蒋亚林,宾光富*,,李超,李坚

(1.湖南科技大学 机械设备健康维护省重点实验室,湖南湘潭 411201; 2.中国航发湖南动力机械研究所,湖南株洲 412002)

涡轴发动机燃发转子为满足直升机变工况机动需求,其工作转速通常为35 000～50 000 r/min,工作范围宽,且普遍工作在2阶刚体临界转速之上[1],微小不平衡在跨临界转速点时及工作转速范围内激起的振动响应幅值大,对转子危害严重。为避免转子工作转速范围内出现跨临界转速点现象和降低转子振动,燃发转子常使用鼠笼弹支结构降低临界转速,采用挤压油膜阻尼器(SFD)进行减振[2]。燃发转子由多级压气机和燃气涡轮组成,由于各结构部分材料各向异性、加工制造和装配误差、运行中叶片损伤等原因[3],导致转子各组成部分间容易产生随机组合不平衡,致使转子振动响应特性复杂。目前在不平衡大小和位置对转子振动响应影响方面开展了相应的研究,但在不平衡相位差组合方面研究较少。Chen等[4-5]在航空发动机转子支承和转子系统建模方面开展了相应的研究。马艳红等[6-7]研究了支承刚度非线性转子系统的不平衡响应。张茹鑫等[8]将转子不平衡量分解为数目、位置、质量和相位信息进行识别。岳聪等[9]研究了不平衡量变化对动力涡轮转子不平衡瞬态响应的影响。Lu等[10]研究了航空发动机双转子系统在不平衡激励下的非线性响应特性。李立新[11]针对某典型涡轴发动机燃发转子分析了初始不平衡量的影响因素。宾光富等[12-14]研究了不平衡大小、位置和相位差组合对含油膜轴承转子振动响应的影响,发现了不平衡同相组合比反相组合激发的倍频成分丰富。涡轴发动机燃发转子支承结构由轴承、鼠笼弹支和SFD组合而成,不同于普通油膜轴承,这种弹支结构动力特性对涡轴发动机燃发转子振动响应影响大,而针对不平衡相位差组合对其振动响应影响规律的研究目前报道较少。

为研究考虑弹支动力特性的涡轴发动机燃发转子不平衡相位差组合对转子振动响应的影响规律,本文以某型涡轴发动机燃发转子为例,构建了鼠笼和SFD组成的弹支系统动力学模型,研究了弹支动力学特性与转子系统固有属性的关系,揭示了燃发转子在同相组合和反向组合两种不平衡相位差极限组合激励下的振动响应规律,通过实验进行了验证。

本文所述的涡轴发动机燃发转子结构见图1。由三级轴流压气机、离心压气机和两级燃气涡轮组成,级间通过端面齿和拉杆进行连接,支承为1-0-1形式。

图1 涡轴发动机燃发转子结构示意图

1.1 弹支系统动力学模型

转子支承系统由轴承、鼠笼弹支和SFD组成,其结构示意图见图2a)。转子振动经过轴承传递到固定在机匣上的鼠笼弹支,致使鼠笼弹支产生径向位移,进而挤压油膜产生油膜力,油膜力提供阻尼和油膜刚度。转子支承系统刚度k为轴承刚度k1与鼠笼弹支刚度k2串联后与油膜刚度k3并联的总刚度,其简化模型见图2b)。

图2 转子支承系统

由图2分析知,支承系统刚度k表达式为

(1)

式中：k1为轴承刚度，取值量级一般为106N/mm；
k2为鼠笼弹支刚度，取值量级一般为104N/mm；
k3为油膜刚度，随运行状态而改变,其稳定运行状态下取值量级一般为101～102N/mm之间[15]。故由式(1)可知支承系统刚度k主要取决于鼠笼弹支刚度k2。

1.2 燃发转子系统动力学建模

转子系统运动微分方程为

(2)

式中：q为系统位移;M为转子系统质量矩阵;C为阻尼矩阵,主要为SFD阻尼;K为刚度矩阵;Fi为不平衡力,其可表示为

(3)

式中：mi为叶盘质量;ei为叶盘上不平衡质量到其回转中心距离;ω为转子的转速;θi为叶盘上不平衡量初始相位;i为叶盘位置，i=1, 2, 3,…。取两两组合不平衡进行研究,若θi=θj,则两叶盘的不平衡量形成同相组合不平衡;若θi-θj=±180°,则两叶盘的不平衡量形成反相组合不平衡。

根据振动理论可知,转子系统不平衡振动响应q为不平衡激励下各阶模态的线性叠加,其形式可表达为

(4)

式中：qcn为第n阶模态响应qn的实部;qsn为第n阶模态响应qn的虚部。

对式(4)求导,并将其代入式(2),取不平衡响应和激励力工频分量,即n=1,整理得不平衡响应为

(5)

