帶柔性過渡段懸臂動力渦輪轉(zhuǎn)子動力學研究

劉文魁，鄧旺群，盧 波，孫 勇，唐虎標

(1.中國航發(fā)湖南動力機械研究所，湖南株洲412002；2.中國航空發(fā)動機集團航空發(fā)動機振動技術重點實驗室，湖南株洲412002)

1 引言

航空發(fā)動機轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)和工作環(huán)境異常復雜，其動力學研究一直是發(fā)動機研制的關鍵問題之一。而航空發(fā)動機向著更高轉(zhuǎn)速、更高性能方向發(fā)展，使得其轉(zhuǎn)子動力學問題更為突出。許多科研人員在該領域開展了大量的研究工作。如鄧旺群等[1-3]對航空發(fā)動機轉(zhuǎn)子的動力特性及高速動平衡技術進行了深入研究，吳長波等[4]對小型航空發(fā)動機轉(zhuǎn)子的連接剛性進行了分析與驗證，聶衛(wèi)健等[5]研究了高速柔性轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速隨支承剛度和輪盤質(zhì)量的變化規(guī)律，張力等[6]對航空發(fā)動機轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的建模方法和振動特性進行了相關研究。

現(xiàn)代先進渦軸發(fā)動機由于普遍采用前輸出軸方案，其動力渦輪轉(zhuǎn)子必須同心穿過燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子內(nèi)腔伸到發(fā)動機前端，導致動力渦輪轉(zhuǎn)子是一個超彎曲型臨界轉(zhuǎn)速工作的高速柔性轉(zhuǎn)子，其動不平衡是影響發(fā)動機振動超限的重要原因[7]。到目前為止，國內(nèi)已成功對簡支動力渦輪轉(zhuǎn)子開展了系統(tǒng)的動力學研究，為型號研制做出了重要貢獻[8-11]，但對于帶柔性靜子部件的懸臂動力渦輪轉(zhuǎn)子，國內(nèi)外還未開展過系統(tǒng)的研究。本文以某渦軸發(fā)動機帶柔性過渡段懸臂動力渦輪轉(zhuǎn)子為研究對象，針對轉(zhuǎn)子動力學問題開展系統(tǒng)的計算分析和試驗研究，以期為發(fā)動機實現(xiàn)轉(zhuǎn)速達標提供有力保證。

2 轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)

帶柔性過渡段懸臂動力渦輪轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)如圖1所示。該轉(zhuǎn)子具有空心、薄壁、大長徑比、內(nèi)置測扭基準軸、動力渦輪盤懸臂等結(jié)構(gòu)特點，主要由兩級動力渦輪盤、短軸、傳動軸、測扭基準軸等零部件組成，采用2-2-0的支承方式。功率輸出端支承為單排球軸承(1號軸承)和圓柱滾子軸承(2號軸承)，動力渦輪盤端支承均為圓柱滾子軸承(5號和6號軸承)。1號和2號軸承采用噴射潤滑方式，5號和6號軸承采用軸向環(huán)下潤滑方式。1號和5號軸承直接支承在軸承座上，2號和6號軸承位置采用帶擠壓油膜阻尼器的鼠籠式彈支結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)子上共設計了5個平衡校正面，分別位于1號、2號、3號、4號平衡凸臺(5號凸臺由于其上有通氣孔而不能作為平衡凸臺使用)和第2級動力渦輪盤。

圖1 轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 The sketch diagram of the rotor structure

3 轉(zhuǎn)子有限元分析

3.1 有限元模型

圖2為運用梁單元建立的轉(zhuǎn)子有限元模型，包括梁單元、集中質(zhì)量單元、軸承單元和剛性連接單元。建立有限元模型時，對轉(zhuǎn)子局部結(jié)構(gòu)進行簡化，忽略一些細小的局部結(jié)構(gòu)(如倒角、小孔等)，并將測扭基準軸和兩級渦輪葉片及部分輪盤分別用6個和2個集中質(zhì)量單元模擬，4個支承用軸承單元模擬。2號和6號支承的剛度取相應鼠籠彈支剛度的實測值，分別為0.615×107N/m和0.633×107N/m；1號和5號軸承直接裝在軸承座上，根據(jù)經(jīng)驗其支承剛度均取5.000×107N/m。這種處理方式對于靜子結(jié)構(gòu)為剛性結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)子是合理的[11]，但對于帶柔性過渡段的動力渦輪轉(zhuǎn)子存在較大計算誤差。由于柔性過渡段的存在相當于降低了5號和6號的支承剛度(不對1號和2號的支承剛度造成影響)，為此提出一種5號和6號支承剛度的修正方法并推算出柔性過渡段的徑向剛度[12]，修正前、后4個支承的剛度見表1。

