滯干摩擦接觸模型 Fig.4 Bilinear hysteresis dry friction model

圖4中，用2根初始無(wú)長(zhǎng)度且可屈服的彈簧模擬干摩擦力。以阻尼器與右側(cè)葉片緣板為例，2和3分別為阻尼器和右緣板對(duì)應(yīng)接觸點(diǎn)，b為接觸面滑動(dòng)觸點(diǎn)，yb描述滑動(dòng)觸點(diǎn)的位移；初始狀態(tài)下假定滑動(dòng)觸點(diǎn)b與觸點(diǎn)2，3重合且相對(duì)靜止，發(fā)生運(yùn)動(dòng)后當(dāng)|y3-yb|小于μN(yùn)2/kd，b點(diǎn)相對(duì)于2點(diǎn)保持靜止，否則相對(duì)2點(diǎn)運(yùn)動(dòng)且使|y3-yb|保持為μN(yùn)2/kd，同理可建立阻尼器與左緣板間接觸摩擦力的模型。設(shè)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)初始時(shí)y1=y2=y3=yb=0，左、右摩擦接觸剛度均為kd，則摩擦力可按照式(6)確定：

(6)

可知，當(dāng)(y1-yb)或(y3-yb)改變正負(fù)時(shí)摩擦力改變方向，符合摩擦力阻礙運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)的原理。

2 基于剛度設(shè)計(jì)的B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性分析

本文采用數(shù)值仿真對(duì)基于剛度設(shè)計(jì)的B-B型緣板阻尼器結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行研究，包含2個(gè)方面：一是正壓力分配對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的影響，二是阻尼器關(guān)鍵設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)減振特性的影響。

采用四階龍格庫(kù)塔時(shí)域方法求解動(dòng)力學(xué)方程(1)以獲得系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)，并通過(guò)二分法捕捉接觸面間的粘滑轉(zhuǎn)換點(diǎn)，進(jìn)一步提高計(jì)算精度。根據(jù)調(diào)諧葉片的性質(zhì)，可設(shè)m1=m3，k1=k3，c1=c3。外激勵(lì)Q1，Q3均取為簡(jiǎn)諧力，Q1=F1sin(ω0t+α)，Q3=F3sin(ω0t+β)，正壓力分配按照式(3)、式(5)計(jì)算，摩擦力按照式(6)計(jì)算。相關(guān)參數(shù)參考文獻(xiàn)[23]給出，具體見表1。

表1 系統(tǒng)的主要參數(shù)

2.1 正壓力分配對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的影響

取外激勵(lì)幅值F1=F3=300 N，總正壓力N=200 N。本文以左葉片為例通過(guò)對(duì)考慮正壓力分配和不考慮分配(平均分配且正壓力保持常數(shù))的仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，得到正壓力分配對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的影響規(guī)律。

阻尼器剛度設(shè)計(jì)值較小時(shí)，取k2=5×104N/m,α=β=0(激勵(lì)無(wú)相位差)，系統(tǒng)響應(yīng)等仿真結(jié)果如圖5所示。

圖5 全過(guò)程完全粘滯時(shí)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)振動(dòng)響應(yīng)特性Fig.5 Steady state vibration response characteristics of the system under completely stick condition in the whole process

由圖5可知，該參數(shù)下考慮正壓力分配與不考慮分配的結(jié)果保持一致。由圖 5 c)可知，系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)時(shí)摩擦力-相對(duì)位移遲滯曲線為一條直線，阻尼器與緣板間的接觸在整個(gè)穩(wěn)態(tài)周期內(nèi)都處于完全粘滯狀態(tài)，附加阻尼器相當(dāng)于為葉片增加彈性支承，此時(shí)阻尼器與2個(gè)葉片作為一個(gè)整體同步運(yùn)動(dòng)，因此2種仿真結(jié)果一致。由圖5 d)可知，系統(tǒng)響應(yīng)為周期響應(yīng)。

阻尼器剛度設(shè)計(jì)值較大時(shí)，取k2=5×106N/m,α=0,β=π(相位差為π表示系統(tǒng)外激勵(lì)對(duì)稱)，系統(tǒng)的響應(yīng)等仿真結(jié)果如圖6所示。

圖6 對(duì)稱荷載下系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)振動(dòng)響應(yīng)特性Fig.6 Steady state vibration response characteristics of the system under symmetrical load

由圖6可知，系統(tǒng)2種仿真結(jié)果仍保持一致。主要由于系統(tǒng)是對(duì)稱的，同時(shí)受到對(duì)稱荷載作用，左、右2個(gè)葉片此時(shí)發(fā)生相向同步振動(dòng)，等效于正壓力平均分配。由圖6 c)可知，系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)的遲滯曲線是標(biāo)準(zhǔn)的平行四邊形(滑動(dòng)階段為水平線段)，表明2種仿真下緣板與阻尼器間正壓力均保持恒定且始終平均分配。由圖6 d)可知，系統(tǒng)響應(yīng)為周期響應(yīng)。

