基于流固耦合方法的离心式压气机叶片强度与振动特性研究
【国家自然科学基金】_压气机叶片_基金支持热词逐年推荐_【万方软件创新助手】_20140803
推荐指数 2 2 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1
2009年 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15
科研热词 阻尼比 通流设计 转子 试验 离心叶轮 离心压气机叶片气动设计 模态分析法 变复杂度模型 半功率法 分流叶片 分布激励突卸法 优化设计 优化 任意中弧造型 nurbs
2013年 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34
科研热词 气动性能 压气机 高速刮擦 非线性动力学 静电感应 过渡单元 角区分离 航空发动机 脆性 线速度 粗糙度 等离子体激励 稳定性 积垢 离心叶轮 磨损机制 碰摩故障 生产线网络 混沌 流动控制 模拟实验 有限元方法 曲率 旋转叶片 数值模拟 敏感性分析 应力强度因子 工艺路线优化 封严涂层 唯象模型 含裂纹叶片 动态响应 前缘 三维奇异单元
2011年 科研热词 压气机 轴流压气机 流固耦合 数值模拟 总压畸变 压气机叶片 边界层动量厚度 软件开发 负射流 硬涂层 振动响应 尾迹通过频率 尾迹/边界层作用 固有特性 叶片强度 叶片 压电压磁效应 压力系数 压力测量 压力分布 优化仿真 推荐指数 3 2 2 2 2 2 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1
2008年 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28
科研热词 非定常干扰 表面热膜 非接触 边界层 轴流式压气机 转捩 跨声压气机 试验研究 航空、航天推进系统 离心式压气机 流动分离 气动负荷 气动力矩 气动力 时序效应 数值模拟 弯掠动叶 异步振动 叶片 叶尖定时 变复杂度模型 压气机叶栅 压气机 前缘形状 全工况性能 优化 re数 nurbs
基于ANSYS的飞机发动机压气机叶片模态分析
】【 】 『ｃ ＝
（－） １ ７
中 国 民 航 飞 行 学 院 学 报
Ｊ ｕ ｎ ｌ ｏ Ｃｉ ｉ Ａｖａ ｉ ｎ Ｆｌ ｈ Ｕｎ ｖ ｒｉ ｏ Ｃ ｍａ ｏ ｒ ａ ｆ ｖｌ ｉｔ ｏ ｉ ｔ ｇ ｉ ｅｓｔ ｙ ｆ ｈ
Ｊ ．２ＯＩ ｕ１ Ｏ
ＶＯ ． ． Ｉ Ｉ ４ ２ Ｎｏ
Ｊ ．２Ｏｌ ｕＩ Ｏ
中 国 民 航 飞 行 学 院 学 报
Ｊ ｕ ａ ｏ Ｃｉｉ Ａｖａｉｎ Ｆｌ ｈ Ｕｎｖ ｒｉ ｏ Ｃｈｎ ｏｒ ｌ ｆ ｎ ｖｌ ｉｔ ｉ ｔ ｏ ｇ ｉｅｓｔ ｙ ｆ ｉａ
ＶＯ ＿ １ ． ｌ Ｎｏ ４ ２
基 于 Ａ ＹＳ的 飞机 发 动机 压 气机 叶 片 模 态 分析 ＮＳ
忽 略一些 对结 果影 响不 大 的结构 。
这样，相互耦合 的Ⅳ 自由度系统的方程组经 正交变换，成为在模态坐标下相互独立的 Ｎ 自由
度系统的方程组，解耦后的第 ｉ 个方程为：
一
Ｍｌｊ Ｃ ｆ ∑ ， ＝，… 以 ＋ （ ｌ ＝ Ｆ（ １， ， ｏ ， ２ ）
＝１
（－） １９ 式中 ， ， 别 为模 态 刚度 、模 态 质 Ｃ分
（ ＾ 】 ｓ 】 【 ） （） ＝｛ （ ） 【 ＋ ｉ ＋ 】 ） Ｆ ｃ ｛ ）
（－） １ ２
令 Ｓ＝ ，则（ ２变为： １） －
（ 一 【 】 【 】 ｝ Ｆ ｝ Ｉ 』 ＋ Ｃ ） （ ）＝｛ （ ） Ｘ】 ｛
（—） １３
重。常见故障现象有 ：外物损伤 、强度不足和高
】 『
】 ＝
（－ Ｉ ０ 若阻尼矩阵也近似被对角化 ，即有：
模态 Ｋ分析方法就是以无阻尼的各阶主振型所对
应 的模 态 坐 标 来 代 替 物 理 坐 标 ， 使 微 分 方 程 解 耦 ，变 成 各 个 独 立 的微 分 方 程 ｐ。对 式 （一） Ｊ １１两边 进行 拉式 变换 ，得 ：
航空发动机压气机转子叶片强度计算及气流场模拟
航空发动机压气机转子叶片强度计算及气流场模拟摘要压气机是为航空发动机提供需要压缩空气的关键部分，由转子和静子等组成，其中转子叶片是完成该功能的核心零件，在能量转换方面起着至关重要的作用。
叶片工作的环境比较恶劣，除了承受高转速下的气动力、离心力和高振动负荷外，还要承受热应力，所以在叶片设计之中，首先遇到的问题是叶片结构的强度问题，转子叶片强度的高低直接影响发动机的运行可靠性，叶片强度不足，可能会直接导致叶片的疲劳寿命不足，因此在强度设计中必须尽量增大强度，以提高叶片疲劳寿命和可靠性。
由进气道、转子、静子等组成的离心式压气机内部流动通道是非常复杂的，由于压气机是发动机的主要增压设备，其工作的好坏对发动机的性能有很大的影响。
随着现在的计算机和数字计算方法的大力发展，三维计算流体模拟软件越来越多的被运用到旋转机械的内部流场进行数值分析。
本文利用三维流体模拟软件ANSYS系列软件对压气机内部的气体流动性能进行模拟，得到一些特征截面的压力和速度分布情况。
关键字：转子叶片；强度计算；Fluent；轴流式压气机AbstractThe compressor is to provide compressed air for the needs of key parts of aero engine, the rotor and the stator, etc., wherein the rotor blades are core components to complete the function, plays a crucial role in the transformation of energy. The blade working environment is relatively poor, in addition to withstand high speed aerodynamics, centrifugal force and vibration in high load, to withstand greater thermal stress, so in the blade design, the first problem is the strength of the blade structure, the rotor blade strength directly affect the reliability of the engine, blade lack of strength, may directly lead to the fatigue life of the blade is insufficient, so the strength design must try to increase the strength, to improve the blade fatigue life and reliability.The internal flow passage of centrifugal compressor inlet, rotor and stator which is very