王南飛， 南國防， 蔣東翔

(1.清華大學(xué)熱能工程系 北京，100084)(2.上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 上海，200093)

?

有限元法在透平葉片振動(dòng)研究中的應(yīng)用*

王南飛1， 南國防2， 蔣東翔1

(1.清華大學(xué)熱能工程系 北京，100084)(2.上海理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 上海，200093)

以透平葉片振動(dòng)分析理論為基礎(chǔ),對(duì)實(shí)驗(yàn)室的等截面直葉片分別通過理論法和有限元法求解其前7階的切向彎曲自振頻率并加以比較。利用有限元法對(duì)葉片及頂部圍帶相互連接的葉片組在不同轉(zhuǎn)速下進(jìn)行模態(tài)分析,得到葉片及葉片組動(dòng)力剛化效應(yīng)振動(dòng)模態(tài)數(shù)值分析結(jié)果，并對(duì)結(jié)果進(jìn)行了分析比較。對(duì)于頂部圍帶不連接的葉片組，利用有限元法通過構(gòu)造彈簧模型來處理頂部圍帶的接觸問題，所得結(jié)果真實(shí)反映了汽輪機(jī)運(yùn)行過程中圍帶的碰撞和葉片的振動(dòng)情況。

透平葉片; 模態(tài)分析; 有限元; 動(dòng)力剛化; 彈簧模型; 接觸

引 言

葉片疲勞斷裂是透平機(jī)械在運(yùn)行過程中的一種常見事故。其原因往往是由于葉片的共振應(yīng)力過大[1]。研究葉片振動(dòng)的方法很多[2-8]，而通過有限元進(jìn)行模態(tài)分析研究葉片及葉片組的頻率和振型是其中一種行之有效的方法[9-10]。

以往在研究透平機(jī)械葉片的振動(dòng)模態(tài)時(shí)，關(guān)注較多的是葉片的形狀、結(jié)構(gòu)及葉根阻尼[1]等因素，而工作環(huán)境對(duì)葉片固有頻率及振型的影響關(guān)注比較少。實(shí)際情況中，離心力場(chǎng)、氣動(dòng)力場(chǎng)、溫度場(chǎng)及熱力場(chǎng)[11]等因素都會(huì)使葉片材料的機(jī)械性能發(fā)生變化或在葉片內(nèi)部產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，導(dǎo)致應(yīng)力剛化現(xiàn)象，進(jìn)而影響葉片的固有頻率和振型[12]。孫強(qiáng)等[13]以某型航空發(fā)動(dòng)機(jī)壓氣機(jī)第6級(jí)的葉片為例，研究了溫度對(duì)葉片振動(dòng)頻率的影響。文獻(xiàn)[14]對(duì)汽輪機(jī)葉片振動(dòng)進(jìn)行了研究，就靜摩擦參數(shù)和動(dòng)摩擦參數(shù)對(duì)葉片振動(dòng)的影響進(jìn)行了分析。

1 等截面直葉片模型的建立和求解

1.1 理論求解葉片切向彎曲自振頻率

由文獻(xiàn)[15]可以得到等截面直葉片切向彎曲的自振頻率求解公式

(1)

其中:E為材料的彈性模量；I為葉片截面慣性矩；ρ為葉片的材料密度；F為葉片的橫截面積。

根據(jù)A型振動(dòng)(葉根固定、葉頂自由的振動(dòng))和B型振動(dòng)(葉根固定、葉頂不動(dòng)的振動(dòng))所滿足的約束條件，可以得到含kl的頻率方程式。A型振動(dòng)頻率方程式為cos(kl)ch(kl)=-1，其中l(wèi)為葉高；B型振動(dòng)頻率方程式為tan(kl)=th(kl)。利用Matlab編程求解頻率方程式，可以得到kl的值。因葉片材料已知，其密度ρ=7.75×103kg/m3，泊松比μ=0.3，彈性模量E=2.167×1011N/m2。量取實(shí)驗(yàn)室葉片的真實(shí)幾何參數(shù)，按照1∶1在Solidworks建立葉片模型，利用Solidworks的面域?qū)傩缘玫饺~片橫截面的面積和葉片截面慣性矩，帶入式(1)可得到前7階A型振動(dòng)和B型振動(dòng)切向彎曲的自振頻率，其求解結(jié)果如表1所示。

