典型燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子平衡狀態(tài)與振動特性分析

宋明波，夏商周，趙海鳳，張海彪

（中國航發(fā)湖南動力機械研究所，湖南株洲412002）

0 引言

轉(zhuǎn)子系統(tǒng)是航空發(fā)動機的核心部件，而高速旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子所帶來的整機振動問題一直是制約航空發(fā)動機進一步快速發(fā)展的主要問題之一[1-3]。特別是中小型渦軸發(fā)動機，其燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的額定工作轉(zhuǎn)速一般高達40000 r/min，有的甚至在50000 r/min 以上，振動問題往往更加突出。

李建華等[4]、鄒望之等[5]分析了當前國內(nèi)外渦軸發(fā)動機的發(fā)展趨勢，其中1-0-1支點布局是一類典型的中小型渦軸發(fā)動機燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)布局形式，國內(nèi)外多型渦軸發(fā)動機的燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子即采用了該種布局設(shè)計?；谥行⌒蜏u軸發(fā)動機的技術(shù)特點及性能、結(jié)構(gòu)特征，該類轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在動力學(xué)上一般采用剛性轉(zhuǎn)子設(shè)計[6-7]，其設(shè)計思路如下：優(yōu)化轉(zhuǎn)子自身的鼓筒結(jié)構(gòu)以及連接結(jié)構(gòu)，保證轉(zhuǎn)子足夠的抗彎剛性，在其前、后支點處布置彈性支承，通過調(diào)節(jié)彈性支承的剛性將整個轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)的前2階模態(tài)設(shè)計為剛體模態(tài)，并置于慢車轉(zhuǎn)速以下；通過保證轉(zhuǎn)子自身的抗彎剛度，將轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)的第3階臨界轉(zhuǎn)速（彎曲模態(tài)）置于最大工作轉(zhuǎn)速以上，并保證充分的裕度。鄧旺群等[8]針對某型發(fā)動機轉(zhuǎn)子的支點及采用的彈性支承，通過有限元軟件SAMCEF/ROTOR 仿真分析了該轉(zhuǎn)子支點剛度與支點位置對其動力學(xué)特性的影響；白中祥等[9]通過有限元軟件ANSYS，針對支承系統(tǒng)的靜剛度、動剛度，研究了其對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速與穩(wěn)態(tài)不平衡響應(yīng)的影響；李全成[10]考慮航空發(fā)動機靜子機匣系統(tǒng)與彈性支承的動剛度耦合，利用有限元軟件ANSYS 詳細分析了支點剛度對轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速的影響。采用上述設(shè)計的渦軸發(fā)動機燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，裝配時一般只需進行低速動平衡，保證轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在前2 階剛體模態(tài)的支點外傳力最小[11-13]。實際上，根據(jù)此類轉(zhuǎn)子的動力學(xué)特性，以及低速動平衡的力學(xué)原理，在一些特殊情況下，該類轉(zhuǎn)子在工作轉(zhuǎn)速時的振動響應(yīng)可能反而加劇。

本文針對某型發(fā)動機試車過程中出現(xiàn)的大狀態(tài)整機振動過大現(xiàn)象，結(jié)合該發(fā)動機總裝時的燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子動平衡狀態(tài)，以及燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子的低速動平衡工藝，對發(fā)動機試車中出現(xiàn)的大狀態(tài)整機振動過大問題進行機理解釋、仿真分析，及整機驗證，為該型發(fā)動機解決大狀態(tài)整機振動過大問題提供了理論基礎(chǔ)，也為該類渦軸發(fā)動機燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)設(shè)計及動平衡提供參考。

1 問題背景

某型發(fā)動機燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子如圖1 所示。該轉(zhuǎn)子采用1-0-1支點布局的剛性轉(zhuǎn)子設(shè)計，其工作轉(zhuǎn)速位于前2 階剛體模態(tài)以上，第3 階彎曲模態(tài)以下，不考慮連接剛度損失時，其彎曲模態(tài)設(shè)計裕度達到30%。

該型發(fā)動機在試驗中曾出現(xiàn)大狀態(tài)振動過大現(xiàn)象，由于振動表現(xiàn)為燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子基頻振動量占優(yōu)，故對燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子平衡狀態(tài)進行檢查，前后校正面（圖1紅圈）不平衡量并不是很大，小于30 g·mm。將燃氣渦輪分解，對壓氣機轉(zhuǎn)子進行平衡狀態(tài)檢查，發(fā)現(xiàn)其1 級盤前不平衡量約為 70 g·mm，而在離心葉輪處不平衡量達到300 g·mm，如圖2所示。

