杜佳佳, 梁作斌, 臧 戈

(1.中航工業(yè)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所， 沈陽 110015； 2.航空發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳輸航空科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(中航工業(yè)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所)， 沈陽 110015)

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支承對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)中央傳動(dòng)桿動(dòng)態(tài)特性的影響

杜佳佳1, 2, 梁作斌1, 2, 臧 戈1, 2

(1.中航工業(yè)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所， 沈陽 110015； 2.航空發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳輸航空科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(中航工業(yè)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所)， 沈陽 110015)

為改善航空發(fā)動(dòng)機(jī)中央傳動(dòng)桿的動(dòng)態(tài)特性，結(jié)合某航空發(fā)動(dòng)機(jī)中央傳動(dòng)桿的結(jié)構(gòu)及工況參數(shù)，采用有限單元法建立動(dòng)力學(xué)模型及方程，對(duì)中央傳動(dòng)桿的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行理論分析.探討陀螺力矩對(duì)臨界轉(zhuǎn)速以及中間輔助支點(diǎn)的支承位置和支承剛度對(duì)中央傳動(dòng)桿臨界轉(zhuǎn)速的影響.提出中間輔助支點(diǎn)最佳位置的確定方法，對(duì)中央傳動(dòng)桿的工程設(shè)計(jì)具有一定的應(yīng)用價(jià)值.分析結(jié)果表明：在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，陀螺力矩對(duì)其固有頻率的影響較小，不大于0.5%；中間輔助支點(diǎn)設(shè)置在中間無支點(diǎn)時(shí)的二彎“振型節(jié)點(diǎn)”處時(shí)，可使中央傳動(dòng)桿獲得最高的臨界轉(zhuǎn)速，以及最大的支承剛度設(shè)計(jì)裕度.試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了理論計(jì)算方法的正確性.

航空發(fā)動(dòng)機(jī)；中央傳動(dòng)桿；臨界轉(zhuǎn)速；輔助支點(diǎn)；支承

中央傳動(dòng)桿是航空發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的重要構(gòu)件，其功能是在中央傳動(dòng)和附件機(jī)匣之間傳遞功率.中央傳動(dòng)桿兩端設(shè)計(jì)有漸開線花鍵，僅傳遞扭矩或承受很小的彎矩，因此結(jié)構(gòu)上被設(shè)計(jì)成細(xì)長軸形式.中央傳動(dòng)桿的動(dòng)力學(xué)特性是影響其性能的重要因素，業(yè)內(nèi)多起碰摩故障和兩端花鍵異常磨損故障均與之有直接關(guān)系[1].大涵道比發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇直徑較大，中央傳動(dòng)桿長度較長.為提高中央傳動(dòng)桿的臨界轉(zhuǎn)速，多采用輔助支點(diǎn)，即中央傳動(dòng)桿三點(diǎn)支承.輔助支點(diǎn)的布置不當(dāng)同樣會(huì)導(dǎo)致嚴(yán)重故障，某型發(fā)動(dòng)機(jī)的中央傳動(dòng)桿發(fā)生過因振動(dòng)導(dǎo)致的輔助支點(diǎn)軸承破碎故障[1].

目前，單轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)分析理論已日趨成熟[2～6]，但鮮有文章從動(dòng)力學(xué)角度對(duì)中央傳動(dòng)桿支承進(jìn)行研究.研究支承形式和相關(guān)參數(shù)對(duì)中央傳動(dòng)桿動(dòng)力學(xué)特性的影響，對(duì)于中央傳動(dòng)桿的工程設(shè)計(jì)有著十分重要的意義[7].

本文建立了中央傳動(dòng)桿的動(dòng)力學(xué)模型，引入陀螺力矩的影響，采用數(shù)值分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，揭示了中央傳動(dòng)桿的臨界轉(zhuǎn)速隨輔助支點(diǎn)支承位置和支承剛度的變化規(guī)律，為中央傳動(dòng)桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和支承設(shè)計(jì)提供了一定的參考和指導(dǎo).