1.2 有限元法求解葉片切向彎曲自振頻率

有限元法是將實(shí)體模型離散化近似求解連續(xù)場(chǎng)問題的數(shù)值方法。對(duì)于非旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下的任何系統(tǒng)，其運(yùn)動(dòng)方程[16]為

Mu″+Cu′+Ku=F

(2)

其中：M為結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣；C為結(jié)構(gòu)的阻尼矩陣；K為結(jié)構(gòu)的剛度矩陣；F為外力矢量；u″為加速度矢量；u′為速度矢量；u為位移矢量。

在本研究分析過程中，可將葉片看成是一端固定在葉輪上的無阻尼自由振動(dòng)的物體，因此式(2)變?yōu)?/p>

Mu″+Cu′+Ku=0

(3)

式(3)解的形式為

(4)

其中：X為模態(tài)形狀；ω為固有頻率。

將式(4)帶入式(3)得

(5)

令λ=ω2，則式(5)存在非零解的條件為

(6)

式(5)稱為廣義特征方程，是λ的n次代數(shù)方程，可得

(7)

通過求解特征值式(7)，可以求得模態(tài)形狀X和固有頻率ωi。

研究旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下的葉片動(dòng)力學(xué)特性需要考慮旋轉(zhuǎn)離心力的作用，由于旋轉(zhuǎn)離心力的作用，葉片在旋轉(zhuǎn)時(shí)會(huì)產(chǎn)生“動(dòng)力剛化”效應(yīng)[17],該效應(yīng)由葉片剛體運(yùn)動(dòng)和彈性變形的耦合引起并導(dǎo)致葉片固有頻率的變化。同時(shí)，葉片受旋轉(zhuǎn)慣性力的影響，還需計(jì)入幾何剛度矩陣，即在非旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下分析方程的基礎(chǔ)上，對(duì)剛度矩陣一項(xiàng)進(jìn)行修改，得到[18]

(8)

其中：K0為葉片的常規(guī)有限元?jiǎng)偠染仃?；Kd為剛體運(yùn)動(dòng)與彈性變形的耦合作用產(chǎn)生的動(dòng)力剛度矩陣；Kg為離心慣性力產(chǎn)生的幾何剛度矩陣。

當(dāng)綜合考慮旋轉(zhuǎn)葉片幾何剛度矩陣和動(dòng)力剛度矩陣時(shí)，葉片各階固有頻率隨轉(zhuǎn)速仍會(huì)有所增加，說明了旋轉(zhuǎn)葉片存在動(dòng)力剛化。只有綜合考慮葉片的剛體轉(zhuǎn)動(dòng)和彈性變形的耦合和軸向慣性力所引起的彎曲剛度的變化，才能夠得到較為精確的旋轉(zhuǎn)葉片的動(dòng)力特性分析結(jié)果[18]。

通過改變旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速可以改變Kg的大小，從而得到不同轉(zhuǎn)速下的固有頻率與振型圖。因此旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下葉片動(dòng)力學(xué)特性分析方程[18]為

(9)

