支承方式對變循環發動機轉子臨界轉速的影響

陳云，臧朝平，楊志強，周煌亮

(南京航空航天大學 能源與動力學院，江蘇 南京 210016)

0 引言

變循環發動機(variable cycle engine，VCE)是一種多設計點發動機，通過改變某些部件的幾何形狀、尺寸或位置，來調節其熱力循環參數，如增壓比、渦輪前溫度、涵道比、空氣流量，從而實現渦噴、渦扇之間的模式轉換，使發動機在所有飛行包線內具有最佳工作狀態[1]。國外對變循環發動機的研究起始于20世紀60年代，取得了一定研究成果的主要代表國家有美國、英國、法國、日本等[2-5]。英國設計的選擇性排氣變循環發動機運用兩軸三壓氣機設計原理，具有分排、混排渦扇和渦噴三種循環方式。日本開展了核心機為HYPR90-T的組合循環發動機的技術研究與驗證，該核心機將低壓渦輪設計為可調結構。法國的SNECMA公司提出了雙壓縮系統變循環發動機概念，該發動機采用中間風扇的MCV99VCE方案，通過控制中間風扇系統開關實現工作模式的轉換。美國對變循環發動機的研究時間最為持久，影響最為深遠。GE公司對變循環發動機的研究已經歷經5代，第3代YF120采用了模式選擇活門與核心驅動風扇(core driven fans,CDFS)技術，是世界上第1種經飛行驗證的雙外涵道變循環發動機[6]。

國內對變循環發動機的研究尚處于起步階段。劉治呈、梁春華、胡曉煜等[7-9]對變循環發動機的發展歷程做了部分綜述；聶永斌、周紅等[10-11]對變循環發動機的性能進行了數值模擬仿真；王元、茍學中等[12-13]對變循環發動機的部件建模技術進行了研究；竇健、吳瓊對變循環發動機后涵道引射器調節工況進行了數值研究[14]。

變循環發動機與傳統渦扇、渦噴發動機相比較，不僅靜子機匣增加了許多幾何可調構件，轉子系統也有較大的改變。中間風扇的增加，渦輪系統設計成可調結構以及CDFS的存在都使得轉子的動力學特性變得更加復雜。為實現變循環功能，轉子系統本體結構無法作出較大調整，轉子支承的合理布局能有效地改善轉子系統動力學特性。臨界轉速是表征轉子系統穩定性以及設計合理性的重要參數。基于此，本文詳細分析了某雙涵道變循環發動機轉子系統結構特點，建立了雙涵道變循環發動機轉子-支承系統三維有限元模型，并對轉子、支承的有限元建模單元進行了詳細介紹。使用商業通用軟件ANSYS計算了4支點形式和5支點形式轉子臨界轉速，并對結果進行了對比分析，分別闡述了兩種支承方式對變循環發動機轉子臨界轉速與相應振型的影響。

1 某雙涵道變循環發動機轉子系統結構特點

某雙涵道變循環發動機的基本結構是高、低壓對轉渦輪雙轉子渦扇發動機，如圖1所示。低壓轉子系統主要由兩級前段風扇、單級低壓渦輪、低壓風扇軸以及低壓渦輪軸組成，風扇軸與渦輪軸通過套尺進行連接實現轉矩的傳遞。高壓轉子系統主要由一級核心驅動風(CDFS)、4級高壓壓氣機、單級高壓渦輪、高壓壓氣機軸以及高壓渦輪軸組成，兩段軸在過渡處用螺栓連接。CDFS與高壓壓氣機相連，由高壓渦輪驅動，其功能恰似1個后段風扇，也可當作一級高壓壓氣機。核心驅動風扇與高壓壓氣機之間有1個CDFS涵道，經過CDFS的氣流部分通過該涵道之后進入主外涵道。CDFS和4級高壓壓氣機均采用了整體葉盤結構，這種結構可以消除氣流在榫根和榫槽間縫隙中流動所帶來的損失與微動磨損，也可使發動機零件數大大減少。轉子系統的支承方式與F110的基本相似，低壓轉子采用了1-1-1的支承方式，分別在進氣機匣、中介機匣、后承力機匣安裝了軸承，低壓轉子主要通過這3個承力機匣向外傳遞載荷。高壓轉子采用了1-0-1的支承方式，前支承處于中介機匣，后支承(即中介支承)位于低壓渦輪軸上。這種5支點支承方式可以減少整臺發動機的承力構件數目，也可以減少發動機的長度，達到大大提高推重比的目的。

