高壓渦輪葉片緣板阻尼片阻尼效果試驗研究

杜傳宇，姜 睿，劉躍聰，楊洪旭

(中國航發沈陽發動機研究所，沈陽 110015)

1 引言

航空發動機渦輪轉子葉片是將高溫燃氣內能轉化成機械能的關鍵部件。葉片長期在高溫、高壓、高轉速的環境中工作，不僅要承受熱應力和離心力，還要承受復雜氣動載荷的作用；當氣流激勵頻率與葉片固有頻率一致時還會發生較大應力的共振。在這種環境下長時間試車后，葉片時常發生高周疲勞斷裂故障。為避免此類故障發生，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，達到降低葉片高周疲勞失效風險的目的。其中，在葉身增加干摩擦阻尼結構作為一種有效的減振方式，已得到廣泛應用[2]。

葉片干摩擦阻尼結構發展至今，主要有凸肩結構、葉冠結構和緣板阻尼結構等[3]。凸肩結構主要用于風扇葉片及壓氣機前幾級葉片[4]；葉冠結構常用于低壓渦輪轉子葉片。針對高壓渦輪轉子葉片通常采用緣板阻尼結構進行減振，而緣板阻尼結構包含多種不同結構形式。吳向宇等[5]查閱國內外發動機型號的緣板阻尼結構，總結出了幾種典型的結構形式：薄片式(CFM56-3)、棱柱式(CFM56-5/7)、異型結構(盒狀、彈簧狀等)。

目前針對緣板阻尼結構減振特性的理論分析和計算分析取得了多項研究成果[6-11]，但多數分析存在以下兩個問題：①葉片結構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動模型解釋所有的摩擦現象[12]。②難以解析干摩擦過程中存在的強非線性。為此，需借助試驗研究來分析和優化緣板阻尼結構。Griffin 等[13-14]做了B-G 型緣板阻尼器的分析以及試驗驗證；郝燕平等[15]對帶緣板阻尼片的金屬平板模擬件做了試驗研究，給出了葉片-葉片模型阻尼片減振規律。但在多個試驗研究中，對于實際工作中緣板兩側安裝阻尼片的三聯裝真實渦輪葉片的試驗分析相對較少。本文針對某型帶緣板阻尼片結構高壓渦輪葉片的斷裂故障，采用真實高壓渦輪工作葉片進行試驗，通過測量模態阻尼和葉片根部一彎最大應力點的應變響應曲線，研究緣板阻尼片在不同壓緊力下的阻尼效果。

2 試驗系統搭建

發動機實際工作中，阻尼片結構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力。為模擬真實阻尼狀態，即在1 片葉片的緣板兩側均有阻尼結構，試驗采用3 片真實發動機高壓渦輪葉片聯裝形式，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，結構見圖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 力臂的杠桿結構施加頂緊力，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

模態試驗時，將帶有葉片的試驗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，如圖3所示。試驗時固定加速度傳感器位置，通過移動力錘測量每個錘擊點的響應，分析試驗件第一階模態，得到葉片模態阻尼。需注意，模態試驗加窗后時域信號得到的阻尼是過估計的。因此，為實現無泄漏測量，試驗時響應不加指數窗，通過增加系統采樣時間的方式，使響應有足夠的時間衰減。

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

應變響應試驗利用電磁振動臺進行，應變片粘貼在葉片一彎最大應力點位置，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)內應變片的應變響應曲線。為保持每次掃描時振動臺的激振力不變，采用閉環控制系統；在振動臺臺面安裝加速度傳感器，將臺面加速度接入數采系統，作為控制信號。經控制系統控制，臺面加速度在慢掃描過程中始終為a。閉環試驗系統簡圖見圖4，真實試驗系統見圖5。

圖4 閉環試驗系統簡圖Fig.4 Schematic diagram of closed-loop test system

圖5 真實試驗系統Fig.5 Test system

3 試驗結果及分析

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

3.1 正壓力對模態阻尼比的影響

在模態試驗中發現，在2 000～3 000 Hz 范圍內存在兩個共振峰值，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，對三聯裝葉片進行頻率測量。為排除阻尼測量系統耦合頻率，利用非接觸式振動測量系統進行測頻；激勵方式采用聲激勵。圖7 示出了非接觸式振動測量系統的試驗安裝狀態，測頻結果見圖8。結果表明，葉片一階頻率在2 600 Hz 附近，因此，阻尼試驗系統中2 100～2 200 Hz 的振動頻率為系統耦合頻率。

圖6 頻響函數Fig.6 Frequency response function

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

圖8 葉片測頻結果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阻尼試驗結果。可看出，在0～200 N的壓緊力范圍內，葉片阻尼比隨壓緊力的增大而增大，且無收斂現象；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阻尼Table 1 Damping of blades with different pressure

3.2 壓緊力對葉片動態應變的影響

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

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

圖9 應變響應曲線Fig.9 Strain response curve

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

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 結論

通過三聯裝發動機真實高壓渦輪葉片的阻尼效果試驗，驗證了緣板阻尼片是一種有效的渦輪葉片減振措施。研究發現，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阻尼隨之增加；在4 個壓緊力狀態中(0，50 N，100 N，200 N)，緣板阻尼片和緣板間的壓緊力在100 N附近存在一最優壓緊力，使葉片一彎振動應力最大點的應變響應最小；該力大小與現有阻尼結構在葉片一階振動時的壓緊力存在一定差異。為此，在后續阻尼片設計中應結合試驗確定最優壓緊力，通過調整緣板阻尼片質量、材料等影響因素，以達到最佳阻尼效果。