對(duì)于本研究中的透平等截面直葉片，首先利用Solidworks建立三維實(shí)體模型，所建立的模型如圖1所示。由于有限元軟件ANSYS的分析模塊與Solidworks是無縫集成的，將三維實(shí)體模型保存為x_t格式，以便ANSYS讀取。針對(duì)葉片自身形狀和材料的特點(diǎn)，采用solid185單元，運(yùn)用ANSYS的MESHING功能，對(duì)葉片進(jìn)行網(wǎng)格劃分。A型振動(dòng)和B型振動(dòng)約束和劃分網(wǎng)格后的模型如圖2所示。其中圖2(a)中的葉片單元數(shù)為497 921，圖2(b)中有542 888個(gè)單元。按照有限元分析的一般步驟，直接在ANSYS中進(jìn)行邊界設(shè)置、求解控制等操作，邊界設(shè)置時(shí)對(duì)葉根進(jìn)行全約束，把葉根x,y,z方向的自由度都約束為0。

圖1 真實(shí)葉片和Solidworks建立的葉片模型Fig.1 Real blade and 3D model by the Solidworks

圖2 葉片的有限元模型Fig.2 FEM model of turbine blade

圖3 前3階切向彎曲振動(dòng)振型Fig.3 The first three-order tangential bending vibration modes

利用ANSYS分析得到A型和B型切向彎曲振動(dòng)的前7階自振頻率，如表1所示。同時(shí)從圖3振型中(只列舉前3階切向彎曲振動(dòng))可清晰地看出，無論對(duì)于A型振動(dòng)(左側(cè))還是B型振動(dòng)(右側(cè))，振動(dòng)過程中出現(xiàn)的節(jié)點(diǎn)(振型中保持不動(dòng)的點(diǎn))和理論分析的結(jié)果很吻合。

表1 切向彎曲振動(dòng)前7階自振頻率

由表1可得，通過理論計(jì)算和有限元求解得到的A型振動(dòng)和B型振動(dòng)的前4階自振頻率值非常接近。之所以只看前4階的自振頻率，是因?yàn)楫?dāng)頻率越大時(shí)，振幅越小，后面的高自振頻率即使出現(xiàn)，也不危險(xiǎn)。導(dǎo)致誤差的原因有ANSYS分析時(shí)所選的單元類型的合適程度、劃分網(wǎng)格的精細(xì)程度及數(shù)字信號(hào)分析誤差等。

1.3 考慮動(dòng)力剛化時(shí)葉片模態(tài)計(jì)算結(jié)果

在實(shí)際的運(yùn)行狀態(tài)下，由于離心力載荷的作用，葉片產(chǎn)生拉伸變形，模態(tài)有可能與靜止?fàn)顟B(tài)產(chǎn)生很大差別，所以必須予以考慮。影響旋轉(zhuǎn)件頻率變化的一種原因是由于離心力對(duì)葉片運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的預(yù)應(yīng)力的影響，造成了葉片剛度的增加，從而使模態(tài)頻率升高。

對(duì)于做A型振動(dòng)和B型振動(dòng)的等截面直葉片，其約束方式與做固有頻率分析時(shí)的約束方式相同，并根據(jù)葉輪尺寸確定葉片旋轉(zhuǎn)的旋轉(zhuǎn)軸。在不同轉(zhuǎn)速下利用ANSYS做靜態(tài)分析，求出對(duì)應(yīng)的離心力作為預(yù)應(yīng)力，然后再進(jìn)行模態(tài)分析。分別求解葉片在轉(zhuǎn)速為0，3，6，9 kr/min下考慮剛化效應(yīng)的前7階固有頻率。約束并劃分網(wǎng)格然后進(jìn)行求解，A型振動(dòng)和B型振動(dòng)求解后前7階的頻率結(jié)果如表2所示，其第1,2階頻率隨轉(zhuǎn)速關(guān)系如圖4所示。

表2 動(dòng)力剛化對(duì)葉片固有頻率的影響

圖4 第1，2階頻率隨轉(zhuǎn)速的變化Fig.4 Relationship between the natural frequency and rotate speed

