鄧旺群，王 楨，周 揚(yáng)，楊 海

（中航工業(yè)航空動(dòng)力機(jī)械研究所，湖南株洲 412002）

0 引言

現(xiàn)代航空渦軸發(fā)動(dòng)機(jī)多為中小型發(fā)動(dòng)機(jī)，是1種高轉(zhuǎn)速、高壓比、高溫發(fā)動(dòng)機(jī)，主要作為直升機(jī)的動(dòng)力，為了滿足日益增長(zhǎng)的發(fā)動(dòng)機(jī)高功重比要求，希望設(shè)計(jì)出柔性更好的轉(zhuǎn)子和質(zhì)量更輕的結(jié)構(gòu)，工作時(shí)轉(zhuǎn)子的撓度小，徑向間隙變化小，這些要求給轉(zhuǎn)子軸系的設(shè)計(jì)和高速轉(zhuǎn)子動(dòng)力特性設(shè)計(jì)帶來(lái)了新的問(wèn)題和困難，直接關(guān)系到發(fā)動(dòng)機(jī)研制的成敗。減小振動(dòng)，控制間隙以減小性能損失，以及降低支承結(jié)構(gòu)載荷是轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則所涉及的關(guān)鍵內(nèi)容[1]。國(guó)外針對(duì)渦軸發(fā)動(dòng)機(jī)高速柔性轉(zhuǎn)子開(kāi)展動(dòng)力學(xué)研究已近半個(gè)世紀(jì)，從20世紀(jì)70年代起，針對(duì)T700發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子/單元體和燃?xì)獍l(fā)生器轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)問(wèn)題開(kāi)展了系統(tǒng)的研究[2-3]，近10年來(lái)，國(guó)內(nèi)針對(duì)渦軸發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)展高速轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)研究也取得了明顯的進(jìn)展[4-13]，但與發(fā)達(dá)國(guó)家相比，還存在很大的差距。

本文針對(duì)某渦軸發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子開(kāi)展試驗(yàn)研究，該發(fā)動(dòng)機(jī)采用了前輸出軸方案，其動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子具有空心、薄壁、大長(zhǎng)徑比、二端帶彈性支承和擠壓油膜阻尼器、空心傳動(dòng)軸內(nèi)安裝測(cè)扭基準(zhǔn)軸、2級(jí)動(dòng)力渦輪盤位于轉(zhuǎn)子一端的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，工作在2階彎曲臨界轉(zhuǎn)速之上，轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)問(wèn)題十分突出，該轉(zhuǎn)子在裝機(jī)前需完成高速動(dòng)平衡試驗(yàn)[11]。然而，要確保高速動(dòng)平衡后的動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子在整機(jī)上具有良好的振動(dòng)特性，也就是說(shuō)不實(shí)質(zhì)性地破壞轉(zhuǎn)子高速動(dòng)平衡后的平衡狀態(tài)，有必要對(duì)影響轉(zhuǎn)子平衡狀態(tài)的主要因素開(kāi)展研究，即在高速旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上針對(duì)花鍵配合和支座不同心這2個(gè)因素對(duì)轉(zhuǎn)子平衡狀態(tài)的影響開(kāi)展系統(tǒng)的試驗(yàn)研究。

1 轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)、試驗(yàn)設(shè)備和測(cè)試情況