圖1 某型發(fā)動機燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子

圖2 某型發(fā)動機壓氣機轉(zhuǎn)子

對該型號另一臺振動情況良好的發(fā)動機進行上述平衡狀態(tài)檢查，燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子前后面不平衡量約為30 g·mm，壓氣機轉(zhuǎn)子組件前后面不平衡量約為70 g·mm。2 臺發(fā)動機實測振動情況對比如圖3 所示。圖中實線為振動情況良好發(fā)動機數(shù)據(jù)，點線為出現(xiàn)大狀態(tài)振動問題發(fā)動機振動數(shù)據(jù)。從圖中可見，前述存在大狀態(tài)振動問題的發(fā)動機在靠近最大工作轉(zhuǎn)速時，振動激增。

圖3 2臺發(fā)動機振動對比

基于上述對比分析，對存在大狀態(tài)振動問題的發(fā)動機壓氣機轉(zhuǎn)子離心葉輪裝配角向位置進行調(diào)整，調(diào)整后檢查壓氣機轉(zhuǎn)子平衡狀態(tài)，離心葉輪處不平衡量減小到約150 g·mm。上臺試驗，發(fā)動機振動情況較好，如圖4所示。圖中實線為調(diào)整后實測數(shù)據(jù)。

圖4 離心葉輪角度調(diào)整后振動對比

經(jīng)過此次振動排查，對該型號發(fā)動機提出了壓氣機轉(zhuǎn)子組件平衡狀態(tài)檢查等要求，上述振動問題未再發(fā)生。

2 機理分析

為了防止上述燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子振動問題再次出現(xiàn)，探明其發(fā)生機理，對該類轉(zhuǎn)子動平衡狀態(tài)與振動特性的關(guān)系進行理論分析。

2.1 轉(zhuǎn)子模態(tài)特性與激振載荷

不考慮阻尼與陀螺力矩的影響，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動可簡單表達[14]為

式中：x為位移坐標；[M]為系統(tǒng)的慣性矩陣；[K]為系統(tǒng)的剛度矩陣；F為激振載荷。

由式（1）可得轉(zhuǎn)子系統(tǒng)各階臨界轉(zhuǎn)速與對應(yīng)振型的條件式

式中：Ωi為各階臨界轉(zhuǎn)速；Ri為各階主振型。

由于系統(tǒng)各階主振型的正交性，式（1）中的激振載荷F可以表示為各階主振型的線性組合[15]

式中：αi為常數(shù)。

將式（4）代入式（1）可得

由于式（5）為線性方程，其解可由n個分量方程的解之和表達，其中第i個方程為

式（6）的解形式為

將式（7）代入式（6）可得

對式（8）兩端取轉(zhuǎn)置，右乘Ri，得

其中，([K]-[M]Ω2)為對稱矩陣，可變形為

式中：等號右端αiRT i Ri為常數(shù)；當?shù)忍栕蠖粟呌跇O小值時，Xi趨于極大值。

由式（3）可知，當Ω取第i階臨界轉(zhuǎn)速Ωi時，([K]-[M]Ωi2)Ri= 0，故Xi在Ωi處趨于無窮大，當系統(tǒng)存在阻尼時，Xi在Ωi附近達到1個有限的峰值。

上面的分析說明，對于1 個轉(zhuǎn)子系統(tǒng)（式（1）或式（5）），當其激振載荷F與某1 階振型Ri分布相同時，則該轉(zhuǎn)子在對應(yīng)的第i階臨界轉(zhuǎn)速存在振動峰值。當轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的激振載荷F由各階振型線性組合時（式（4）），則轉(zhuǎn)子在各階臨界轉(zhuǎn)速存在振動峰值，各自峰值的相對大小與各激振載荷分量的系數(shù)αi有關(guān)。

2.2 剛性轉(zhuǎn)子低速動平衡

第1章中提到的燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子（圖1）裝配時采用剛性轉(zhuǎn)子低速動平衡。假設(shè)轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時不發(fā)生撓曲變形，其低速動平衡目標為通過施加的配重使轉(zhuǎn)子兩端支點的外傳力為0。所施加的配重可以通過力平衡方程、力矩平衡方程求得。

對于第1 章中提到的情況，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在離心葉輪截面的不平衡量達到300 g·mm，考慮如圖5 所示的動平衡，圖中u0表示初始平衡量，假設(shè)其集中于離心葉輪處，u1、u2表示待確定的平衡校正量，三者之間保證力、力矩平衡，則平衡方程為