complex, is mainly due to the high pressure equipment of the engine, has great impact on the performance of the quality of its work on the engine. With the development of computer and digital calculation method, 3D computational fluid simulation software has been applied to numerical analysis of internal flow field of rotating machines. In this paper, the fluid flow characteristics in the compressor are simulated by using a series of ANSYS software, and the pressure and velocity distributions of some characteristic sections are obtained.Keywords: rotor blade; strength calculation; Fluent; axial flow compressor目录1 引言 (1)课题介绍 (1)研究方法 (1)直接计算法 (1)有限元分析法 (2)2 转子叶片 (2)叶身结构 (3)榫头结构 (5)叶片截面的几何特征 (7)3 叶片强度计算 (10)叶片受力分析 (10)离心拉应力计算 (10)离心弯应力计算 (12)气流弯应力计算 (15)叶片热载荷 (18)榫头强度计算 (19)4 压气机内气流场的模拟 (21)Fluent软件介绍 (21)双向流固耦合 (22)模型建立 (23)实体模型的建立 (23)ICEM CFD网格划分 (27)相关条件的设置 (28)运行结果和分析 (29)速度计算和分析 (29)压力场计算和分析 (31)5 结束语 (33)【参考文献】 (34)致谢 (35)附录1 相关英文文献: (36)附录2 英文文献中文译文: (50)1 引言1.1课题介绍压气机是用来提高进入发动机内的空气压力，提供发动机工作时所需要的压缩空气，也可以为座舱增压、涡轮散热和其他发动机的启动提供压缩空气[1]。
流固耦合声子晶体管路冲击振动特性研究
流固耦合声子晶体管路冲击振动特性研究*胡兵1)2) 郁殿龙1)2)† 刘江伟1)2) 朱付磊1)2) 张振方1)2)1) (国防科技大学装备综合保障技术重点实验室, 长沙 410073)2) (国防科技大学智能科学学院, 长沙 410073)(2020 年3 月19日收到; 2020 年6 月12日收到修改稿)流固耦合管路系统广泛应用于各种装备中, 通常用来传递物质和能量或者动量. 由于流固耦合效应, 管壁在流体作用下易产生强烈的振动与噪声, 对装备安全性、隐蔽性产生严重影响, 甚至造成严重破坏. 流固耦合管路振动抑制需求迫切, 意义重大. 声子晶体可以利用其带隙特性抑制特定频率范围内弹性波的传播, 在减振降噪领域具有广泛的应用前景. 本文基于声子晶体理论, 研究了流固耦合条件下的布拉格声子晶体管路冲击振动传递特性. 将传递矩阵法和有限元法相结合, 计算了能带结构与带隙特性, 重点考虑了流固耦合效应下, 不同冲击激励条件下声子晶体管路振动特性, 分析了流固耦合对声子晶体管路振动传递特性的影响.研究结果为流固耦合条件下管路系统的振动控制提供了技术参考.关键词：流固耦合, 声子晶体, 振动带隙, 冲击振动PACS：43.40.–r, 61.50.Ah, 47.11.–j, 65.20.De DOI: 10.7498/aps.69.202004141 引 言输流管路系统通常用来传递物质和能量或者动量, 因而广泛应用于各种装备中. 流体的压力波脉动和管壁结构容易产生耦合作用, 进而诱发强烈的振动与噪声, 对装备的性能与使用产生严重影响. 因此, 研究降低输流管路振动和保证管道输送安全, 在理论和实践上有着重大研究意义[1].流固耦合动力学是一门研究固液相互作用的学科, 其主要研究内容是变形固体在流体流场作用下的力学行为与变形固体形态对流场的影响之间的相互作用[2,3]. 随着计算固体力学和计算流体力学的快速发展以及各种商用有限元软件的开发使用, 流固耦合分析和研究得到快速发展, 研究结果对工程应用和装备设计起到越来越重要的参考价值[4−6].近年来, 凝聚态物理领域中声子晶体(phononic crystals)带隙(band gap)理论的不断发展和完善为振动传播控制提供了新的技术支持[7−11]. 声子晶体是某种或多种材料组成的周期性结构或复合材料. 弹性波在声子晶体内传播时, 受内部介质周期性的作用可以产生弹性波带隙, 因而可以利用声子晶体的带隙特性有效抑制带隙频率范围内的振动与噪声传播. Chen等[12−14]研究了嵌入式内部谐振器的夹层梁结构, 该结构可改善冲击载荷下弯曲振动性能, 并完成实验验证. Pai等[15]通过将阻尼元件结合到多谐振器超材料梁中, 实现两个带隙频率区域有效地合并以形成单个宽带能量吸收区域. Chen等[16]提出了一种由多层黏弹性连续介质构成的耗散超材料的微观结构设计, 可有效地衰减瞬态冲击波. Alamri等[17]介绍了具有多个Maxwell 型谐振器的耗散弹性超材料的发展, 可应用于减轻动态载荷和爆炸波衰减. Li等[18]提出了一种新颖的超晶格桁架芯夹层结构, 可用于实现脉冲波衰减和动态载荷衰减, 具有缓和冲击能力和动能吸收能* 国家自然科学基金(批准号: 11872371)和国家自然科学基金重大项目(批准号: 11991032, 11991034)资助的课题.† 通信作者. E-mail: dianlongyu@© 2020 中国物理学会 Chinese Physical Society 力. 李奇奇等[19,20]提出了一种三谐振器超材料, 以增强冲击应力波的衰减效果, 并对该超材料的多目标优化进行了分析. 而后提出了一种用于衰减冲击应力波的新型多谐振器超材料. 以上对声子晶体冲击波衰减的研究有很多的进展, 并且由理论研究逐渐进展到实际应用中, 但研究对象均为固体结构,而流固耦合声子晶体冲击振动特性研究较少.应用声子晶体带隙特性进行流固耦合管路系统设计, 可将管路系统设计成周期性复合结构或在管路上周期性地附加局域共振结构, 进而实现抑制管路系统振动传播, 为管路的减振降噪设计提供了新的技术途径和理论基础, 目前已经得到广泛研究和关注[21−23]. Koo等[24]首先确定了带有周期性弹性支撑的输液管路的带隙分布, 并通过实验很好地证明了其理论预测. Sorokin等[25]则研究了平面弹性波在充液周期壳体中的传播特性, 并分析了充液与否对带隙特性的影响, 随后在研究中发现在流固耦合情况下充液管路系统在某些频段同样存在一些“波阻带”现象[26], 还进一步研究了周期附加惯性质量系统管路的纵向振动与弯曲振动的耦合振动带隙特性[27]. 