杜傳宇，姜 睿，劉躍聰，楊洪旭

(中國航發(fā)沈陽發(fā)動機(jī)研究所，沈陽 110015)

1 引言

航空發(fā)動機(jī)渦輪轉(zhuǎn)子葉片是將高溫燃?xì)鈨?nèi)能轉(zhuǎn)化成機(jī)械能的關(guān)鍵部件。葉片長期在高溫、高壓、高轉(zhuǎn)速的環(huán)境中工作，不僅要承受熱應(yīng)力和離心力，還要承受復(fù)雜氣動載荷的作用；當(dāng)氣流激勵頻率與葉片固有頻率一致時還會發(fā)生較大應(yīng)力的共振。在這種環(huán)境下長時間試車后，葉片時常發(fā)生高周疲勞斷裂故障。為避免此類故障發(fā)生，李其漢等[1]提出采取各種阻尼減振措施，以減小、抑制葉片動力響應(yīng)，達(dá)到降低葉片高周疲勞失效風(fēng)險的目的。其中，在葉身增加干摩擦阻尼結(jié)構(gòu)作為一種有效的減振方式，已得到廣泛應(yīng)用[2]。

葉片干摩擦阻尼結(jié)構(gòu)發(fā)展至今，主要有凸肩結(jié)構(gòu)、葉冠結(jié)構(gòu)和緣板阻尼結(jié)構(gòu)等[3]。凸肩結(jié)構(gòu)主要用于風(fēng)扇葉片及壓氣機(jī)前幾級葉片[4]；葉冠結(jié)構(gòu)常用于低壓渦輪轉(zhuǎn)子葉片。針對高壓渦輪轉(zhuǎn)子葉片通常采用緣板阻尼結(jié)構(gòu)進(jìn)行減振，而緣板阻尼結(jié)構(gòu)包含多種不同結(jié)構(gòu)形式。吳向宇等[5]查閱國內(nèi)外發(fā)動機(jī)型號的緣板阻尼結(jié)構(gòu)，總結(jié)出了幾種典型的結(jié)構(gòu)形式：薄片式(CFM56-3)、棱柱式(CFM56-5/7)、異型結(jié)構(gòu)(盒狀、彈簧狀等)。

目前針對緣板阻尼結(jié)構(gòu)減振特性的理論分析和計(jì)算分析取得了多項(xiàng)研究成果[6-11]，但多數(shù)分析存在以下兩個問題：①葉片結(jié)構(gòu)的簡化和分析模型的選擇，很難找到一個通用的摩擦模型和接觸面運(yùn)動模型解釋所有的摩擦現(xiàn)象[12]。②難以解析干摩擦過程中存在的強(qiáng)非線性。為此，需借助試驗(yàn)研究來分析和優(yōu)化緣板阻尼結(jié)構(gòu)。Griffin 等[13-14]做了B-G 型緣板阻尼器的分析以及試驗(yàn)驗(yàn)證；郝燕平等[15]對帶緣板阻尼片的金屬平板模擬件做了試驗(yàn)研究，給出了葉片-葉片模型阻尼片減振規(guī)律。但在多個試驗(yàn)研究中，對于實(shí)際工作中緣板兩側(cè)安裝阻尼片的三聯(lián)裝真實(shí)渦輪葉片的試驗(yàn)分析相對較少。本文針對某型帶緣板阻尼片結(jié)構(gòu)高壓渦輪葉片的斷裂故障，采用真實(shí)高壓渦輪工作葉片進(jìn)行試驗(yàn)，通過測量模態(tài)阻尼和葉片根部一彎最大應(yīng)力點(diǎn)的應(yīng)變響應(yīng)曲線，研究緣板阻尼片在不同壓緊力下的阻尼效果。

