鄧旺群，王 楨，周 揚，楊 海

（中航工業(yè)航空動力機械研究所，湖南株洲 412002）

0 引言

現(xiàn)代航空渦軸發(fā)動機多為中小型發(fā)動機，是1種高轉(zhuǎn)速、高壓比、高溫發(fā)動機，主要作為直升機的動力，為了滿足日益增長的發(fā)動機高功重比要求，希望設計出柔性更好的轉(zhuǎn)子和質(zhì)量更輕的結構，工作時轉(zhuǎn)子的撓度小，徑向間隙變化小，這些要求給轉(zhuǎn)子軸系的設計和高速轉(zhuǎn)子動力特性設計帶來了新的問題和困難，直接關系到發(fā)動機研制的成敗。減小振動，控制間隙以減小性能損失，以及降低支承結構載荷是轉(zhuǎn)子動力學設計準則所涉及的關鍵內(nèi)容[1]。國外針對渦軸發(fā)動機高速柔性轉(zhuǎn)子開展動力學研究已近半個世紀，從20世紀70年代起，針對T700發(fā)動機的動力渦輪轉(zhuǎn)子/單元體和燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子的動力學問題開展了系統(tǒng)的研究[2-3]，近10年來，國內(nèi)針對渦軸發(fā)動機開展高速轉(zhuǎn)子動力學研究也取得了明顯的進展[4-13]，但與發(fā)達國家相比，還存在很大的差距。

本文針對某渦軸發(fā)動機動力渦輪轉(zhuǎn)子開展試驗研究，該發(fā)動機采用了前輸出軸方案，其動力渦輪轉(zhuǎn)子具有空心、薄壁、大長徑比、二端帶彈性支承和擠壓油膜阻尼器、空心傳動軸內(nèi)安裝測扭基準軸、2級動力渦輪盤位于轉(zhuǎn)子一端的結構特點，工作在2階彎曲臨界轉(zhuǎn)速之上，轉(zhuǎn)子動力學問題十分突出，該轉(zhuǎn)子在裝機前需完成高速動平衡試驗[11]。然而，要確保高速動平衡后的動力渦輪轉(zhuǎn)子在整機上具有良好的振動特性，也就是說不實質(zhì)性地破壞轉(zhuǎn)子高速動平衡后的平衡狀態(tài)，有必要對影響轉(zhuǎn)子平衡狀態(tài)的主要因素開展研究，即在高速旋轉(zhuǎn)試驗器上針對花鍵配合和支座不同心這2個因素對轉(zhuǎn)子平衡狀態(tài)的影響開展系統(tǒng)的試驗研究。

1 轉(zhuǎn)子結構、試驗設備和測試情況

動力渦輪轉(zhuǎn)子由傳動軸、2級動力渦輪盤、動力渦輪軸承座、彈性支承等零部件組成，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)（動力渦輪轉(zhuǎn)子和輸出軸組件）由1#、2#、5#和6#軸承支承，其中：1#和6#為滾珠軸承，2#和5#為滾棒軸承，1#和2#軸承裝在輸出軸組件內(nèi)，5#和6#軸承裝在動力渦輪軸承座內(nèi)；2#和5#軸承位置有擠壓油膜阻尼器，5#軸承位置有鼠籠式彈性支承；傳動軸與輸出軸之間通過花鍵連接并作為動力渦輪轉(zhuǎn)子的1個支點支承在輸出軸組件內(nèi)。研究的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的軸承及相關的零部件全部是裝機件，狀態(tài)和邊界條件與在發(fā)動機中的狀態(tài)和邊界條件完全一致，并且嚴格按照發(fā)動機的裝配技術要求完成裝配。此外，1#軸承為雙列滾珠軸承，裝配時已消除游隙，6#滾珠軸承在裝配后的游隙很小，加之6#軸承在發(fā)動機工作時的溫度與試驗時的溫度沒有本質(zhì)區(qū)別，因此，軸承游隙對試驗結果不會有實質(zhì)性的影響。

試驗設備為臥式高速旋轉(zhuǎn)試驗器，由動力系統(tǒng)、增速系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、真空系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、控制系統(tǒng)、測試系統(tǒng)等組成，設計轉(zhuǎn)速和功率均滿足試驗要求，滑油為8號和20號航空潤滑油按一定比例的混合油，動力通過兩端帶花鍵的浮動軸從輸出軸組件輸入（發(fā)動機實際工作時通過輸出軸組件輸出功率）。

試驗過程中測量轉(zhuǎn)子撓度（軸位移）和支座振動加速度，轉(zhuǎn)子撓度測試儀器為VP-41振動分析儀，支座振動加速度由數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)測得。

