燃氣輪機渦輪葉片受力特性計算及分析概論1.1研究的背景及意義燃氣輪機是一種重要的動力裝置，從20世紀50年代開始在電力工業應用，由于當時的材料、機械加工、精密鑄造等條件的限制，致使當時的機組單機容量小，熱效率比較低，在電力系統中只能作為緊急備用電源和調峰機組等輔助動力設備使用。隨著我國電力工業的迅猛發展，西氣東輸工程和引進液化天然氣工程的相繼實施，燃氣輪機特別是燃氣輪機及其聯合循環發電機組在我國電力工業中迅速崛起，隨著天然氣資源得到了進一步的開發利用，并且在全世界范圍內起著越來越重要的作用，燃氣輪機及其聯合循環發電機組在世界電力系統中的地位也越來越重要了。并且效率高、噪音低、排放低的先進的燃氣輪機是提供清潔可靠、高質量發電及熱電聯供的最佳方式，也是目前標志一個國家工業基礎先進程度的關鍵技術和動力設備的核心[1]。由于燃氣輪機及其聯合循環發電機組具有污染小、熱效率高、調峰性能好、建設周期短、投資省等優點，在過去的50年里越來越受到各國的高度關注，各國各大公司都投入了大量的資金和先進技術來研制更先進有效的燃氣輪機，逐漸取代傳統的汽輪機發電機組。并在20世紀90年代，各國紛紛啟動了推進燃氣輪機技術發展和應用的國家項目，比如美國的“先進透平動力系統”計劃(ATS)、歐洲的“先進燃氣輪機合作”(CAGT)和EC—ATS計劃以及日本的“新日光”計劃等[2]，大大促進了燃氣輪機技術的發展和電力工業的發展。并且此類各種計劃從未間斷，并陸續推出新計劃(比如美國的“VISion21”計劃)，竭力提升這一技術水平，發達國家力求壟斷這一領域。當前先進燃氣輪機性能如表1.1所示。表1.1當前先進燃氣輪機性能表機型燃氣溫度（0C）壓比單機功率（MW）單機循環效率（%）聯合循環功率（MW）聯合循環效率（%）Westhouse501—Ats1510282904142661GE—MS7001H1430233004140060ABBGT2612603026538.536958.5SiemensV94135016.62703940058.1雖然我國在燃氣輪機發電領域起步較早，但是由于各種原因，這種高難度、大型設備的研發速度一直很慢。直到改革開放后，隨著國民經濟的發展和電力的需求，燃氣輪機才逐漸走上子決速發展的軌道。特別是隨著“十五”期間西氣東輸工程和引進液化天然氣工程的實施之后，國家開始重視發展天然氣燃氣輪機聯合循環發電，進行了三次捆綁式招標[3]：哈動力和通用電氣聯合生產109FA機型；東方電氣和日本三菱聯合生產M70lF機型；上海電氣與德國西門子聯合生產V94.3機型。捆綁招標、以市場換取技術推動了一批著名的高校與科研機構開展大型燃氣輪機發電裝備自主開發研究和提高了制造能力，使我國船用、航空用燃氣輪機取得豐碩成果。雖然我國燃氣輪機的研制方面有了很大的進步，但是由于國外對先進技術的壟斷和封鎖，使得我們對燃氣輪機的許多機理和關鍵技術尚未完全掌握，與國外先進技術相比還有很大差距。由于設計一和運營的經驗不足，使得現在使用的大型機組在運行中經常出現問題，使機組的安全性和可靠性大大降低。因此，需要對燃氣輪機發電機組關鍵零部件的安全壽命進行研究，以提高燃氣輪機性能指標及可靠性，滿足我國電力工業可持續發展的需要。燃氣輪機的工作原理是[4]：通過軸流式壓氣機各級葉片把空氣壓縮到高壓狀態，與噴入的燃料在燃燒室混合燃燒形成高溫高壓燃氣，然后推動燃氣透平旋轉而做功，這樣就把燃料的部分化學能轉化成為了機械能，其中大部分用來推動壓氣機壓縮空氣上，剩余的部分通過輸出軸對外做功。