基于流固耦合的航空导叶作动筒振动特性分析.pdf
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1、第 47 卷 第 4 期燕山大学学报Vol.47 No.42023 年 7 月Journal of Yanshan UniversityJuly 2023 文章编号:1007-791X(2023)04-0289-09基于流固耦合的航空导叶作动筒振动特性分析曹 洋1,王泽坤2,3,刘鹏举2,3,赵 振4,孔祥龙4,满春雷1,姚 静2,(1.中国航发长春控制科技有限公司,吉林 长春 130102;2.燕山大学 机械工程学院,河北 秦皇岛 066004;3.燕山大学 河北省轻质结构装备设计与工艺工程技术创新中心,河北 秦皇岛 066004;4.空装驻长春地区军事代表室,吉林 长春 130102)收稿
2、日期:2023-04-04 责任编辑:温茂森基金项目:国家科技重大专项资助项目(2017-V-0015-0067);中央引导地方科技发展资金资助项目(226Z1901G)作者简介:曹洋(1986-),男,河北昌黎人,硕士,工程师,主要研究方向为系统仿真及应用;通信作者:姚静(1978-),女,河北石家庄人,博士,教授,博士生导师,主要研究方向为流体传动与控制,Email:jyao 。摘 要:针对航空发动机高压压气机导叶作动筒在剧烈振动工作环境中的易损问题,确定导叶作动筒在振动过程中的固有频率与相关振型,获取关键结构件在标准功率谱下的动态响应,通过有限元法建立了考虑流固耦合的非线性模态分析仿真模
3、型。通过单一变量法利用仿真模型研究接触刚度、活塞位于不同行程位置对相关固有频率与振型的影响机制,发现关键接触位置的接触刚度因子取 0.8 能保证仿真准确度并满足接触刚度,工作过程中活塞在行程上的位置发生变化,对第二、三阶的固有频率影响较大。完成共振检查试验,实测固有频率与仿真结果对应良好,验证了有限元分析模型的准确性。基于模态结果,根据航空标准建立随机振动仿真模型,得到关键结构件在 3 下的应力及变形响应,为导叶作动筒结构优化设计提供依据。关键词:导叶作动筒;流固耦合;接触刚度;非线性模态;共振检查试验;随机振动中图分类号:TP391.4 文献标识码:A DOI:10.3969/j.issn.
4、1007-791X.2023.04.0020 引言 航空航天产品的工作环境恶劣,因而对其性能也有严格要求,高压压气机在工作时具有高温、高压、高速和变载荷的特点1,会产生各种形式的剧烈振动。其内部的导叶作动筒是控制高压压气机导叶动作的重要构件,各种振动冲击的工作环境使导叶作动筒本身产生复杂的振动响应2。因此需要对作动筒工作时的固有动态特性进行更为准确和全面的研究,保证其使用过程中的可靠性,避免安全事故和经济损失。针对航空发动机工作过程中的振动问题,文献3研究了航空发动机压气机叶-盘耦合的振动特性,得到了离心载荷对频率和振型的影响规律。文献4研究了航空发动机叶片的动态响应特性,发现高速振动情况下叶
5、片模态振型与应力具有相对稳定性。针对作动筒结构的振动问题,文献5利用 UG 软件对某发动机放气作动筒进行了仿真建模,研究主要失效和破损位置。文献6对一种起落架作动筒进行了静力学和动力学仿真建模,并依据仿真结果对作动筒进行了优化设计。文献7基于正弦振动的疲劳仿真,结合试验结果对某型作动器进行结构优化来避免结构断裂。目前对于航空导叶作动筒的研究主要集中在液压伺服控制,而流固耦合的非线性结构振动方面的研究较少。本文基于某航空导叶作动筒的实际工况并考虑内部油液质量与压力影响,建立流固耦合动力学模型,研究接触刚度对可动副自由度的影响机制,分析接触位置及接触状态对固有频率的影响;通过共振检查试验验证仿真模
6、型的准确性,根据机载设备环境条件及试验方法-振动8建立随机振动仿真模型,分析零部件的应力和变形情况,为其故障检测与结构优化提供依据。290 燕山大学学报20231 作动筒工作原理及主体结构 航空发动机内高压压气机导叶作动筒的工作原理如图 1 所示。其连接座底部轴承用于固定作动筒,活塞杆端轴承用于输出作动筒位移,筒体内部集成的线位移传感器通过螺钉固定于连接座,活塞与活塞游标及杆端轴承组件固定共同运动,线位移传感器通过检测活塞游标的相对位移来反馈作动筒当前的运动状态。通过电液伺服阀控制作动筒有杆腔与无杆腔的油液流量来调节活塞的伸缩位置。活塞杆端轴承与叶片通过连杆铰接在一起,通过活塞位移改变压气机叶