圖1 某雙涵道變循環發動機結構示意圖

2 變循環發動機轉子臨界轉速計算

2.1 有限元模型的建立

本文應用有限元法對變循環發動機轉子動力學特性進行研究，不考慮葉片以及連接結構對轉子動力學特性的影響。材料彈性模量為210 GPa，密度為7 850 kg/m3，泊松比為0.3，建立的基于某雙涵道變循環發動機的轉子-支承系統三維有限元模型如圖2(a)所示。低壓轉子總長1 900 mm，最大外徑630 mm，最小外徑45 mm，質量118.8 kg；高壓轉子總長1 100 mm，最大外徑640 mm，最小外徑70 mm，質量229.2 kg。高、低壓所有軸段均為空心軸。CDFS盤的質量為25.1 kg，占高壓轉子質量的11%。CDFS盤與第一級高壓壓氣機盤的距離是107.5 mm。轉子部分全部用六面體網格進行劃分，采用SOLID186單元，單元總數為86 529，節點數為442 050。SOLID186單元是一種高階三維六面體單元，如圖2(b)所示，該單元由20個節點組成，每個節點有3個自由度:在節點x、y和z方向上的平移。該單元支持塑性、超彈性、蠕變、應力加強、大撓度和大應變計算分析。它還具有模擬近不可壓縮彈塑性材料和全不可壓縮超彈性材料變形的混合形式能力。使用SOLID186劃分網格能減小畸形單元的產生，在保證有限元模型精度的條件下大幅度減小單元總數量，降低模型自由度數，加快計算速度。為了更加準確地模擬實際支承情況，在與支承位置對應的軸段中心建立一個質量單元，該單元質量和轉動慣量取極小值，選取較小范圍內的一圈節點與建立的質量單元進行剛性連接，質量單元與外部某一全約束節點之間建立COMBIN214支承單元。該單元是二維軸承單元，如圖2(c)所示，由兩個節點組成，每個節點有x、y兩個自由度，具有剛度和阻尼特性。本文假設軸承各向同性，忽略阻尼對轉子系統動力學特性的影響。

圖2 變循環發動機

2.2 不同支承方式轉子臨界轉速計算

如圖2(a)所示，雙轉子系統采用5支點方式，高壓轉子采用1-0-1支承，低壓轉子采用1-1-1支承，其中4號支承為中介支承，各支點的支承剛度如表1所示。低壓轉子轉速范圍設置為0～20 000 r/min，高低壓轉子轉速比為-2(負號表示轉動方向相反)。計算得到以低壓轉子為主激勵有四階臨界轉速分別為3 108.6 r/min、3 996.0 r/min、7 589.0 r/min、11 309.1 r/min。

表1 各支點支承剛度 單位：N/m

去除2號支承，將5支承形式改為4支承形式，高壓轉子采用1-0-1支承，低壓轉子采用1-0-1支承，各支點的支承剛度不變，計算得到以低壓轉子為主激勵有五階臨界轉速分別為2 633.1 r/min、5 288.9 r/min、6 219.0 r/min、11 568.5 r/min、14 991.8 r/min。相比5支承方式，第一階臨界轉速降低了15.3%，第二階臨界轉速升高了32.3%，第三階臨界轉速降低了18.1%，第四階臨界轉速升高了2.3%。

2.3 轉子臨界轉速振型分析

由有限元法計算的5支承方式各階臨界轉速對應的主振型如圖3(a)所示。第一階振型主要是1號支承引起的低壓風扇盤左右偏擺振動，在1號與4號支承之間的軸段發生較小彎曲。第二階振型與第一階類似，風扇盤偏擺的幅度有所增加，發動機在通過改階臨界轉速時風扇葉片與機匣發生碰磨的可能性較大。第三階振型是高壓轉子的剛體模態，3號支承引起的俯仰振動以及耦合支承引起的低壓渦輪盤擺動。第四階振型是低壓渦輪盤圍繞軸心的左右偏擺振動。4支承方式各階臨界轉速對應的主振型如圖3(b)所示。第一階振型與5支承方式基本一致，第二階、第三階、第四階是低壓渦輪盤的偏擺，第五階臨界振型是低壓轉子的一階彎曲振動以及低壓渦輪小幅度的偏擺振動。可以看出，5支承方式的第三階振型除外，其余各階高壓轉子振動幅度較小，主要是低壓轉子風扇盤及渦輪盤的振動。4支承方式未出現高壓轉子的明顯振動，低壓轉子風扇盤及渦輪盤的振動依然存在，并且出現了低壓轉子的一階彎曲模態。說明不管是4支承方式還是5支承方式，高壓轉子剛性較大，不易發生彎曲振動，低壓轉子軸向跨大，半徑小，容易發生彎曲變形。在風扇盤與渦輪之間增加2號支承，可以有效防止第五階彎曲臨界振型的出現。

圖3 兩種支承方式轉子各階臨界轉速主振型

3 結語

本文經過分析某雙涵道變循環發動機轉子系統的結構特點，建立了變循環發動機轉子-支承系統三維有限元模型，計算分析了不同支承方式對變循環發動機轉子臨界轉速與主振型的影響。結果表明：以低壓轉子為主激勵，轉速在20 000 r/min內，5支承方式有四階臨界轉速而4支承方式有五階臨界轉速，且相對應的各階臨界轉速有的增大，有的減小。增加2號支承，第一階、第三階臨界轉速上升，第二階臨界轉速降低，第四階臨界轉速基本不變。5支承方式能避免低壓轉子的彎曲模態，但是會增加風扇盤的偏擺模態。臨界轉速的變化說明整體的支承剛度并不是與支點數目的多少呈正相關，還可能與支點的位置息息相關，后續可以對此進一步研究，進而完善支承方式的選擇。