聶衛(wèi)健，鄧旺群，盧艷輝，劉文魁，馮 義

(1.北京航空航天大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，北京 102206；2.中國航發(fā)湖南動力機(jī)械研究所，湖南 株洲 412002；3.中國航空發(fā)動機(jī)集團(tuán)航空發(fā)動機(jī)振動技術(shù)重點實驗室，湖南 株洲 412002)

1 引言

現(xiàn)代航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速越來越高，在不可避免的不平衡量的影響下，使得轉(zhuǎn)子在過臨界時，振動和支承外力較大。因此，在轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)設(shè)計過程中，常需要考慮減振設(shè)計。擠壓油膜阻尼器(SFD)由于結(jié)構(gòu)簡單，而廣泛應(yīng)用于航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)設(shè)計。很多學(xué)者針對擠壓油膜阻尼器進(jìn)行了大量的研究，如石斌[1]、曹磊[2]等就航空發(fā)動機(jī)SFD 設(shè)計方法和彈性環(huán)式擠壓油膜阻尼器(ERSFD)設(shè)計因素，進(jìn)行了系統(tǒng)的研究；周海侖[3]、馬艷紅[4]、崔穎[5]等分別建立了浮環(huán)式SFD、自適應(yīng)SFD、非同心型SFD 的數(shù)值仿真模型，分析了其減振機(jī)理；王文[6]、張澄源[7]等對帶端封的SFD 開展了系統(tǒng)的分析和研究。然而，實際工作時的SFD 性能，與轉(zhuǎn)子本身結(jié)構(gòu)特點和動力學(xué)特性關(guān)系密切，其減振能力需要通過試驗加以驗證。祝長生等[8]在多盤柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)實驗裝置上，進(jìn)行了同心和非同心型SFD 減振能力的對比實驗，并取得顯著成果；張力豪等[9]開發(fā)設(shè)計了新型整體式彈性環(huán)SFD，并在實驗室轉(zhuǎn)子上進(jìn)行了過臨界時的減振能力實驗。

非定心擠壓油膜阻尼器(n-CSFD)具有占用空間小、安裝方便等優(yōu)點，對其的研究大多還停留在減振機(jī)理和結(jié)構(gòu)相對簡單的實驗室轉(zhuǎn)子應(yīng)用層面，對其在真實航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子上的應(yīng)用和減振效果，需要更充分的試驗研究。此外，現(xiàn)在航空發(fā)動機(jī)追求良好的機(jī)動性能，要求轉(zhuǎn)子的工作轉(zhuǎn)速隨不同姿態(tài)模式變化，并且具有寬廣的工作轉(zhuǎn)速范圍，對轉(zhuǎn)子動力學(xué)設(shè)計提出了更嚴(yán)格的要求。

本文以帶n-CSFD 結(jié)構(gòu)的航空發(fā)動機(jī)動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子為研究對象，開展了動力學(xué)分析、n-CSFD減振效果和定轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性試驗研究。研究成果可直接應(yīng)用于裝機(jī)轉(zhuǎn)子，也可為同類型轉(zhuǎn)子減振設(shè)計和動力學(xué)設(shè)計提供技術(shù)支持。

2 轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)

動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子是一個細(xì)長、空心結(jié)構(gòu)的柔性轉(zhuǎn)子，其結(jié)構(gòu)示意圖見圖1。整個轉(zhuǎn)子主要由動力渦輪軸、兩級動力渦輪模擬盤等零部件組成。兩級動力渦輪模擬盤之間通過端齒連接，其質(zhì)心位置、質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量，均與裝機(jī)轉(zhuǎn)子保持良好的一致性。模擬轉(zhuǎn)子各零部件之間的配合關(guān)系、連接結(jié)構(gòu)與裝機(jī)轉(zhuǎn)子一致。動力渦輪軸長度近1.5 m，且為空心結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)子采用4 支點支承方式，分別為1 號、2 號、6.5 號及7 號支承，編號與發(fā)動機(jī)上保持一致。

3 有限元模型

3.1 支承剛度

2 號支承剛度以油膜剛度為主。根據(jù)短軸承理論[10]，油膜剛度的近似計算公式為：

式中：C為油膜厚度；R為軸頸半徑；L為油膜長度；μ為滑油黏度，μ=ν?ρ，ν為滑油運動黏度，ρ為滑油密度；ε為偏心率；?為轉(zhuǎn)速。

為了研究n-CSFD 的減振效果，在2 號支承處設(shè)計了n-CSFD。如圖2 所示，通過供油孔供油，滑油經(jīng)過軸承套到達(dá)軸承外環(huán)，充滿軸承外環(huán)與軸承套之間的間隙，形成擠壓油膜。根據(jù)不同的油膜參數(shù)，代入公式(1)計算得到2 號支承剛度。各支承剛度見表1。

圖2 轉(zhuǎn)子非定心擠壓油膜阻尼器示意圖Fig.2 Diagram of n-CSFD

表1 支承剛度Table1 Stiffness of supports

3.2 有限元模型

建立的轉(zhuǎn)子有限元計算模型見圖3，分別用梁單元、軸承單元和集中質(zhì)量單元模擬轉(zhuǎn)子主體、支承和部分動力渦輪模擬盤。模型共有708 個梁單元，717 個節(jié)點，2 個集中質(zhì)量單元，以及4 個軸承單元。集中質(zhì)量單元特性見表2。

圖3 有限元計算模型Fig.3 Finite element calculation model of the rotormargin of critical speeds