在這個做功過程中，燃氣輪機渦輪葉片起著重要的作用，其將燃氣可用熱能絕大部分轉變成渦輪的機械功。作為燃氣輪機的關鍵部件之一，渦輪葉片工作環境相當惡劣，在高溫、高壓條件下做高速旋轉運動，承受著循環變化的交變載荷。在燃氣輪機工作過程中葉片高速旋轉產生很大的離心力，是渦輪葉片在運行過程中受到的最重要載荷。其次渦輪葉片的在高溫高壓的環境里工作，由于受熱不均，在葉片表面產生的熱應力，對葉片的強度和疲勞壽命的影響不容忽視，而且在如此的高溫下，葉片的幾何形狀、尺寸、材料性能等都有很大的變化，還容易產生高溫蠕變損傷。再者就是渦輪葉片本身結構復雜，其表面受到高溫高壓燃氣周期性氣動載荷激振力的作用。綜上所述，即使機組處于穩定運行工況，渦輪葉片也會承受著周期性的慣離心性力、氣動載荷激振力、溫度應力等循環交變載荷作用。由于葉片受到交變載荷而產生交變應力，經過一定次數應力循環后致使葉片特別是動葉產生疲勞裂紋，并隨著載荷的持續作用裂紋逐漸擴大，直到剩余的承力面積不足以承受離心力造成的應力時，最終導致葉片疲勞斷裂。據統計，在燃氣輪機零部件的失效事件中，渦輪葉片占40%以上，其中大部分是由于葉片的振動疲勞斷裂所致，造成了巨大的直接和間接經濟損失[5]。據美國電力研究協會統計報道：1977～1981年間，美國由于葉片失效而導致直接經濟損失大約在巧15.5～18.4億美元之間。在我國因葉片事故造成的經濟損失達數十億。所以分析葉片的振動特性就顯得特別重要，而求解葉片振動特性的難點在于定量確定葉片的激振力。由上面的內容分析可以看到，渦輪葉片的載荷十分復雜，引起葉片振動的因素很多，但其中最能激發葉片振動的載荷為葉片所受的氣動載荷激振力。因氣動力誘發強迫振動所造成的葉片振動破壞故障遠遠超過由于葉片顫振所造成的事故。求解葉片振動特性一般都采用動力學分析法，針對渦輪葉片常遇到的振動問題，振動模態分析是一種有效的研究方法，主要用于確定葉片的固有頻率和振型，這是受動載荷結構設計的重要參數。本文從燃氣輪機渦輪葉片氣動載荷的推導出發，分析葉片所受到的氣動載荷激振力，應用動力學分析葉片的振動參數和振動特性，分析葉片在氣動載荷作用下可能發生的振動情況，盡量減少或避免葉片的振動疲勞損傷。1.2渦輪葉片氣動載荷國內外研究現狀即使燃氣輪機發電機組處于穩定運行工況，渦輪葉片也會受到周期性激振力的作用，產生振動響應。雖然影響葉片的激振力因素較多，但對于葉片振動響應起到關鍵作用的是氣動載荷激振力，所以氣動載荷研究一直受到各專家和研究學者的廣泛關注。不少學者從不同角度對葉片的氣動載荷在理論和實驗方面進行了研究。就空氣動力方面的原因而言一葉輪機械流體激振問題基本上可以分為兩種：一種是穩定性問題，它對應著葉輪機械的自激振動，它發生在勢流中，因此流動分離和邊界層效應對顫振過程沒有重要影響。因為氣動力對葉輪機械的單自由度的振動一般起阻尼作用。另一種是響應問題，它對應著葉輪機械的強迫振動。在軸流式和離心式渦輪中，尾流是一種常見的強迫振動激振源，它是由于葉片尾緣及附面層的影響，引起葉柵出口氣流速度的虧損而形成的，會給下一級轉子葉片產生周期性激振，是葉片動應力產生的重要原因。尾流激振力與空氣動力的強烈非線性有關，求解難度很大。過去這種研究大多依賴于實驗數據，后來隨著計算機和計算機技術的發展，才一可以通過數值模擬進行計算。