陳　勇，田　波，周年發(fā)

（中航工業(yè)沈陽(yáng)黎明航空發(fā)動(dòng)機(jī)（集團(tuán)）有限責(zé)任公司，沈陽(yáng)110043）

渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)振動(dòng)特性仿真分析

陳勇，田波，周年發(fā)

（中航工業(yè)沈陽(yáng)黎明航空發(fā)動(dòng)機(jī)（集團(tuán)）有限責(zé)任公司，沈陽(yáng)110043）

針對(duì)渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)振動(dòng)，開(kāi)展了發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)三維建模、動(dòng)力學(xué)特性仿真分析等工作。建立了轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)、靜子承力系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)靜子承力系統(tǒng)關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)在轉(zhuǎn)子不平衡量大小、分布及碰摩力作用下的振動(dòng)響應(yīng)特性進(jìn)行了仿真分析。仿真結(jié)果與實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)振動(dòng)圖譜的對(duì)比分析表明，特征頻率點(diǎn)的響應(yīng)吻合良好。通過(guò)本研究，初步搭建起渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)振動(dòng)機(jī)理仿真分析平臺(tái)，對(duì)提高發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)機(jī)理研究能力和整機(jī)振動(dòng)分析診斷水平有積極意義。

渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)；整機(jī)振動(dòng)；動(dòng)力學(xué)模型；仿真分析；轉(zhuǎn)子不平衡量；碰摩力；振動(dòng)響應(yīng)特性

1　引言

整機(jī)振動(dòng)故障在航空發(fā)動(dòng)機(jī)上普遍存在，是困擾國(guó)內(nèi)外航空界的一個(gè)難題［1］。國(guó)外關(guān)于航空發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)研究的工程化成果極少公開(kāi)；而國(guó)內(nèi)主要是高校和科研院所在進(jìn)行研究，且絕大多數(shù)是基于簡(jiǎn)單模型或單獨(dú)部件的理論研究，很難直接用于工程實(shí)際。因此，建立真實(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)全三維實(shí)體仿真模型，開(kāi)展整機(jī)振動(dòng)特性仿真分析，以提高發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)機(jī)理研究能力、指導(dǎo)發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)故障排除和預(yù)先控制發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)就顯得尤為迫切。

發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)包括轉(zhuǎn)子、支承系統(tǒng)和靜子承力系統(tǒng)，其中轉(zhuǎn)子是發(fā)動(dòng)機(jī)主要振動(dòng)源。轉(zhuǎn)子和靜子承力系統(tǒng)通過(guò)支承軸承相互耦合，轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的激振力會(huì)以軸承支反力的形式作用于靜子承力系統(tǒng)［2］。此外，某些特殊工況下，轉(zhuǎn)靜件會(huì)發(fā)生碰摩［3］，產(chǎn)生碰摩力而加劇整機(jī)振動(dòng)。

根據(jù)上述分析，本文擬采取如下仿真分析技術(shù)路線(xiàn)：將發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)隔離為轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)和靜子承力系統(tǒng)兩個(gè)研究對(duì)象，通過(guò)仿真分析得到轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)在不平衡激振力和碰摩力作用下的振動(dòng)響應(yīng)及動(dòng)態(tài)軸承支反力后，再仿真分析靜子承力系統(tǒng)在動(dòng)態(tài)軸承支反力和碰摩力作用下的振動(dòng)響應(yīng)特性。具體流程如圖1所示。

2　轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)有限元模型的建立

利用Pro/E軟件建立轉(zhuǎn)子組件的三維模型。將建立的三維幾何模型直接導(dǎo)入Hypermesh中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，得到由228 175個(gè)節(jié)點(diǎn)和170 896個(gè)單元組成的有限元模型，如圖2所示。

圖2　R轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)有限元模型Fig.2 The finite elementmodelof rotor-bearing system

每個(gè)軸承處建立四個(gè)軸承單元，其中x向和y向各兩個(gè)。忽略軸承負(fù)荷及轉(zhuǎn)速對(duì)軸承剛度的影響，視軸承剛度K為常數(shù)。將軸承阻尼等效為粘性阻尼。四個(gè)支承軸承的軸承單元外圈節(jié)點(diǎn)完全約束，軸承內(nèi)圈節(jié)點(diǎn)軸向約束（z向）；中介軸承節(jié)點(diǎn)軸向約束，每個(gè)軸承單元節(jié)點(diǎn)與周?chē)?jié)點(diǎn)用節(jié)點(diǎn)耦合的方法協(xié)調(diào)位移。

