铰接连杆式安装系统振动传递特性测试及分析

王建强,陈永辉 ,燕 群,陈春兰,王会利

(中国飞机强度研究所,西安 710065)

        摘  要:目前涡扇发动机安装系统中大多采用铰接连杆式安装节进行发动机与机翼的连接,测试与分析铰接连杆式安装节的 振动传递特性对于发动机的减隔振安装设计有重要作用。本文以某型发动机安装系统为参考,设计了由发动机假件、前/后安装节 缩比模型以及吊挂组成的安装系统原理验证模型。以原理验证模型为研究对象采用激振器及真空吸盘进行了刚体模态试验及振动 传递试验,得到了发动机刚体模态与安装系统力传递率-频率曲线,并分析确定了振动传递的主路径。结果表明: 刚体运动模态主 要集中在 100Hz 以下,并且模态耦合现象比较严重;60Hz 以下,振动传递主路径为发动机-前安装节-吊挂; 60Hz~120Hz 带宽内, 振动传递主路径为发动机-后安装节-吊挂; 在一阶转速附近,力传递率小于 1,本文所设计安装节缩比模型具备隔振功能。同时, 本文研究可为后续研究中涡扇发动机安装系统多体动力学建模与仿真方法的验证以及安装系统优化设计提供试验支持,并为全尺 寸涡扇发动机安装系统隔振试验研究奠定基础。

        关键词:铰接连杆式安装节;刚体模态;力传递率;缩比模型;隔振 

        航空发动机作为飞机的主要振源之一,其减隔振安装是飞机振动控制, 尤其是改善舱内振动环境的重要措施[1] 。中国民航CCAR-25和美国民航FAR-25均明确规定为了降低发动机振动引起的响应,发动机安装装置应采取减隔振措施[2]。

        上世纪八九十年代,空客和波音先后在主力窄体客机上采用铰接连杆机构式的安装节替代具有专用隔振装置的安装方式,利用此类机构的低刚度和铰接结构的碰摩阻尼来达到减/隔振效果,同时提高了结构可靠性,代表机型有B737NG 、A320等。从国外涡扇发动机安装节的发展历程来看,涡扇发动机从最初的刚性连接到如今采用的高可靠性安装节,其中伴随着显著的技术进步。 而铰接连杆式吊挂系统力学建模与振动传递特性分析是安装节研制过程中重要的技术手段。雷劲博等[3]建立了涡扇发动机安装节的多体动力学模型, 通过动力学计算, 分析了安装节的传递路径及隔振特性。宋波涛等[4]建立 了翼下吊挂的等效模型,分析了不同实测载荷工况下吊 挂结构的减振特性。陈熠等[5]针对A320建立了“吊挂-机 翼-机身”结构的动力学有限元模型,得到了发动机振动 载荷经机翼传递至机身各框段的传递特性。许飞[6]等建立了发动机安装节-吊架-机翼结构理论分析及有限元模型, 利用有限元方法进行了模态验证并分析了安装结构的隔振特性,确定了振动传递的主路径。

        上述研究中大多通过仿真建模的方法进行安装系统传递特性的研究,缺乏相关试验验证,而目前针对铰接连杆式安装节振动传递方面的相关试验研究较少。为此, 本文以某型发动机安装系统为参考,设计了由发动机假件、前/后安装节缩比模型以及吊挂组成的安装系统原理验证模型;采用小型激振器对发动机假件施加垂向及侧向载荷,获取了发动机假件刚体模态;采用大型激振器施加通过发动机假件质心的垂向激励, 采用真空吸盘方式实现了较大载荷的加载, 采用粘贴应变片方式实现了响应载荷的测试,最终得到了力传递率-频率曲线。

1 安装系统原理验证模型

1. 1 验证模型建立

        涡扇发动机安装系统采用的铰接连杆式安装节,通常由前/后安装节及推力杆组成,发动机通过前/后安装节及推力杆悬吊于机翼下方的吊挂上,如图1所示。

        为了研究铰接连杆式安装节的振动传递特性,针对 某型发动机所采用的铰接连杆式安装系统(图1),将其前/后安装节中冗余设计部分进行了简化,并按尺寸进行缩比,得到了前/后安装节的缩比模型,并建立了由发动机假件、前/后安装节缩比模型及吊挂组成的安装系统原理验证模型, 如图2所示。基于模型简化的思想,在设计 安装节模型时,将推力杆简化为单推力杆传推。