在國內外早期的研究中，由于葉柵通道中的非定常流場非常復雜，再加當時計算機發展水平以及相關的計算軟件開發水平都比較低，無法準確計算尾跡作用于葉片上的氣動激振力，都是以單個葉片系統作為研究對象，認為輪盤是完全剛性的，忽略葉片與輪盤系統的振動禍合，只是在葉片樺頭及計卜冠處施以合適的邊界條件。文獻[6]分析中就是將葉片和輪盤作為孤立部件，對葉片進行氣動載荷的分析。文獻把非定常力的計算方法從最初的二維求解法發展到三維可壓縮葉柵求解法，文獻[7]在此基礎上有更進一步的發展，利用振蕩流體力學理論和參數多項式法對渦輪葉片的激振力進行求解。早在上世紀70年代，姚福生主要研究了汽輪機中由于部分進氣和導向葉片出口邊厚度所造成的間斷性氣流作用在動葉上的周期激振力問題，把汽輪機氣動載荷假設成矩形波，推導了一般汽輪機動葉片氣動載荷的計算表達式。1999年朱寶田[8]詳細研究了在穩定工況下影響汽輪機葉片激振力的主要因素，在考慮各主要影響因素模型的基礎上建立了通過傅立葉諧波分析定量確定各階諧波激振力的一整套力學模型和數值計算方法。早期的計算取得了很大的成就，但是畢竟相對簡單，考慮的因素較少，而實際的尾流流體激振問題相當復雜，涉及到諸多學科的分支。尾流流體激振是尾流流體誘發結構振動，而振動又反饋影響到流場的現象，流固之間存在著相當復雜的禍合作用。傳統的分析方法無法揭示其本質，直到最近隨著計算機和計算技術飛速發展，多場禍合理論和多場藕合軟件逐漸成熟才得以深入的研究。I.v.Gaydamaka，A.v.Efimov等設計并用CFD技術研究單級微型壓氣機和透平的氣動性能，文獻給出了詳細的設計參數。C.Michler[9]采用一維的歐拉方程和一維的結構動力學平衡微分方程，對活塞與氣體的禍合問題進行了強禍合分析，計算中假設流體為理想氣體，結構采用單自由度的模型。Hah等計算了帶葉尖間隙的跨音速壓氣機轉子內流場模擬出葉尖間隙流與通道激波的干涉，他與愉Krain合作[10]計算了離心壓氣機葉輪在設計和非設計工況下內部流中的二次流渦流及頂部間隙效應。LauY.L等提出了尾流激振的簡化物理模型和對應的流固藕合界面的動力方程，進一步分析了在尾流作用下，影響葉片系統高周疲勞壽命的重要參數。在國內開始的研究主要集中在氣流力公式的推導方面，后來也轉向了多場禍合來分析尾流激振問題。楊建剛等[11]采用了將轉子位移分解為靜位移與動位移的方法。對阿爾福德公式進行了修正。柴山、張耀明等[12]從流體力學出發，應用動量定理對由于間隙引起的氣流間隙激振力進行了多方面的研究，并推導出普遍適用的計算公式。袁新[13]對VKI葉柵及T12透平噴嘴葉柵進行了二維N—S方程數值模擬，得到了清晰的激波和尾跡干涉圖，計算得到的葉片表面壓力分布與試驗數據精確吻合。孟越等[14]提出了葉片強迫響應瞬態分析方法，將流場分析得到的葉片表面氣動力數據作為邊界條件施加到瞬態分析有限元模型上，用APDL語言編程實現有限元節點上的分析。王梅，江和甫，呂文林[15]提出了尾流激振情況下葉片振動應力預估技術，研究了前排靜子的尾流對后排轉子葉片振動的影響。謝永慧，藍吉兵，張荻等[16]深入研究了非定常流動對透平氣動性能的影響和導致產生動時一片振動疲勞的氣流激振力。并通過實例驗證RNGk一湍流模型和雙時間步法可獲得更詳細、精確、真實的流場狀況，氣流激振力和激振力因子的水平與流場狀況有密切聯系。