1 動(dòng)力學(xué)模型及方程的建立

1.1 中央傳動(dòng)桿動(dòng)力學(xué)模型

某航空發(fā)動(dòng)機(jī)中央傳動(dòng)桿的結(jié)構(gòu)如圖1所示，兩端花鍵插入由滾動(dòng)軸承支承的齒輪內(nèi)，中間設(shè)有輔助支點(diǎn)，同樣由滾動(dòng)軸承支承.該型中央傳動(dòng)桿豎直裝配并穿過發(fā)動(dòng)機(jī)的內(nèi)外涵道，軸向不固定，下端花鍵處設(shè)計(jì)有限位軸肩.該型中央傳動(dòng)桿的工作轉(zhuǎn)速為12 000～20 000 r/min，材料為18Cr2Ni4WA，其物理參數(shù)見《中國航空材料手冊(cè)》[8].

圖1 某中央傳動(dòng)桿結(jié)構(gòu)

中央傳動(dòng)桿是一個(gè)連續(xù)的物體，理論上有無窮多個(gè)自由度，工程上一般采用近似處理——離散化.本文采用集總參數(shù)法對(duì)中央傳動(dòng)桿進(jìn)行離散化，將其簡化為由多個(gè)無質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的彈性軸段聯(lián)接的集總質(zhì)量(節(jié)點(diǎn))所形成的系統(tǒng)[9].

節(jié)點(diǎn)越密，計(jì)算精度越高，計(jì)算量也越大.在滿足精度要求的情況下，盡量設(shè)置較少的節(jié)點(diǎn).為確定合適的節(jié)點(diǎn)密度，對(duì)分析對(duì)象進(jìn)行了試算：節(jié)點(diǎn)數(shù)量由18提高到35后，第一階固有頻率變化了1.56%，節(jié)點(diǎn)數(shù)量由35提高到52后，第一階固有頻率變化了0.35%.對(duì)于該分析對(duì)象，工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，1%的計(jì)算誤差可以接受，因此節(jié)點(diǎn)數(shù)確定為35.

最終建立的動(dòng)力學(xué)模型見圖2，共35個(gè)節(jié)點(diǎn)，輔助支點(diǎn)位于節(jié)點(diǎn)21處.

圖2 某中央傳動(dòng)桿動(dòng)力學(xué)模型

1.2 中央傳動(dòng)桿動(dòng)力學(xué)方程

在采用高壓水力沖刷清淤時(shí)必須根據(jù)現(xiàn)場實(shí)際情況（管徑、淤積程度和管渠形狀等），選擇合適的噴頭、沖洗壓力(70～140 Bar)和沖洗流速。若沉積物特別密實(shí)，則需要采用銑床鉆頭進(jìn)行清理（見圖1）。

中央傳動(dòng)桿無名義軸向載荷，本文忽略其軸向振動(dòng).模型中每個(gè)節(jié)點(diǎn)有5個(gè)自由度：X方向撓度x，繞Y軸的轉(zhuǎn)角φ，Y方向撓度y，繞X軸的轉(zhuǎn)角ψ，以及繞Z軸的轉(zhuǎn)角θ.

復(fù)雜轉(zhuǎn)子的理論分析方法主要有傳遞矩陣法和有限單元法.在處理轉(zhuǎn)子的支承方面，傳遞矩陣法較為繁瑣[10]，有限單元法更為有效[3,11]，因此本文采用有限單元法建立中央傳動(dòng)桿的彎曲動(dòng)力學(xué)方程.軸單元的受力情況見圖3，M、N為彎矩，S、Q為剪切力，ΣM、ΣN為節(jié)點(diǎn)受到的廣義彎矩，ΣPx、ΣPy為節(jié)點(diǎn)受到的廣義外力.根據(jù)Euler-Bernoulli梁理論[9]，得出X方向軸單元的方程[12]：

式中：上標(biāo)R表示位置在該軸段的右端面，下標(biāo)i、i-1表示軸段編號(hào).

圖3 軸段單元的受力分析圖

陀螺力矩體現(xiàn)在節(jié)點(diǎn)的廣義彎矩中，廣義彎矩方程如下[12]：

式中：Jx、Jy、Jz分別為節(jié)點(diǎn)繞x、y、z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，ω為傳動(dòng)桿的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度，ΔM為外力產(chǎn)生的y方向的彎矩，ΔN為外力產(chǎn)生的x方向的彎矩.