動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子由傳動(dòng)軸、2級(jí)動(dòng)力渦輪盤、動(dòng)力渦輪軸承座、彈性支承等零部件組成，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)（動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子和輸出軸組件）由1#、2#、5#和6#軸承支承，其中：1#和6#為滾珠軸承，2#和5#為滾棒軸承，1#和2#軸承裝在輸出軸組件內(nèi)，5#和6#軸承裝在動(dòng)力渦輪軸承座內(nèi)；2#和5#軸承位置有擠壓油膜阻尼器，5#軸承位置有鼠籠式彈性支承；傳動(dòng)軸與輸出軸之間通過(guò)花鍵連接并作為動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子的1個(gè)支點(diǎn)支承在輸出軸組件內(nèi)。研究的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的軸承及相關(guān)的零部件全部是裝機(jī)件，狀態(tài)和邊界條件與在發(fā)動(dòng)機(jī)中的狀態(tài)和邊界條件完全一致，并且嚴(yán)格按照發(fā)動(dòng)機(jī)的裝配技術(shù)要求完成裝配。此外，1#軸承為雙列滾珠軸承，裝配時(shí)已消除游隙，6#滾珠軸承在裝配后的游隙很小，加之6#軸承在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)的溫度與試驗(yàn)時(shí)的溫度沒(méi)有本質(zhì)區(qū)別，因此，軸承游隙對(duì)試驗(yàn)結(jié)果不會(huì)有實(shí)質(zhì)性的影響。

試驗(yàn)設(shè)備為臥式高速旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器，由動(dòng)力系統(tǒng)、增速系統(tǒng)、潤(rùn)滑系統(tǒng)、真空系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、控制系統(tǒng)、測(cè)試系統(tǒng)等組成，設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速和功率均滿足試驗(yàn)要求，滑油為8號(hào)和20號(hào)航空潤(rùn)滑油按一定比例的混合油，動(dòng)力通過(guò)兩端帶花鍵的浮動(dòng)軸從輸出軸組件輸入（發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作時(shí)通過(guò)輸出軸組件輸出功率）。

試驗(yàn)過(guò)程中測(cè)量轉(zhuǎn)子撓度（軸位移）和支座振動(dòng)加速度，轉(zhuǎn)子撓度測(cè)試儀器為VP-41振動(dòng)分析儀，支座振動(dòng)加速度由數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)測(cè)得。

在試驗(yàn)過(guò)程中，轉(zhuǎn)子的安裝及測(cè)試如圖1所示（1、2、3、4分別代表 1號(hào)、2號(hào)、3號(hào)、4號(hào)平衡凸臺(tái)，其中，1號(hào)和4號(hào)平衡凸臺(tái)可以用作高速動(dòng)平衡試驗(yàn)的平衡面；符號(hào)“⊥”代表垂直方向，符號(hào)“＝”代表水平方向；D1～D4為電渦流位移傳感器，A1～A4為加速度傳感器）。

2 試驗(yàn)過(guò)程

（1）試驗(yàn)前完成前、后支座軸向位置的計(jì)算，并把支座移到試驗(yàn)平臺(tái)的相應(yīng)位置上。

圖1 動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子在試驗(yàn)過(guò)程中的安裝及測(cè)試

（2）用激光對(duì)中儀和專用調(diào)心工裝先后完成前支座相對(duì)于中間支座（連接增速器和輸出軸組件，以中間支座為調(diào)心的基準(zhǔn)）、后支座相對(duì)于前支座的調(diào)心工作，其結(jié)果見(jiàn)表1，在試驗(yàn)平臺(tái)上固定好前、后支座。

表1 支座調(diào)心結(jié)果 mm

從表1中可知：調(diào)心后前支座相對(duì)于中間支座、后支座相對(duì)于前支座均滿足調(diào)心精度（上下和左右的開(kāi)口誤差均不大于Φ0.05 mm/100 mm，上下和左右的平移誤差均不大于0.05 mm）要求。在后續(xù)的全部試驗(yàn)中前支座均不再移動(dòng)。

（3）把裝機(jī)配套使用的輸出軸組件和動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子在支座上安裝好，安裝過(guò)程中不需要移動(dòng)前、后支座，通過(guò)轉(zhuǎn)接座（輸出軸組件和動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子分別與1個(gè)轉(zhuǎn)接座固定在一起）在支座上的前后移動(dòng)使輸出軸組件與中間支座、動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子與輸出軸組件分別連接起來(lái)，轉(zhuǎn)接座與支座之間通過(guò)圓柱面定心。