1.3渦輪葉片動力學國內外研究現狀燃氣輪機渦輪轉子葉片是燃氣輪機的主要零部件之一，它在高溫、高壓、高轉速、惡劣且相當復雜的環境下工作，不僅被經常變化著的高溫燃氣所包圍，而且還承受著高速旋轉產生的巨大離心力、氣動力和振動負荷等復雜的載荷作用。所以渦輪葉片最易產生疲勞裂紋，并隨著載荷的持續作用裂紋逐漸擴大，從而影響葉片的可靠性，而渦輪葉片的可靠性直接影響燃氣輪機正常工作。渦輪葉片是一種彈性結構，在工作過程中，葉片不僅受到離心力載荷，還不斷地受到氣流激振力的交變載荷，使葉片產生振動，特別是當激振頻率等于葉片自振頻率時而產生共振。當發生共振時，渦輪葉片的響應特別是應力應變會產生急劇變化，對葉片的安全運行產生威脅。有關統計資料指出，振動疲勞是造成渦輪葉片破壞的重要原因。實際運行的經驗表明，葉片的靜態強度足夠但葉片仍存在斷裂問題，主要原因就是葉片的動態性能不夠好，使葉片產生了高周疲勞而破壞。但由于葉片高周疲勞失效的性質嚴重、機理復雜、改進難度大、處理周期長。所以葉片振動疲勞研究中對振動特性極為關注，許多文獻討論振動和響應分析方法及參數影響。隨著工業技術發展的實踐證明，傳統的靜態設計和經驗設計方法已經遠遠滿足不了現代工程技術發展的需求：既要滿足靜力學強度要求，還要給定結構的某些固有頻率禁區，或某些點上的響應的要求，或者兩者兼而有之。所以對渦輪葉片這樣的結構來說，靜強度和動強度固然是重要的指標，振動特性分析在葉片結構設計和評價中也具有極其重要的位置，所以我們要對葉片進行動力學分析。文獻[17]在葉片結構扭轉顫振的研究中考慮了葉片間模態性質差異的影響。文獻[18]利用具有結構阻尼的Euler一Bemoulh梁來模擬葉片，并在其根部用彈簧連接來考慮葉片之間的藕合。文獻[19]采用各種梁模型考慮原有扭轉角和變截面、彈性支撐、彎扭禍合等影響，分析了葉片的自由振動特性，方法比較簡單，便于討論參數的影響。文獻[20]將葉片簡化為懸臂板或淺殼，分析振動特性與幾何參數的關系，文獻[21]采用有扭轉角的圓柱壁板模型模擬葉片。文獻[22]對渦輪葉片應力進行了全面的有限元分析，包括彈塑性穩態應力、振動應力，考慮了穩態應力對振動應力的影響。文獻[42]提出用振動頻率監測透平葉片低周疲勞損傷的方法，通過懸臂梁疲勞損傷演化方程確定損傷變化，用有限元分析得到各階自由振動頻率隨循環次數的變化。1.4本文的主要內容本文分析了燃氣輪機渦輪葉片動葉受到的氣動載荷激振力，并推導了燃氣輪機渦輪葉片氣動載荷激振力的表達式，采用MATLAB仿真技術對氣動激振力進行了分析得到的載荷譜，及對周向力進行了諧波分析，得到了其頻譜圖和各階諧波分量。2渦輪葉片受力特性計算表達式的推導在高溫、高壓、高轉速下工作的轉子葉片工作環境相當惡劣，承受著復雜的載荷作用。葉片工作時不僅被經常變化著的高溫燃氣所包圍，并且還承受著高速旋轉產生的巨大離心力、氣體力和振動負荷等，所以渦輪葉片經常會因為強度不夠而導致損壞，而葉片的損壞又極其危險，會影響同級的其它葉片，甚至可能導致整個級的葉片損壞，致使發電機組停機。此外，葉片還受到蒸汽腐蝕和濕蒸汽區水滴沖蝕等危害。所以渦輪葉片最易產生疲勞裂紋，并隨著載荷的持續作用裂紋逐漸擴大，直到剩余的承力面積不足以承受離心力造成的應力時，最終導致葉片疲勞斷裂。所以分析計算渦輪葉片的載荷是非常必要的，為以后的振動疲勞分析準備條件。2.1離心載荷渦輪轉子葉片高速旋轉所產生的離心力是燃氣輪機穩態工作時渦輪葉片的最重要的載荷。