在試驗過程中，轉(zhuǎn)子的安裝及測試如圖1所示（1、2、3、4分別代表 1號、2號、3號、4號平衡凸臺，其中，1號和4號平衡凸臺可以用作高速動平衡試驗的平衡面；符號“⊥”代表垂直方向，符號“＝”代表水平方向；D1～D4為電渦流位移傳感器，A1～A4為加速度傳感器）。

2 試驗過程

（1）試驗前完成前、后支座軸向位置的計算，并把支座移到試驗平臺的相應位置上。

圖1 動力渦輪轉(zhuǎn)子在試驗過程中的安裝及測試

（2）用激光對中儀和專用調(diào)心工裝先后完成前支座相對于中間支座（連接增速器和輸出軸組件，以中間支座為調(diào)心的基準）、后支座相對于前支座的調(diào)心工作，其結果見表1，在試驗平臺上固定好前、后支座。

表1 支座調(diào)心結果 mm

從表1中可知：調(diào)心后前支座相對于中間支座、后支座相對于前支座均滿足調(diào)心精度（上下和左右的開口誤差均不大于Φ0.05 mm/100 mm，上下和左右的平移誤差均不大于0.05 mm）要求。在后續(xù)的全部試驗中前支座均不再移動。

（3）把裝機配套使用的輸出軸組件和動力渦輪轉(zhuǎn)子在支座上安裝好，安裝過程中不需要移動前、后支座，通過轉(zhuǎn)接座（輸出軸組件和動力渦輪轉(zhuǎn)子分別與1個轉(zhuǎn)接座固定在一起）在支座上的前后移動使輸出軸組件與中間支座、動力渦輪轉(zhuǎn)子與輸出軸組件分別連接起來，轉(zhuǎn)接座與支座之間通過圓柱面定心。

（4）按照平衡判定準則（平衡判據(jù)）要求完成動力渦輪轉(zhuǎn)子的高速動平衡試驗，并在輸出軸組件和動力渦輪轉(zhuǎn)子花鍵配合的對應位置上做標記（以確保裝機使用時花鍵的配合位置與高速動平衡試驗時的配合位置一致），并把高速動平衡后的轉(zhuǎn)子狀態(tài)作為研究的初始狀態(tài)。

（5）完成3次傳動軸花鍵與輸出軸花鍵配合狀態(tài)的考核試驗。即不移動支座，脫開傳動軸與輸出軸之間的花鍵連接，然后使傳動軸花鍵與輸出軸花鍵的相對配合角度分別變化約 90°、180°、270°，然后安裝好轉(zhuǎn)子進行試驗。

（6）完成4次后支座平移考核試驗。即依次使后支座平移墊高 0.1、0.5、0.7、1.0 mm（如圖 2所示）后進行試驗，并且每次在后支座墊高后，同樣使用激光對中儀完成調(diào)心，確保上下的開口誤差和左右的開口和平移誤差均滿足調(diào)心精度要求，只是2個支座的高度不同。

（7）完成2次后支座前傾考核試驗。即依次使后支座的后端墊高0.05、0.10 mm（如圖3所示）后進行試驗，并且每次在后支座墊高后，同樣使用激光對中儀完成調(diào)心，確保左右的開口和平移誤差滿足調(diào)心精度要求。

（8）完成2次后支座后仰考核試驗。即依次使后支座的前端墊高0.05、0.10 mm（如圖4所示）后進行試驗，并且每次在后支座墊高后，同樣使用激光對中儀完成調(diào)心，確保左右的開口和平移誤差滿足調(diào)心精度要求。

圖2 后支座平移

圖3 后支座前傾

圖4 后支座后仰

3 試驗結果及分析

在不同狀態(tài)下，通過D1～D4電渦流位移傳感器測得動力渦輪轉(zhuǎn)子振動幅值（軸位移峰-峰值，轉(zhuǎn)子撓度的2倍）隨轉(zhuǎn)速的變化曲線，然后讀出各測點在臨界轉(zhuǎn)速下和額定工作轉(zhuǎn)速下的振動幅值，（注：初始狀態(tài)即高速動平衡后的轉(zhuǎn)子狀態(tài)，限于篇幅，本文不給出各種狀態(tài)下轉(zhuǎn)子振動幅值隨轉(zhuǎn)速的變化曲線）。

3.1 試驗結果

3.1.1 花鍵配合狀態(tài)考核試驗結果

動力渦輪轉(zhuǎn)子在花鍵配合狀態(tài)考核試驗中，由（D1～D4）傳感器測得的臨界轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速下的振動幅值（3次改變花鍵的配合狀態(tài)），分別見表2、3。