建立碰摩局部幾何模型和有限元模型，如圖3所示。

施加徑向位移進(jìn)行靜態(tài)分析，查看中心節(jié)點(diǎn)的徑向接觸反力。計(jì)算得到接觸反力隨位移的變化數(shù)據(jù)并進(jìn)行多項(xiàng)式擬合，經(jīng)試驗(yàn)三階擬合曲線(xiàn)可很好地反映實(shí)際曲線(xiàn)變化，函數(shù)關(guān)系式為y=1 011.367x3-7 095.460x2+16 260.694x-113.179，如圖4所示。

圖3　R碰摩幾何模型和有限元模型Fig.3 The geometry and finite elementmodelsof rubbing

圖4　R接觸反力隨位移的變化關(guān)系Fig.4 The contact reaction force vs the change of displacement

根據(jù)高壓渦輪葉片在各工況下徑向位移響應(yīng)的大小和周期性，可構(gòu)造徑向碰撞力Fn隨時(shí)間的變化關(guān)系。而轉(zhuǎn)、靜子碰摩時(shí)的切向摩擦力符合庫(kù)倫摩擦定律，即Ft=μ?Fn，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取摩擦系數(shù)μ=0.018，同樣可得切向摩擦力隨時(shí)間的變化關(guān)系。

3　轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)軸承支反力的計(jì)算與分析

3.1計(jì)算工況及載荷

高、低壓轉(zhuǎn)子分別以最高工作轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動(dòng)。根據(jù)試驗(yàn)中出現(xiàn)的典型故障，著重研究表1所示的8種不平衡量和碰摩組合工況。載荷為不平衡激振力、碰摩力和重力。利用Ansys12.0轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)模塊計(jì)算不同工況下的軸承支反力。

表1　R仿真計(jì)算工況及各工況下的不平衡量Tab le 1 The calculation operating condition and the imbalance ofeach condition

3.2計(jì)算結(jié)果及驗(yàn)證分析

3.2.1計(jì)算結(jié)果

振動(dòng)穩(wěn)定后各工況下軸承支反力幅值統(tǒng)計(jì)如表2所示，其中工況1下軸承支反力幅值時(shí)域圖如圖5所示。

3.2.2計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證及分析

轉(zhuǎn)、靜件無(wú)碰摩時(shí)，轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)在不平衡激振力作用下的振動(dòng)，屬于多自由度線(xiàn)性振動(dòng)系統(tǒng)在簡(jiǎn)諧激振力下的強(qiáng)迫振動(dòng)。圖6、圖7分別為工況1下仿真分析得到的高壓渦輪某節(jié)點(diǎn)和高壓壓氣機(jī)某節(jié)點(diǎn)的位移時(shí)域信號(hào)及其頻譜圖。頻譜圖中，3個(gè)峰值頻率成分分別為fn=50Hz，f2=148Hz，f1=245Hz，而148 Hz和245 Hz正好分別為高、低壓轉(zhuǎn)子的固有頻率，定性證明了支反力計(jì)算結(jié)果的正確性。

碰摩發(fā)生在高壓渦輪處時(shí)，碰摩力導(dǎo)致高壓前軸承和低渦后軸承的支反力明顯增大，兩者分別增大到基本狀態(tài)時(shí)的3.78倍和2.75倍。低壓前軸承和低壓后軸承距碰摩處較遠(yuǎn)，碰摩力對(duì)其支反力影響很小。

表2　R各工況下的軸承支反力幅值Tab le 2 The bearing support reaction force range of each operating condition

根據(jù)表2中統(tǒng)計(jì)值，分別分析低壓壓氣機(jī)、低壓渦輪、高壓壓氣機(jī)、高壓渦輪的不平衡量增大到基本狀態(tài)時(shí)的10倍后軸承支反力的變化，并進(jìn)一步分析各處軸承支反力對(duì)不平衡量分布的敏感程度。結(jié)果為：低壓壓氣機(jī)不平衡量對(duì)低壓前軸承和低壓后軸承支反力影響較大，低壓渦輪不平衡量對(duì)高壓前軸承和低渦后軸承支反力影響較大，高壓壓氣機(jī)不平衡量對(duì)高壓前軸承支反力影響較大，低渦后不平衡量對(duì)高壓前軸承和低渦后軸承支反力影響較大。

4　靜子承力系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的計(jì)算與分析

將不同工況下的動(dòng)態(tài)軸承支反力和碰摩力施加在靜子承力系統(tǒng)上，計(jì)算靜子機(jī)匣的振動(dòng)響應(yīng)，并與試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析，以驗(yàn)證所建有限元模型和計(jì)算方法的正確性。進(jìn)一步分析機(jī)匣關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)值對(duì)不平衡量大小、分布及碰摩的敏感程度，從而達(dá)到提高發(fā)動(dòng)機(jī)故障診斷水平的目的。

