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(guó)燃?xì)鉁u輪研究院，四川 江油 621703)

1 引言

高轉(zhuǎn)速、高推重比、大功率、大載荷、柔性轉(zhuǎn)子是現(xiàn)代航空發(fā)動(dòng)機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)，但其在提高性能的同時(shí)也提高了發(fā)動(dòng)機(jī)零部件應(yīng)力水平[1，2]。為調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)臨界轉(zhuǎn)速范圍，彈性支座是目前發(fā)動(dòng)機(jī)普遍采用的減振結(jié)構(gòu)。研制工程實(shí)踐表明[3，4]，彈性支承的典型故障模式是疲勞破壞。對(duì)于整體加工的鼠籠式彈性支承，由于存在較大的應(yīng)力集中，容易出現(xiàn)疲勞裂紋，甚至引發(fā)籠條斷裂，從而導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)故障，因此彈性支承的疲勞問題引起工程界和學(xué)術(shù)界的高度關(guān)注。目前，有關(guān)彈性支承方面的研究，主要集中在減振機(jī)理、強(qiáng)度計(jì)算分析和有關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)方面[5～8]，在高周疲勞性能方面的試驗(yàn)研究還很少。

本文根據(jù)某型發(fā)動(dòng)機(jī)減振用串聯(lián)式鼠籠彈性支座結(jié)構(gòu)，自行設(shè)計(jì)了一套彈性支座疲勞試驗(yàn)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(fù)載，旨在模擬彈性支座在發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)下的最大受力狀態(tài)，考核彈性支座的疲勞強(qiáng)度性能。

2 試驗(yàn)件及試驗(yàn)原理

2.1 試驗(yàn)件及其工作載荷

試驗(yàn)在中國(guó)燃?xì)鉁u輪研究院臨界轉(zhuǎn)速模擬試驗(yàn)器上進(jìn)行。試驗(yàn)研究對(duì)象為采用內(nèi)、外鼠籠串聯(lián)連接的組合式彈性支承[9]，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。內(nèi)、外鼠籠通過螺栓連接之后固定在軸承座上，內(nèi)、外鼠籠之間支點(diǎn)限幅間隙為150 μm。

圖1 彈性支座結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Elastic support configuration

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

2.2 試驗(yàn)加載方案

根據(jù)試驗(yàn)件的工作載荷，試驗(yàn)加載方案主要考慮了基于偏心輪機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的機(jī)械力及不平衡轉(zhuǎn)子離心力加載兩種方式。

偏心輪機(jī)構(gòu)加載裝置的工作原理為：電機(jī)軸通過一個(gè)可調(diào)偏心輪帶動(dòng)軸承旋轉(zhuǎn)，從而使軸承內(nèi)圈在偏心距的作用下渦動(dòng)(不考慮振動(dòng))，軸承外圈強(qiáng)迫內(nèi)鼠籠按偏心輪的偏心距渦動(dòng)，偏心輪的結(jié)構(gòu)如圖2所示。試驗(yàn)時(shí)通過調(diào)節(jié)偏心距使內(nèi)鼠籠按規(guī)定的振幅運(yùn)動(dòng)，即達(dá)到加載的目標(biāo)值。

圖2 偏心輪結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Eccentric disk configuration

偏心輪機(jī)構(gòu)加載裝置在低頻(不大于50 Hz)工作范圍，其特點(diǎn)穩(wěn)定可靠，廣泛應(yīng)用于試件不旋轉(zhuǎn)的載荷旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗(yàn)中。但應(yīng)用于本試驗(yàn)，在試驗(yàn)載荷調(diào)節(jié)至接近彈性支承限幅器工作區(qū)域時(shí)易發(fā)生抱軸，從而在試驗(yàn)件上產(chǎn)生實(shí)際工況沒有的附加扭矩。

不平衡轉(zhuǎn)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(yàn)件受力更接近實(shí)際工況，可更好地模擬試驗(yàn)件在發(fā)動(dòng)機(jī)上的真實(shí)載荷。