由表2可以看出，無論是A型振動(dòng)還是B型振動(dòng)，剛化效應(yīng)對(duì)葉片振動(dòng)頻率的影響是隨葉片轉(zhuǎn)速增加而增大。表2中對(duì)應(yīng)A型振動(dòng)，在透平機(jī)械轉(zhuǎn)速為6kr/min時(shí)，葉片剛化效應(yīng)對(duì)其固有頻率已有較大影響，第1階切向彎曲振動(dòng)頻率從288.45Hz變?yōu)?01.74Hz，相應(yīng)的軸向彎曲振動(dòng)頻率從608.39Hz變?yōu)?16.31Hz。從圖4(a)中可以看出，第1，2階頻率隨轉(zhuǎn)動(dòng)角速度變化的趨勢(shì)也表明，旋轉(zhuǎn)葉片存在動(dòng)力剛化，對(duì)頻率的影響隨轉(zhuǎn)動(dòng)角速度增大而增大，同時(shí)第1階隨轉(zhuǎn)速變化較快，第2階變化較慢，說明慣性力對(duì)切向彎曲剛度的影響大于對(duì)軸向彎曲剛度的影響[19]。

由表2中對(duì)應(yīng)B型振動(dòng)(第1，2行)和圖4(b)可看出，隨著轉(zhuǎn)速的增大，頻率也有略微的增加，但是并沒有A型振動(dòng)那么明顯。這是因?yàn)槿~片的動(dòng)頻率與其轉(zhuǎn)速的關(guān)系[15]有關(guān)

(10)

其中：fd為動(dòng)頻率；f為靜頻率；B為動(dòng)頻系數(shù)；ns為轉(zhuǎn)子每秒轉(zhuǎn)速。

2 考慮動(dòng)力剛化葉片組模態(tài)計(jì)算結(jié)果

因?yàn)樵趯?shí)際運(yùn)行過程中，除葉片本身在組內(nèi)振動(dòng)之外，整個(gè)葉片組也將產(chǎn)生振動(dòng)。下面分析3個(gè)等截面直葉片構(gòu)成的葉片組在不同轉(zhuǎn)速下的頻率和振型。其中葉片頂部相鄰的圍帶之間采用ANSYS中的bonded約束方式，利用solid185和solid285兩種單元類型劃分網(wǎng)格，得到1 129 859個(gè)單元，求解靜頻率時(shí)對(duì)葉片根部的所有自由度都約束為0。求解動(dòng)頻時(shí)根據(jù)幾何尺寸確定旋轉(zhuǎn)軸，將葉片根部的所有自由度也都約束為0，將離心力作為預(yù)應(yīng)力進(jìn)行模態(tài)分析，其前7階的頻率結(jié)果如表3所示，其第1，2階頻率隨轉(zhuǎn)速的關(guān)系如圖5所示，對(duì)應(yīng)的前3階的振型圖如圖6所示。圖6(a)的左側(cè)代表轉(zhuǎn)速為0時(shí)前3階的振型，圖6(b)代表轉(zhuǎn)速為9kr/min時(shí)前3階的振型。

從表2和表3對(duì)應(yīng)可以看出，第1階固有頻率從單葉片的288.45Hz變?yōu)?23.00 Hz，第2階固有頻率從608.39Hz降為529.52Hz。這是由于透平葉片間的振動(dòng)相互影響和耦合，葉片安裝于葉輪之上，而葉輪并非完全剛性，計(jì)算時(shí)對(duì)葉輪端面的約束相當(dāng)于對(duì)葉片的彈性約束，加上求解時(shí)劃分網(wǎng)格的精細(xì)程度不同，因此葉片組前2階的頻率和單葉片前2階的頻率差不多或者更低。

表3 動(dòng)力剛化對(duì)葉片組固有頻率的影響

圖5 葉片組第1，2階頻率隨轉(zhuǎn)速的變化Fig.5 Relationship between the natural frequency and rotate speed