郁殿龙等[28]通过应用布拉格散射机理和局部共振机理, 实现了周期性复合管路输液的弯曲振动带隙, 并进一步应用传递矩阵法和有限元法研究了各种条件下输液管路的波传播和衰减特性[29−33], 并且进行了振动试验验证了周期性管路结构的波衰减能力[34]. 魏振东等[35]将周期管路应用到液压系统中, 提出了一种考虑流固耦合作用的频响计算方法, 并对其在高压条件下的带隙特性进行了理论和实验研究. 刘东彦等[36]首次研究了液压油流体特性对周期管路带隙特性的影响. 沈惠杰等[37,38]重点研究了周期性输液管路的壳体的稳定性并进一步提出了一种由功能梯度材料(FGM)制成的周期壳体模型[39−41], 以消除或减轻由材料参数的几何不连续性引起的应力集中. Liang等[42]基于声子晶体管路模型, 考虑管道长度变化, 研究了部署长管输送流体的波传播和带隙特性. 以上研究为声子晶体管路输送流体的振动分析奠定了基础. 但是这些研究中对流固耦合效应考虑得较少,特别是冲击激励的振动分析不够深入.本文以流固耦合声子晶体管路为对象, 考虑不同冲击激励条件对振动传递特性的影响. 首先采用传递矩阵法对未充液和充液周期管路的振动传递特性进行数值分析, 分析其带隙特性. 并利用有限元法, 研究不同冲击激励条件下(包括管壁冲击激励、流体冲击激励等)的流固耦合声子晶体管路振动传播特性及其影响规律.2 流固耦合理论与传递矩阵法2.1 充液声子晶体管路传递矩阵法充液管路振动模式有弯曲振动、轴向振动、扭转振动, 以及它们之间的复杂耦合振动, 其中弯曲振动指是图1中y方向的振动, 即垂直于管路轴线方向上的振动; 轴向振动指图1中x方向的振动,即沿管路轴线方向的振动; 扭转振动则是指管路在绕轴线进行的扭转振动, 其一般由旋转机械的主动力矩与负荷反力矩之间失去平衡引起的. 当内部流体以较高或较慢的速度流动时, 管路可能会弯曲或强烈振动, 而且在外部激励下, 管路主要会产生弯曲振动, 轴向振动和扭转振动较小, 可以忽略不计,故管路弯曲振动是主要的振动模式[43−45]. 因此, 研究弯曲振动对管路振动控制具有重要的理论意义. 目前研究管路弯曲振动的理论研究大多数基于梁模型.一般情况下, 当管路长度与管径长之比大于10时, 可以将管路考虑为欧拉梁模型. 为了计算能带结构, 这里我们对流固耦合管路进行简化, 假设管内的液体为理想液体(各向同性、均匀、不可压缩、线性), 液体流速以恒定的速度流动, 液体中未发生空泡现象, 忽略重力的影响, 充液管路弯曲振动Euler梁方程为[46,47]:(b)图 1 布拉格声子晶体管路结构示意图 (a)无限周期单元; (b)基本周期单元Fig. 1. Schematic diagram of Bragg phononic crystal pipeline structure: (a) Infinite periodic cell; (b) Basic peri-odic cell.m f m p 式中, E 为管路材料杨氏模量, I 为管路横截面转动惯量, w 为弯曲振动位移, p 为流体压力, A 为管路内横截面积, 为液体的单位长度质量, 为管路的单位长度质量, u 和t 为液体流速和时间.考虑管路未充液时, 振动方程(1)式可以简化为w (x,t )=W e kx e i ωt 对于一简谐波[48], (1)式的解可以写成 的形式, 则管路的弯曲振动方程可以表达为ωk 1,k 2,k 3,k 4对于给定的值 , (3)式中的波数k 有两个不同的虚数根和两个互为共轭的复数根, 分别记为, 则(1)式的解可以表示为x =na 构建的布拉格声子晶体管路见图1所示, 其中a 为晶格常数, l a为管路A 的长度, 则在单元n –1和单元n 之间的界面处的位移、转角、弯矩和剪切力都是连续的, 即在 处有[49]:W =[W 1,W 2,W 3,W 4]T 式中.x =na +l a 同理, 在单元n 中的管道A 和管道B 之间的交界面处的位移、转角、弯矩和剪切力都是连续的,即在 处有:根据(5)式和(6)式, 可以求得单元n 与单元n –1之间的关系为T =H2−1K 2K 1−1H 1式中 .由于声子晶体管路在x 方向的周期性, 根据Bloch 定理可以得到:q 式中 是轴向一维Bloch 波矢.因此, 无限周期管结构特征值是行列式的根:I 4×4ωq q T 式中 为 单位矩阵. 对于给定的 值, (9)式给出 的对应值, 根据 是实部还是虚部, 相应的波分别通过管道传播或被衰减. 同理, 可以从传递矩阵 获得振动传递的频率响应曲线(frequencyresponse function, FRF)[50].2.2 流固耦合管路振动基本原理通过流体力学N-S 方程理论和固体力学小变形弹性理论联合推导出的求解流固耦合的基本方程是如今使用较为普遍的模型, 主要包括4-方程、8-方程、12-方程和14-方程模型等, 目前4-方程模型和8-方程模型在实际应用中得到较为广泛的使用. 通常以Budenkov [51]在讨论Pochhammer 方程时采用的方法为参照, 对流固耦合问题构建合适的数学模型. 将流固耦合运动分解为轴向和横向运动等, 而后分别对其讨论, 最后将两类方程进行合成求解流固管路耦合振动问题.流体流动过程中遵循质量、能量、动量三大基本物理守恒定律, 当流体中混合有其他成分时, 还要遵循组分守恒定律[4]; 固体结构部分的控制方程主要遵循牛顿第二定律[52]. 流固耦合方程遵循基本的物理守恒定律, 在流固耦合交界面上满足流体域与固体域两相之间应力、温度、位移、热流量等变量的守恒或相等[53].目前, 直接耦合式解法和分离式解法是用来解决流固耦合问题最主要的两种方法. 直接耦合算法可以同时对流固耦合控制方程进行求解, 不存在时间滞后, 理论上较为理想; 分离解法则不必对流固耦合控制方程进行求解, 只需在不同求解器或者同一求解器中按照预先设置的求解顺序分别对流体和固体控制方程进行求解, 得到固体域和流体域的计算结果, 而后通过设置好的流固耦合面进行两相数据的交互传输, 当此刻收敛达到要求时进行下一时刻的计算求解, 依次计算求解最终结果.分离解法与直接耦合求解相比, 缺点主要是具有在流固耦合面上能量不完全守恒和时间滞后问题; 其优点是可以较好地结合流体力学和固体力学的方法和程序, 对内存要求较低, 计算速度较快,目前被应用于大多数商用CAE 软件中[4]. 第4节中基于ANSYS Workbench 平台建立的双向流固耦合分析模型就是采用分离解法对流固耦合方程进行求解的.3 充液声子晶体管路能带结构与带隙特性分析基于声子晶体理论, 构建布拉格声子晶体管l a l b a =l a +l b 路, 其结构示意如图1所示, 图1 (a)是无限周期单元, 图1 (b)是基本周期单元. 布拉格声子晶体管路是两种不同管壁材料A 和B 沿x 轴交替周期排布形成的周期管路, 其中单个周期单元中管段A 的长度为 , 管段B 的长度为 , 则周期管路的晶格常数 , 管路的半径为R , 管壁厚度为d .l a l b 本文研究对象为海水管路系统, 其脉动源假设为一台六叶片的离心泵, 转速为2500 r/min, 则推导出的其叶频和次倍频分别为250 Hz 和500 Hz,由于管路内径R 和管壁厚度d 尺寸为项目应用要求, 因此通过改变晶格常数a 和管段A 长度l a 和管段B 长度l b 来改变管路带隙, 为了使计算得到的管路带隙满足叶频和次频的振动控制要求, 计算中, 管段A 和B 分别采用结构钢和环氧树脂, 其材料参数如表1所示, 取管段A 的长度 = 0.25 m,管段B 的长度为 = 0.25 m, 管路的内径R =0.01 m, 管壁厚度d = 0.001 m, 管内介质为水, 密度为1000 kg/m 3, 介质内的声速为1400 m/s. 