同理可得Y方向的軸單元方程.聯(lián)立所有節(jié)點(diǎn)的彎曲動(dòng)力學(xué)方程，并整合扭轉(zhuǎn)動(dòng)力學(xué)方程，便可獲得彎扭動(dòng)力學(xué)方程[12～13]：

2 中央傳動(dòng)桿動(dòng)力學(xué)參數(shù)影響分析

中央傳動(dòng)桿兩端由花鍵約束，徑向支承剛度由結(jié)構(gòu)、花鍵加工誤差、載荷共同決定，具有較大的離散性.本文根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，假定徑向支承剛度為K=5×108N/m.根據(jù)該型中央傳動(dòng)桿的工作轉(zhuǎn)速，并考慮一定的安全裕度，本文僅關(guān)注30 000 r/min以下的臨界轉(zhuǎn)速.

2.1 陀螺力矩的影響分析

根據(jù)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)理論：轉(zhuǎn)子正進(jìn)動(dòng)(Forward，簡稱F)時(shí)，陀螺力矩阻止軸的變形，相當(dāng)于增加了轉(zhuǎn)子剛度，固有頻率有所提高；轉(zhuǎn)子反進(jìn)動(dòng)(Backward，簡稱B)時(shí)，陀螺力矩促進(jìn)軸的變形，相當(dāng)于降低了轉(zhuǎn)子剛度，固有頻率有所下降[14].隨著轉(zhuǎn)速的提高，中央傳動(dòng)桿的固有頻率出現(xiàn)了分岔現(xiàn)象，如圖4所示.受陀螺力矩的影響，轉(zhuǎn)速提高至20 000 r/min時(shí)，前兩階固有頻率分別改變了0.452%和0.456%.因此，在中央傳動(dòng)桿的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，陀螺力矩對(duì)固有頻率的影響很小.

圖4 陀螺力矩對(duì)前2階固有頻率的影響

Fig.4 The influence of gyroscopic moment on first two orders natural frequency

2.2 中間輔助支點(diǎn)對(duì)臨界轉(zhuǎn)速的影響

針對(duì)中間有支點(diǎn)和中間無支點(diǎn)兩種情況，通過繪制Campbell圖得出了某中央傳動(dòng)桿的臨界轉(zhuǎn)速[14～15]，結(jié)果見表1，對(duì)應(yīng)的振型見圖5和圖6.

表1 中央傳動(dòng)桿的臨界轉(zhuǎn)速

圖5 中央傳動(dòng)桿的振型(中間無支點(diǎn))Fig.5 Vibration mode of radial driving shaft (without intermediate fulcrum)

圖6 中央傳動(dòng)桿的振型(中間有支點(diǎn))

Fig.6 Vibration mode of radial driving shaft (with intermediate fulcrum)

中間無支點(diǎn)時(shí)，中央傳動(dòng)桿的第1階臨界轉(zhuǎn)速較低，第2階臨界轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)振型的“振型節(jié)點(diǎn)”位于節(jié)點(diǎn)18附近.

中間輔助支點(diǎn)消除了中央傳動(dòng)桿的一彎振型，大幅提升了第1階臨界轉(zhuǎn)速.中央傳動(dòng)桿的第1階臨界轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)振型的“振型節(jié)點(diǎn)”位于節(jié)點(diǎn)21，即輔助支點(diǎn)處.

該型中央傳動(dòng)桿的第1階臨界轉(zhuǎn)速在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，且滾動(dòng)軸承及花鍵的阻尼很小，因此發(fā)動(dòng)機(jī)在起飛或巡航狀態(tài)時(shí)，工作轉(zhuǎn)速接近臨界轉(zhuǎn)速，中央傳動(dòng)桿振動(dòng)水平會(huì)很高，該型號(hào)多臺(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)均曾發(fā)生中央傳動(dòng)桿輔助支點(diǎn)軸承破碎的故障[1].中間輔助支點(diǎn)雖可大幅提高中央傳動(dòng)桿的臨界轉(zhuǎn)速，但細(xì)致的理論分析必不可少.

2.3 中間支點(diǎn)位置的影響分析

在其他條件不變的情況下，改變中間支點(diǎn)的位置，中央傳動(dòng)桿第1階和第2階臨界轉(zhuǎn)速的變化情況如圖7所示.