表2 集中質(zhì)量特性Table2 The characteristic of concentrated mass

4 動力學(xué)分析

計算分析了2 號支承處在不同支承條件(剛性支承和不同油膜間隙)下的前三階臨界轉(zhuǎn)速和振型，結(jié)果分別見表3、表4。從表中可知：隨著油膜間隙不斷變大，動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子前三階臨界轉(zhuǎn)速均不斷變?。晦D(zhuǎn)子前三階振型均為彎曲振型，且隨著油膜間隙不斷變大，前三階振型彎曲程度也逐漸變大。究其原因，主要是因為隨著油膜間隙逐漸變大，支承處的油膜剛度不斷變小，支承由剛性支承向彈性支承變化。此外，由表4 還可以看出，轉(zhuǎn)子軸中部彎曲程度最大。因此，試驗過程中，位移測點布置在轉(zhuǎn)子中間部位。

表3 臨界轉(zhuǎn)速計算結(jié)果Table 3 The calculation results and margin of critical speeds

表4 振型計算結(jié)果Table 4 The calculation result of vibration shapes

5 試驗研究

5.1 試驗測試

動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子的動力特性試驗在臥式高速旋轉(zhuǎn)試驗器上進(jìn)行，動力通過兩端帶花鍵的空心浮動軸輸入。試驗過程中，通過光電傳感器、電渦流位移傳感器、加速度傳感器，分別測量轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)子撓度、支座和轉(zhuǎn)接段上的振動加速度。動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子在試驗器上的安裝及測試示意圖見圖4(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為位移傳感器)，實物照片見圖5。

圖4 轉(zhuǎn)子測試示意圖Fig.4 Test schematic diagram of the rotor

圖5 轉(zhuǎn)子在試驗器上安裝照片F(xiàn)ig.5 The photo of the rotor on test rig

5.2 試驗結(jié)果及分析

2 號支承在不同支承條件下，動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子在試驗過程中，由D1～D4位移傳感器測得的轉(zhuǎn)子撓度-轉(zhuǎn)速曲線見圖6。

由于第一階臨界轉(zhuǎn)速不明顯，因此只針對第二階臨界轉(zhuǎn)速進(jìn)行對比分析。由4 個位移傳感器測得的第二階臨界轉(zhuǎn)速及相對于試驗值的計算誤差見表5。

表5 第二階臨界轉(zhuǎn)速試驗結(jié)果及計算誤差Table 5 The results and calculation errors of the second critical speeds

由試驗結(jié)果得到轉(zhuǎn)子越過臨界轉(zhuǎn)速時，由位移傳感器測得的轉(zhuǎn)子撓度見表6，由振動加速度傳感器測得的振動加速度值見表7。不同擠壓油膜間隙下，臨界轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子撓度和振動加速度的減小幅度見表8。

表6 轉(zhuǎn)子越過臨界時的撓度值Table 6 The deflection value of rotor when crossing the second critical speed

表7 轉(zhuǎn)子越過臨界時振動加速度值Table 7 The vibration acceleration value of rotor when crossing the second critical speed

由圖6、表5～表8 可以看出：①臨界轉(zhuǎn)速計算誤差不大于7.62%?？紤]到n-CSFD 結(jié)構(gòu)實際的復(fù)雜工作環(huán)境，以及實際工況下轉(zhuǎn)子的動力特性差異，可認(rèn)為計算結(jié)果與試驗結(jié)果具有較好的一致性。②相比于剛性支承條件，2 號支承采用n-CSFD 結(jié)構(gòu)，在臨界轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度和振動加速度均出現(xiàn)不同程度的減小。其中，油膜間隙為0.12 mm 時，減小幅度不低于16.36%；油膜間隙為0.30 mm 時，減小幅度不低于32.43%：表明n-CSFD 在航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子上具有良好的減振效果。

表8 臨界轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子撓度和振動加速度的減小幅度Table 8 Reduction of rotor deflection and vibration acceleration at critical speed

圖6 不同支承條件下的轉(zhuǎn)子撓度隨轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.6 Rotor deflection curve versus speed under different support conditions

5.3 定轉(zhuǎn)速下停留試驗

為保障轉(zhuǎn)子在寬廣轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)安全工作，要求轉(zhuǎn)子在寬廣轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)每個定轉(zhuǎn)速下都能穩(wěn)定運行。因此，對動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子，在57%～100%轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)9 個定轉(zhuǎn)速下依次停留2 min，各位移傳感器和各振動加速度傳感器測得的轉(zhuǎn)子撓度和振動加速度變化值，分別見表9 和表10?？梢姡?7%～100%轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的各定轉(zhuǎn)速下，動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子撓度變化值不超過4μm，振動加速度變化值不超過0.04g。據(jù)此可以認(rèn)為，動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子在57%～100%轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的每個定轉(zhuǎn)速下，都能夠穩(wěn)定工作。因此，轉(zhuǎn)子具有寬廣的工作轉(zhuǎn)速范圍。

表9 定轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度變化值Table 9 Variation of rotor deflection at certain speeds

表10 定轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子振動加速度變化值Table 10 Variation of vibration acceleration at certain speeds

6 結(jié)論

以帶非定心擠壓油膜阻尼器結(jié)構(gòu)的空心長軸動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子為研究對象，開展了動力渦輪模擬轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析、非定心擠壓油膜阻尼器減振效果和定轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動穩(wěn)定性試驗研究，主要結(jié)論為：

(1) 轉(zhuǎn)子在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在兩階彎曲臨界轉(zhuǎn)速，計算模型較好地反映了轉(zhuǎn)子的動力特性；

(2) 非定心擠壓油膜阻尼器在航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子上具有良好的減振效果，且隨油膜間隙變大，減振效果更好；

(3) 定轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子撓度和振動加速度變化值均很小，轉(zhuǎn)子能夠在57%～100%轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)穩(wěn)定、安全工作。