阻尼器剛度設(shè)計(jì)值較大時(shí)，取k2=5×106N/m,α=β=0，系統(tǒng)的響應(yīng)等仿真結(jié)果如圖7所示。

圖7 k2=5×106 N/m,α=β=0時(shí)系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)Fig.7 Vibration response of the system at k2=5×106 N/m,α=β=0

由圖7可知，2種情況下系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)位移時(shí)域響應(yīng)、摩擦力時(shí)域曲線、摩擦力-位移遲滯曲線、系統(tǒng)相圖均有較為明顯的差異。由圖7 a)、圖7 c)、圖7 d)可知，相比不考慮正壓力分配，考慮正壓力分配時(shí)葉片位移出現(xiàn)了一定的整體偏移(靜位移)。由圖7 b)、c)均可知，相比不考慮正壓力分配時(shí)正壓力平均且為恒定值，考慮正壓力分配時(shí)整個(gè)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中正壓力一直變化，特別是完全滑動(dòng)狀態(tài)。由圖7 d)可知，系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)響應(yīng)仍為周期響應(yīng)?？傊?種仿真結(jié)果下系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性明顯不同，此時(shí)系統(tǒng)不處于對(duì)稱荷載或穩(wěn)態(tài)全過(guò)程完全粘滯，考慮正壓力分配與不考慮分配(平均分配且振動(dòng)過(guò)程中正壓力為常數(shù))的仿真結(jié)果出現(xiàn)較大的差異。

綜上3種分析可知，系統(tǒng)處于穩(wěn)態(tài)響應(yīng)對(duì)稱或全過(guò)程完全粘滯(正壓力過(guò)大也可導(dǎo)致此工況發(fā)生)時(shí)，系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析可不考慮正壓力分配；除了類似特殊工況，系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析時(shí)考慮正壓力分配是必要的。

2.2 基于正壓力分配的葉片阻尼系統(tǒng)關(guān)鍵設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)減振特性的影響

(7)

2.2.1 阻尼器剛度對(duì)系統(tǒng)減振特性的影響

取F1=F3=300 N,N=600 N,θ=π/2，定義阻尼器剛度與葉片剛度之比γ=k2/k1，剛度比γ的取值范圍為[10-2,102]。圖8為葉片減幅率隨剛度比γ變化的仿真結(jié)果。

圖8 葉片減幅率隨剛度比的變化情況 Fig.8 Variation of blade amplitude reduction rate with stiffness ratio

由圖8可知，阻尼器的剛度對(duì)葉片減振具有顯著的影響。左、右葉片的減幅率均隨剛度比γ的增加出現(xiàn)先增加后減小的變化趨勢(shì)，說(shuō)明存在一個(gè)剛度設(shè)計(jì)范圍(阻尼器與葉片的剛度一定程度接近時(shí))，使得阻尼器減振效果最佳，這對(duì)工程設(shè)計(jì)具有重要參考價(jià)值；相比切向無(wú)約束的B-B型阻尼器(剛度比為0)和剛性的B-G型阻尼器(剛度比無(wú)限大)，通過(guò)剛度設(shè)計(jì)的B-B型阻尼器可以產(chǎn)生更好的減振效果。另外，荷載不對(duì)稱可以導(dǎo)致左、右葉片的減振效果存在一定差異。

2.2.2 外激勵(lì)相位差對(duì)系統(tǒng)減振特性的影響

取F1=F3=300 N,N=600 N,k2=106N/m(與葉片剛度接近)，定義2個(gè)葉片外激勵(lì)相位差θ=α-β，相位差θ的取值范圍為[-π,π]。圖9為葉片減幅率隨相位差θ變化的仿真結(jié)果。

圖9 葉片減幅率隨相位差的變化情況 Fig.9 Variation of blade amplitude reduction rate with phase difference

由圖9可知，2個(gè)葉片外激勵(lì)相位差對(duì)系統(tǒng)減振效果有顯著的影響。左、右葉片所受外激勵(lì)的初相位一致或相差為π時(shí)，2個(gè)葉片減振效果一致；相位差在[-π，π]范圍變化時(shí)，2個(gè)葉片減振效果關(guān)于相位呈現(xiàn)對(duì)稱性，這與系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)時(shí)外激勵(lì)和摩擦力綜合作用關(guān)于相位具有對(duì)稱性有關(guān)。在外激勵(lì)相位相同時(shí)，基于阻尼器剛度設(shè)計(jì)的系統(tǒng)左、右葉片同時(shí)具有良好的減振效果。左、右葉片所受的外激勵(lì)相位差較大時(shí)其減幅率表現(xiàn)出明顯的差異。