运用2.1节中由(7)式—(9)式求解传递矩阵T , 并计算上述参数下无限周期单元的能带结构图和频率响应.表 1 管路材料参数Table 1. Pipeline material parameters.材料名称杨氏模量/GPa密度/kg·m –3泊松比结构钢20078500.3环氧树脂4.3511800.3672图2是利用传递矩阵法计算的未充液布拉格声子晶体管路弯曲振动的能带结构和频率响应曲线, 其中图2 (a)是波矢实部与频率的关系曲线,可以表现带隙的频率范围, 图2 (b)表示具有5个周期的声子晶体管路的频率响应曲线. 由图可知,在0—800 Hz 的频率范围内存在两个衰减带隙-60-50-40-30-20-100102030100200300400500600700800波矢 k /p S a -1(b)频率f /H z频率f /H z频率响应FRF/dB图 2 未充液布拉格声子晶体管路的带隙特性 (a)能带结构; (b)振动频率响应曲线Fig. 2. Band gap characteristics of the liquid-unfilled Bragg phononic crystal pipeline: (a) Band structure; (b) Flexural vibration FRF.-40-30-20-10010203040100200300400500600700800(b)频率f /H z频率f /H z波矢 k /p S a -1频率响应FRF/dB图 3 充液布拉格声子晶体管路的带隙特性 (a)能带结构; (b)振动频率响应曲线Fig. 3. Band gap characteristics of the liquid-filled Bragg phononic crystal pipeline: (a) Band structure; (b) Flexural vibration FRF.70—90 Hz 和280—690 Hz, 其中观察振动频率响应曲线可知, 有限周期声子晶体管路的振动传递损失曲线较好地对应着无限周期声子晶体管路的带隙频率范围; 第二带隙的衰减强度远大于第一带隙, 且衰减最大可以低至–60 dB.图3是充液布拉格周期管路弯曲振动的能带结构和振动频率响应曲线, 可以发现充液管路在0—800 Hz 内出现3个衰减带隙, 分别是40—65 Hz 、180—340 Hz 和485—735 Hz, 表明当管路充液时,布拉格周期管路的弯曲振动带隙会向低频移动. 同时可以看出, 充液管路的第二带隙和第三带隙分别包含叶频与次倍频, 可以对离心泵引起的管路振动起到较好地抑制作用.4 流固耦合声子晶体管路振动特性仿真分析4.1 有限元模型及算法验证v in v out FRF =20×log (v out /v in )未考虑流固耦合效应时, 基于ANSYS Work-bench 平台, 利用谐响应模块, 在激励端施加幅值为1的速度信号, 记为 , 在响应端拾取速度信号, 记为 , 则由公式 计算频率响应, 得到5个周期的声子晶体管路振动频率响应曲线, 与传递矩阵法计算的振动传递响应相对比, 得到图4. 图4是5个周期未充液和充液布拉格管路的弯曲振动传递损失曲线, 其中蓝色虚线和黑色实线分别是有限元法和传递矩阵法的计算结果. 由图可知, 传递矩阵法和有限元法的计算结果比较吻合, 这有力地证明了传递矩阵法的准确性和有效性.图5是不同频率处未充液和充液布拉格声子晶体管路的速度幅值图, 其中图5(a)表示未充液声子晶体管路在f 为250, 500, 750, 1000 Hz 处的位移幅值. 可以发现, f = 500 Hz 和f = 1000 Hz 处管路的弯曲振动在前两个周期已经得到很大的衰减, 后半段的管路几乎没有发生振动, 表明布拉格声子晶体管路对带隙内的振动可以较好地抑制,且振动衰减效果明显. f = 250 Hz 和f = 750 Hz 都是带隙外的频率点, 两个频率处的位移幅值远大于带隙内的位移幅值, 且整个管路都处于振动状态, 此时, 弯曲振动可有效传递到管末端. 图5(b)表示充液声子晶体管路在f 为125, 250, 400,600 Hz 处的位移幅值. 可以发现, f = 250 Hz 和f =600 Hz 处管路的弯曲振动在前两个周期已经得到很大的衰减, 后半段的管路几乎没有发生振动, 表明充液布拉格声子晶体管路对带隙内的振动可以较好地抑制, 且振动衰减效果明显. f = 125 Hz 和f = 400 Hz 都是带隙外的频率点, 两个频率处的位移幅值远大于带隙内的位移幅值, 且整个管路都处于振动状态, 此时, 弯曲振动可有效传递到管末端.与图4中声子晶体管路振动频率响应曲线中的带隙相对应.进一步考虑流固耦合条件下声子晶体管路振动传递特性. 基于ANSYS Workbench 平台对不同冲击激励下流固管路进行流固耦合分析, 建立了双向流固耦合分析基本流程如图6所示, 参照图1声子晶体管路参数建立5个周期的声子晶体管路模型如图7所示. 模型选为瞬态结构和流体力学模频率响应F R F /d B频率响应F R F /d B频率f /Hz频率f /Hz 图 4 未充液和充液布拉格声子晶体管路弯曲振动频率响应 (a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 4. Frequency response of flexural vibration of liquid-unfilled and liquid-filled Bragg phononic crystal pipeline: (a) liquid-un-filled pipe; (b) liquid-filled pipe.kg /(m ·s )块. 管路长为2.5 m, 管路内径为0.02 m, 管壁厚度为0.001 m, 弹性管壁, 忽略管道阻尼影响. 流体部分选择水, 不可压缩流体, 其密度为1000 kg/m 3,温度设置为25 ℃, 动力黏性系数选择默认值0.001003 . 由于ANSYS Workbench 计算双向流固耦合时, 流体通过流固耦合面对管路结构传递的只是湍流运动产生的流体雷诺应力、黏性应力和脉动切应力的流体作用力, 不包括流体质量, 故在仿真计算轻质流体时结果较为准确, 但当ρe 管内流体为重质流体时, 仿真结果会产生较大的误差, 故需要在管路上引入附加质量∆m = r πr p 2. 本文的流体为水, 属于重质流体, 因此在管路建模时需要设置管路材料的当量密度 , 即ρ0ρf r in r out 式中, 为管路材料密度, 为流体密度, 为管路内径, 为管路外径. 