（4）按照平衡判定準(zhǔn)則（平衡判據(jù)）要求完成動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子的高速動(dòng)平衡試驗(yàn)，并在輸出軸組件和動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子花鍵配合的對(duì)應(yīng)位置上做標(biāo)記（以確保裝機(jī)使用時(shí)花鍵的配合位置與高速動(dòng)平衡試驗(yàn)時(shí)的配合位置一致），并把高速動(dòng)平衡后的轉(zhuǎn)子狀態(tài)作為研究的初始狀態(tài)。

（5）完成3次傳動(dòng)軸花鍵與輸出軸花鍵配合狀態(tài)的考核試驗(yàn)。即不移動(dòng)支座，脫開(kāi)傳動(dòng)軸與輸出軸之間的花鍵連接，然后使傳動(dòng)軸花鍵與輸出軸花鍵的相對(duì)配合角度分別變化約 90°、180°、270°，然后安裝好轉(zhuǎn)子進(jìn)行試驗(yàn)。

（6）完成4次后支座平移考核試驗(yàn)。即依次使后支座平移墊高 0.1、0.5、0.7、1.0 mm（如圖 2所示）后進(jìn)行試驗(yàn)，并且每次在后支座墊高后，同樣使用激光對(duì)中儀完成調(diào)心，確保上下的開(kāi)口誤差和左右的開(kāi)口和平移誤差均滿足調(diào)心精度要求，只是2個(gè)支座的高度不同。

（7）完成2次后支座前傾考核試驗(yàn)。即依次使后支座的后端墊高0.05、0.10 mm（如圖3所示）后進(jìn)行試驗(yàn)，并且每次在后支座墊高后，同樣使用激光對(duì)中儀完成調(diào)心，確保左右的開(kāi)口和平移誤差滿足調(diào)心精度要求。

（8）完成2次后支座后仰考核試驗(yàn)。即依次使后支座的前端墊高0.05、0.10 mm（如圖4所示）后進(jìn)行試驗(yàn)，并且每次在后支座墊高后，同樣使用激光對(duì)中儀完成調(diào)心，確保左右的開(kāi)口和平移誤差滿足調(diào)心精度要求。

圖2 后支座平移

圖3 后支座前傾

圖4 后支座后仰

3 試驗(yàn)結(jié)果及分析

在不同狀態(tài)下，通過(guò)D1～D4電渦流位移傳感器測(cè)得動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值（軸位移峰-峰值，轉(zhuǎn)子撓度的2倍）隨轉(zhuǎn)速的變化曲線，然后讀出各測(cè)點(diǎn)在臨界轉(zhuǎn)速下和額定工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值，（注：初始狀態(tài)即高速動(dòng)平衡后的轉(zhuǎn)子狀態(tài)，限于篇幅，本文不給出各種狀態(tài)下轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值隨轉(zhuǎn)速的變化曲線）。

3.1 試驗(yàn)結(jié)果

3.1.1 花鍵配合狀態(tài)考核試驗(yàn)結(jié)果

動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子在花鍵配合狀態(tài)考核試驗(yàn)中，由（D1～D4）傳感器測(cè)得的臨界轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（3次改變花鍵的配合狀態(tài)），分別見(jiàn)表2、3。

表2 臨界轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（改變花鍵配合狀態(tài)） μm

表3 額定工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（改變花鍵配合狀態(tài)） μm

3.1.2 后支座平移考核試驗(yàn)結(jié)果

動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子在后支座平移考核試驗(yàn)中（花鍵配合恢復(fù)到初始狀態(tài)），由（D1～D4）傳感器測(cè)得的臨界轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（共4次墊高后支座），分別見(jiàn)表 4、5。

表4 臨界轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（后支座平移） μm

表5 額定工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（后支座平移） μm

3.1.3 后支座前傾或后仰考核試驗(yàn)結(jié)果

動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子在后支座前傾或后仰考核試驗(yàn)中（花鍵配合恢復(fù)到初始狀態(tài)），由（D1～D4）傳感器測(cè)得的臨界轉(zhuǎn)速和額定工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（共4次改變狀態(tài)），分別見(jiàn)表 6、7。