圖7 中間支點(diǎn)位置對(duì)臨界轉(zhuǎn)速的影響

Fig.7 The influence of intermediate fulcrum position on critical speed

該型中央傳動(dòng)桿的軸向不固定，允許一定的竄動(dòng)量.中央傳動(dòng)桿竄動(dòng)時(shí)，會(huì)引起中間支點(diǎn)位置的變化，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量降低臨界轉(zhuǎn)速對(duì)支點(diǎn)位置的靈敏度.由圖7可知：當(dāng)支點(diǎn)位于節(jié)點(diǎn)18(即中間無支點(diǎn)二彎“振型節(jié)點(diǎn)”)附近時(shí)，中央傳動(dòng)桿第1階臨界轉(zhuǎn)速最大，且對(duì)支點(diǎn)位置的靈敏度最小.

2.4 中間支點(diǎn)支承剛度的影響分析

中間支點(diǎn)位于節(jié)點(diǎn)21處時(shí)，中間支點(diǎn)的支承剛度對(duì)中央傳動(dòng)桿臨界轉(zhuǎn)速的影響如圖8所示，圖中提供了部分臨界轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的振型.由圖8可知，中間支點(diǎn)的支承剛度對(duì)中央傳動(dòng)桿的前兩階臨界轉(zhuǎn)速均有影響，當(dāng)支承剛度大于3×107N/m時(shí)，第1階臨界轉(zhuǎn)速趨于穩(wěn)定.

圖8 中間支點(diǎn)(節(jié)點(diǎn)21)支承剛度對(duì)臨界轉(zhuǎn)速的影響

Fig.8 The influence of intermediate fulcrum(node 21) supporting stiffness on critical speed

中間支點(diǎn)位于節(jié)點(diǎn)18處時(shí)(即中間無支點(diǎn)二彎“振型節(jié)點(diǎn)”附近時(shí))，中間支點(diǎn)的支承剛度對(duì)中央傳動(dòng)桿臨界轉(zhuǎn)速的影響如圖9所示，圖中提供了部分臨界轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的振型.

圖9 中間支點(diǎn)(節(jié)點(diǎn)18)支承剛度對(duì)臨界轉(zhuǎn)速的影響

Fig.9 The influence of intermediate fulcrum(node 18) supporting stiffness on critical speed

由圖9可知，二彎振型對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速基本無變化，即中間支點(diǎn)的支承剛度對(duì)中央傳動(dòng)桿的二彎臨界轉(zhuǎn)速基本無影響.當(dāng)支承剛度大于8×106N/m時(shí)，第1階臨界轉(zhuǎn)速趨于穩(wěn)定.按本文2.3小節(jié)中的分析結(jié)論，中間支點(diǎn)位于節(jié)點(diǎn)18處時(shí)中央傳動(dòng)桿第1階臨界轉(zhuǎn)速最大.綜合分析不難發(fā)現(xiàn)，通過調(diào)整支承位置和支承剛度提高臨界轉(zhuǎn)速的手段是有限度的.

中央傳動(dòng)桿的中點(diǎn)輔助支承由滾動(dòng)軸承實(shí)現(xiàn)，中點(diǎn)支承剛度很難實(shí)現(xiàn)主動(dòng)設(shè)計(jì).首先，中央傳動(dòng)桿穿過發(fā)動(dòng)機(jī)的外涵道，中間支點(diǎn)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)限制較多；其次，滾動(dòng)軸承的徑向運(yùn)行剛度存在“軟化效應(yīng)”，隨轉(zhuǎn)速的變化而變化.中間支點(diǎn)設(shè)計(jì)在節(jié)點(diǎn)18處(即中間無支點(diǎn)二彎“振型節(jié)點(diǎn)”附近)時(shí)，且支承剛度大于8×106N/m時(shí)，第1階臨界轉(zhuǎn)速不受支承剛度影響，有利于實(shí)現(xiàn)對(duì)臨界轉(zhuǎn)速的控制.

由圖8和圖9可知，中間支點(diǎn)的支承剛度不宜過小，否則起不到提高臨界轉(zhuǎn)速的作用.

設(shè)置中間輔助支點(diǎn)可被認(rèn)為是振動(dòng)控制的一種手段.相關(guān)研究表明，振幅控制值越小，傳遞力(即外傳力)也就越小[9].當(dāng)控制點(diǎn)設(shè)置在節(jié)點(diǎn)18處時(shí)(即中間無支點(diǎn)二彎“振型節(jié)點(diǎn)”附近時(shí))，在第一階臨界轉(zhuǎn)速附近，振幅控制值接近于零，因此中間輔助支點(diǎn)的外傳力最小.該特性有利于輔助支點(diǎn)軸承的設(shè)計(jì).