假定葉片的離心力載荷是均勻分布在樺頭樣槽的接觸面處的，所以可認為樺頭接觸面上的均布載荷。理論上所有齒面上的壓力和在徑向的分量等于葉片的離心力，根據文獻，整體葉片樺頭的離心載荷為：(2—1)其中，m是渦輪葉片的質量；R是渦輪葉片質心到旋轉軸線的徑向距離；是渦輪葉片的角速度。本文研究的渦輪葉片參數為：m=3.46kg，R=1.15m，計算的離心力載荷為：Fc=391572.669N該葉片樺頭與渦輪盤的連接屬于縱樹型樺頭連接，共有三對齒接觸，渦輪盤上每對齒的接觸表面積分別為：上：S1=1681.5463mm2中：S2=1323.7570mm2下：S3=1401.3860mm2則渦輪葉片樺頭齒面受壓總面積為：S=S1+S2+S3=4406.2.2溫度載荷渦輪葉片工作環境十分惡劣，外部是高溫、高壓的燃氣，內部是低溫冷卻氣體，環境溫度梯度很大，出于受熱不均勻，葉片的各部分將發生不同程度的膨脹，在受到約束時，膨脹不能自由發生，于是就會產生熱應力。熱應力對葉片疲勞壽命有很大影響，并且可能引起葉片蠕變損傷。但是這種溫度分布、應力分布情況極其復雜，求解相當困難。現在主要是通過有限元軟件，通過多場耦合技術模擬葉片的真實工作環境，仿真分析也哦按表面的溫度分布。由于溫度分布不是本文的重點研究對象，所以在這里不做詳細敘述。在這里只列出我們合作單位西北工業大學給的簡單數據如下：渦輪葉片的前溫度為1700K，總壓為1.66MPa，出口靜壓力為0.987MPa。溫度沿葉片徑向的變化規律如圖2.1所示。圖中縱坐標為設計點溫度，橫坐標為葉片的徑向尺寸。由圖可以看出，在半徑r=80mm附近，溫度由1300K，溫度梯度最大。將葉片溫度隨葉片高的變化規律曲線如圖2.2所示。圖2.1渦輪葉片實測溫度分布圖2.2渦輪葉片溫度隨葉高的變化由給出的溫度分布，在ANSYSWorkbench中直接定義加載，然后通過熱分析計算得到葉片的溫度載荷，即熱應力，作為下一步計算的邊界條件之一。2.3渦輪葉片的氣動激振力的分析計算根據汽輪機原理知道，作用在一個動葉上的周向和軸向燃氣沖擊力Pu和Pa，可以分別用下式表示：（2—2）（2—3）引入下列關系式：（2—4）則公式(2—2)、(2—3)就變成為：(2—5)(2—6)上式中表示燃氣密度，表示氣流速比，幾動葉片進、出氣角。對于給定的燃氣輪機，都是定值，變化的只有F，故關鍵求F。F表示作用在一只動葉上從噴嘴槽道流出的垂直于透平軸的氣流截面積。所謂一只動葉片的含義是指一個動葉片角節足巨的區間。在實際情況中，噴嘴出口邊是具有一定能夠厚度的，有時還存在部分的進氣，這樣就會使噴嘴后蒸汽在全圓周上的連續性遭到破壞，如圖2.4所示。動葉片在這個間斷性的氣流場中運動就等于受到了一種水平的周期激振力。圖2.3動葉片在間斷性氣流中運動情況為簡化計算，基于兩個假設：(1)燃氣作用在動葉上的載荷是一種矩形載荷，節圓半徑處的節距將作為整個葉高方向上的計算數值；(2)忽略葉柵出口邊附面層厚度和假定緊挨出口邊后的氣流速度為零，所以可認為沿著葉柵出口槽道柵距方向上的氣流速度場是矩形的均勻速度場。并且本文研究的是燃氣輪機中最為常見的一種噴嘴組，其包含全周進氣的情況，即噴嘴組只有一個，噴嘴沿周向方向是均勻分布的。圖2.4噴嘴高度與α的關系變化根據圖2.5中的情況，噴嘴出汽高度h隨著α變化的函數可以用下式來表示：（2—7）J=1、2、3…表示葉片轉過的靜葉片的個數(即周期)。