表6 臨界轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（后支座前傾或后仰） μm

表7 額定工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（后支座前傾或后仰）μm

3.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

3.2.1 花鍵配合狀態(tài)考核試驗(yàn)結(jié)果分析

以各傳感器在初始狀態(tài)下測(cè)得的振動(dòng)幅值為基準(zhǔn)，分別對(duì)表2、3中的數(shù)據(jù)進(jìn)行歸一化處理，分別見(jiàn)表 8、9。

在傳動(dòng)軸花鍵和輸出軸花鍵相對(duì)周向位置分別變化約90°、180°和270°的情況下，臨界轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值的最大變化分別為67.1%、104.1%和40.0%，額定工作轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值的最大變化分別為40.0%、87.4%和31.1%。可見(jiàn)，在目前加工精度條件下，各齒還不能達(dá)到完全互換的目的，改變花鍵的配合狀態(tài)（改變配合齒），對(duì)轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響。

3.2.2 后支座平移考核試驗(yàn)結(jié)果分析

以各傳感器在初始狀態(tài)下測(cè)得的振動(dòng)幅值為基準(zhǔn)，分別對(duì)表4、5中的數(shù)據(jù)進(jìn)行歸一化處理，分別見(jiàn)表 10、11。

表8 臨界轉(zhuǎn)速下歸一化的振動(dòng)幅值（改變花鍵配合狀態(tài)）

表9 額定工作轉(zhuǎn)速下歸一化的振動(dòng)幅值（改變花鍵配合狀態(tài)）

表10 臨界轉(zhuǎn)速下歸一化的振動(dòng)幅值（后支座平移）

表11 額定工作轉(zhuǎn)速下歸一化的振動(dòng)幅值（后支座平移）

后支座分別平移墊高0.10 mm、0.50 mm.0.70 mm和1.00 mm，臨界轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值的最大變化分別為142.4%、105.8%、37.1%、和77.7%，額定工作轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值的最大變化分別為50.0%、35.6%、28.9%和36.8%?？梢?jiàn)，后支座平移（2支座不同心）同樣對(duì)轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響。

3.2.3 后支座前傾或后仰考核試驗(yàn)結(jié)果分析

以各傳感器在初始狀態(tài)下測(cè)得的振動(dòng)幅值為基準(zhǔn)，分別對(duì)表6、7中的數(shù)據(jù)進(jìn)行歸一化處理，分別見(jiàn)表 12、13。

表12 臨界轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（后支座前傾或后仰）

表13 額定工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)幅值（后支座前傾或后仰）

后支座前傾或后仰，臨界轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值的最大變化分別為 104.1%、77.6%、110.6%、和112.9%，額定工作轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子振動(dòng)幅值最大變化分別為74.2%、82.5%、51.1%和64.2%，可見(jiàn)，后支座的前傾或后仰（2支座不同心）同樣對(duì)轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響。

4 結(jié)論

（1）對(duì)該型渦軸發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)，在目前加工精度條件下，改變花鍵的配合齒，對(duì)轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響，即傳動(dòng)軸和輸出軸花鍵各齒的配合還不能達(dá)到完全互換的目的。因此，在進(jìn)行高速動(dòng)平衡試驗(yàn)時(shí)，應(yīng)使用裝機(jī)配套的輸出軸組件和動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子；平衡試驗(yàn)完成后，應(yīng)在輸出軸和傳動(dòng)軸的相對(duì)周向位置作出標(biāo)記，確保裝機(jī)使用時(shí)不改變花鍵的配合狀態(tài)。

（2）支座不同心對(duì)轉(zhuǎn)子的平衡狀態(tài)有較大影響。要使動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子在裝機(jī)使用時(shí)不明顯破壞已達(dá)到的平衡精度（在高速旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上按平衡判據(jù)完成高速動(dòng)平衡試驗(yàn)后所達(dá)到的平衡精度），必須保證輸出軸組件和動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子在發(fā)動(dòng)機(jī)上良好定位并有較高的對(duì)中精度。

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