7、片空间角度,从而调节航空发动机内外涵道进气量9,保证航空发动机稳定工作。图 1 某型作动筒工作原理图Fig.1 Working principle diagram of a type of actuating cylinder2 作动筒静力学分析2.1 工装-作动筒三维有限元模型 首先建立作动筒的材料库模型,依据航空材料手册、标准件相关标准等查取相应材料的力学参数,主要部件材料的力学参数如表 1 所示。考虑到振动试验时工装结构的质量和连接刚度对固有频率的影响10,在原有作动筒模型及试验坐标基础上,进行工装建模并与作动筒组合装配,建立工装-作动筒的几何模型。表 1 材料力学参数Tab.1 Mec
8、hanical parameters of material材料牌号弹性模量/GPa泊松比密度/(kgm-3)0Cr17Ni4Cu4Nb2130.277 7801Cr18Ni9Ti2060.257 8500Cr18Ni10Ti1930.278 03006Cr18Ni92060.277 93012Cr18Ni91840.247 920 为得到作动筒真实的固有振动特性,还需要考虑零组件间各种接触行为,在该模型中存在两种需要特殊处理的接触,一种涉及到间隙接触的处理,该种接触面之间存在小间隙,通过调整球形域、渗透容差等调整接触探测范围,保证接触探测范围覆盖接触间隙;另一种需特殊处理的接触涉及局部自由度
9、的处理,主要集中在活塞与筒体的接触位置,为保证在进行模态仿真计算时保留活塞在结构中的局部自由度,对相关接触类型和接触刚度进行了调节。另外在作动筒与工装连接的位置,将关节与接触结合使用,保证了合理的连接刚度,避免过约束的现象。针对各个零部件进行合理网格划分与调整,建立工装-作动筒三维有限元模型,如图 2 所示。图 2 工装-作动筒三维有限元模型Fig.2 Fixture-actuating cylinder 3D finite element model2.2 预紧力边界条件 作动筒各零组件间主要通过螺钉相互连接,螺钉预紧力会改变连接件间的接触刚度,影响固有频率。作动筒的螺钉分布在连接座与筒体之
10、间、连接座与电连接器之间、连接座与线位移传感器之间,对各型号螺钉所需施加预紧力进行计算。对螺钉公称应力截面积 As进行计算:As=4d2+d32()2,(1)第 4 期曹 洋 等 基于流固耦合的航空导叶作动筒振动特性分析291 式中,As为螺钉公称应力截面积,d2为螺钉外螺纹中径,d3为螺纹计算直径。对螺纹计算直径 d3进行计算:d3=d1-H6,(2)式中,d1为螺钉外螺纹小径,H 为螺钉螺纹的原始三角形高度。预紧力 F的计算公式为F=(0.6 0.7)sAs,(3)式中,s为螺钉材料的屈服点。计算并取整后得到各螺钉的预紧力,螺钉材料的屈服强度与最终施加预紧力如表 2 所示,在仿真模型中对实
11、体螺钉加载预紧力边界条件。表 2 螺钉材料的强度Tab.2 Material strength of screws材料牌号抗拉强度/MPa屈服强度/MPa预紧力/N1Cr18Ni9Ti5202055 00012Cr18Ni95502007502.3 流固耦合仿真模型 仿真模型考虑了作动筒中油液的影响,涉及到油液质量和油液压力的处理。使用的油液为GJB 12631991 航空 3 号喷气燃料,其密度为780 kgm-3,运动粘度为 1.25 mm2s-1。对筒体内空腔进行流道抽取,借助 Fluent 平台进行流固耦合计算,得到流体壁面的压力分布11。通过等效质量法,将流体质量附加在筒体上12。等