2是單個靜葉的角節距，2是噴氣口的角節距。在一個周期內，面積F可表示為：（2—8）把式(2—8)帶入到式(2—5)和式(2—6)即可得到在一個周期內圓周向和軸向激振力的表達式：（2—9）（2—10）顯然，函數h（α）是滿足Dirichlet條件，即有有限多個第一類間斷點，并且在這個區間上有有限多個極大值。所以可以將式(2—7)展開成傅里葉級數：（2—11）式中：本文最終要求出激振力與時間的關系，山于轉角α可由轉子轉速和時間t表達，故噴嘴出汽高度h隨著t變化的函數可以用下式來表示：（2—12）J=1、2、3…表示動葉片轉過的靜葉片的個數(即周期數)。2是轉子轉過單個靜葉的角節距的時間，2是轉子轉過單個噴氣口的角節距的時間。h(t)是以2為周期的周期函數，滿足Diriehlet條件故對h(t)在（0，2）做傅里葉變換。（2—13）式中：即：（2—14）式中：由于2=、2tk=，故2tk=，tk=，N是圓周方向上靜葉的個數。轉子轉速。并且2和2tk有一定的比例關系。（2—15）又由于對葉片動態特性影響作用較大的只有低階諧波，所以忽略其高階的影響，只考慮前六階：當n=1時：當n=2時：當n=3時：當n=4時：當n=5時：當n=6時：假設燃氣輪機轉速300Or/min，則=100/s314.16rad/s，靜葉個數N=80，h=o，2tk、和2tw、的比例關系10：9，則：（2—16）在MATLAB中仿真得到噴嘴高度隨時間的變化曲線如圖2.6所示。圖2.5以前六階的諧波近似代替方波圖2.6等效矩形波局部放大由圖2.5和圖2.6對比觀察可以看出，雖然忽略了高階的影響，但噴嘴出汽高度h（t）隨著t變化的函數可以近似的表達噴嘴高度隨時間的變化關系。（2—17）又有可得（2—18）（2—19）把式(2—17)帶入式(2—18)得周向力的表達式：（2—20）式中：把式(2—17)帶入(2—19)得軸向力的表達式：（2—21）式中：2.4本章小結本章對燃氣輪機渦輪葉片的離心載荷、溫度載荷、氣動載荷進行了分析。主要是針對氣動載荷進行了分析，根據所學專業知識基本兩個假設（燃氣作用在動葉上的載荷是一種矩形載荷，節圓半徑處的節距將作為整個葉高方向上的計算數值；忽略葉柵出口邊附面層厚度和假定緊挨出口邊后的氣流速度為零；）之上，再利用周期函數的周期特性和高等數學的積分原理及應用控制理論的拉普拉斯變換推導了渦輪葉片氣動載荷激振力的計算表達式。3在MATLAB中對氣動載荷的仿真分析3.1周向力和軸向力的載荷譜在MATLAB中對周向力Pu和軸向力Pa進行數值仿真，由于對葉片動態特性影響的主要是低階頻率，所以仿真時我們也只取了激振力的前6階進行數值模擬，即n取6。仿真得到的氣動載荷激振力的周向力和軸向力大小及變化如圖2.8和圖2.9所示。圖2.7周向力的載荷譜圖2.8軸向力的載荷譜由圖2.8和圖2.9可以看到，葉片所受的軸向力(1～1.3N)遠遠小于周向力(90～120N)，故計算時一般忽略渦輪葉片所受的軸向力。3.2周向力的其各階諧波分量對周向力進行傅里葉變換可以找到其各階諧波分量，所以周向力可以分解為多個力的合成，其中靜力大小為1O4N，忽略高階諧波分量，其前三階簡諧波如下：圖2.9第一諧波分量圖2.10第二諧波分量圖2.11第三諧波分量3.3周向力的頻譜圖對周向氣動激動振動進行快速傅里葉變換，得到其頻譜圖見如圖2.14圖2.12周向力的頻譜圖可以得到激振力各階諧波分量的頻率8OOHz、12OOHz、4000Hz、4600Hz、4800Hz、520OHz、560OHz、6000Hz。