為此，試驗(yàn)最終采用了不平衡轉(zhuǎn)子離心力加載方式。

2.3 模擬轉(zhuǎn)子試驗(yàn)裝置設(shè)計(jì)

2.3.1 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

為模擬彈性支座在發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作中的受載形式，設(shè)計(jì)一模擬轉(zhuǎn)子，在一定轉(zhuǎn)速下通過調(diào)整模擬轉(zhuǎn)子的不平衡量來(lái)控制對(duì)彈性支座的加載。模擬轉(zhuǎn)子前支點(diǎn)采用剛性支承，后支點(diǎn)為彈性支承(試驗(yàn)件)。模擬盤安裝在轉(zhuǎn)子的懸臂端(后軸承座的外端)，模擬轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)如圖3所示。試驗(yàn)件位移測(cè)點(diǎn)和轉(zhuǎn)子支點(diǎn)之間位置關(guān)系如圖4所示。圖中1代表位移測(cè)點(diǎn)截面，2代表后支承截面，3代表前支承截面，直線L為轉(zhuǎn)子一階振型，L1為后支承截面與位移測(cè)點(diǎn)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(cè)點(diǎn)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(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)Fig.3 Simulated rotor configuration

圖4 試驗(yàn)件位移測(cè)點(diǎn)和轉(zhuǎn)子支點(diǎn)位置Fig.4 The locations of displacement measuring point supportand rotor

試驗(yàn)過程中，不平衡量的調(diào)節(jié)通過模擬盤上的不平衡螺釘來(lái)實(shí)現(xiàn)。根據(jù)受力及幾何位置關(guān)系，后支點(diǎn)位移幅值、剛度、作用力、不平衡量和轉(zhuǎn)子角速度之間滿足如下關(guān)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(diǎn)剛度，N/m；x為后支點(diǎn)位移幅值。

由式(1)、式(2)可得后支點(diǎn)處位移幅值設(shè)計(jì)目標(biāo)值：

受試驗(yàn)器結(jié)構(gòu)尺寸、工作轉(zhuǎn)速及制造成本的限制，按式(3)取轉(zhuǎn)子工作轉(zhuǎn)速為5000～6000 r/min。按照剛度-位移線性關(guān)系計(jì)算的使彈性支承達(dá)到最大限幅間隙所需的附加不平衡量很大，試驗(yàn)時(shí)加載比較困難。為解決這一問題，試驗(yàn)時(shí)利用轉(zhuǎn)子通過一階臨界轉(zhuǎn)速時(shí)轉(zhuǎn)子振動(dòng)響應(yīng)急劇增大的特性，滿足試驗(yàn)所需的不平衡量要求。其隨轉(zhuǎn)速變化的幅值響應(yīng)曲線如圖5所示。

圖5 轉(zhuǎn)子幅值響應(yīng)曲線Fig.5 Amplitude response curves

可見，在相同不平衡量作用下，試驗(yàn)時(shí)1區(qū)振幅最大，2區(qū)次之，3區(qū)最小。若在產(chǎn)生相同振幅條件下，在1區(qū)進(jìn)行試驗(yàn)所需的不平衡量最小，但較小的轉(zhuǎn)速波動(dòng)會(huì)導(dǎo)致較大的振幅波動(dòng)，從而無(wú)法穩(wěn)定控制作用在鼠籠彈支上的載荷；在3區(qū)試驗(yàn)則需要較大的不平衡量。因此試驗(yàn)確定在2區(qū)進(jìn)行，即試驗(yàn)轉(zhuǎn)速應(yīng)盡量控制在75%～85%臨界轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)。綜合考慮設(shè)備及試驗(yàn)載荷循環(huán)控制，試驗(yàn)轉(zhuǎn)子設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使其臨界轉(zhuǎn)速控制在6000～6500 r/min范圍內(nèi)。