2 試驗(yàn)系統(tǒng)搭建

發(fā)動機(jī)實(shí)際工作中，阻尼片結(jié)構(gòu)搭接在相鄰葉片的緣板下方，在葉片振動時提供摩擦阻尼以降低其振動應(yīng)力。為模擬真實(shí)阻尼狀態(tài)，即在1 片葉片的緣板兩側(cè)均有阻尼結(jié)構(gòu)，試驗(yàn)采用3 片真實(shí)發(fā)動機(jī)高壓渦輪葉片聯(lián)裝形式，中間1片葉片為待測件，上、下2 片將葉片截去，以降低葉片間的耦合作用，同時方便測試。阻尼片為模擬件，材料為45 號鋼，結(jié)構(gòu)見圖1。

圖1 阻尼片模擬件Fig.1 Simulator of damper

阻尼片與緣板間正壓力的施加方式為頂緊式。利用4：1 力臂的杠桿結(jié)構(gòu)施加頂緊力，杠桿一端用砝碼加載，另一端通過頂桿頂住阻尼片，加載示意圖見圖2(圖中虛線為另一阻尼片加載方式)。

圖2 加載示意圖Fig.2 Schematic diagram of loading

模態(tài)試驗(yàn)時，將帶有葉片的試驗(yàn)裝置通過夾具固定在臺面上，并用螺栓壓緊葉片。在葉身布置敲擊點(diǎn)，如圖3所示。試驗(yàn)時固定加速度傳感器位置，通過移動力錘測量每個錘擊點(diǎn)的響應(yīng)，分析試驗(yàn)件第一階模態(tài)，得到葉片模態(tài)阻尼。需注意，模態(tài)試驗(yàn)加窗后時域信號得到的阻尼是過估計(jì)的。因此，為實(shí)現(xiàn)無泄漏測量，試驗(yàn)時響應(yīng)不加指數(shù)窗，通過增加系統(tǒng)采樣時間的方式，使響應(yīng)有足夠的時間衰減。

圖3 錘擊法敲擊點(diǎn)Fig.3 Excitation point of hammering method

應(yīng)變響應(yīng)試驗(yàn)利用電磁振動臺進(jìn)行，應(yīng)變片粘貼在葉片一彎最大應(yīng)力點(diǎn)位置，用正弦慢掃描法激勵，記錄2 000～3 000 Hz 范圍(覆蓋葉片一彎頻率)內(nèi)應(yīng)變片的應(yīng)變響應(yīng)曲線。為保持每次掃描時振動臺的激振力不變，采用閉環(huán)控制系統(tǒng)；在振動臺臺面安裝加速度傳感器，將臺面加速度接入數(shù)采系統(tǒng)，作為控制信號。經(jīng)控制系統(tǒng)控制，臺面加速度在慢掃描過程中始終為a。閉環(huán)試驗(yàn)系統(tǒng)簡圖見圖4，真實(shí)試驗(yàn)系統(tǒng)見圖5。

圖4 閉環(huán)試驗(yàn)系統(tǒng)簡圖Fig.4 Schematic diagram of closed-loop test system

圖5 真實(shí)試驗(yàn)系統(tǒng)Fig.5 Test system

3 試驗(yàn)結(jié)果及分析

根據(jù)高壓渦輪葉片工作時的共振分析，第一階振型共振轉(zhuǎn)速為7 650 r/min，此時封嚴(yán)片離心力為66 N。由于葉片狀態(tài)是確定的，即共振轉(zhuǎn)速大致確定，試驗(yàn)通過調(diào)整阻尼片壓緊力來獲取最優(yōu)阻尼效果。試驗(yàn)中選取0、50 N、100 N、200 N共4個等級進(jìn)行試驗(yàn)。

3.1 正壓力對模態(tài)阻尼比的影響

在模態(tài)試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)，在2 000～3 000 Hz 范圍內(nèi)存在兩個共振峰值，見圖6，一個頻率在2 100～2 200 Hz 之間，另一個在2 500～2 600 Hz 之間。為確定葉片一階共振頻率，對三聯(lián)裝葉片進(jìn)行頻率測量。為排除阻尼測量系統(tǒng)耦合頻率，利用非接觸式振動測量系統(tǒng)進(jìn)行測頻；激勵方式采用聲激勵。圖7 示出了非接觸式振動測量系統(tǒng)的試驗(yàn)安裝狀態(tài)，測頻結(jié)果見圖8。結(jié)果表明，葉片一階頻率在2 600 Hz 附近，因此，阻尼試驗(yàn)系統(tǒng)中2 100～2 200 Hz 的振動頻率為系統(tǒng)耦合頻率。