表2 臨界轉(zhuǎn)速下的振動幅值（改變花鍵配合狀態(tài)） μm

表3 額定工作轉(zhuǎn)速下的振動幅值（改變花鍵配合狀態(tài)） μm

3.1.2 后支座平移考核試驗結果

動力渦輪轉(zhuǎn)子在后支座平移考核試驗中（花鍵配合恢復到初始狀態(tài)），由（D1～D4）傳感器測得的臨界轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速下的振動幅值（共4次墊高后支座），分別見表 4、5。

表4 臨界轉(zhuǎn)速下的振動幅值（后支座平移） μm

表5 額定工作轉(zhuǎn)速下的振動幅值（后支座平移） μm

3.1.3 后支座前傾或后仰考核試驗結果

動力渦輪轉(zhuǎn)子在后支座前傾或后仰考核試驗中（花鍵配合恢復到初始狀態(tài)），由（D1～D4）傳感器測得的臨界轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速下的振動幅值（共4次改變狀態(tài)），分別見表 6、7。

表6 臨界轉(zhuǎn)速下的振動幅值（后支座前傾或后仰） μm

表7 額定工作轉(zhuǎn)速下的振動幅值（后支座前傾或后仰）μm

3.2 試驗結果分析

3.2.1 花鍵配合狀態(tài)考核試驗結果分析

以各傳感器在初始狀態(tài)下測得的振動幅值為基準，分別對表2、3中的數(shù)據(jù)進行歸一化處理，分別見表 8、9。

在傳動軸花鍵和輸出軸花鍵相對周向位置分別變化約90°、180°和270°的情況下，臨界轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動幅值的最大變化分別為67.1%、104.1%和40.0%，額定工作轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動幅值的最大變化分別為40.0%、87.4%和31.1%。可見，在目前加工精度條件下，各齒還不能達到完全互換的目的，改變花鍵的配合狀態(tài)（改變配合齒），對轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響。

3.2.2 后支座平移考核試驗結果分析

以各傳感器在初始狀態(tài)下測得的振動幅值為基準，分別對表4、5中的數(shù)據(jù)進行歸一化處理，分別見表 10、11。

表8 臨界轉(zhuǎn)速下歸一化的振動幅值（改變花鍵配合狀態(tài)）

表9 額定工作轉(zhuǎn)速下歸一化的振動幅值（改變花鍵配合狀態(tài)）

表10 臨界轉(zhuǎn)速下歸一化的振動幅值（后支座平移）

表11 額定工作轉(zhuǎn)速下歸一化的振動幅值（后支座平移）

后支座分別平移墊高0.10 mm、0.50 mm.0.70 mm和1.00 mm，臨界轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動幅值的最大變化分別為142.4%、105.8%、37.1%、和77.7%，額定工作轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動幅值的最大變化分別為50.0%、35.6%、28.9%和36.8%。可見，后支座平移（2支座不同心）同樣對轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響。

3.2.3 后支座前傾或后仰考核試驗結果分析

以各傳感器在初始狀態(tài)下測得的振動幅值為基準，分別對表6、7中的數(shù)據(jù)進行歸一化處理，分別見表 12、13。

表12 臨界轉(zhuǎn)速下的振動幅值（后支座前傾或后仰）

表13 額定工作轉(zhuǎn)速下的振動幅值（后支座前傾或后仰）

后支座前傾或后仰，臨界轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動幅值的最大變化分別為 104.1%、77.6%、110.6%、和112.9%，額定工作轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子振動幅值最大變化分別為74.2%、82.5%、51.1%和64.2%，可見，后支座的前傾或后仰（2支座不同心）同樣對轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響。

4 結論

（1）對該型渦軸發(fā)動機來說，在目前加工精度條件下，改變花鍵的配合齒，對轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響，即傳動軸和輸出軸花鍵各齒的配合還不能達到完全互換的目的。因此，在進行高速動平衡試驗時，應使用裝機配套的輸出軸組件和動力渦輪轉(zhuǎn)子；平衡試驗完成后，應在輸出軸和傳動軸的相對周向位置作出標記，確保裝機使用時不改變花鍵的配合狀態(tài)。

（2）支座不同心對轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響。要使動力渦輪轉(zhuǎn)子在裝機使用時不明顯破壞已達到的平衡精度（在高速旋轉(zhuǎn)試驗器上按平衡判據(jù)完成高速動平衡試驗后所達到的平衡精度），必須保證輸出軸組件和動力渦輪轉(zhuǎn)子在發(fā)動機上良好定位并有較高的對中精度。

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