3 試驗(yàn)驗(yàn)證與討論

為驗(yàn)證中央傳動(dòng)桿動(dòng)力學(xué)模型和方程的準(zhǔn)確性，開展了某中央傳動(dòng)桿臨界轉(zhuǎn)速的驗(yàn)證試驗(yàn).受試驗(yàn)設(shè)備最高轉(zhuǎn)速的限制，取消了中間輔助支點(diǎn).

中央傳動(dòng)桿試驗(yàn)器最高轉(zhuǎn)速8 700 r/min，采用兩個(gè)電渦流位移傳感器監(jiān)控中央傳動(dòng)桿的徑向振動(dòng)幅值A(chǔ)，傳感器垂直布置且與試驗(yàn)件表面的距離為1.5 mm.

試驗(yàn)結(jié)果如圖10所示，橫坐標(biāo)為中央傳動(dòng)桿轉(zhuǎn)動(dòng)頻率，縱坐標(biāo)為軸心位移.試驗(yàn)后發(fā)現(xiàn)位移傳感器被試驗(yàn)件碰偏，結(jié)合圖10判斷碰撞發(fā)生時(shí)傳動(dòng)桿的轉(zhuǎn)動(dòng)頻率約為86 Hz，推測(cè)中央傳動(dòng)桿的臨界轉(zhuǎn)速在86～100 Hz，即5160～6 000 r/min.

圖10 軸心渦動(dòng)幅值

理論計(jì)算的第1階臨界轉(zhuǎn)速為5 356或5 397 r/min，與試驗(yàn)結(jié)果一致性較好，支持了中央傳動(dòng)桿動(dòng)力學(xué)計(jì)算方法的正確性.

4 結(jié) 論

1)本文建立的中央傳動(dòng)桿動(dòng)力學(xué)理論分析方法及獲得的計(jì)算結(jié)果能夠較真實(shí)地反映中央傳動(dòng)桿實(shí)際情況，驗(yàn)證試驗(yàn)支持了這一結(jié)論.

2)在某中央傳動(dòng)桿的工作轉(zhuǎn)速內(nèi)，陀螺力矩對(duì)其固有頻率的影響很小，不大于0.5%.

3)設(shè)置中間輔助支點(diǎn)是提高中央傳動(dòng)桿臨界轉(zhuǎn)速的一種有效手段，但支承剛度應(yīng)大于特定值.

4)中間輔助支點(diǎn)的位置對(duì)臨界轉(zhuǎn)速的影響很大.將中間輔助支點(diǎn)設(shè)置在中間無支點(diǎn)時(shí)的二彎“振型節(jié)點(diǎn)”處，可獲得最高的臨界轉(zhuǎn)速，最低的支承位置靈敏度，以及最大的支承剛度設(shè)計(jì)裕度.

[1] 陳聰慧.航空發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械系統(tǒng)常見故障[M].北京: 航空工業(yè)出版社, 2013: 29-64.

CHEN Conghui.The common failures of aero-engine mechanical system[M].Beijing: Aviation Industry Press, 2013: 29-64.

[2] 孟光.轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)研究的回顧與展望[J].振動(dòng)工程學(xué)報(bào), 2002, 15(1): 1-9.

MENG Guang.Retrospect and prospect to the research on rotordynamics[J].Journal of Vibration Industry Press, 2002, 15(1): 1-9.

[3] NELSON H D, MC-VAUGH J M.The dynamics of rotor bearing systems using finite elements[J].Journal of Engineering, 1976, 98(2) :593-600.DOI:10.1115/1.3438942.

[4] ZORZI E S, NELSON H D.Finite element simulation of rotor bearing systems with internal damping[J].Journal of Engineering for Power,1977, 99(1): 71-76.

[5] LAI M, TIWARI R.Identification of multiple faults with Incomplete response measurements in rotor-bearing-coupling Systems[C]// Proceedings of the ASME Turbine Expo.Mumbai: ASME, 2012: DOI:10.1115/GTINDIA2012-9542.

[6] MA W M, WANG J J, Dynamic analysis of anisotropic asymmetric rotor-bearing system based on three-dimensional finite element method[C]// Proceedings of ASME Turbo Expo 2014.Düsseldorf: ASME, 2014: 150f16.DOI:10.1115/GT2014-25304.