4.1靜子承力系統(tǒng)有限元模型的建立

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)總體結(jié)構(gòu)布局和各零部件的結(jié)構(gòu)形式特點(diǎn)，在UG軟件中建立實(shí)體幾何模型時(shí)，確定如下幾個(gè)建模原則［4］：①總體結(jié)構(gòu)形式保持不變；②明確傳力件、質(zhì)量件和傳力路徑；③傳力件、質(zhì)量件等關(guān)鍵件位于傳力路徑上的結(jié)構(gòu)形式和尺寸保持不變，其他部位可大幅簡(jiǎn)化并保證質(zhì)量一致；④支板、導(dǎo)向葉片等承力件按抗彎剛度來(lái)等效。

圖6　R高壓渦輪某節(jié)點(diǎn)位移時(shí)域信號(hào)及其頻譜圖Fig.6 The time domain signaland frequency spectrum for node displacementofa high pressure turbine

圖7　R高壓壓氣機(jī)某節(jié)點(diǎn)位移時(shí)域信號(hào)及其頻譜圖Fig.7 The time domain signal and frequency spectrum for node displacementofa high pressure compressor

將UG三維實(shí)體模型導(dǎo)入Ansys軟件，指定各零部件的材料特性。采用Solid45號(hào)8節(jié)點(diǎn)六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，得到由272 522個(gè)節(jié)點(diǎn)和312 451個(gè)單元組成的有限元模型。為模擬發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架安裝狀態(tài)，模型的位移約束設(shè)置為（順航向看）：右側(cè)主安裝節(jié)全約束，即x、y、z方向位移約束；左側(cè)安裝節(jié)約束軸向和垂向，放開(kāi)水平方向，即x、z方向位移約束；加力筒體外壁吊掛部位約束垂直方向，即z方向位移約束。靜子系統(tǒng)有限元模型及邊界條件分布如圖8所示。

圖8　R靜子系統(tǒng)有限元模型及邊界條件分布Fig.8 The finite elementmodeland boundary conditionsof statorsystem

4.2計(jì)算結(jié)果及分析

將軸承支反力加載到靜子模型對(duì)應(yīng)的16個(gè)節(jié)點(diǎn)上，將碰摩力加載到機(jī)匣碰摩節(jié)點(diǎn)上，計(jì)算機(jī)匣的振動(dòng)響應(yīng)［5］。關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)速度幅值和參考測(cè)點(diǎn)位移幅值見(jiàn)表3，表中中水速度指中介機(jī)匣位置水平方向振動(dòng)速度。

表3　R不同工況下關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)速度幅值和參考測(cè)點(diǎn)位移幅值Table 3 The velocity range ofmeasuring pointand displacement range of reference pointatdifferent condition

4.2.1計(jì)算結(jié)果與典型故障發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)圖譜的對(duì)比分析

從表4中可看出，計(jì)算工況1的中水速度幅值為4.8mm/s，而大多數(shù)試驗(yàn)實(shí)測(cè)中水速度幅值為7.0～8.0mm/s。這是由于試驗(yàn)時(shí)各機(jī)件不可能達(dá)到計(jì)算的理論最佳裝配狀態(tài)，以及計(jì)算中無(wú)法模擬實(shí)際試驗(yàn)中的熱不平衡、流體誘導(dǎo)等各種隨機(jī)激振因素，但二者數(shù)量級(jí)一致。以此類(lèi)推，在其他故障工況下，計(jì)算中水速度幅值也要相應(yīng)地小于試驗(yàn)實(shí)測(cè)值。

表4　R仿真計(jì)算與試驗(yàn)關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)結(jié)果對(duì)比Table 4 The comparing for calculation resultsand test results

圖9示出了合格發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)機(jī)匣關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)中水（0～4）階范圍的振動(dòng)譜圖階次，1階對(duì)應(yīng)高壓轉(zhuǎn)子模型的頻率振動(dòng)，0.61階對(duì)應(yīng)低壓轉(zhuǎn)子模型的頻率振動(dòng)。圖10為工況1仿真計(jì)算的中水速度頻譜圖，圖中顯示在45、75、109、148、245、300Hz頻率點(diǎn)出現(xiàn)了較高的響應(yīng)峰值，其中148 Hz、245Hz分別對(duì)應(yīng)低壓轉(zhuǎn)子和高壓轉(zhuǎn)子的工作頻率，而45、75、109、300 Hz為靜子機(jī)匣自由振動(dòng)的固有頻率。測(cè)試頻譜圖與計(jì)算頻譜圖在148、245、300 Hz頻率點(diǎn)的響應(yīng)峰值吻合良好。

圖9　R合格發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)中水速度頻譜圖Fig.9 The spectrum of vibration velocity frequency on intermediate casing along the horizontal in engine test