圖6 前3階葉片組的振型Fig.6 The first three orders vibration modes of blade group

由圖5可以看出，旋轉(zhuǎn)的葉片組也存在動(dòng)力剛化，對(duì)頻率的影響隨轉(zhuǎn)速的增大而增大，第1階的頻率值隨轉(zhuǎn)速變化較快，而第2階變化較慢，說明慣性力對(duì)切向彎曲剛度的影響大于對(duì)軸向彎曲剛度的影響，該結(jié)論和單個(gè)葉片的相同。

圖6中轉(zhuǎn)速為0和轉(zhuǎn)速為9kr/min下前3階的陣型圖對(duì)比可以看出，轉(zhuǎn)速雖使葉片組產(chǎn)生動(dòng)力剛化效應(yīng)，但是其對(duì)應(yīng)的陣型圖并沒有改變，即第1階都對(duì)應(yīng)葉片組的切向彎曲振動(dòng)，第2階都對(duì)應(yīng)軸向彎曲振動(dòng)，第3階都對(duì)應(yīng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。同時(shí)和單葉片的振型對(duì)比可看出，對(duì)于葉片組其扭轉(zhuǎn)振動(dòng)會(huì)提前。

3 有限元法求解兩個(gè)葉片組頻率

因?yàn)樵谄啓C(jī)的運(yùn)行過程中，有時(shí)是用一個(gè)圍帶把幾個(gè)葉片連接在一起形成一個(gè)葉片組，這樣兩個(gè)相鄰的葉片組之間在運(yùn)行過程中頂部的圍帶就會(huì)形成碰撞。由于透平運(yùn)行環(huán)境的惡劣，研究這種情況下圍帶的碰撞和葉片的振動(dòng)對(duì)于解決透平故障很有必要。

在Solidworks中建立6個(gè)葉片的模型。進(jìn)行ANSYS分析時(shí)，每3個(gè)葉片形成1個(gè)葉片組，其頂部的圍帶采用bonded約束，仍采用solid185和solid285單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，得到2 260 054個(gè)單元。對(duì)于兩個(gè)由3個(gè)葉片形成的葉片組頂部圍帶之間的連接，因?yàn)樵趯?shí)際汽輪機(jī)圍帶的碰撞過程中不會(huì)發(fā)生互相嵌入，為模擬真實(shí)的情況，防止兩個(gè)葉片組大幅度互相嵌入，這里構(gòu)造了彈簧模型[20]。在兩個(gè)相鄰葉片的圍帶之間采用6根彈簧連接，根據(jù)葉片頂部圍帶之間實(shí)際碰撞情況，賦值彈簧的抗拉剛度K1=10kN/m，扭轉(zhuǎn)剛度K2=120N/m，彈簧的作用是保證頂部圍帶在相互足夠近時(shí)彈簧被擠壓，在分的足夠開時(shí)彈簧處于原長。求解的頻率如表4所示，振型(因?yàn)榫哂袑?duì)稱性,只列舉1，3，5，7階的振型)如圖7所示。

由表4可以看出，第1階頻率和第2階的頻率值很接近，后面每相鄰兩階的頻率也很接近。這是由于該部分葉輪和葉片形成完全對(duì)稱的結(jié)構(gòu)，而且從振型圖中可以看出它們屬于同一類型的振動(dòng)，如第1階和第2階都屬于切向彎曲振動(dòng)，即兩個(gè)葉片組是交替振動(dòng)的。由圖7可以看出，這種結(jié)構(gòu)的葉片結(jié)構(gòu)仍是以切向彎曲振動(dòng)和軸向彎曲振動(dòng)為主要振動(dòng)形式，而對(duì)于扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，要到相對(duì)較高階的振型才會(huì)有較顯著的表現(xiàn)。

圖7 兩個(gè)葉片組的振型圖Fig.7 The mode shape of two blade groups

4 結(jié) 論

1) 葉片的固有頻率和動(dòng)頻率隨著階數(shù)增大而逐漸增大，當(dāng)加上轉(zhuǎn)速后，動(dòng)頻率比靜頻率大，而且轉(zhuǎn)速越高，慣性力對(duì)剛度的影響越大,動(dòng)頻也越大。這與理論分析的離心力增加了葉片的剛性而使動(dòng)頻增加的結(jié)論相吻合，即“動(dòng)力剛化”效應(yīng)。