在試驗(yàn)轉(zhuǎn)子的優(yōu)化設(shè)計(jì)過程中，調(diào)整L1、L2及模擬盤厚度和直徑，利用ANSYS軟件進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算。最終試驗(yàn)轉(zhuǎn)子的一階、二階臨界轉(zhuǎn)速分別為6485 r/min和36291 r/min。

臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算采用的轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)對(duì)應(yīng)的三維模型見圖6。建模中，轉(zhuǎn)軸和模擬盤作為梁?jiǎn)卧幚恚С泻洼S承作為彈簧阻尼單元處理。梁?jiǎn)卧x為BEAM189單元，彈簧阻尼單元定義為COM?BIN14單元。

圖6 試驗(yàn)轉(zhuǎn)子三維模型Fig.6 3D model of testing rotor

2.3.2 位移幅值測(cè)量分析

位移測(cè)點(diǎn)位于模擬盤中心截面。由于轉(zhuǎn)子自身彎曲剛度遠(yuǎn)大于支承剛度，且前支點(diǎn)剛度遠(yuǎn)大于后支點(diǎn)剛度，所以轉(zhuǎn)子一階振型為傾擺型剛體振型，如圖7所示。

圖7 試驗(yàn)轉(zhuǎn)子一階振型Fig.7 The first order vibration mode of testing rotor

考慮到試驗(yàn)件加工及安裝帶來(lái)的誤差，測(cè)量面相對(duì)回轉(zhuǎn)軸線存在一定的初始跳動(dòng)量，因此當(dāng)內(nèi)彈性支座與外支承環(huán)之間的間隙達(dá)到150 μm時(shí)，后支點(diǎn)位移幅值的目標(biāo)值應(yīng)為：

式中：?jiǎn)挝痪鶠棣蘭，xc為初始跳動(dòng)量。

再根據(jù)轉(zhuǎn)子振型特點(diǎn)和圖4中幾何關(guān)系，則目標(biāo)值與實(shí)測(cè)值之間的關(guān)系為：

2.3.3 試驗(yàn)件強(qiáng)度評(píng)估

利用ANSYS軟件，根據(jù)鼠籠結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性，分別取內(nèi)、外鼠籠的二分之一模型進(jìn)行分析，結(jié)果如圖8所示。對(duì)鼠籠彈性支承進(jìn)行應(yīng)力分析，內(nèi)、外鼠籠等效應(yīng)力最大值分別為197 MPa和215 MPa，且最大應(yīng)力點(diǎn)均在籠條根部圓弧過渡處。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

圖8 鼠籠等效應(yīng)力分布Fig.8 Contours of equivalent stress

調(diào)節(jié)不平衡量，使轉(zhuǎn)子振幅滿足試驗(yàn)要求，即內(nèi)、外鼠籠之間的間隙接近為零后，開始計(jì)算高周疲勞試驗(yàn)累計(jì)時(shí)間。試驗(yàn)轉(zhuǎn)速在5000～5200 r/min(為實(shí)測(cè)臨界轉(zhuǎn)速6200 r/min的80%～85%)范圍內(nèi)，附加不平衡量為720 g·cm時(shí)，各測(cè)試參數(shù)滿足試驗(yàn)要求。在低轉(zhuǎn)速和小不平衡量條件下測(cè)得轉(zhuǎn)子系統(tǒng)初始跳動(dòng)量為 42 μm，根據(jù)式(1)和式(2)，可得出當(dāng)實(shí)際位移測(cè)點(diǎn)最大振幅總量達(dá)到232 μm時(shí)，內(nèi)、外鼠籠之間的間隙接近為零。

圖9為穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)轉(zhuǎn)子的軸心軌跡圖，可見整個(gè)試驗(yàn)過程中轉(zhuǎn)子軸心軌跡形狀及大小重復(fù)性較好，轉(zhuǎn)子渦動(dòng)較為穩(wěn)定。圖10為試驗(yàn)過程中位移測(cè)點(diǎn)幅頻圖，振動(dòng)主要表現(xiàn)為1倍頻振動(dòng)，2、3倍頻振動(dòng)成分幅值相對(duì)較小。

