串聯(lián)式鼠籠彈性支承高周疲勞性能試驗

粟 勇，楊正兵，李光輝，王繼成

(1.駐420廠軍事代表室，四川 成都 610050；2.中國燃氣渦輪研究院，四川 江油 621703)

1 引言

高轉速、高推重比、大功率、大載荷、柔性轉子是現(xiàn)代航空發(fā)動機的發(fā)展趨勢，但其在提高性能的同時也提高了發(fā)動機零部件應力水平[1，2]。為調整發(fā)動機臨界轉速范圍，彈性支座是目前發(fā)動機普遍采用的減振結構。研制工程實踐表明[3，4]，彈性支承的典型故障模式是疲勞破壞。對于整體加工的鼠籠式彈性支承，由于存在較大的應力集中，容易出現(xiàn)疲勞裂紋，甚至引發(fā)籠條斷裂，從而導致發(fā)動機故障，因此彈性支承的疲勞問題引起工程界和學術界的高度關注。目前，有關彈性支承方面的研究，主要集中在減振機理、強度計算分析和有關結構參數(shù)優(yōu)化設計方面[5～8]，在高周疲勞性能方面的試驗研究還很少。

本文根據(jù)某型發(fā)動機減振用串聯(lián)式鼠籠彈性支座結構，自行設計了一套彈性支座疲勞試驗件，通過在模擬盤上加載不平衡量的方式給彈性支座施加負載，旨在模擬彈性支座在發(fā)動機工作狀態(tài)下的最大受力狀態(tài)，考核彈性支座的疲勞強度性能。

2 試驗件及試驗原理

2.1 試驗件及其工作載荷

試驗在中國燃氣渦輪研究院臨界轉速模擬試驗器上進行。試驗研究對象為采用內、外鼠籠串聯(lián)連接的組合式彈性支承[9]，其結構如圖1所示。內、外鼠籠通過螺栓連接之后固定在軸承座上，內、外鼠籠之間支點限幅間隙為150 μm。

圖1 彈性支座結構圖Fig.1 Elastic support configuration

工作狀況下，彈性支承主要承受轉子渦動產生的交變載荷，該載荷的大小和方向隨轉子轉速變化，其中方向的旋轉速度與轉子旋轉速度一致。

2.2 試驗加載方案

根據(jù)試驗件的工作載荷，試驗加載方案主要考慮了基于偏心輪機構產生的機械力及不平衡轉子離心力加載兩種方式。

偏心輪機構加載裝置的工作原理為：電機軸通過一個可調偏心輪帶動軸承旋轉，從而使軸承內圈在偏心距的作用下渦動(不考慮振動)，軸承外圈強迫內鼠籠按偏心輪的偏心距渦動，偏心輪的結構如圖2所示。試驗時通過調節(jié)偏心距使內鼠籠按規(guī)定的振幅運動，即達到加載的目標值。

圖2 偏心輪結構示意圖Fig.2 Eccentric disk configuration

偏心輪機構加載裝置在低頻(不大于50 Hz)工作范圍，其特點穩(wěn)定可靠，廣泛應用于試件不旋轉的載荷旋轉彎曲疲勞試驗中。但應用于本試驗，在試驗載荷調節(jié)至接近彈性支承限幅器工作區(qū)域時易發(fā)生抱軸，從而在試驗件上產生實際工況沒有的附加扭矩。

不平衡轉子離心力加載方式，采用在模擬盤上加載不平衡量的方法為彈性支座施加載荷，試驗件受力更接近實際工況，可更好地模擬試驗件在發(fā)動機上的真實載荷。

為此，試驗最終采用了不平衡轉子離心力加載方式。

2.3 模擬轉子試驗裝置設計

2.3.1 總體結構設計

為模擬彈性支座在發(fā)動機實際工作中的受載形式，設計一模擬轉子，在一定轉速下通過調整模擬轉子的不平衡量來控制對彈性支座的加載。模擬轉子前支點采用剛性支承，后支點為彈性支承(試驗件)。模擬盤安裝在轉子的懸臂端(后軸承座的外端)，模擬轉子結構如圖3所示。試驗件位移測點和轉子支點之間位置關系如圖4所示。圖中1代表位移測點截面，2代表后支承截面，3代表前支承截面，直線L為轉子一階振型，L1為后支承截面與位移測點截面之間的距離，L2為前后支承截面之間的距離，H1為位移測點到軸中心線的距離，H2為外鼠籠到軸中心線的距離。

圖3 模擬轉子結構Fig.3 Simulated rotor configuration

圖4 試驗件位移測點和轉子支點位置Fig.4 The locations of displacement measuring point supportand rotor

試驗過程中，不平衡量的調節(jié)通過模擬盤上的不平衡螺釘來實現(xiàn)。根據(jù)受力及幾何位置關系，后支點位移幅值、剛度、作用力、不平衡量和轉子角速度之間滿足如下關系：式中：F 為作用力，N；A為不平衡量，kg·m；ω為角速度，rad/s；K為后支點剛度，N/m；x為后支點位移幅值。