12、效计算式为=GVG+LVLVG,(4)式中,为固体等效密度,G为固体密度,L为流体密度,VG为固体体积,VL为流体体积。通过流固耦合仿真模型计算油液压力分布,引入作动筒受油液压力的边界条件,在 Fluent 中对流域给定压力边界条件,入口为 12 MPa 压力边界,出口为 0.2 MPa 压力边界,对仿真模型进行压力分布计算,结果显示有杆腔油压分布 12 MPa,无杆腔油压分布 0.2 MPa,如图 3 所示。将油液压力分布引入静力学模型,给定固定边界条件,对流固耦合仿真模型进行有限元仿真计算,计 算 结 果 显 示 螺 钉 位 置 应 力 最 大 为187 MPa,低于螺钉材料屈服强度,计算
13、得到筒体的应力分布结果,最大应力为 153 MPa,远小于筒体 材 料 的 屈 服 强 度(筒 体 的 材 料 为0Cr17Ni4Cu4Nb,筒体工作温度在 200 以下,该材料在该温度下屈服强度超过1 180 MPa),如图4所示。静力学分析引入了预紧力与油液压力分布两种边界条件,并给定固定边界设置,获得了受力位置的应力结果,为后续仿真奠定基础。图 3 油液流体仿真模型Fig.3 Oil fluid simulation model图 4 静力学应力分布Fig.4 Static stress distribution3 作动筒模态分析3.1 接触刚度因子对活塞扭振频率的影响 理论上作动筒的活
14、塞存在沿行程方向上的移动自由度以及绕轴心扭转的自由度,纯刚性连接会导致过大结构刚度,无法释放正确的局部自由度振型,为正确映射活塞可移动件的自由度情况,292 燕山大学学报2023现通过相关接触参数调整以保证活塞产生这两种振型。在筒体和活塞之间使用不分离接触和无摩擦接触,为避免出现较大接触穿透,调节 3 个关键接触的接触刚度因子,如图 5 所示。接触刚度因子越大两接触面之间的接触刚度越大,接触面之间更不易计算穿透,会影响相应位置的结构刚度,在一定程度上改变模态振型和固有频率。通过改变接触刚度因子进行多组仿真,总结出相关接触设置不同接触刚度因子时活塞扭振的固有频率,如图 6 所示。发现接触刚度因子
15、低于 0.8 时相关固有频率受其影响很大,但在接触刚度因子达到 0.8以后相关固有频率趋于稳定,且从振型上看无较大计算穿透现象,因此这 3 个接触的接触刚度因子设定为 0.8。图 5 调节接触刚度因子的接触Fig.5 Contacts of adjusting contact stiffness factor图 6 接触刚度因子对固有频率影响Fig.6 The influence of contact stiffness factor on nature frequency3.2 模态仿真结果 以静力学分析结果引入边界条件作为初始条件计算作动筒的固有频率及振型,考虑后续仿真工作要求,模态分析的
16、频率范围应大于正弦振动分析频率的 1.5 倍,因此设置仿真计算频率范围为 03 000 Hz。模态计算得到作动筒在 2 000 Hz以下的 8 阶固有频率,如表 3 所示,前三阶振型如图 7 所示。表 3 作动筒固有频率Tab.3 Natural frequency of actuator cylinder阶次方向固有频率/Hz1y317.902z405.303y588.144x1 078.805z1 174.106y1 599.307z1 673.808x1 964.70图 7 作动筒前三阶模态振型Fig.7 The first three modal shapes of the actua
17、tor cylinder 从振型来看,前三阶振型的振动趋势主要发生在筒体、活塞杆、轴承固定位置和电连接器附近,刚度上主要涉及到活塞杆抗弯刚度与筒体的抗扭刚度,第四阶振型及以后的振动趋势主要和电连接器附近的局部振动有关,因此有一定误差。此有限元模型获取了该型作动筒在实际工况下的第 4 期曹 洋 等 基于流固耦合的航空导叶作动筒振动特性分析293 动态响应,工作时避免固有频率可提高使用寿命。该作动筒有限元模型中对活塞局部自由度的调节方法,可指导存在局部自由度的作动筒类结构组件进行振动仿真建模。3.3 不同行程位置下的固有频率变化规律 仿真计算可获取试验无法检测位置的响应信息,比如作动筒内部无法通过