圖9 軸心軌跡Fig.9 Axle centre orbit

圖10 位移測(cè)點(diǎn)幅頻圖Fig.10 Displacement-frequency spectrum

試驗(yàn)過程中測(cè)量了8個(gè)測(cè)點(diǎn)的動(dòng)應(yīng)力變化情況，內(nèi)外鼠籠上、下、左、右四個(gè)方向各4個(gè)，所測(cè)得的最大應(yīng)變值為945με，且各應(yīng)變值較為穩(wěn)定。表1給出了設(shè)計(jì)控制參數(shù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比?？梢?，在轉(zhuǎn)子設(shè)計(jì)階段，計(jì)算的臨界轉(zhuǎn)速、試驗(yàn)轉(zhuǎn)速范圍、不平衡量、試驗(yàn)件最大應(yīng)力均與試驗(yàn)數(shù)據(jù)較為吻合，這表明試驗(yàn)件設(shè)計(jì)合理。

表1 設(shè)計(jì)控制參數(shù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比Table 1 The comparison between design parameters and experimental results

4 結(jié)論

本文研究表明，采用設(shè)計(jì)模擬轉(zhuǎn)子試驗(yàn)件的方法，能夠較好地模擬發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作中彈性支座的受載狀態(tài)。試驗(yàn)過程中，轉(zhuǎn)子后支點(diǎn)振幅測(cè)量和彈性支座動(dòng)應(yīng)力測(cè)試參數(shù)真實(shí)有效，模擬轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)也符合試驗(yàn)要求。試驗(yàn)結(jié)果表明，彈性支座負(fù)載加載方式可行，證明了利用設(shè)計(jì)模擬轉(zhuǎn)子來(lái)考核彈性支座疲勞性能試驗(yàn)方法的正確、合理和有效。

[1]《航空發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》總編委會(huì).航空發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)：第19冊(cè)——轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)及整機(jī)振動(dòng)[K].北京：航空工業(yè)出版社，2000.

[2]馮國(guó)全，周柏卓.鼠籠式彈性支承結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)與試驗(yàn)[J].航空動(dòng)力學(xué)報(bào)，2011，26(1)：199—203.

[3]曹 磊，高德平，江和甫.彈性環(huán)式擠壓油膜阻尼器減振機(jī)理初探[J].振動(dòng)工程學(xué)報(bào)，2007，20(6)：584—588.

[4]馮國(guó)全，周柏卓，王 娟.基于整體-局部技術(shù)的鼠籠式彈性支承疲勞強(qiáng)度分析[J].航空發(fā)動(dòng)機(jī)，2007，33(4)：22—24.

[5]Keir G，Philip B.An Investigation into Two Alternative Approaches for the Identification of SFD Bearings for Aeroengine Analysis[R].ASME GT2011-45818，2011.

[6]周 明，李其漢，朱梓根，等.彈性支承和PSFD在中推預(yù)研核心機(jī)上的應(yīng)用[J].燃?xì)鉁u輪試驗(yàn)與研究，1994，7(1)：6—14.

[7]王四季，廖明夫.彈支局部斷裂后主動(dòng)彈支干摩擦阻尼器對(duì)轉(zhuǎn)子的保護(hù)[J].航空動(dòng)力學(xué)報(bào)，2008，23(11)：1893—1897.

[8]劉方杰，劉榮強(qiáng)，戴興建.波形環(huán)式彈性支座剛度的測(cè)試與數(shù)值模擬[J].航空動(dòng)力學(xué)報(bào)，1997，12(1)：26—28.

[9]楊正兵，梁恩波，李光輝，等.彈性支承疲勞試驗(yàn)設(shè)計(jì)與測(cè)試方法研究[C]//.第十一屆發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)與測(cè)試技術(shù)學(xué)會(huì)論文集.2012.