管路材料选择表1中的结构钢和环氧树脂, 则仿真分析中设置的管路材料结构钢和环氧树脂的当量密度分别为12612 kg/m 3和5941.9 kg/m 3.m /s 本例中主要设置流体和液体接触的管道内壁面为流固耦合面, 设置限制两端面X , Y 和Z 方向位移为支撑边界条件, 即为固定约束(固支结构).Fluent 界面里设置不同的入口速度, 单位为 ,出口压力设置为零; 系统耦合分析界面设置耦合时间为0.0512 s 和耦合时间步0.0001 s, 选择双向耦合; 初始条件, 视为光滑管壁.(b)(a)(1) 第一带隙外f =250 Hz(2) 第一带隙内f =500 Hz(3)第二带隙外f =750 Hz (4) 第二带隙内f =1000 Hz (1) 第一带隙外f =125 Hz(2) 第一带隙内f =250 Hz(3) 第二带隙外 f =400 Hz(4) 第二带隙外f =600 Hz图 5 未充液和充液声子晶体管路不同频率处的速度幅值 (a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 5. Displacement amplitude of liquid-unfilled and liquid-filled phononic crystal pipeline at different frequencies: (a) liquid-un-filled pipe; (b) liquid-filled pipe.图 6 ANSYS Workbench 系统耦合配置方式Fig. 6. Coupling configuration of ANSYS Workbench system.出水口处进水口处450.00225.00675.00900.00 (mm)图 7 ANSYS 中建立流固耦合管路模型Fig. 7. Establishment of fluid-structure interaction pipelinemodel in ANSYS.4.2 管壁冲击激励条件下流固耦合声子晶体管路振动特性分析假设距离管路左端进水口处受到冲击载荷, 冲击波的形式满足以下方程:F max t 0t d 式中 = 200 N, = 0.0005 s, = 0.0001 s.冲击时间为0.0005 s, 在管路进出水口处拾取响应信号. 分别仿真计算未充液和充液管路的弯曲振动响应, 充液管路仿真分析时采用流固耦合仿真分析, 设置流速为0.管壁冲击激励的脉冲响应如图8(a), 利用快速傅里叶变换得到其频域分布如图8(b), 可以看出,由于管壁冲击激励的作用, 模型中产生的应力波具有0—5000 Hz 的宽频带.图9是5个周期声子晶体管路未充液和充液时的冲击振动特性. 其中蓝色实线和青色虚线分别表示进水口处速度信号时域以及通过快速傅里叶变换得到的频域分布和出水口处速度信号时域及快速傅里叶变换得到的频域分布. 频域图中阴影部分表示出口处的速度峰值较入口处的速度峰值小,表明在该频率范围内声子晶体管路具有较好的衰减效果. 对比图9(a)和图9 (b), 可以发现当管路充液时, 管路振动幅值无论在时域还是频域上都有所衰减, 表明当管路充液时, 由于流体质量的影响,外部冲击引起的管路振动减弱. 综合分析, 未充液声子晶体管路在270—625 Hz 内具有较好的衰减作用, 充液声子晶体管路在175—332 Hz 和488—725 Hz 内具有较好的衰减作用, 与第3节传递矩阵计算的未充液管路带隙280—690 Hz 以及充液管路带隙180—340 Hz 和485—735 Hz 相吻力/N幅值/d B时间/10-3 s频率/Hz图 8 管壁冲击脉冲响应及通过快速傅里叶变换得到的冲击模拟频域 (a) 管壁冲击时域; (b) 管壁冲击频域Fig. 8. Pipe wall shock impulse response and shock simulation frequency domain obtained by fast Fourier transform: (a) Time do-main of wall impact; (b) Frequency domain of wall impact.时间/s时间/s频率/Hz 频率/Hz10(a)(b)速度/m m S s −1速度/m m S s −1|速度(f )||速度(f )|图 9 未充液与充液声子晶体管路冲击振动响应 (a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 9. Shock vibration response of liquid-unfilled and liquid-filled phononic crystal pipeline: (a) liquid-unfilled pipe; (b) liquid-filled pipe.合, 表明未充液和充液布拉格声子晶体管路对管路外部冲击具有较好的抑制作用.图10表示未充液和充液声子晶体管路不同时刻的速度幅值图, 图10(a)表示未充液声子晶体管路在t 为0.001, 0.0025, 0.005, 0.01 s 处的速度幅值, 图10(b)表示充液声子晶体管路在t 为0.001,0.0025, 0.005, 0.01 s 处的速度幅值. 可以发现, 无论声子晶体管路是否充液, 其出口处的振动较入口处滞后, 且振动幅度较小, 这是由于管路入口处的冲击响应沿着管壁传播需要一定时间. 约在0.01 s,出口处振动幅度达到最大, 与图9中时域图中出口处的振动响应曲线相一致.接下来考虑流速对管壁冲击响应的影响, 设置流速分别为0, 10 m/s. 仿真分析得到流固耦合声子晶体管路在不同流速下的冲击振动响应.图11表示流固耦合声子晶体管路在流速为0和10 m/s 下的冲击振动响应, 图12表示流固耦合声子晶体管路在流速为0和10 m/s 下的出口处的振动响应, 由图可知, 当流速较小时, 流速改变,布拉格周期管路的衰减频率范围基本不变. 虽然随着流速的增大, 管路的衰减效果减弱, 但影响不大,这是由于管路在外部冲击作用下, 管路的振动主要由外部冲击引起, 管路内流对管路振动作用较小,但由于流固耦合效应, 流体运动产生的管壁作用力分布在管路内部流固耦合面上且前端由流体引起的管壁振动会向管路末端传递, 导致管路出口段的振动响应增大, 从而衰减强度降低.4.3 流体冲击激励条件下流固耦合声子晶体管路振动特性分析假设输流管路内流体流速初始状态为零, 当开泵或者开阀速度较快时, 流体流量发生急剧变化,(1)t =0.0010 s (2)t =0.0025 s (3)t =0.0050 s (4)t =0.0100 s (a)(b)(1)t =0.0010 s(2)t =0.0025 s(3)t =0.0050 s(4)t =0.0100 s图 10 未充液和充液声子晶体管路不同时刻的速度幅值 (a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 10. Velocity amplitude of liquid-unfilled and liquid-filled phononic crystal pipeline at different moments: (a) liquid-unfilled pipe;(b) liquid-filled pipe.