18、传感器探测到的位置的响应信息,还可以在保证仿真模型正确的基础上,进行更多组次不同变量的仿真计算,其效率和成本问题都优于试验。因此对作动筒的活塞在不同行程位置时的工况进行多组仿真,获取其振型与固有频率变化规律。作动筒在调节叶片角度时,活塞在行程上的位置会发生改变,因此针对活塞在不同行程位置时的作动筒进行了模态仿真分析。活塞底部距离筒腔底部的距离为 S,如图 8 所示,研究活塞距筒底距离 S 为 0 mm、15 mm、30 mm 与 45 mm 位置时的前四阶固有频率变化规律。图 8 活塞行程位置Fig.8 The piston stroke position 随着活塞在行程上位移变大,前四阶固有
19、频率都有降低的趋势,但第一阶与第四阶固有频率变化较小,其中第一阶固有频率主要涉及筒体的抗扭刚度,第二、三阶固有频率主要涉及作动筒的抗弯刚度,第四阶固有频率主要涉及活塞的抗扭刚度,在活塞移动过程中作动筒的抗扭刚度变化较小,因而不同活塞位置下第一、四阶固有频率相差较小,抗弯刚度变化相对较大,因而不同位置下第二、三阶固有频率相差较多,活塞在不同行程位置下的各阶振型都相同,如图 9 所示。3.4 湿模态模型下的油液振型 基于 Fluent 建立流固耦合模型下的模态仿真模型无法观察油液振型,因此建立湿模态仿真分析模型,对作动筒振型进行求解,获得了包含油液振型在内的作动筒振型。湿模态仿真可保留油液模型,因
20、此不需要用式(4)将油液质量等效到筒体上。提取油液的前三阶模态振型,如图 10 所示。图 9 不同活塞位置下的前四阶固有频率Fig.9 The first four natural frequencies at different piston positions图 10 油液前三阶模态振型Fig.10 The first three modal shapes of oil4 作动筒共振检查试验4.1 共振检查试验方法 依靠振动试验台施加的正弦激励产生振动环境,在 02 000 Hz 频率范围内对作动筒进行共振检查试验,搜集作动筒在工作状态下产生响应峰值的共振频率。根据机载设备环境条件及试验方
21、法-振动(HB 5830.51984)规定的加速度及位移294 燕山大学学报2023载荷:频率在 1040 Hz 内,施加 0.3 mm 的位移振幅载荷;频率在 40 Hz 以上时,施加 2g 的加速度载荷进行共振检查试验。模拟活塞位于 0 mm 位置的工作初始状态,通过工装上的销轴与两端轴承连接,将其安装在振动试验台上。试验时腔体内充满油液,无杆腔油压保持 0.2 MPa,有杆腔油压保持 12 MPa,依靠油液压差使活塞组件保持在 0 mm 位移位置。考虑到作动筒结构在低频段不易发生沿活塞轴向的振动,因此通过振动试验台提供沿 y 轴和 z 轴正方向的正弦激励载荷,在连接座附近位置安装加速度传
22、感器并输出加速度响应信号。4.2 试验响应结果 安装就绪后进行作动筒共振检查试验,通过共振检查试验得到作动筒沿 y 轴和 z 轴的幅值比响应曲线,如图 11 所示,根据响应结果,提取响应幅值比大于 1 的峰值点对应的频率,视作试验过程中获得的共振频率点,将频率值由小到大排序,得到作动筒前六阶共振频率,如表 4 所示。以试验坐标系为基准,在仿真模型中通过作动筒各阶振型沿三轴方向的有效参与质量确定沿y 和 z 方向的前三阶固有频率,并将模态仿真得到的固有频率与共振检查试验结果进行对比,计算仿真获取固有频率的误差。对仿真获取的固有频率进行相对误差计算:=f1-f2f2 100%,(5)式中,为相对误
23、差,f1为仿真获取的固有频率,f2为试验获取的固有频率。图 11 作动筒响应曲线Fig.11 Response curve of actuator cylinder表 4 沿 y 和 z 向前三阶响应结果Tab.4 The first three order response along y and z阶数主方向固有频率/Hz幅值比1y311.855.392z403.9815.103y598.7311.564z1 117.207.095y1 469.903.206z1 647.302.08 通过计算得到的误差分布发现,1 000 Hz 以下固有频率的仿真误差均不超过 2%,其余固有频率的误差也
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