小型航空發動機轉子連接剛性分析與驗證

吳長波，崔海濤，梁恩波，高雄兵

(1.南京航空航天大學能源與動力學院，江蘇 南京 210016；2.中國燃氣渦輪研究院，四川 成都 610500)

1 引言

轉子動力學是航空發動機研制中的關鍵技術之一，也是航空發動機結構完整性研究中極其重要的內容[1]。長期以來，許多學者致力于轉子動力學研究，并取得很多重大成果[2，3]。傳統的轉子動力學中，計算分析的主要內容是轉子的臨界轉速、不平衡響應和穩定性等[4，5]，對柔性轉子一般采用彈性環式擠壓油膜阻尼器、金屬橡膠阻尼器或對轉子采用動平衡技術來達到減振的目的[6～8]。

某小型全軸流渦噴發動機，具有工作轉速高，轉子支點跨距大、剛性小等特點，其轉子動力學設計問題特別突出。如何提高轉子剛性并獲得良好的轉子支撐系統動力學特性，成為該發動機轉子動力學設計中的關鍵問題。本文針對該發動機在原理樣機階段暴露出振動大的問題，在延續原理樣機的彈性支承和轉子相匹配、依然采用彈性環式擠壓油膜阻尼器減振的基礎上，對轉子連接剛性進行了針對性改進。理論分析和試驗證明，改進后解決了發動機振動大的問題。

2 原理樣機階段發動機轉子動力學設計及試驗情況

2.1 發動機結構

原理樣機階段的發動機采用了1-0-1支承方案，由5級軸流壓氣機、直流式燃燒室和一級渦輪組成，其轉子結構示意圖及局部連接結構見圖1。

圖1 原理樣機階段發動機結構示意圖Fig.1 Engine structure in phase of principle prototype

2.2 發動機轉子動力學特性

發動機轉子兩個支點的剛度對臨界轉速的影響見表1，表中K1、K2分別表示前后支點的剛度。轉子前三階臨界轉速振型見圖2。通過計算可知，采用彈性支承時，前三階臨界轉速分別為設計轉速的11.9%、42.3%和197.6%，前兩階臨界轉速都遠低于慢車轉速，第三階臨界轉速遠高于轉子的最大工作轉速。

2.3 發動機試驗振動監測情況

試驗過程中，當轉速上升到84%設計轉速附近時，發動機進氣機匣水平方向基頻振動監測值超過53 mm/s，垂直方向基頻振動監測值最大達179 mm/s，發動機試驗因監測報警而按要求停車。再次起動，仍出現類似振動情況。

3 發動機整機振動大原因分析

圖2 轉子前三階臨界轉速振型Fig.2 Vibration modes of first three orders of rotor at critical speed

從試驗后發動機的分解檢查情況看，轉子前后支點的彈性支承正常；從發動機轉子的前三階臨界轉速計算值看，轉子的第三階臨界轉速遠高于轉子的最大工作轉速，前兩階臨界轉速都遠低于慢車轉速；但從發動機試驗過程振動信號分析看，轉子轉速為83%～90%設計轉速時振動大，初步懷疑此區域內存在轉子系統的某階臨界轉速?？紤]到臨界轉速取決于支點剛度及跨距、轉子系統的質量及剛性分布，故從以下幾個方面展開分析。

3.1 支點剛度匹配對臨界轉速的影響

由于發動機轉子的支點跨距已確定，故主要按以下四種情況討論轉子臨界轉速隨其前后彈性支承剛度變化的影響：①前后支點彈性支承都有效；②前支點彈性支承有效，后支點彈性支承失效；③前支點彈性支承失效，后支點彈性支承有效；④前后支點彈性支承都失效。

從計算結果看，若83%～90%設計轉速區域存在的臨界轉速是轉子的第二階臨界轉速，則轉子前后支點的彈性支承剛度可能存在兩種情況：①前支點彈性支承在整個工作轉速范圍內一直有效，后支點彈性支承在工作中因某種原因失效變為剛性支承；②前后支點彈性支承都失效。但從發動機的分解情況看，前后支點彈性支承失效的可能性不存在。