显然,结合式(5)和式(1)分析可知:不平衡响应q与弹支刚度k2和不平衡相位差(θi,θj)之间存在内在关联。

2.1 燃发转子有限元建模

将燃发转子级间端齿和中心拉杆连接简化为固连,将三级轴流压气机叶片、离心压气机叶片和两级燃气涡轮叶片简化为集中质量盘;考虑鼠笼弹支刚度和SFD阻尼特性,建立由鼠笼和SFD组成的弹支系统。构建燃发转子有限元模型如图3所示。

图3 燃发转子有限元模型

图3中节点2和18分别表示1#和2#轴承中心位置,20和21为弹性支承;节点4、6、8、10、12、14分别对应转子的三级轴流压气叶轮、离心压气叶轮和两级燃气涡轮中心位置。

2.2 弹支刚度与转子临界转速关系

为探究弹支刚度与燃发转子系统固有属性间的关系,对燃发转子有限元模型采用直接积分法求解固有频率,得到燃发转子弹支刚度对前3阶临界转速的影响规律如图4所示。

图4 燃发转子临界转速与弹支刚度关系图

由于图4中采用对数坐标来表示宽的弹支刚度变化范围与转子临界转速间的关系,体现了整体变化趋势。为进一步分析典型工况下弹支刚度与转子临界转速间的关系,结合工程实际经验,以该涡轴发动机燃发转子实际弹支刚度2×104N/mm为中间值,分别选取1×104、2×104和3×104N/mm作为典型刚度值,同时为描述弹支刚度与临界转速关系曲线中趋势变化,特选取10×104和400×104N/mm两个弹支刚度作为分析值,分析5个典型弹支刚度下转子前3阶临界转速值如表1所示。

以实际弹支刚度2×104N/mm为例,对燃发转子系统进行临界转速和振型分析,结果见图5。

图5 前3阶临界转速及振型

由图4弹支刚度与燃发转子临界转速间的关系图,结合表1典型弹支刚度下的前3阶临界转速和图5该型涡轴发动机燃发转子的前3阶振型,分析知:弹支刚度越低,转子系统越早出现刚体模态,可有效避免发动机宽的工作转速范围内出现跨临界转速现象。具体表现为:当弹支刚度小于10×104N/mm时,前两阶临界转速随着弹支刚度的增加而明显增大,第3阶临界转速变化较小;当弹支刚度为(10～400)×104N/mm时,前两阶振型由刚体模态向弯曲模态转变,即转子处于过渡阶段;而当弹支刚度大于400×104N/mm时,弹支刚度对转子各阶临界转速几乎无影响,且均为弯曲模态振型。

由于该型涡轴发动机燃发转子工作转速设计值在35 000～50 000 r/min间,且要求工作转速与临界转速间的隔离裕度不小于20%,即转子各阶临界转速不能在28 000～60 000 r/min间[15]。由表1可知当弹支刚度大于3×104N/mm时不满足设计要求,故为满足涡轴发动机燃发转子转速设计要求,需采用刚度较低的弹性支承形式,使转子尽早出现1、2阶刚体模态,从而避免工作转速范围内出现跨临界转速现象。

2.3 同相组合与反相组合不平衡振动响应分析

为研究不平衡相位差组合对转子系统振动响应的影响规律,选取同相组合和反相组合两种极限不平衡相位差组合进行转子振动响应分析。以燃发转子运行中产生的不平衡为例,由于一级轴流压气机叶片磨损和一级燃气涡轮叶片沉积最为严重[16],故在此两位置添加不平衡激励进行振动响应分析。

在节点4和12处分别添加大小为10 g·cm的相位差组合分别为0和180°的组合不平衡,以节点1为测点研究极限工作转速范围内转子不平衡振动响应随转速的变化规律,振动响应结果见图6。

图6 同相组合与反相组合不平衡振动响应

由图6知:在1阶临界转速范围内同相组合不平衡引起的振动幅值大于反相组合,反相组合不平衡削弱了转子系统过1阶临界时的振动峰值;跨一阶临界时反相组合不平衡激起的振动幅值是同相组合不平衡激起振动幅值的50%,跨2阶临界时反相组合不平衡激起的振动幅值是同相组合不平衡激起振动幅值的2倍;过1阶临界转速后反相组合不平衡引起的振动幅值明显大于同相组合。由于燃发转子工作转速范围为35 000～50 000 r/min,故在运行工况下反相组合不平衡的危害大于同相组合不平衡。

3.1 实验台设计

为验证不平衡相位差组合对转子振动响应影响规律,设计了涡轴发动机燃发转子动力学模拟实验台,进行相应的实验验证。实验台为涡轴发动机转子系统原型机的相似设计实验台,设计原理相似,依照实际转子结构形式,根据振型相似、临界转速之比相等的原则,拟定转速相似比为3。通过合理简化,将实际燃发转子中的涡轮及其叶片等效为质量圆盘;将转轴等效为镀铬光轴;采用滚动轴承、鼠笼弹支和SFD组合而成的支承系统;将弹性支承和机匣支承刚度设置为最大允许刚度。涡轴发动机燃发转子动力学模拟实验台见图7。