3.4本章小結本章根據氣動載荷激振力的表達式，采用MATLAB仿真技術對周向力和軸向力進行數字仿真，獲得了周向力和軸向力的載荷譜；并對周向力進行了詳細仿真，其進行仿真分析，得到了氣動載荷周向力的頻譜圖和各諧波分量。4總結燃氣輪機是一種重要的動力裝置，被廣泛應用于航空、發電,化工、冶金等領域，在國民經濟與國防建設中起到重要的作用。渦輪葉片是燃氣輪機的主要零部件之一，它在高溫、高壓、高速、惡劣且相當復雜的環境下工作，承受著離心力、氣動力、溫度應力等循環交變載荷與動載荷作用，而氣動載荷激振力是引起渦輪葉片振動疲勞失效的主要因素，故需要對氣動載荷進行研究分析。本文對渦輪葉片氣動載荷進行了研究分析，推導出了燃氣輪機渦輪葉片氣動載荷激振力的表達式，希望能幫助同行業的人簡化在計算氣動載荷激振力工作量；并采用MATLAB仿真技術對氣動激振力進行了分析得到的載荷譜，及對周向力進行了諧波分析得到了頻譜圖和各階諧波分量。參考文獻[l]LeeS.Langston.Gasturbineindustryoverview[R].GasTurbineNews，1999(2):23—31.[2]黃其勵.21世紀發電新技術[J].火力發電廠可持續發展與環境保護技術論文集燃氣輪機發電技術，2001:1—24.[3]焦潤平.燃氣輪機機組應用進氣冷卻技術方案評估[D].北京:華北電力大學，2007.[4]清華大學熱能工動力機械與工程研究所，深圳南山熱電股份有限公司.燃氣輪機與燃氣一蒸汽聯合循環裝置[M].北京:中國電力出版社，2007.[5]Adajns，M.L.Rotatingmaehineryvibration:fromanalysistoTroubleshooting[M].NewYork:MareelDekker，2001.[6]Lewis.Aunfieldapproachturbinebladelifepredieation[R].SAETechniquePaPer，1982，No.821439.[7]朱寶田.汽輪機葉片激振力模型和計算方法[J].汽輪機技術，1994，36(5)：274—284.[8]C.Mieheler，etal.Amonolithieapproaehtofluid—struetureinteraCtion[J].ComPuters&Fluids，2004，Vol.33：839—848.[9]HahC，KrainH.Seeondaryflowsandvortexmotioninahigh—effieieneybaeksweptImpelleratdesignandoff—designconditions[J].ASMEJournalofTurbomaehinery，1990，112(1)：7—13.[10]楊建剛，朱天云，高偉.汽流激振對軸系穩定性的影響分析[J].中國電機工程學報，1998，18(1)：l—9.[11]柴山，張耀明，趙又群.汽輪機非線性間隙氣流激振力分析(l)—相對進氣速度沿葉高不變[J].非線性動力學學報，2001，7(1—2)：25—32.[12]袁新.可壓縮粘性流動中雙方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