圖2 有限元模型Fig.2 Finite element calculation model

表1 修正前、后轉(zhuǎn)子4個支承的剛度 107N/mTable 1 Rotor supporting stiffness before and after correction

3.2 有限元分析

3.2.1 臨界轉(zhuǎn)速計算值及裕度

文中對慢車轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速進行評定的臨界轉(zhuǎn)速裕度定義分別見式(1)和式(2)。

前三階臨界轉(zhuǎn)速計算值及裕度見表2。第一、第二階臨界轉(zhuǎn)速低于慢車轉(zhuǎn)速，對慢車轉(zhuǎn)速進行評定；第三階臨界轉(zhuǎn)速高于額定工作轉(zhuǎn)速，對額定工作轉(zhuǎn)速進行評定?？梢?，轉(zhuǎn)子在額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在兩階(第一、第二階)臨界轉(zhuǎn)速；第一階和第三階臨界轉(zhuǎn)速裕度滿足設計準則[7]要求(臨界轉(zhuǎn)速裕度≮20%)，但第二階臨界轉(zhuǎn)速相對于慢車轉(zhuǎn)速的裕度只有16.31%，其設計是否滿足要求有待后續(xù)試驗驗證。轉(zhuǎn)子在額定工作轉(zhuǎn)速下主要受第二階模態(tài)的影響。

表2 臨界轉(zhuǎn)速計算值及其裕度Table 2 Calculation results of critical speeds and speed margins

3.2.2 振型計算結(jié)果

圖3給出了轉(zhuǎn)子的前三階振型。從中可看出，轉(zhuǎn)子前三階振型均為彎曲振型，主要是由于傳動軸非常細長、剛度較小所致，可知動力渦輪轉(zhuǎn)子是帶細長柔性軸的高速柔性轉(zhuǎn)子；2號平衡凸臺位于第一階振型的反節(jié)點(峰值點)位置附近，3號平衡凸臺位于第二階振型的反節(jié)點位置附近。

圖3 轉(zhuǎn)子前三階振型Fig.3 The first three order vibration modes of the rotor

3.2.3 穩(wěn)態(tài)不平衡響應計算結(jié)果

依次在轉(zhuǎn)子的5個平衡校正面上施加1 g·mm的不平衡量，計算6個特征位置(1號、2號、3號、4號平衡凸臺和第1級、第2級動力渦輪盤)的穩(wěn)態(tài)不平衡響應，計算結(jié)果見圖4。圖中，相對轉(zhuǎn)速均為轉(zhuǎn)子實際工作轉(zhuǎn)速與額定工作轉(zhuǎn)速之比。從圖可知：各特征位置一階不平衡響應對5個平衡校正面上的不平衡量均不敏感，二階不平衡響應對2號、3號和4號平衡凸臺上的不平衡量非常敏感。因此，要平衡轉(zhuǎn)子的第二階模態(tài)，應優(yōu)先考慮選取2號、3號、4號平衡凸臺作為平衡校正面。額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，各特征位置對1號平衡凸臺和第2級動力渦輪盤上的不平衡量的響應均較小，因此選擇1號平衡凸臺和第2級動力渦輪盤作為平衡校正面只能取得很有限的平衡效果。第1級、第2級動力渦輪盤對各個平衡校正面上的不平衡量的響應均很小，這對兩級動力渦輪盤的葉尖間隙設計十分有利。

圖4 在不同平衡校正面上添加1 g·mm不平衡量時的穩(wěn)態(tài)不平衡響應曲線Fig.4 Curves of the steady unbalance responses after adding 1 g·mm unbalance amount in different balancing planes

4 轉(zhuǎn)子動力學試驗

4.1 試驗裝置

動力學試驗在臥式高速旋轉(zhuǎn)試驗器上進行。通過兩端帶花鍵的浮動軸連接轉(zhuǎn)子和試驗設備，在試驗中實現(xiàn)動力輸入。通過光電傳感器、位移傳感器、加速度傳感器、應變片和熱電偶分別測量轉(zhuǎn)子撓度、支座和轉(zhuǎn)接段上的振動加速度、彈性支承應變和軸承溫度。試驗過程中轉(zhuǎn)子的安裝及測試示意圖見圖5。圖中，⊥表示垂直方向，＝表示水平方向，A1～A6為加速度傳感器，D1～D4為振動位移傳感器，S1～S4為測量彈支應變的應變計，T1～T2為測量軸承溫度的熱電偶。