时间/s时间/s(a)(b)频率/Hz频率/Hz速度/m m S s −1速度/m m S s −1|速度(f )|10|速度(f )|图 11 流固耦合声子晶体管路在不同流速下的冲击振动响应 (a)流速为0 m/s; (b) 流速为10 m/sFig. 11. Shock vibration response of fluid-structure interaction phononic crystal pipeline at different velocities of fluid: (a) Flow ve-locity is 0 m/s; (b) Flow velocity is 10 m/s.从而使流体流速发生剧烈变化, 假设流体流速发生变化时满足以下方程:V max t 0t d 式中, = 50 m/s, = 0.0005 s, = 0.0001 s.冲击时间为0.0005 s, 在管路进出水口处拾取响应信号.分别考虑单一材料管路(结构钢管)和布拉格周期管路, 以管路出口处和入口处某一截面的弯曲振动为研究对象, 仿真分析得到管路入口和出口处的速度时间曲线和速度频率曲线.图13是冲击流体激励下结构钢管和声子晶体管弯曲振动响应, 可以发现, 无论是单一材料管路还是声子晶体管路, 在时域上, 其振动响应发生突变出现在流体流速急剧变化时, 随着流速的衰减,管壁振动响应减小, 出口处管壁振动有所延迟, 且声子晶体管路的振动传递到出口处的时间较单一材料管路长, 表明声子晶体管对振动具有一定的抑制作用. 进水口处的振动响应较入水口处的响应略大, 这是由于冲击流体激励到达出口附近需要一定的时间, 流体流动过程中与管壁发生耦合作用, 能量有所耗散, 到达出口处流速略有降低, 因此振动响应略小. 在频域上, 单一材料管路的进水口和出水口处管壁的响应基本吻合, 但在170—210 Hz 范围内存在一定衰减, 而声子晶体管路在415—510 Hz 和575—625 Hz 范围内都存在衰减, 其衰减频段与第3节中带隙相接近但不完全重合, 表明冲击流体激励时, 由于管路流固耦合效应的存在, 流体通过流固耦合面对管壁的作用力分布在整个管路内部,因此在出水口处不仅存在流体在出水口处引起的管路振动, 还存在前端由流体引起的管路振动向管路末端传递. 进一步对比图14中冲击流体激励下结构钢管与声子晶体管在进水口和出水口处振动响应, 可以发现, 进水口处, 单一材料管路在时域和频域上的振动较声子晶体管路略大, 在声子晶体管路进水口处, 由于管路材料环氧树脂材料较软,流体冲击引起的管路振动较单一结构钢管路略大;出水口处, 在时域上, 声子晶体管路出现峰值时间较单一材料管路滞后, 且峰值略小, 表明声子晶体管路可以有效抑制流体冲击引起的管路振动. 在频域上, 声子晶体管路与单一材料管路振动幅值相当, 在415—505 Hz 和585—625 Hz 范围内, 声子晶体管路振动幅值较小, 表明衰减程度明显. 进一步对比进水口处单一材料管路与声子晶体管路的振动响应, 可以发现声子晶体管路对流体冲击引起频率/Hz101010101010|速度(f )|图 12 流固耦合声子晶体管路出口处不同流速冲击振动响应Fig. 12. Shock vibration response of the outlet of fluid-structure interaction phononic crystal pipeline at different velocities of fluid.1010时间/s时间/s(b)频率/Hz 频率/Hz速度/m m S s −1速度/m m S s −1|速度(f )||速度(f )|图 13 冲击流体激励下 (a)结构钢管和(b)声子晶体管弯曲振动响应Fig. 13. Flexural vibration response of (a) structural steel pipe and (b) phononic crystal pipe under shock fluid excitation.。
离心压气机非对称有叶扩压器拓稳流动方法研究
离心压气机非对称有叶扩压器拓稳流动方法研究佚名【摘要】离心压气机是涡轮增压器的核心部件,对于高压比离心压气机来讲,一般采用有叶扩压器.与无叶扩压器相比,在相同直径比时,有叶扩压器具有更大的扩压能力和更高的效率.但是,受扩压器叶片攻角的影响,压气机非设计工况效率比无叶扩压器要低,而且压气机稳定工作范围变窄.本研究针对有叶扩压器离心压气机流动稳定性的提升,通过蜗壳非对称性对有叶扩压器内部流动的影响研究,改变蜗壳喉口处对应扩压器叶片分布形式以及叶片的安装角,设计了一种非对称有叶扩压器结构,并分析了有叶扩压器内部流动特性的变化,最终通过了台架试验验证.验证结果表明:采用非对称有叶扩压器结构能够有效拓宽离心压气机的稳定工作范围,在高压比区域,较对称叶片式扩压器离心压气机流量范围提升10％左右.【期刊名称】《车用发动机》【年(卷),期】2018(000)006【总页数】7页(P17-22,28)【关键词】压气机;有叶扩压器;流动分布;台架试验【正文语种】中文【中图分类】TK421.8内燃机燃烧所释放的总能量中，有25%～30%被排气所带走。
涡轮增压器利用这部分能量实现对进气加压，增加进气密度，提高内燃机各项性能指标。
随着内燃机强化程度的提高，所需求的涡轮增压器压比也不断提高，提高压比的直接效应就是叶轮进口马赫数增大，从而使工作范围变窄。
传统涡轮增压离心压气机的稳定工作范围已不能满足增压内燃机工作特性线的需求，因此，拓宽高压比离心压气机的稳定工作范围，已成为高压比涡轮增压技术的主要发展方向和关键问题之一[1-4]。
高压比离心压气机多采用有叶扩压器，由于扩压器通道内布置了导流叶片，因此存在小攻角来流时旋转失速的现象，相对于无叶扩压器离心压气机，稳定工作范围更窄，因此，其流动稳定性也得到国内外研究学者的广泛关注，并开展了大量的研究工作。
Spakovszky[5]研究了扩压器无叶段泄漏流对压气机的影响，结果表明叶轮出口泄漏流明显减小了压气机的稳定工作范围，并以此为基础设计自适应边界阻塞控制策略，使压气机效率提高1%。
压气机叶片流固耦合共振判断和谐响应分析
压气机叶片流固耦合共振判断和谐响应分析
压气机叶片流固耦合共振是指叶片和气流之间产生相互作用的现象，这种相互作用会导致叶片的共振现象。
共振是指在一定频率下，叶片和气流之间的相互作用会产生强烈的共振响应，严重影响叶片的正常工作。
对于压气机叶片流固耦合共振的判断和谐响应分析尤为重要。
为了判断和分析压气机叶片流固耦合共振的情况，需要运用一系列分析方法和工具。
下面将以此为主题，介绍相关的内容。
1.1 振动测试
振动测试是判断压气机叶片流固耦合共振的常用方法之一。
通过在实验台上对叶片进行振动测试，可以获得叶片在不同频率下的振动响应特性。
在测试中，如果发现叶片在某一特定频率下产生异常的振动响应，很可能是叶片流固耦合共振的现象。
1.2 数值模拟
1.3 静力学分析
静力学分析是一种通过对叶片的结构特性和工作条件进行分析，来判断叶片流固耦合共振的方法。
通过对叶片的质量、刚度、气动载荷等参数进行分析，可以得出叶片在不同频率下的共振情况。
2.1 频率响应分析
2.2 模态分析
三、总结