图 1  某型发动机安装系统示意图

图 2  安装系统原理验证模型

1. 2 自由度分析

        验证模型与某型发动机安装节的自由度分析如下:

        a) 原理验证模型:自由度为7×6-12×3=6 , 该6个自由度分别对应为5个连杆及1个推力杆的转动,结构本身为静定结构;

        b) 某型发动机安装节: 相较验证模型,多一个推力杆及平衡梁,其自由度为9×6-14×3-5=7 , 该7个自由度分别对应5个连杆及两个推力杆的转动,结构本身为静定结构。

        对比验证模型及某型发动机安装节模型自由度分析结果可知, 两个系统的结构特性相似, 均为静定结构,  单推力杆形式并不影响整个系统的自由度分布, 两种方式的载荷传递特性一致。某型发动机安装节的双推力杆设计基于了冗余设计思想, 一般情况推力由两个推力杆平均传递,当一个推力杆失效时, 推力载荷完全通过另一个推力杆传递; 而图2所示模型作为试验验证模型, 无需考虑该冗余设计形式。

2 试验研究

        验证模型中发动机假件为单一刚体模型;安装节为多刚体机构,连接发动机模拟件与吊挂模拟件,同时具有传递载荷和隔振作用; 吊挂模拟件为单一刚体模型,  与承力墙固定,是整个系统的固定部件。

        为了方便描述发动机的6个自由度方向, 下面分别对这6个方向进行定义, 如图3所示。沿发动机轴向定义为航向,水平方向定义为侧向, 竖直方向定义为垂向; 绕航向、侧向和垂向的转动分别定义为滚转方向, 俯仰方向和偏航方向。

图 3   发动机坐标系方向定义

2. 1 模态试验

        模态试验采用移动加速度计法进行测量。测点编号及位置如图4所示, 采用BK Pulse模态测试分析软件进行测试, 内置建模如图5所示。 

图 4 测点编号及位置

图 5   BK Pulse 建模

        试验时, BK Pulse输出控制信号通过BK 3160-A-042 控制激振器分别施加垂向及侧向激励, 如图6与图7所示, 其中侧向激励采用橡皮绳吊挂, 激励信号为随机平谱,  带宽为5Hz~205Hz,激励量值为50N; 在测量点布置三向 加速度传感器BK 4535B,通过BK 3153-B-120采集测点响应。按照表1所示顺序进行测试.

              表1    测试顺序

图 6   垂向激励

图 7   侧向激励

2. 2 振动传递试验

        由于发动机吊挂模拟件为单一刚体模型, 因此传递 率采用力传递率进行表征[7] , 如式(1) 所示:T=F2/F1   (1)式中,   F1为激励力,F2为传递至吊挂处的力。

        试验时 ,  BK  Labshop 输出控制信号通过BK 3160-A-042控制激振器施加过发动机质心的垂向激励 F1 , 采用真空吸盘方式实现载荷的加载, 如图8所示; 输出力采用应变测量的方式获取,通过东华DH5929动态应变仪进行应变数据采集,应变粘贴位置及编号如图9所示。为便于应变响应采集,图9中吊挂与安装节之间的连接件设计成壁厚为1mm的圆筒形式。

        注意:激励力F1为正弦定频,其有效值为200N , 激励频率范围根据2.1节模态试验结果确定, 选取原则为覆盖关心的刚体模态。

        试验后,按如下计算传递率:

        a) 整体传递率: 对各激励频率下4个测点应变时域数据相加, 然后对时域数据处理求其有效值ε,依据式(2)和式(3)计算发动机振动传递的载荷,依据式(1) 计算整体传递率;

        b) 单点传递率: 对各激励频率下4个测点应变时域数据处理分别求其有效值ε , 然后依据式(2)和式(3) 计算得到各点振动传递的载荷, 根据式(1)计算各点传递率。

σ=E·ε                                       ( 2 )

F2=σ·A                                    ( 3 )