圖5 動平衡

由式（11）、（12）解得前、后面平衡校正量

式中：“-”表示u1、u2與u0方向相反。

進行平衡后，轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)如圖6所示。

某發(fā)動機燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子（圖1）的第3 階振型如圖7所示。對比圖6、7可知，如果轉(zhuǎn)子在離心葉輪處存在較大初始不平衡，則轉(zhuǎn)子動平衡后的平衡狀態(tài)將與其第3階振型吻合。由第2.1節(jié)的分析可知，在圖6的平衡狀態(tài)下，轉(zhuǎn)子在前2 階臨界轉(zhuǎn)速處的振動可能不大，但會在第3階臨界轉(zhuǎn)速附近產(chǎn)生較大振動。

上面的分析說明，在某些情況下（如離心葉輪初始不平衡較大），低速動平衡會使轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)與第3 階模態(tài)振型相吻合，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子靠近第3 階臨界轉(zhuǎn)速時振動增大。燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子（圖1）的第3階臨界轉(zhuǎn)速設(shè)計裕度為30%，但計算中并未考慮轉(zhuǎn)子各級連接結(jié)構(gòu)的剛度損失，真實工況下裕度可能更小。

圖6 轉(zhuǎn)子動平衡后平衡狀態(tài)

圖7 第3階振型

上述分析基本解釋了某發(fā)動機大狀態(tài)振動問題產(chǎn)生的機理，下面進行仿真計算進一步驗證說明。

3 仿真分析

在各級輪盤位置施加不平衡量，對某型發(fā)動機燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)進行仿真分析，具體不平衡分布見表1。

表1 初始不平衡分布

從表中可見，2 組不平衡分布的區(qū)別僅為離心葉輪處的不平衡大小，組別1 為150 g·mm；組別2 為350 g·mm，其他各級輪盤不平衡量均設(shè)定為50 g·mm。

根據(jù)低速動平衡過程，以支點外傳力最小對轉(zhuǎn)子進行動平衡，得到的平衡校正量u[16]為

式中：fL、fR分別為左、右支點的外傳力；l為左、右支點間距；z1、z2分別為平衡面1、2距左支點的距離。

根據(jù)式（15）計算表1中2組不平衡狀態(tài)下轉(zhuǎn)子所需平衡校正量，見表2。

表2 平衡校正量

根據(jù)表1、2 的初始不平衡分布和不平衡校正量，分別計算轉(zhuǎn)子平衡前后的不平衡響應(yīng)，如圖8所示。

圖8 轉(zhuǎn)子動平衡前、后位移響應(yīng)幅頻特性

從圖中可見，經(jīng)過動平衡后，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)25000 r/min之前的振動得到了較好抑制，其后振動反而加劇。

在發(fā)動機試車時，轉(zhuǎn)子都經(jīng)過了動平衡，圖8中的紅線在實際試車中并不存在，為了對比，將2種平衡狀態(tài)平衡后的響應(yīng)幅值繪制于1幅圖中，如圖9所示。

圖9 不平衡響應(yīng)對比

從圖中可見，在2 組初始平衡狀態(tài)下，經(jīng)過動平衡后，轉(zhuǎn)子低轉(zhuǎn)速范圍振動基本相當；越過前2 階臨界轉(zhuǎn)速后，離心葉輪初始不平衡較大的轉(zhuǎn)子在大轉(zhuǎn)速狀態(tài)下振動迅速增大。進一步說明：當離心葉輪處存在較大初始不平衡時，轉(zhuǎn)子組件的低速動平衡反而會加劇轉(zhuǎn)子大轉(zhuǎn)速時的振動，特別是第3 階臨界轉(zhuǎn)速較低時。

4 結(jié)論

本文以某型發(fā)動機試驗中出現(xiàn)的大狀態(tài)振動過大問題為背景，對典型的渦軸發(fā)動機燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子平衡狀態(tài)與振動特性進行了分析，得到如下結(jié)論：

（1）結(jié)合該類轉(zhuǎn)子第3 階彎曲模態(tài)振型，當離心葉輪存在較大初始不平衡時，轉(zhuǎn)子組件的低速動平衡雖對其前2 階剛體模態(tài)的振動有較好控制，但會加劇轉(zhuǎn)子大轉(zhuǎn)速時的振動，特別是當轉(zhuǎn)子最大轉(zhuǎn)速比較接近第3階臨界轉(zhuǎn)速時。

（2）該類轉(zhuǎn)子設(shè)計時，當其第3 階裕度較小，難以增大時（本文提及的轉(zhuǎn)子不考慮連接剛度損失時，第3 階裕度為30%），應(yīng)特別注意控制離心葉輪位置的初始不平衡量。

（3）對于本文所述類型的轉(zhuǎn)子，可以考慮以壓氣機轉(zhuǎn)子、渦輪轉(zhuǎn)子的動平衡，代替轉(zhuǎn)子組件的動平衡，同時配以跳動檢查。