压气机叶片流固耦合共振的判断和谐响应分析是对叶片共振现象进行评估和预测的重要方法。
通过振动测试、数值模拟、静力学分析等方法进行共振判断，可以了解叶片流固耦合共振的发生情况。
通过频率响应分析、模态分析、预测分析等方法进行谐响应分析，可以评估叶片共振的频率、振动幅值和相位信息，从而为共振问题的解决提供参考。
需要指出的是，以上方法和工具都应该结合实际情况进行综合应用，以便尽可能准确地评估和预测叶片流固耦合共振的情况。
管道及管路系统流固耦合振动问题的研究动态
第14卷 第3期应用力学学报V o l.14 N o.3 1997年9月CH INESE JOURNAL OF APPL IED M ECHAN I CS Sep.1997管道及管路系统流固耦合振动问题的研究动态α李 琳 喻立凡(北京航空航天大学 北京 100083)摘 要对管道及管路系统流固耦合振动问题在近二十年来的进展作了综述。
根据问题特点,将本课题分为三个分支,即从紊流到振动噪声源的研究,流2弹耦合振动的研究和声2弹耦合振动的研究。
在分别总结这三个分支的研究成果的同时指出了尚需进一步研究的某些问题。
关键词:流固耦合;管路系统;振动噪声1 引 言管路系统流固耦合振动问题有着广阔的工程背景,它的研究成果可直接应用于水利电力、机械、化工、航空航天以及核工程等各个领域。
同时在学术领域,它也是一个十分诱人的课题, Jou rnal of F lu ids and Structu res的创始人M.P.Paidou ssis称之为A M odel D ynam ical P rob2 lem[1]。
因为,它物理模型简单,描述它的数学方程容易简化,特别是管路系统容易实现,这给理论研究与实验研究协同并进提供了极大的方便。
此外,管道虽然是最简单的流固耦合系统,但它却涉及了流固耦合力学中的大多数问题,而且由于它结构的简单性还使得学者们可以分别(或侧重)研究流体的某一特性(如可压性、粘性、流速)对系统的影响。
七十年代以来,管道及管路系统流固耦合的振动问题有了长足进展。
随着问题的深入,关于这方面的研究形成了三个分枝:——研究内流诱发管系振动及噪声幅射机理;——研究具有定常流速的不可压缩流体与管道弯曲振动的耦合以及在此流速下的管道稳定性分析;管道与不可压缩流体的耦合振动可称为液2弹耦合振动。
——研究可压流体中的声波与管道振动的耦合,这种耦合振动可称为声2弹耦合振动。
α来稿日期:1995211230本文将按此三个分支简述课题的进展状况。
涡轮机械中的流固耦合分析与优化研究
涡轮机械中的流固耦合分析与优化研究导言：涡轮机械是一类重要的能量转换装置，广泛应用于航空航天、发电和工业生产等领域。
在涡轮机械的设计与开发过程中，流固耦合是一个重要的研究方向。
本文将探讨涡轮机械中流固耦合的分析方法和优化策略，以及其对涡轮机械性能的影响。
第一部分：流固耦合的基本概念流固耦合是指在涡轮机械中，流体和固体之间存在相互作用和相互影响的现象。
涡轮机械的工作原理是通过流体对叶片的冲击和推动，将流体的动能转化为机械能。
流体在经过叶轮时会对叶片施加压力和力矩，而叶片的形状和材料也会对流体流动产生影响。
第二部分：流固耦合分析方法在涡轮机械的设计与开发过程中，流固耦合分析是不可或缺的一步。
目前常用的流固耦合分析方法主要有数值模拟和实验测试两种。
1. 数值模拟方法数值模拟方法是通过建立涡轮机械的数学模型，利用计算流体力学（CFD）和有限元分析（FEA）等数值方法，对流体流动和固体结构进行模拟和计算。
数值模拟方法具有较高的计算精度和灵活性，可以快速预测涡轮机械的性能和优化方案。
2. 实验测试方法实验测试方法通过搭建实验装置，对涡轮机械进行实际测试和观测。
主要包括流量测量、压力测量和叶片振动等实验内容。
实验测试方法能够直接获取涡轮机械的性能参数和工作状态，但成本较高且受环境和设备的限制。
第三部分：流固耦合的优化策略流固耦合分析的目标是寻找涡轮机械的最佳设计和工作参数，以提高效率和可靠性。
在优化过程中，可以对叶轮的形状、材料和叶片间隙等关键参数进行调整。
1. 叶轮形状优化通过数值模拟和实验测试，可以对叶轮的形状进行优化。
优化的目标是使得流体在叶轮上的流动更加顺畅和均匀，减小流体对叶片的阻力和损耗。
2. 叶片材料优化叶片材料的选择对流固耦合分析结果和涡轮机械性能有着重要影响。
优化的目标是选择具有良好耐高温、抗腐蚀和高强度等特性的材料，以提高叶片的寿命和可靠性。
3. 叶片间隙优化叶片间隙是流体通过叶轮时产生的一种非理想流动状态。
基于ANSYS_Workbench_的双向流固耦合振动仿真方法
第39卷第6期齐齐哈尔大学学报（自然科学版）Vol.39,No.6 2023年11月Journal of Qiqihar University(Natural Science Edition) Nov.,2023基于ANSYS Workbench的双向流固耦合振动仿真方法韩刚，郭美荣，刘瑞（齐齐哈尔大学机电工程学院，黑龙江齐齐哈尔161006）摘要：介绍一种易于应用到工程实际中的ANSYS Workbench仿真方法。
以CFM56-5B发动机扇级叶片的振动特性分析为例，通过Mechanical模块和CFX模块的耦合计算，详细阐述了ANSYS双向流固耦合振动仿真的方法以及在仿真过程中需要注意的事项，为分析复杂的非对称翼型截面的预扭叶片及其接近工程实际的流体场动力学振动问题提供理论参考。
关键词：ANSYS Workbench；ANSYS Mechanical；CFX；双向流固耦合中图分类号：V232.4 文献标志码：A 文章编号：1007-984X(2023)06-0011-04ANSYS Workbench求解流固耦合问题的主要方法有直接解法和分离解法。
直接解法很难将CSM和CFD 技术完美地融合到一起，并且同步求解收敛困难以及计算时间长等，所以，该方法主要用于某些单一的热结构耦合以及电磁结构耦合等简单的流固耦合情况。
分离解法与直接解法不同之处在于无需对流固耦合控制方程进行统一求解，在同一求解器或不同求解器中，将流体和结构控制方程按设定顺序分别求解，再把计算结果经由流固耦合面实现彼此的交换传递。
当前时刻满足收敛要求后，方可进入下一时刻的计算，最终依次得出计算结果。
它的最大优点是可以充分地运用现有计算固体力学和流体力学的程序和方法，仅需稍作修改，就能够保持程序的模块化。
并且，分离解法能在很大程度上减少对计算机内存的需求，因此非常适合于大规模的、实际问题的求解。
目前，分离解法是绝大多数商用CAE软件对流固耦合问题进行分析的主要方法[1]。
基于流固耦合的叶片颤振分析
１ 引言
随着航 空发动机性能的不 断提 高， 发动机零部件 工作 负
荷增加 ， 同时 又 要 求 尽 量 压 低 重 量 ， 些 都 使 得 发 动 机 叶 片 这 的 气 动 弹性 问题 变 得 越 来 越 突 出 。 叶 片 颤 振 是 气 动 弹 性 。 失 稳 现象 ， 振 一 旦 发 生 ， 幅 剧 烈 振 动 会 使 叶 片 动 应 力 在 颤 大
第２卷 第３ ８ 期
文 章 编 号 ：０６ ９ ４ （０ １ ０ — ０ ８ ０ １０ — ３ ８ ２ １ ）３ ０ ４ — ４
计
算机仿ຫໍສະໝຸດ 真 ２１年３ ０１ 月
基 于 流 固耦 合 的 叶 片 颤 振 分 析