图7 涡轴发动机燃发转子动力学模拟实验台

在两支承旁及第三级轴流压气机盘和离心压气机盘之间共设置有3对超量程电涡流位移传感器,传感器和水平面之间夹角为45°,两电涡流传感器之间夹角为90°;在轴承座与传动带之间设置有脉冲测速传感器测量转速。

选取图7中一级轴流压气机左侧的电涡流传感器为研究测点,测试实验台临界转速如图8所示。

图8 燃发转子Bode图

由图8可知实验台实测临界转速为3 519 r/min,与实验台设计临界转速值间相差156 r/min,误差在5%以内,符合工程设计要求。

3.2 实验分析

在一级轴流压气机盘和一级燃气涡轮盘上分别添加相位差组合为0和180°的组合不平衡,实验研究不平衡相位差组合对转子振动响应的影响规律。考虑到模拟实验台的重量和制造装配误差等影响因素,采用200 g·cm的不平衡配重激起转子的不平衡振动响应,便于不平衡实验研究。由于驱动电机的升速率难以保证一致,为降低电机输出的变扭矩对转子振动响应的影响,将转速升高到一定时,待转子系统运转稳定后,关闭驱动电机,用自身转动惯量来降低转速。通过转子自身转动惯量阻抗缓慢降低转速,有效避免驱动电机的影响,以图6中一级轴流压气机左侧电涡流传感器为测点,通过该方法测得燃发转子在同相组合与反相组合不平衡激励下从4 000 r/min开始的停机振动曲线图谱,实验结果如图9所示。

图9 同相组合和反相组合不平衡振动响应图

由图9知:在1阶临界转速范围内同相组合较反相组合不平衡引起的振动响应幅值大,反相组合不平衡削弱了转子系统的1阶振动峰值,1阶现象不明显;在跨1阶临界时同相组合不平衡激起的振动响应幅值约为反相组合的2倍;过1阶临界转速后反相组合不平衡引起的振动响应幅值大于同相组合。实验验证了仿真规律的正确性。

1)本文揭示了弹支刚度与转子系统临界转速和振型之间的内在关联,具体表现为:当弹支刚度小于10×104N/mm时,前两阶振型为刚体模态,临界转速值随着弹支刚度减小而急剧降低;当弹支刚度为(10～400)×104N/mm时,前两阶振型由刚体模态向弯曲模态转变,即转子处于过渡阶段;当弹支刚度大于400×104N/mm时,转子各阶临界转速几乎不变,且均为弯曲模态振型。为避免发动机宽工作转速范围内出现跨临界现象的弹支设计提供了参考。

2)在1阶临界转速范围内同相组合不平衡引起的振动幅值大于反相组合;跨1阶临界时反相组合不平衡激起的振动幅值是同相组合的50%,跨2阶临界时反相组合不平衡激起的振动幅值是同相组合的2倍;过1阶临界转速后反相组合不平衡引起的振动幅值明显大于同相组合;运行工况下反相组合不平衡的危害大于同相组合。

3)本文探究的考虑弹支动力特性的涡轴发动机燃发转子不平衡相位差组合振动响应规律可为燃发转子振动故障分析提供参考。但本文为了便于分析,对转子系统进行了相应的简化,今后还需进一步结合工程实际,考虑叶片运转过程中的动力学效应等因素,及其对转子不平衡振动响应的影响,采用更逼近真实条件下的仿真模型及试验装置进行验证,为结构设计和故障诊断提供参考。

猜你喜欢 轴流压气机幅值 室温下7050铝合金循环变形研究装备维修技术(2022年7期)2022-07-01轴流冷却风机电机频繁烧毁的处理过程及原因分析机电信息(2022年9期)2022-05-07轴流压气机效率评定方法燃气涡轮试验与研究(2021年4期)2022-01-18S弯进气道出口旋流对轴流压气机性能的影响北京航空航天大学学报(2021年7期)2021-08-13重型燃气轮机压气机第一级转子叶片断裂分析航空发动机(2021年1期)2021-05-22压气机紧凑S形过渡段内周向弯静子性能数值计算航空发动机(2020年3期)2020-07-24可靠性步进电机细分驱动技术研究中国新技术新产品(2018年22期)2018-01-05Prevention of aspiration of gastric contents during attempt in tracheal intubation in the semi-lateral and lateral positionsWorld journal of emergency medicine(2016年4期)2016-11-23浅谈轴流风机失速处理措施中国科技纵横(2016年17期)2016-10-20高压比离心压气机设计及试验验证燃气轮机技术(2014年4期)2014-04-16