圖5 轉(zhuǎn)子在試驗過程中的安裝及測試示意圖Fig.5 Installation and measurement sketch of the rotor during experiment

4.2 軸向環(huán)下潤滑設計的檢查與驗證

轉(zhuǎn)子5號和6號軸承采用軸向環(huán)下潤滑技術在國內(nèi)渦軸發(fā)動機上為首次(供油示意圖見圖6)，其難度大，風險高。環(huán)下潤滑設計是否合理可靠對轉(zhuǎn)子工作的安全性有決定性的影響，必須對其進行細致的檢查和驗證。

(1) 著色檢查。裝配前，對圖6中A、B、C、D四個貼合面進行了著色檢查，各貼合面間均形成了連續(xù)不間斷的著色帶，表明相關零件貼合面間滿足密封要求，保證了滑油不從結(jié)合面處泄漏。

(2)滑油噴嘴的流量、流向試驗及其裝軸承座的打靶試驗。模擬發(fā)動機工況下，圖7所示φ0.8 mm噴嘴孔流量要求值為0.69～0.74 L/min，兩件滑油噴嘴流量實測值均為0.70 L/min，流量滿足要求。距離φ0.8 mm噴嘴孔口11.0 mm處使用φ1.0 mm的靶孔進行檢查，兩件滑油噴嘴滑油通過率均達到80%以上，流向滿足要求。

滑油噴嘴裝軸承座的打靶試驗方案示意圖見圖8，兩個滑油噴嘴出口噴射的滑油均能全部通過靶位。打靶試驗結(jié)束后，對滑油噴嘴周向位置進行標記，后續(xù)裝配時按標記位置進行周向定位。

圖6 軸向環(huán)下供油示意圖Fig.6 Sketch of the axial inner ring oil supplying

圖7 噴嘴示意圖Fig.7 Sketch of the jet nozzle

圖8 打靶示意圖Fig.8 Sketch of the shooting

(3)供油、回油檢查。轉(zhuǎn)子安裝在試驗器上后，孔探儀檢查滑油能正常噴射到5號和6號軸承集油槽內(nèi)，供油狀態(tài)正常，同時目視檢查轉(zhuǎn)子回油接口回油正常。

(4)初步驗證試驗。將轉(zhuǎn)子開車到10 000 r/min后停車，立即用孔探儀對5號軸承的供油情況進行檢查，觀察到滾棒上有滑油流動痕跡，確認5號軸承潤滑正常，即軸向環(huán)下潤滑正常。

(5)全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的驗證試驗。將轉(zhuǎn)子開車到額定工作轉(zhuǎn)速，由T1和T2熱電偶測得的全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的溫度-轉(zhuǎn)速曲線見圖9。從圖可知：在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，由T1、T2熱電偶測得的6號和2號軸承的溫度均不大于55.3℃，說明6號和2號軸承均得到良好潤滑。此外，高轉(zhuǎn)速下T1熱電偶測得的軸承溫升遠小于T2熱電偶測得的軸承溫升，表明高轉(zhuǎn)速下軸向環(huán)下潤滑的冷卻效率比噴射潤滑的高。

圖9 溫度-轉(zhuǎn)速曲線Fig.9 Curves of temperature versus speed

4.3 動力學試驗

4.3.1 初始狀態(tài)(高速動平衡前)

初始狀態(tài)下，由D1～D4傳感器測得的額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)子撓度-轉(zhuǎn)速曲線如圖10所示。由圖可知：動力渦輪轉(zhuǎn)子在額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)有兩個共振峰值，說明轉(zhuǎn)子在額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在兩階臨界轉(zhuǎn)速；傳動軸在臨界轉(zhuǎn)速下發(fā)生了明顯的彎曲變形，說明轉(zhuǎn)子的振型為彎曲振型；初始狀態(tài)下，轉(zhuǎn)子可以平穩(wěn)越過兩階彎曲臨界轉(zhuǎn)速并運行至額定工作轉(zhuǎn)速，但額定工作轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度相對較大，說明有必要在額定工作轉(zhuǎn)速下對轉(zhuǎn)子進行高速動平衡。