2) 對(duì)于葉根固定葉頂自由的A型振動(dòng)，1階切向彎曲振動(dòng)(最小慣性軸方向)頻率隨轉(zhuǎn)速的變化發(fā)生較大變化，即對(duì)轉(zhuǎn)速的變化較敏感，即離心力的作用使1階模態(tài)剛度矩陣變化較大。

3) 葉片整體振動(dòng)以彎曲振動(dòng)為主。當(dāng)葉片頂部受約束時(shí)，其振動(dòng)頻率顯著增大。對(duì)于A型和B型振動(dòng)，其最容易發(fā)生的都是切向彎曲振動(dòng)，相比于A型振動(dòng)，B型振動(dòng)中的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的階次會(huì)提前。

4) 旋轉(zhuǎn)葉片組中各葉片變形間相互影響并與葉輪的彈性變形成為一耦合系統(tǒng)，其固有頻率相對(duì)于各葉片有一定的降低。

5) 在一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)(本研究在9kr/min以下)，振型圖并不會(huì)隨轉(zhuǎn)速的增加而改變，即轉(zhuǎn)速并沒有改變各階的振型。

[1] 盧曉華,林俊燦.葉根阻尼對(duì)葉片振動(dòng)的影響[J]．上海機(jī)械學(xué)院學(xué)報(bào)，1986，8(4):21-32.

Lu Xiaohua, Lin Juncan. The effect of blade root damping on the blade vibration[J]． Journal of Shanghai Institute of Mechanical Engineering, 1986, 8(4):21-32.(in Chinese)

[2] Liu Yongxian, Zhao Weiqiang. Vibration analysis of aero-engine turbine blade-disc coupling system[J]. Applied Mechanics and Materials, 2013, 327:276-279.

[3] Jung H K, Hyun Y P, Seok Y J, et al．Linear vibration analysis of rotaing wind-turbine blade[J]. Current Applied Physics, 2010, 10: 332-334.

[4] Lim H S, Chung J T, Yoo H H. Modal analysis of a rotating multi-packet blade system[J]. Journal of Sound and Vibration, 2009, 325(3)：513-531.

[5] Zhao Weiqiang, Liu Yongxian, Lu Mowu, et al. Vibration analysis of a certain type of aero-engine turbine blade based on UG[C] ∥Informatics in Control, Automation and Robotics. Berlin: Springer Berlin Heidelberg, 2012: 377-382.

[6] Celep Z, Turhan D. On the influence of pre-twisting on the vibration of beams including the shear and rotatory inertia effects[J]．Journal of Sound and Vibration, 1986, l10(3): 523-528．

[7] 劉巖，張軍輝．有限元技術(shù)在空冷汽輪機(jī)長葉片設(shè)計(jì)中的應(yīng)用[J]．熱力透平，2012, 41(2): 147-151.

Liu Yan, Zhang Junhui. AppIication of FEA for design of long blade in air cooled steam turbine [J]. Thermal Turbine, 2012, 41(2): 147-151.(in Chinese)

[8] Rao J S, Carnegie W. A numerical procedure for the determination of the frequencies and mode shapes of lateral vibration of blades allowing for the effect of pre-twist and rotation[J]. International Journal of Mechanical Engineering Education, 1973, 1(1): 37-47．

[9] 趙永健，張大千．渦輪盤-葉片整體振動(dòng)固有模態(tài)有限元分析[J]．沈陽航空工業(yè)學(xué)院學(xué)報(bào)，2005,22 (5)：4-6.