        式中,E为连接件材料弹性模量; A为连接件横截面积。

 图 8  真空吸盘加载

 图 9  应变粘贴位置及编号

3 结果及分析

3. 1 模态分析

        采用RFP-Z方法对BK Pulse记录的传递函数进行模态识别, 模态分析结果见表2及图10所示。

                  表2  模态分析结果

  a) 12.04Hz              b) 33.98Hz 

 c) 51.09Hz                d) 69.35Hz

e) 83.52Hz               f) 84.81Hz 

       图 10  刚体模态

        对上述模态结果采用模态归一化 ( Mode Normalization)方法进行验证。各模态频率对应的复杂性图如图11所示,通常,小阻尼系统的模态结果在极坐 标图中为同相或反相。如果各个自由度呈现随机发散,  则说明此频率阻尼很大,可能是由于累计计算误差得到的计算模态,此模态频率应予以删除。 由图11可知, 各频率对应的复杂性图一致性较高,因此模态测试结果较好

a) 12.04Hz                         b) 33.98Hz 

c) 51.09Hz                         d) 69.35Hz 

e) 83.52Hz                         f) 84.81Hz 

图 11   复杂性图

3. 2 振动传递分析

        依据隔振原理,当激励频率大于1.414f即处于隔振区 [8] , 根据模态结果得关心的最高模态频率为84.81Hz , 故振动传递试验中激励频率范围取6Hz~120Hz,取频率间隔为2Hz。

        图9中所示连接件材料为30crMnsiA , 其内外半径分别为12.5mm和13.5mm , 则其弹性模量E为210Gpa, 横截面积为26平方毫米 。根据2.2节力传递率计算方法,计算得到前后安装节各连接点传递率-频率曲线以及安装节整体传递率-频率曲线如图12及图13所示。由图12可知, 60Hz 以下,振动传递主路径为发动机-前安装节-吊挂;  60Hz~120Hz带宽内,振动传递主路径为发动机-后安装节-吊挂。图1所示某型发动机一阶转速为59Hz , 由图13可知, 57Hz~61Hz带宽内力传递率均小于1,正处于隔振范围之内, 表明本文所设计安装节缩比模型具备隔振功能。

图 12   各点力传递率-频率曲线

图 13   安装节整体力传递率-频率曲线

4 结论

        本文以某型发动机安装系统为参考,设计了由发动机假件、前/后安装节缩比模型以及吊挂组成的安装系统原理验证模型。采用激振器对发动机假件进行了垂向及侧向激励以获取传递函数,通过RFP-Z法及模态归一化法对发动机刚体模态进行了识别与验证, 共获取6阶刚体模态,主要集中在5Hz~100Hz,并主要以模态耦合方式呈现。通过激振器在发动机假件质心处进行垂向激励,  采用真空吸盘方式实现了较大载荷的加载, 采用粘贴应变片的方式实现了传递载荷的测试,最终获取了传递率- 频率曲线。60Hz以下,振动传递主路径为发动机-前安装节-吊挂; 60Hz~120Hz带宽内,振动传递主路径为发动机-后安装节-吊挂。在一阶转速附近,力传递率小于1 ,  本文所设计安装节缩比模型具备隔振功能。本文通过分析总结铰接连杆式安装节的频域响应特征,可为后续研究中涡扇发动机安装系统多体动力学建模与仿真方法的验证以及安装系统的优化设计提供试验支持,并为全尺寸涡扇发动机安装系统隔振试验研究奠定基础。

参考文献

[1] 林国政. 航空发动机的安装和振动控制[J].  民用飞机设计与研究, 2009(4): 44-47;

[2]  苏尔敦.  飞机发动机隔振安装技术[C].  中国航空学会第七届动力年会论文摘要集.贵州 贵阳: 中国航空学会动力分会,

2010:78-88;

[3] 雷劲博. 航空发动机安装节多体动力学建模与仿真研究[D]. 北京:清华大学, 2016;

[4] 宋波涛, 贺尔铭, 张钊, 等. 翼吊发动机吊架结构等效建模及隔振特性分析[J]. 科学技术与工程, 2012, 12(4):832-836;

[5]  陈熠, 贺尔铭, 扈西枝, 等. 大型客机发动机振动载荷传递特性研究[J]. 西北工业大学学报,2012, 30(3):384-389;

[6] 许飞, 贺尔铭, 李景旭. 翼吊发动机安装结构等效建模及其隔振设计[J]. 航空动力学报, 2016, 31(8):1905-1912;

[7] 朱石坚, 何琳. 船舶机械振动控制[M]. 北京:  国防工业出版社, 2006.1;

[8] 胡海岩. 机械振动基础[M]. 北京: 北京航空航天大学出版社, 2005.7.