圖6 頻響函數(shù)Fig.6 Frequency response function

圖7 非接觸式振動測量系統(tǒng)Fig.7 Non-contact vibration measurement system

圖8 葉片測頻結(jié)果Fig.8 Frequency measurement result of blade

表1給出了緣板阻尼片受不同壓緊力時葉片的模態(tài)阻尼試驗(yàn)結(jié)果。可看出，在0～200 N的壓緊力范圍內(nèi)，葉片阻尼比隨壓緊力的增大而增大，且無收斂現(xiàn)象；葉片的一階共振頻率隨壓緊力的增大而增大，表明葉片剛度隨壓緊力的增大而增大。

表1 不同壓緊力葉片的模態(tài)阻尼Table 1 Damping of blades with different pressure

3.2 壓緊力對葉片動態(tài)應(yīng)變的影響

在應(yīng)變響應(yīng)曲線試驗(yàn)中，通過閉環(huán)控制保持振動臺激振力不變，在2 000～3 000 Hz 范圍，對葉片進(jìn)行正弦慢掃描激勵獲得阻尼片不同壓緊力時葉片的應(yīng)變響應(yīng)曲線，如圖9所示。表2給出每條曲線的最大應(yīng)變及相對于無緣板阻尼片的應(yīng)變降幅。從圖9和表2可以得出隨著壓緊力的增加，葉片根部的應(yīng)變先減小后增大，這是由于葉片的響應(yīng)幅值是剛度和阻尼共同作用的結(jié)果。因此，存在一最優(yōu)壓緊力，即最優(yōu)的阻尼片質(zhì)量，使葉片振動應(yīng)變最小。該壓緊力在100 N 左右，原結(jié)構(gòu)阻尼片在一階共振時的壓緊力約為66 N，與試驗(yàn)存在一定差異。

表2 不同壓緊力葉片的模態(tài)阻尼Table 2 Damping of blades with different pressure

圖9 應(yīng)變響應(yīng)曲線Fig.9 Strain response curve

根據(jù)半功率法，利用應(yīng)變響應(yīng)曲線計(jì)算一彎振動的阻尼比，計(jì)算方式如下：共振峰值處頻率為ω0，幅值為ε，根據(jù)峰值，在響應(yīng)曲線中找到半功率點(diǎn)，即0.707ε處的頻率ω2和ω1。根據(jù)公式(1)計(jì)算葉片的阻尼比ξ，結(jié)果見表3。由表可知，在0～200 N 的壓緊力范圍內(nèi)，葉片阻尼比隨壓緊力的增大而增大，此結(jié)論與模態(tài)試驗(yàn)的一致。

表3 不同壓緊力葉片一彎振動阻尼比Table 3 First order vibration damping of blades with different pressure

4 結(jié)論

通過三聯(lián)裝發(fā)動機(jī)真實(shí)高壓渦輪葉片的阻尼效果試驗(yàn)，驗(yàn)證了緣板阻尼片是一種有效的渦輪葉片減振措施。研究發(fā)現(xiàn)，隨著阻尼片和緣板間壓緊力的增加，葉片一階共振頻率和模態(tài)阻尼隨之增加；在4 個壓緊力狀態(tài)中(0，50 N，100 N，200 N)，緣板阻尼片和緣板間的壓緊力在100 N附近存在一最優(yōu)壓緊力，使葉片一彎振動應(yīng)力最大點(diǎn)的應(yīng)變響應(yīng)最?。辉摿Υ笮∨c現(xiàn)有阻尼結(jié)構(gòu)在葉片一階振動時的壓緊力存在一定差異。為此，在后續(xù)阻尼片設(shè)計(jì)中應(yīng)結(jié)合試驗(yàn)確定最優(yōu)壓緊力，通過調(diào)整緣板阻尼片質(zhì)量、材料等影響因素，以達(dá)到最佳阻尼效果。