表1 前后支點對前兩階臨界轉速的影響Table 1 The impact of front and rear supporting points on critical speed of first two orders

3.2 發動機結構形式的影響

發動機的壓氣機和渦輪轉子共有6處螺栓連接(見圖1)，分析可得：

(1)壓氣機轉子各級葉盤之間有4處螺栓連接，1處為4層法蘭連接結構，2、3、4處均為3層法蘭連接結構，螺栓連接面共9個，且從前到后螺栓孔距鼓筒的距離逐步增大，易引起連接剛度減弱；

(2)壓氣機后鼓筒軸與渦輪盤之間通過一小篦齒環過渡，采用了短螺栓連接3層法蘭結構，篦齒環本身比較薄弱，且與前后結構的材料熱膨脹系數不匹配，緊度過大不易裝配，緊度過小在大狀態工作時易導致轉子不定心；

(3)壓氣機五級盤與前鼓筒、后軸頸組成一Z字形傳力結構，不利于轉子工作。

3.3 發動機轉子剛性分析

3.3.1 分析模型及方法

采用剛度計算程序對發動機轉子的剛性進行分析。以兩個支點為起始點，對轉子進行離散建模。為單獨考核轉子自身的剛性，將兩個支點按剛性支承處理，不考慮彈性支承的影響，通過以下兩種方式分析轉子的剛性：①考慮螺栓連接剛度，計算轉子在重力作用下的變形；②每個螺栓連接剛度對轉子在重力作用下變形的影響。

3.3.2 螺栓連接組件剛度分析

發動機轉子螺栓連接組件(含螺栓、安裝邊、盤)剛度計算結果見圖3。從圖中可以看出，發動機轉子上螺栓連接剛度都偏低，這主要是因為部分安裝邊螺栓孔位置距鼓筒定心位置的高度過大，采用了3層到4層法蘭結構同時連接定心的形式，安裝邊厚度較小等。相對而言，第二級盤處螺栓連接剛度最差，其次為第五級盤處。

圖3 轉子螺栓連接組件抗彎剛度Fig.3 Bending rigidity of bolt joint assembly of rotor

圖4給出了各螺栓連接組件彎曲能量在發動機轉子總彎曲能量中所占的比例。從圖中可以看出，螺栓連接組件彎曲能量占轉子總彎曲能量的比例非常大(總和達79.32%)，對轉子的振動非常不利，特別是第二級盤和第五級盤處的螺栓連接(占總能量的54.76%)需重點改進。

圖4 轉子螺栓連接組件彎曲能量分布Fig.4 Bending energy distribution of bolt joint assembly of rotor

第二級盤螺栓連接處采用短螺栓連接4層法蘭結構，其薄弱環節主要表現在前軸頸與第二級盤的連接上。該處結構復雜，定心不可靠，可通過減少法蘭連接結構層次來解決。第五級盤螺栓連接處的薄弱環節，主要表現在第四、第五級間鼓筒與第五級盤的連接上。該處螺栓孔位置距鼓筒定心位置的高度最大，且第五級盤前連接安裝邊厚度較小，可通過加厚安裝邊和減小安裝邊處螺栓孔位置距鼓筒定心位置高度，來增加其剛性。

3.3.3 發動機轉子變形分析

各螺栓連接剛度對發動機轉子變形的影響如圖5所示。從圖中可以看出，渦輪端兩處螺栓連接對轉子變形的影響都很小，壓氣機端螺栓連接對轉子變形的影響起主導作用；對轉子變形影響最大的是螺栓連接1、2、4，即壓氣機第二級盤、第三級盤和第五級盤處的螺栓連接。

3.4 螺栓連接剛度對臨界轉速的影響

考慮螺栓連接剛度，將前文螺栓連接組件剛性分析中計算的螺栓連接剛度值代入，計算得到的前三階臨界轉速振型見圖6。

對比圖2和圖6可以看出，考慮螺栓連接剛度后，轉子系統的第二、第三階振型出現明顯彎折(轉角不連續)?？梢?，螺栓連接剛度對轉子系統的第二、第三階臨界轉速有顯著影響。