张瑞琴 ， 翁建生
（ 京航 空航 天 大学 能源 与 动 力 学 院 ， 苏 南 京 ２ ０ １ ） 南 江 １０ ６ 摘 要 ： 究 航 空 发 动 机性 能 问 题 ， 片颤 振 过 程 属于 流 固耦 合 问题 ， 了 对 叶片 颤 振 进行 预测 和 分 析 ， 证 发 动机 稳 定 ， 研 叶 为 保 在提
ＡＢＳ ＴＲＡＣＴ ： ｌｄ ｕｔｒ ｃ ｎ ｃ ｕ ｅｓ ｒ ｕ ａ ｇ ，ａ ｄ ｉ ｉ ａ ｐ ｒ ｏ ｅ ｓ ｄ ｆｆ ｉ ｏｉ ｏ ｐ ｉ ｇ ｎ ｏ ｄ ｒｔ Ｂ ａ ｅ ｆ ｔ ａ ａ ｓ ｅｉ ｓｄ ｍａ ｅ ｎ ｔ ｓ ａ ｔ ｆ ｈ ｔ ｙｏ ｕ ｄ ｓ ｌ ｃ ｕ ｌ ．Ｉ ｒ ｅ ｏ ｌ ｅ ｏ ｔ ｕ ｌ ｄ ｎ ｐ ｅ ｉｔ ｎ ｎ ｌ ｚ ｌｄ ｕ ｔｒ ｘ ａ ｓｉｅ ａ ａｙ ｉ ｏ ｕｄ ｓ ｌ ｏ ｐ ｉ ｇａ ｄ ｔｅ ｐ ｏ ｅ ｓｏ ｕ ｒ ｉ ｌｔ ｎ ａ ｅ ｒｄ ｃ ｄ ａ ａｙ ｅ ｂａ ｅｆ ｔ ，ｅ ｈ ｕ ｔ ｎ ｌ ｓｓ ｆｆ ｉ ｏｉ ｃ ｕ ｌ ｎ ｈ ｒ ｃ ｓ ｆ ｍｅ ｉ ｓｍｕａ ｉ ｒ ａ ｌ ｅ ｖ ｌ ｄ ｎ ｎ ｃ ｏ
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来越 高 ， 压气 机 叶轮 叶 片所 受 流道 内气 动 力 与 离 心
力越 来越 大 。 以往 对 叶轮进 行强 度分 析 时大 多只考
● ［
图 １ 进 出 口 延 长 后 叶 轮 形 状 及 子 午 流 遭
虑离 心力 载荷 ， 而很 少考 虑气 动力 ， 而无 法 准确反 从 映 叶片上 实 际的应 力分 布及 变形 情况 等 。通过 对 叶 片通 道进 行三 维 流场 数 值 模 拟 ， 以在 一 定程 度 上 可 更加 准确 地得 到 叶片所 受 的气动 载荷 及气 动 载荷作
用下 叶 片应力 应 变情 况［ ］ ３ 。结合 叶轮 高速 旋 转 产 生 的离心 力载 荷 ， 可对 叶轮 进 行 更 加 准 确 的 强度 分 析 ， 压气 机设 计 提 供依 据 ， 预 防事 故 发 生 、 长 为 为 延
叶轮流 场 包 括 三部 分 ， 进 口流 场 区 、 口流 即 出 场 区及 主 流 道 。利 用 Ｔｕｈ ｇ ｉ ｒｏｒ ｄ对 流 场 划 分 网格 时 ， 用 控 制 主 流 道 网 格 节 点 数 （ ｒ ｅ Ｐ ｓａ ｅ 采 Ｔａｇ ｔ ａ ｓｇ Ｍｅ ｈＳｚ ） ｓ ｉ 的方 法 ， ｅ 网格 密 度 需 要 满 足 无 依 赖性 的 要求 ， 即在 同一 转速 下不 断增 加流 场 网格 密度 ， 直至
为 ４ ． ７ ５ｍｍ ， 叶 片 和 分 流 叶 片 各 有 ７个 ， 型 压 主 该 气 机 的 标 准 增 压 比 为 ２ ９ ，标 准 空 气 流 量 ．３
速下 压 比和 多 变 效 率 随 主流 道 网 格 ／ ， ． ３ ｇ ｓ 工作 转速 为５ ０ １ ００ ０ｒ ｍｉ。 ００ ０ ０ ０ ／ ｎ
由图 ２和 图 ３可知 ， 进行 单通 道计算 时 ， 当主流
道 网格 节 点 数 达 到 １ ０ ０ ０时 ， ５ ０ 在工 作 转 速 范 围 内 网格 密度 均能 满 足无 依 赖 性 的要求 。此 时 ， 包含 进
口流 场 区 和 出 口流 场 区 在 内 总 的 网格 节 点 数 为 ２ ６７ ６ 网格 单元 数为 １ ８７ ２ 具 体 网格见 图 ４ １ ９ ， ９ ９ ， 。
中 图分 类号 ： Ｋ４ ３ ８ Ｔ ７． ２ 文 献 标 志 码 ：Ｂ 文 章 编 号 ：１ ０ — ２ ２ ２ １ ） ２０ ５ －４ ０ １２ ２ （ ０ ２ ０ —０ １０
涡 轮增压 器 是一 种 高 速 旋 转 的 机 械 ， 运 行 过 在 程 中常 常遇 到叶 片损 坏 事 故 ， 由 叶片 振 动 引 起 的 而 损坏 是 最常 见 的 事 故之 一 ［ ］ １ 。随 着转 速 和 压 比越
基 金 项 目 ：柴 油 机 高 增压 技 术 国 家级 重 点 实 验 室 基 金 项 目 （ １０ ３ ０ ０ ０ ０ ） ９ ４ Ｃ ３ ６ ９ ９ ３ 作 者 简 介 ：骆 清 国 （ ９ ５ ） 男 ， 授 ， １ ６ ， 教 主要 研 究 方 向 为 内燃 机 设 计 、 证 与 仿 真 ；ｌｏ ｉｇ ｕ ｚｙ ｙ ｈ ｏ ｃｒ．ｎ 论 ｕ ｑｎ ｇ ｏｇ ＠ ａ ｏ ．ｏ ｃ 。 ｎ
首先利 用 Ｂ ａ ｅ ｅ ｌｄ ｇ ｎ生成 叶 轮 的 叶片及 流 道 ， 为 了加 快稳态 计 算 时流 场 的 收 敛速 度 ， 以适 当延 长 可 叶轮 的进 口段 和 出 口段ｌ 。叶轮形状 及子 午 流道 见 ７ ］
图 １ 。
收 稿 日期 ：２ １ ７ ０ ； 回 日期 ：２ １ — ２ ２ ０ １０ ２ 修 ０ ２０ — １
通道 进行 流场 计算 。
为 了使 网格在 工作 转速 范 围内都能 较好 地满足 无 依 赖 性 的 要 求 ，分 别 设 定 叶 轮 转 速 为
５ ０ ／ ｎ ７ ０ ／ ｎ ９ ０ ／ ｎ ３ 转 Ｏ０ ０ｒｍｉ，００ ０ｒｍｉ， ００ ０ ｒｍｉ 。 种
叶片 技术 ， 既可 以减 小进 口处 气流 堵塞 ， 可 以改善 又 叶轮 出 口流场 ， 高 叶轮 效 率 。叶轮 出 口半 径 约 提 ］
第 ２期 （ 总第 １ ９期 ） ９
２１ ０ ２年 ４月
车
用
发
动
机
Ｎｏ ．２（ ｒａ Ｓｅ ｉｌＮｏ． ９） １９
Ａｐｒ ０１ ．２ ２
Ｖ ＥＨ Ｉ ＥＮＧ Ｉ Ｅ ＣＩＥ Ｎ
基 于流 固耦 合 方法 的 离 心式 压 气 机 叶片 强度 与 振 动 特 性 研 究
骆 清国 ，司 东亚 ，冯建 涛 ，龚 正波
压气 机性 能参 数如 压 比及 效率 等不 随 网格密度 变化
为止 。确定 最 后 的 网格 密 度 时既 要 考 虑 精度 ， 要 还
压 气 机使 用寿命 提供 可 靠 的数据 。
１ 计 算 模 型 及 网格
本研 究 采 用 带分 流 叶 片 的离 心 叶 轮 ， 用分 流 采
兼 顾 计算成 本 。根 据 叶 轮 的对 称 性 ， 以只 取一 个 可
（ ．装 甲兵 工 程 学 院机 械 工程 系 ，北 京 １ ０ ７ ； ．装 甲兵 技 术 学 院 车 辆 工 程 系 ，吉林 长 春 １ ０ １ ） １ ００２ ２ ３ １ ７
摘 要 ：采 用流 体 动 力 学及 有 限元 方 法 ， 某型 带 分流 叶 片 的 离 心 式 压 气机 叶轮 进 行 了单 向 流 固耦 合 分 析 。 建 对 立 了 叶轮 单 个通 道 的 三 维 流 场 模 型 ， 到 某 转速 下 压 气 机 叶 轮 内部 流 场 的 应 力 分 布 ， 后 将 气 动 力 施 加 在 叶 片上 ， 得 然
获 得 离 心 力 和 气 动 力 共 同作 用 时主 叶 片 及 分 流 叶 片上 的应 力分 布及 最 大 变 形 量 ， 后 对 比 分 析 了 离心 力 与 气动 力 最
对 叶 片 应 力 应 变 和振 动 特 性 的 影 响 。
关 键 词 ： 心 式 压 气 机 ；分 流 叶 片 ； 固耦 合 ； 力 ；应 变 离 流 应