2.2.3 總正壓力對(duì)系統(tǒng)減振特性的影響

取F1=F3=300 N,θ=π/2,k2=106N/m(與葉片剛度接近),總正壓力N的取值范圍為[500,800]。圖10為葉片減幅率隨總正壓力N變化的仿真結(jié)果。

圖10 葉片減幅率隨正壓力的變化情況 Fig.10 Variation of blade amplitude redu-ction rate with normal load

由圖10可知，左、右葉片的減幅率均隨總正壓力的變化而變化。在給定的外激勵(lì)相位差與阻尼器剛度下，左葉片最佳減幅率出現(xiàn)在穩(wěn)態(tài)響應(yīng)全過(guò)程完全粘滯狀態(tài)，此時(shí)總正壓力比較大，系統(tǒng)附加阻尼器相當(dāng)于附加剛度；右葉片最佳減幅率出現(xiàn)在系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)響應(yīng)存在粘滑轉(zhuǎn)換狀態(tài)時(shí)，此時(shí)需要的總正壓力比左葉片達(dá)到最佳減幅率時(shí)要??；在總正壓力較大的情況下，存在一個(gè)正壓力范圍使得左、右葉片均具有良好的減振效果。

2.2.4 外激勵(lì)幅值對(duì)系統(tǒng)減振特性的影響

取N=600 N,θ=π/2,k2=106N/m(與葉片剛度接近)，假定外激勵(lì)幅值F1=F3，取值范圍為[500,800]。圖11為葉片減幅率隨外激勵(lì)幅值F1的變化情況。

圖11 葉片減幅率隨外激勵(lì)幅值的變化情況 Fig.11 Variation of blade amplitude reduction rate with external excitation amplitude

由圖11可知，外激勵(lì)幅值對(duì)2個(gè)葉片的減振效果均有明顯的影響。在給定的總正壓力、阻尼器剛度和相位差下，左、右葉片的減幅率均隨外激勵(lì)幅值增加出現(xiàn)不同程度的下降，因此外激勵(lì)幅值增加時(shí)需要更大的正壓力以保持相當(dāng)?shù)臏p振效果。從左、右葉片減幅率的差距隨外激勵(lì)幅值的變化情況可知，在外激勵(lì)幅值達(dá)到400 N時(shí)左、右葉片表現(xiàn)出一致的減幅率，外激勵(lì)幅值小于該值時(shí)，右葉片減振效果更好，反之則相反。

3 結(jié) 語(yǔ)

本文對(duì)比B-G型和切向無(wú)約束B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)，提出了一種基于阻尼器切向剛度設(shè)計(jì)的B-B型緣板阻尼結(jié)構(gòu)。在動(dòng)力學(xué)建模中重點(diǎn)研究了葉片-阻尼器之間的總正壓力隨阻尼器與左、右葉片間相對(duì)運(yùn)動(dòng)在左、右緣板間的分配，給出了基于阻尼器運(yùn)動(dòng)的正壓力分配方法。編制了基于變步長(zhǎng)四階龍格庫(kù)塔方法的系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析程序，通過(guò)數(shù)值仿真分析了正壓力分配對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的影響，研究了阻尼器剛度、外激勵(lì)相位差、總正壓力以及外激勵(lì)幅值對(duì)基于剛度設(shè)計(jì)的葉片阻尼器結(jié)構(gòu)減振特性的影響規(guī)律。本文的主要結(jié)論如下。

1)除了左、右葉片緣板與阻尼器完全粘滯及系統(tǒng)受對(duì)稱荷載作用等特殊工況，在B-B型葉片緣板阻尼系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析中考慮正壓力分配是必要的。

2)總正壓力、外激勵(lì)相位差及阻尼器剛度均有一個(gè)較大的范圍使得系統(tǒng)減振效果良好，這對(duì)于緣板阻尼器工程設(shè)計(jì)具有重要價(jià)值。

3)通過(guò)阻尼器剛度設(shè)計(jì)，相比切向無(wú)約束B-B型和B-G型阻尼結(jié)構(gòu)，本文提出的B-B型葉片緣板阻尼結(jié)構(gòu)可以達(dá)到更好的減振效果。

本文僅基于集中參數(shù)模型對(duì)正壓力分配的方法及一種基于剛度設(shè)計(jì)的阻尼器系統(tǒng)減振特性開展了初步的機(jī)理研究，下一步擬將本文的計(jì)算理論推廣至有限元模型進(jìn)行研究，以發(fā)展一種基于正壓力分配的渦輪葉片干摩擦減振有限元計(jì)算方法。