圖10 初始狀態(tài)下的轉(zhuǎn)子撓度-轉(zhuǎn)速曲線Fig.10 Curves of rotor deflection versus speed under initial condition

4.3.2 高速動平衡試驗

平衡方法為多轉(zhuǎn)速、多平面、分步平衡的影響系數(shù)法[13]，平衡轉(zhuǎn)速為額定工作轉(zhuǎn)速；平衡面為2號、3號和4號平衡凸臺；測量面為D1～D4傳感器所在平面。

高速動平衡過程及平衡效果見表3。從表可知：經(jīng)過三輪高速動平衡操作后，動力渦輪轉(zhuǎn)子在額定工作轉(zhuǎn)速下的撓度均較小。

高速動平衡過程中，曾嘗試選取1號平衡凸臺作為平衡校正面進行平衡，但平衡效果僅為5.7%。這是由于1號平衡凸臺的軸向位置(靠近轉(zhuǎn)子第二階振型的節(jié)點位置)設置不合理，導致其在平衡過程中失去了使用價值。據(jù)此，提出將1號平衡凸臺向2號平衡凸臺方向偏移20.0 mm以上的改進建議。該改進建議已被設計部門采納，改進前后1號平衡凸臺的軸向位置見圖11。

表3 高速動平衡過程及平衡轉(zhuǎn)速下的平衡效果Table 3 Process of high speed dynamic balance and balance results of balance speed

圖11 傳動軸示意圖Fig.11 Sketch of the transmission shaft

4.3.3 高速動平衡后

高速動平衡后，由D1～D4傳感器測得的額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)子撓度-轉(zhuǎn)速曲線如圖12所示。從圖中可以得到轉(zhuǎn)子前兩階臨界轉(zhuǎn)速的試驗值和裕度，見表4。從表中可知：在額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)轉(zhuǎn)子存在兩階臨界轉(zhuǎn)速，第一階臨界轉(zhuǎn)速裕度47.41%滿足臨界轉(zhuǎn)速設計準則要求，第二階臨界轉(zhuǎn)速裕度19.11%略低于臨界轉(zhuǎn)速設計準則要求。

圖12 高速動平衡后的轉(zhuǎn)子撓度-轉(zhuǎn)速曲線Fig.12 Curves of rotor deflection versus speed

表4 前兩階臨界轉(zhuǎn)速試驗值及其裕度Table 4 The measuring results of the first two order criticalspeeds and margins of critical speeds

對比分析表2和表4可以得到前兩階臨界轉(zhuǎn)速計算誤差，見表5。可見，前兩階臨界轉(zhuǎn)速計算值與試驗值非常吻合，誤差均不大于3.45%，說明本文建立的有限元模型很好地反映了轉(zhuǎn)子的實際情況。

表5 前兩階臨界轉(zhuǎn)速計算誤差Table 5 Calculation errors of the first two order critical speeds

對比分析圖10和圖12可以得到臨界轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速下基于轉(zhuǎn)子撓度的高速動平衡效果，見表6。從表中可知，高速動平衡使轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速、額定工作轉(zhuǎn)速下的振動幅值分別下降了41.3%～60.6%和35.7%～88.6%，顯著減小了轉(zhuǎn)子的動撓度，平衡效果顯著。

表6 基于轉(zhuǎn)子撓度的平衡效果Table 6 The balance effects based on rotor deflection

此外，對比分析高速動平衡前、后轉(zhuǎn)子在臨界轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速下的最大振動加速度和彈支應變，可以得到基于振動加速度和彈支應變的平衡效果，見表7。從表中可知，高速動平衡使臨界轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速下的最大振動加速度分別減小了23.2%和10.8%，使最大彈支應變分別減小了42.8%和41.8%，顯著減小了軸承的外傳力。

從圖12還可看出，在額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)轉(zhuǎn)子除存在兩階臨界轉(zhuǎn)速外，還存在第三個共振峰值。通過對帶轉(zhuǎn)接段的動力渦輪轉(zhuǎn)子進行模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)第三個振動峰值是由動力渦輪盤端試驗轉(zhuǎn)接段的共振頻率(296 Hz)引起。為消除轉(zhuǎn)接段的共振頻率，對動力渦輪盤端試驗轉(zhuǎn)接段進行了改進設計，改進前后的試驗轉(zhuǎn)接段示意圖見圖13。模態(tài)分析表明，改進后的轉(zhuǎn)接段在轉(zhuǎn)子額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)沒有共振頻率。

表7 基于振動加速和彈支應變的平衡效果Table 7 The balance effects based on vibration acceleration and elastic supporting strain