[7] QUEITZSCH G K Jr, FLEMING D P.Rotordynamic influence on rolling element bearing selection and operation[R].Washington: NASA, 2001:2001-211131.

[8] 《中國航空材料手冊(cè)》編輯委員會(huì).中國航空材料手冊(cè): 第1卷[M].第2版.北京: 中國標(biāo)準(zhǔn)出版社 , 2002 : 76-87.

China Aeronautical Materials Handbook Editorial Board.China aeronautical materials handbook: volume 1[M].The second edition.Beijing: China Standard Press, 2002: 76-87.

[9] 虞烈, 劉恒.軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)[M].西安:西安交通大學(xué)出版社, 2001: 129-165.

YU Lie, LIU Heng.Bearing-rotor system dynamics[M].Xi’an: Xi’an Jiaotong University, 2001: 129-165.

[10]VARNEY P, GREEN I.Rotordynamic analysis using the complex transfer matrix[C]//Proceeding of the ASME Design Engineering Technical conference.Chicago: ASME, 2012: 237-246.DOI:10.1115/DETC2012-70643.

[11]NELSON H D.A finite rotating shaft element using Timoshenko Beam theory [J].Journal of Mechanical Design, 1980, 102(4): 793-803.

[12] 歐衛(wèi)林, 王三民, 袁茹.齒輪耦合復(fù)雜轉(zhuǎn)子系統(tǒng)彎扭耦合振動(dòng)分析的軸單元法[J].航空動(dòng)力學(xué)報(bào), 2005, 20(3): 434-439.

OU Weilin, WANG Sanmin, YUAN Ru.Shaft element method for the analysis of lateral-torsional conpling vibration of a complex gear-rotor system[J].Journal of Aerospace Power, 2005, 20(3): 434-439.

[13] 李楠, 王三民, 杜佳佳.功率四分支齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的固有特性與動(dòng)載系數(shù)[J].航空動(dòng)力學(xué)報(bào)，2013，28(2): 445-451.

LI Nan, WANG Sanmin, DU Jiajia.Natural characteristics and dynamic load coefficient of power four embranchments gear transmission[J].Journal of Aerospace Power, 2013, 28(2): 445-451.

[14]HSU C N, CHIANG H W.Rotor dynamics analysis and testing of a turbomolecular pump rotor-bearing system[C]//Proceedings of ASME Turbo Expo 2011.Vancouver: ASME, 2011: 409-416.DOI: 10.1115/GT2011-46.

[15]DIMOND T, CHAUDHRY J, WAGNER M, et al.Rotordynamic analysis of a rotor-disk system including a synchronously reduced modal[C]//Proceedings of the ASME Design Engineering Technical Conference.Portland: ASME, 2013: DOI: 10.1115/DETC2013-13699.

(編輯 楊 波)

Influence of support on dynamic performance of radial driving shaft for aero engine

DU Jiajia1,2, LIANG Zuobin1,2, ZANG Ge1,2

(1.AVIC Shenyang Engine Design and Research Institute，Shenyang 110015, China; 2.Aviation Key Laboratory of Science and Technology on Power Transmission of Aeroengine(AVIC Shenyang Engine Design and Research Institute)，Shenyang 110015，China)

To improve the dynamic performance of a radial driving shaft employed on an aero engine, a theoretical analysis based on FEM is conducted.Dynamic model and equation is constructed consistent with the actual structure and practical operating condition.The influences of gyroscopic moment, supporting stiffness and location of the intermediate fulcrum on shaft critical speed are discussed.The method to determine the intermediate supporting location is suggested, which is believed to be valuable in practical design of radial driving shaft.Analysis results indicate that the gyroscopic moment has minimum impact on the natural frequency, less than 0.5%.When the intermediate fulcrum is located at the point of the ‘Natural Mode’ of second curved modal shape with no intermediate fulcrum, the highest critical speed and design margin of supporting stiffness could be achieved.The experimental results prove the correct of the theoretical analysis.

aero engine; radial driving shaft; critical speed; intermediate supporting; supporting stiffness

10.11918/j.issn.0367-6234.2017.01.020

2015-05-08

杜佳佳(1987—)，男，工程師

杜佳佳， jiajiadu@126.com

V233.1

A

0367-6234(2017)01-0139-05