Zhao Yongjian, Zhang Daqian. Finite element analysis on inherent mode of turbine disk-blade[J].Journal of Shenyang Institute of Aeronautical Engineering, 2005, 22(5): 4-6.(in Chinese)

[10]馬玉星，李惠彬，王一棣，等. 渦輪增壓器葉片振動(dòng)分析[J]．振動(dòng)、測(cè)試與診斷，2005，25(2): 13l-156.

Ma Yuxing, Li Huibin, Wang Yidi, et al. Study on vibration of turbo-charger blades[J]. Journal of Vibration, Measurement and Diagnosis，2005，25(2)：13l-156.(in Chinese)

[11]馬利，解江，續(xù)斌，等. 工作環(huán)境下的葉片振動(dòng)可靠性研究[J].汽輪機(jī)技術(shù)，2007，49(1)：40-42.

Ma Li, Xie Jiang，Xu Bin，et al. Study on blade vibration of reliability under working environment [J]. Turbine Technology, 2007, 49(1): 40-42.(in Chinese)

[12]李春旺,李海云,王澈,等.航空發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪葉片振動(dòng)模態(tài)影響因素研究[J].空軍工程大學(xué)：自然科學(xué)版，2014，15(1)：5-9.

Li Chunwang, Li Haiyun, Wang Che, et al. A study of influenceing factors on frequencies and mode shapes of aeroengine turbine blades [J]. Journal of Air Force Engineering University:Natural Science Edition,2014, 15(1):5-9.(in Chinese)

[13]孫強(qiáng),張忠平,柴橋，等. 航空發(fā)動(dòng)機(jī)壓氣機(jī)葉片振動(dòng)頻率與溫度的關(guān)系[J].應(yīng)用力學(xué)學(xué)報(bào),2004,21(4):137-139.

Sun Qiang, Zhang Zhongping, Chai Qiao, et al. Temperature effect on vibration frequency of aero-engine compressor blade [J]. Chinese Journal of Applied Mechanic, 2004, 21(4): 137-139.(in Chinese)

[14]Hong Yi, He Xiaodong, Wang Rongguo. Vibration and damping analysis of a composite blad[J]. Materials and Design, 2012, 34:98-105.

[15]吳厚鈺.透平零件結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度計(jì)算[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1982:56-106．

[16]胡于進(jìn)，王璋奇. 有限元分析及應(yīng)用[M]. 北京：清華大學(xué)出版社，2009:154-225.

[17]金在權(quán)，權(quán)成七，劉龍哲. 彈性旋轉(zhuǎn)梁的動(dòng)力剛化效應(yīng)[J].延邊大學(xué)學(xué)報(bào),2000,26(2):116-118.

Jin Zaiquan, Quan Chengqi, Liu Longzhe. The stiffening effect of the centrifugal force[J]. Journal of Yanbian University, 2000, 26(2): 116-118.(in Chinese)

[18]信偉平. 風(fēng)力機(jī)旋轉(zhuǎn)葉片動(dòng)力特性及響應(yīng)分析[D]. 汕頭:汕頭大學(xué)，2005.

[19]李德源，葉枝全，包能勝，等. 風(fēng)力機(jī)旋轉(zhuǎn)風(fēng)輪振動(dòng)模態(tài)分析[J]. 太陽能學(xué)報(bào), 2004, 25(1):72-77．

Li Deyuan, Ye Zhiquan, Bao Nengsheng, et al. Vibration modal analysis of the rotating rotor of horizontal axis wind turbine [J]. Acta Energiae Solaris Sinica, 2004, 25(1): 72-77．(in Chinese)

[20]黃文俊. 汽輪機(jī)自帶圍帶葉片動(dòng)力特性有限元分析[D]. 長沙：長沙理工大學(xué)，2007.

10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.06.028

*國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51305267)

2014-09-17；

2015-03-12

TK263.3

王南飛，男，1990年4月生，博士生。主要研究方向?yàn)樾D(zhuǎn)機(jī)械的故障診斷。 E-mail：wnf14@mails.tsinghua.edu.cn