圖13 改進前后試驗轉(zhuǎn)接段示意圖Fig.13 Sketch of the connection parts before and after refinement

4.3.4 慢車轉(zhuǎn)速下的振動考核試驗

鑒于動力渦輪轉(zhuǎn)子第二階臨界轉(zhuǎn)速對慢車轉(zhuǎn)速的裕度低于20%，為確保發(fā)動機在臺架試車中轉(zhuǎn)速調(diào)試試驗(動力渦輪轉(zhuǎn)子將在慢車轉(zhuǎn)速下停留)的安全性，對高速動平衡后的動力渦輪轉(zhuǎn)子在慢車轉(zhuǎn)速下進行了5 min的考核試驗。試驗中，每隔1 min記錄各測點的轉(zhuǎn)子撓度、振動加速度、彈支應變和軸承溫度，測量結(jié)果及其變化情況見表8。由表中可知，轉(zhuǎn)子撓度、振動加速度、彈支應變和軸承溫度的測量值分別不大于 177 μm、23 m/s2、135 με和 52.2℃，變化率均小于20%。尤其是各測量值在3 min以后均幾乎不再變化，說明轉(zhuǎn)子狀態(tài)非常穩(wěn)定，第二階臨界轉(zhuǎn)速相對于慢車轉(zhuǎn)速的裕度足夠，可以在慢車轉(zhuǎn)速下長時間安全可靠地運行。

表8 測量值及其變化情況Table 8 Measuring values and their change situation

5 整機臺架試車

發(fā)動機在整機臺架試車中的安裝及振動測試示意圖見圖14。圖中Jz/Jy、Fz/Fy、Kz/Ky和Tz/Ty分別表示測量進氣機匣、附件機匣、擴壓機匣后安裝邊和熱端機匣后安裝邊水平/垂直方向的振動。

圖14 發(fā)動機在整機臺架上的安裝及振動測試示意圖Fig.14 Installation and measurement sketch of the engine at test rig

在整個推轉(zhuǎn)速過程中，8個測點的振動測量值均不大于22.1 mm/s，表明整機振動狀態(tài)良好。發(fā)動機地面慢車轉(zhuǎn)速和100%燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速下由動力渦輪轉(zhuǎn)子和燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子基頻引起的各測點振動值見表9。表中，Np表示動力渦輪轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，Ng表示燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，fp表示動力渦輪轉(zhuǎn)子基頻，fg表示燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子基頻。從表中可知，由動力渦輪轉(zhuǎn)子基頻引起的各測點振動值均不大于11.2 mm/s，說明高速動平衡后的動力渦輪轉(zhuǎn)子在整機臺架試車過程中的振動特性非常好。

表9 發(fā)動機各測點的振動速度值(基頻)Table 9 Vibration velocity values of all measuring points(fundamental frequency)

6 結(jié)論

針對某渦軸發(fā)動機帶柔性過渡段懸臂動力渦輪轉(zhuǎn)子動力學開展了系統(tǒng)的計算分析和試驗研究，主要結(jié)論如下：

(1)建立的帶柔性過渡段懸臂動力渦輪轉(zhuǎn)子計算模型能很好地反映轉(zhuǎn)子的實際狀況，該轉(zhuǎn)子在額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在兩階臨界轉(zhuǎn)速，各階振型均為彎曲振型，是一個超兩階彎曲臨界轉(zhuǎn)速工作的高速柔性轉(zhuǎn)子。

(2)高速動平衡大幅減小了動力渦輪轉(zhuǎn)子的動撓度和軸承的動反力，平衡效果顯著。高速動平衡后的轉(zhuǎn)子可以在慢車轉(zhuǎn)速下安全可靠地運行，第二階臨界轉(zhuǎn)速相對于慢車轉(zhuǎn)速有足夠的裕度，轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速設計合理。

(3)動力渦輪轉(zhuǎn)子在發(fā)動機整機臺架試車中的振動特性非常好，為發(fā)動機實現(xiàn)轉(zhuǎn)速達標提供了有力保證。

(4)驗證了5號和6號軸承的軸向環(huán)下潤滑結(jié)構(gòu)設計的合理性，提出了改進1號平衡凸臺軸向位置的建議并已被采納。改進設計后的試驗轉(zhuǎn)接段消除了原轉(zhuǎn)接段在轉(zhuǎn)子額定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在的共振頻率，提高了后續(xù)試驗的安全性。