4.2.2碰摩對(duì)靜子機(jī)匣關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)的影響

圖11示出了有無(wú)碰摩時(shí)關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)速度幅值對(duì)比。可見(jiàn)，碰摩對(duì)靜子承力系統(tǒng)振動(dòng)影響很大，有碰摩時(shí)關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)速度幅值比無(wú)碰摩時(shí)明顯增大：碰摩時(shí)中水和V5速度幅值是無(wú)碰摩時(shí)的5倍，碰摩時(shí)V 2速度幅值是無(wú)碰摩時(shí)的2.4倍。

圖10　R仿真計(jì)算工況1中水速度頻譜圖Fig.10 The spectrum of vibration velocity frequency on intermediate casing along the horizontal in simulating operating condition 1

圖11　R有無(wú)碰摩時(shí)關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)速度幅值對(duì)比Fig.11 The contrast for velocity range ofmeasuring pointswith and without rubbing force

4.2.3轉(zhuǎn)子不平衡量大小及分布對(duì)靜子機(jī)匣關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)的影響

根據(jù)表2中的統(tǒng)計(jì)值，分別分析低壓壓氣機(jī)、低壓渦輪、高壓壓氣機(jī)及高壓渦輪的不平衡量增大到基本狀態(tài)的10倍后，關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)速度幅值變化，并進(jìn)一步分析其他各關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)速度幅值對(duì)不平衡量分布的敏感程度，結(jié)果如圖12所示。

中水：低壓壓氣機(jī)、低壓渦輪、高壓壓氣機(jī)及高壓渦輪的不平衡量，分別增大為基本狀態(tài)的10倍后，相應(yīng)的中水速度幅值為基本狀態(tài)的5.2倍、4.2倍、1.7倍和2.5倍，對(duì)中水速度幅值的影響都很大。

V2：低壓壓氣機(jī)不平衡量增大為基本狀態(tài)的10倍后，對(duì)V2速度幅值的影響很大，其值為基本狀態(tài)的4.9倍；低壓渦輪、高壓壓氣機(jī)及高壓渦輪的不平衡量分別增大為基本狀態(tài)的10倍后，對(duì)V2速度幅值的影響都較小。

V 5：低壓壓氣機(jī)、低壓渦輪及高壓渦輪的不平衡量分別增大為基本狀態(tài)的10倍后，對(duì)V5速度幅值的影響都很大；高壓壓氣機(jī)不平衡量增大為基本狀態(tài)的10倍后，對(duì)中水速度幅值的影響較小。

圖12　R工況1、3、4、5、6關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)速度幅值對(duì)比Fig.12 The contrast for velocity range ofmeasuring points at operating condition1，3，4，5，6

5　結(jié)束語(yǔ)

本文針對(duì)渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)振動(dòng)，通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)三維建模、動(dòng)力學(xué)特性仿真分析等工作，確定出一套航空發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)振動(dòng)特性仿真分析的有效方法，初步搭建起了整機(jī)振動(dòng)特性仿真分析平臺(tái)，可為發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)特性設(shè)計(jì)、發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)故障分析診斷等提供借鑒和參考。

［1］劉永泉，王德友，洪杰，等.航空發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)振動(dòng)控制技術(shù)分析［J］.航空發(fā)動(dòng)機(jī)，2013，39（5）：1—13.

［2］劉長(zhǎng)福.航空發(fā)動(dòng)機(jī)構(gòu)造［M］.北京：國(guó)防工業(yè)出版社，1989：189—214.

［3］聞邦椿，顧家柳，夏松波，等.高等轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000：376—377.

［4］高金梅，洪杰.航空發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)動(dòng)力特性建模技術(shù)研究［J］.戰(zhàn)術(shù)導(dǎo)彈技術(shù)，2006，（3）：29—35.

［5］任興民，顧家柳.航空發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)態(tài)動(dòng)力響應(yīng)計(jì)算［J］.航空學(xué)報(bào)，1997，18（5）：625—626.

The sim ulation analysis of turbofan engine vibration characteristics

CHENYong，TIAN Bo，ZHOU Nian-fa
（AVICShenyang LiMing Aero-Engine（Group）Corporation Ltd.，Shenyang 110043，China）

For the turbofan engine vibration failures，the engine 3D modeling and dynamic simulation are completed.Themodels for rotor-bearing system and the stator support system have been built.The vibration response characteristics of stator support system are calculated under the effects of imbalance amount and distribution of rotor-bearing system and rubbing force.Through the comparing analysis，it can be found that the calculating results are good agreementwith the engine test results.The turbofan engine vibration simulation analysis platform has been built through the research，which have a positive significance for improving engine vibration research ability and the diagnostic level.

turbofan engine；engine vibration；dynamicmodel；simulation analysis；imbalance of rotor-bearing system；rubbing force；vibration response characteristics

陳勇（1978-），男，四川隆昌人，高級(jí)工程師，主要從事航空發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、振動(dòng)研究工作。

V231.92

A

1672-2620（2015）02-0031-06

2014-06-30；修回日期：2015-03-12