由式(1)、式(2)可得后支點處位移幅值設計目標值：

受試驗器結構尺寸、工作轉速及制造成本的限制，按式(3)取轉子工作轉速為5000～6000 r/min。按照剛度-位移線性關系計算的使彈性支承達到最大限幅間隙所需的附加不平衡量很大，試驗時加載比較困難。為解決這一問題，試驗時利用轉子通過一階臨界轉速時轉子振動響應急劇增大的特性，滿足試驗所需的不平衡量要求。其隨轉速變化的幅值響應曲線如圖5所示。

圖5 轉子幅值響應曲線Fig.5 Amplitude response curves

可見，在相同不平衡量作用下，試驗時1區(qū)振幅最大，2區(qū)次之，3區(qū)最小。若在產生相同振幅條件下，在1區(qū)進行試驗所需的不平衡量最小，但較小的轉速波動會導致較大的振幅波動，從而無法穩(wěn)定控制作用在鼠籠彈支上的載荷；在3區(qū)試驗則需要較大的不平衡量。因此試驗確定在2區(qū)進行，即試驗轉速應盡量控制在75%～85%臨界轉速范圍內。綜合考慮設備及試驗載荷循環(huán)控制，試驗轉子設計時應使其臨界轉速控制在6000～6500 r/min范圍內。

在試驗轉子的優(yōu)化設計過程中，調整L1、L2及模擬盤厚度和直徑，利用ANSYS軟件進行臨界轉速計算。最終試驗轉子的一階、二階臨界轉速分別為6485 r/min和36291 r/min。

臨界轉速計算采用的轉子-支承系統(tǒng)對應的三維模型見圖6。建模中，轉軸和模擬盤作為梁單元處理，支承和軸承作為彈簧阻尼單元處理。梁單元定義為BEAM189單元，彈簧阻尼單元定義為COM?BIN14單元。

圖6 試驗轉子三維模型Fig.6 3D model of testing rotor

2.3.2 位移幅值測量分析

位移測點位于模擬盤中心截面。由于轉子自身彎曲剛度遠大于支承剛度，且前支點剛度遠大于后支點剛度，所以轉子一階振型為傾擺型剛體振型，如圖7所示。

圖7 試驗轉子一階振型Fig.7 The first order vibration mode of testing rotor

考慮到試驗件加工及安裝帶來的誤差，測量面相對回轉軸線存在一定的初始跳動量，因此當內彈性支座與外支承環(huán)之間的間隙達到150 μm時，后支點位移幅值的目標值應為：

式中：單位均為μm，xc為初始跳動量。

再根據(jù)轉子振型特點和圖4中幾何關系，則目標值與實測值之間的關系為：

2.3.3 試驗件強度評估

利用ANSYS軟件，根據(jù)鼠籠結構的對稱性，分別取內、外鼠籠的二分之一模型進行分析，結果如圖8所示。對鼠籠彈性支承進行應力分析，內、外鼠籠等效應力最大值分別為197 MPa和215 MPa，且最大應力點均在籠條根部圓弧過渡處。

3 試驗驗證

圖8 鼠籠等效應力分布Fig.8 Contours of equivalent stress

調節(jié)不平衡量，使轉子振幅滿足試驗要求，即內、外鼠籠之間的間隙接近為零后，開始計算高周疲勞試驗累計時間。試驗轉速在5000～5200 r/min(為實測臨界轉速6200 r/min的80%～85%)范圍內，附加不平衡量為720 g·cm時，各測試參數(shù)滿足試驗要求。在低轉速和小不平衡量條件下測得轉子系統(tǒng)初始跳動量為 42 μm，根據(jù)式(1)和式(2)，可得出當實際位移測點最大振幅總量達到232 μm時，內、外鼠籠之間的間隙接近為零。

圖9為穩(wěn)定運轉時轉子的軸心軌跡圖，可見整個試驗過程中轉子軸心軌跡形狀及大小重復性較好，轉子渦動較為穩(wěn)定。圖10為試驗過程中位移測點幅頻圖，振動主要表現(xiàn)為1倍頻振動，2、3倍頻振動成分幅值相對較小。

圖9 軸心軌跡Fig.9 Axle centre orbit

圖10 位移測點幅頻圖Fig.10 Displacement-frequency spectrum

試驗過程中測量了8個測點的動應力變化情況，內外鼠籠上、下、左、右四個方向各4個，所測得的最大應變值為945με，且各應變值較為穩(wěn)定。表1給出了設計控制參數(shù)與試驗數(shù)據(jù)的對比。可見，在轉子設計階段，計算的臨界轉速、試驗轉速范圍、不平衡量、試驗件最大應力均與試驗數(shù)據(jù)較為吻合，這表明試驗件設計合理。

表1 設計控制參數(shù)與試驗數(shù)據(jù)的對比Table 1 The comparison between design parameters and experimental results

4 結論

本文研究表明，采用設計模擬轉子試驗件的方法，能夠較好地模擬發(fā)動機實際工作中彈性支座的受載狀態(tài)。試驗過程中，轉子后支點振幅測量和彈性支座動應力測試參數(shù)真實有效，模擬轉子臨界轉速和結構設計也符合試驗要求。試驗結果表明，彈性支座負載加載方式可行，證明了利用設計模擬轉子來考核彈性支座疲勞性能試驗方法的正確、合理和有效。

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