圖5 螺栓連接剛度對發動機轉子變形的影響Fig.5 The effects of bolt joint on rotor deformation

圖6 考慮螺栓連接剛度時發動機轉子前三階臨界轉速振型Fig.6 Vibration modes of first three orders of rotor when considering bolt joint rigidity

分別對每個螺栓連接剛度對臨界轉速的影響進行分析，結果表明，渦輪盤前后的螺栓連接剛度(螺栓連接5、6)對轉子系統的臨界轉速影響很小。壓氣機第五級盤處螺栓連接4的剛度，對第三階臨界轉速的影響最為顯著，并隨該剛度的降低而降低，轉子第三階振型表現為一彎振型，彎曲位置在壓氣機第五級盤處。在高轉速區，轉子很可能以一彎模態進動，這將惡化轉子的平衡狀態，使振動變大。

4 驗證機階段發動機轉子動力學設計及試驗情況

4.1 發動機結構

根據原理樣機階段發動機試驗情況，結合分析得到振動大的原因，對驗證機階段的發動機進行改進。相對原理樣機階段發動機，驗證機階段發動機在氣動特性上無變化，結構上仍由五級軸流壓氣機、直流式燃燒室和一級渦輪組成，支點跨距及支點剛度也未變，主要修改了轉子結構(見圖7)：

(1)改變壓氣機轉子葉盤的結構形式及連接方式，將原每級葉盤及鼓筒分離結構合并成一體設計，各級葉盤之間的結合面皆改為短螺栓連接的2層法蘭結構，這樣壓氣機轉子各級葉盤之間的螺栓連接面個數，由原理樣機階段的9個減少到驗證機階段的5個。

(2)縮短壓氣機轉子各螺栓孔與鼓筒的距離，加大安裝邊厚度。

(3)取消渦輪轉子葉盤前的篦齒環轉接結構，增加與壓氣機后軸頸相連的安裝邊厚度，采用止扣定心，適度增加壓氣機后軸頸與渦輪盤安裝邊的徑向配合緊度。

圖7 驗證機階段發動機轉子結構示意圖Fig.7 Engine rotor structure in the phase of demonstrator

4.2 發動機轉子動力學特性

驗證機階段發動機前后支點的支承剛度與原理樣機階段的一致，計算得到的驗證機階段發動機轉子前三階臨界轉速變化范圍分別為11.9%、39.0%和225.0%，應變能在10%以內，轉子前三階臨界轉速的振型與圖2中的基本一致。相對于原理樣機階段發動機的臨界轉速，驗證機階段發動機的臨界轉速及振型基本無變化。

4.3 發動機試驗振動監測情況

在進氣機匣、渦輪機匣的垂直和水平方向，對驗證機階段發動機的基頻振動值進行監測。轉速上升到85%設計轉速時，進氣機匣水平方向的基頻振動監測值最大為27 mm/s，其它通道皆小于8 mm/s。轉速上升到100%設計轉速時，發動機最大基頻振動監測值分別為：進氣水平方向33 mm/s，進氣垂直方向20 mm/s，渦輪水平和垂直方向皆小于8 mm/s，皆遠小于設計要求的報警值。這表明通過改變轉子的連接剛度，發動機的振動得到明顯改善。在前支點鼠籠條上粘貼4個應變片進行動應變監測。從各位置動應變基頻和振動加速度基頻隨轉速變化的時間曲線上判斷可知，從曲線上得到的臨界轉速與計算分析得到的相當。

5 結論

(1)加強轉子連接剛性后，發動機轉子振動得到了明顯改善，這說明對原理樣機階段發動機振動大原因的分析合理，采取的結構改進措施有效。

(2)發動機轉子除考慮支點剛度匹配對臨界轉速的影響外，還應重視轉子剛性分析，考慮連接剛度對發動機轉子臨界轉速的影響。

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