CN109684711B - 一种涡轴发动机气动连接多转子耦合振动分析方法 - Google Patents

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Abstract

本发明公开了一种涡轴发动机气动连接多转子耦合振动分析方法，属于航空发动机振动分析领域。针对涡轴发动机燃气发生器转子与自由涡轮转子间无机械连接关系，无法准确获得各转子间转速比，以及自由涡轮转子并非典型的转子‑轴承‑机匣支承形式的问题。本发明利用一元线性回归分析方法将发动机典型试车转速曲线进行分段处理，得到一元分段函数作为转速比计算依据；采用转子‑轴承/减速齿轮‑机匣模型对发动机转子系统进行振动响应分析，提取转子叶轮外表面振动幅值和典型工况振型进行分析。该方法综合考虑发动机运转工况及涡轴发动机的结构特点，可有效准确的分析涡轴发动机在运行中转子系统的振动响应情况。

Description

一种涡轴发动机气动连接多转子耦合振动分析方法
技术领域
本发明设计航空发动机气动连接多转子即非机械连接多转子的振动分析领域，具体而言是一种利用ANSYS有限元软件对航空涡轴发动机进行多转子-轴承/减速齿轮-机匣模型耦合计算分析方法。
背景技术
航空发动机转子系统作为航空发动机的主要振动源，无论是设计定型还是健康管理，都是重点研究对象。对于涡轴发动机，由于其相对于涡扇发动机具有体积小、转子转速高等特点，其转子通常工作在二阶临界转速或者更高阶临界转速之上，转子呈现绝对柔性。然而由于发动机转子系统结构复杂，包括转轴、联轴器、圆盘、叶片等结构，多转子转速比不衡为定值，且转子轴承外多采用挤压油膜阻尼器、鼠笼弹性支承等结构，发动机机匣的薄壁结构刚性不强等原因，发动机转子实际支承刚度和阻尼难以准确确定，因此转子系统振动状态也不能准确确定。国内外各研究机构对转子系统分别采用了传递矩阵法、有限元法、简化实物模型实验法等方法对转子-轴承-机匣结构进行了计算，得到了转子的临界转速、稳态响应等动力学特征。但是由于模型简化严重、机匣刚度换算准确度低、涡轴发动机减速齿轮与转子咬合接触存在支承刚度等原因，对涡轴发动机转子系统适用性较差。另外，涡轴发动机在运行过程中，燃气发生器转子系统与自由涡轮转子系统依靠气体动力维持彼此相对转速关系，因此在计算和分析转子系统振动状态时不能简单使用发动机工况点处的转速比定义转子系统转速关系。
发明内容
针对上述涡轴发动机转子-轴承/减速齿轮-机匣的特殊支承结构和多转子无机械连接转速比非恒定等问题，本发明采用一种基于有限元仿真环境的涡轴发动机气动连接多转子耦合振动分析方法，其特征包括以下步骤：
首先，采用一元线性回归分析方法对发动机典型试车转速曲线进行分段分解，将得到的两个或多个一元线性分段函数之比作为气动连接多转子转速比；
优选地，采用转子-轴承/减速齿轮-机匣模型对转子系统进行转子动力学特征分析。具体的为利用UG等三维建模软件对发动机转子-轴承/减速齿轮-机匣系统进行建模，其中燃气涡轮与自由涡轮只保留涡轮盘，涡轮转子叶片等效为质量点位于轮盘圆柱外表面，质心位于涡轮盘轴中心。转子支承轴承暂不予建模，主减速齿轮简化为节圆接触，简化转子联轴器螺栓、分段机匣连接处螺栓为面紧固接触；
针对涡轮盘由于实际结构包括多道沟槽和部分非对称结构孔等，不利于有限原网格划分和计算，又因为在计算中实际计算的是质量与转动惯量，因此采用等效质量与转动惯量的方法将非对称盘转化为对称模型。采用是实心圆柱进行等效的转动惯量计算如下：
圆柱的质量，
M＝πR2Lρ (3)
将(3)变形，得到
将(3)带入(1)，(2)中，变形后，得：
式中，圆柱半径为R，高度为L，密度为ρ，联立求解(4)(5)(6)可解得L，R，ρ的值，从而将不规则的叶轮盘等效为规则的圆柱体，方便网格的划分。
利用ANSYS Workbench环境中Combine214单元作为转子与机匣轴承座间的连接单元，设定轴承刚度，并区分滚珠轴承和滚棒轴承的轴、径向限位关系。
优选地，按照气动连接多转子转速比对转子-轴承/减速齿轮-机匣模型进行谐响应加载，提取转子系统叶盘外边缘作为振动分析对象，并对典型工况转子振型进行分析。采用位移指标衡量转子系统叶盘外缘的振动值，以此分析涡轴发动机转子系统的运行稳定性。
本发明相比背景技术具有如下的优点：
(1)该方法提出的采用线性回归方法将气动连接的发动机多转子转速比进行线性化表示，克服了以往按照单一转速比对转子系统进行加载不准确因素，使各转子间转速关系更接近于发动机真实工况；
(2)该方法提出将主减速齿轮系统加入转子振动状态分析的方法，是结合涡轴发动机区别于涡喷、涡扇发动机独特的功率输出结构而考虑的，即转子-轴承/减速齿轮-机匣模型相对于转子-支承-机匣模型而言，对自由涡轮转子的振动分析更为准确；
(3)采用整机实体建模相比于传统的传递矩阵等方法虽然计算量增大，对计算机内存等要求更高，计算时间更长，但具有简化程度低、计算精度高等特点。
附图说明
图1是本发明的转子转速关系图。
图2是本发明涡轴发动机转子三个叶盘位置及编号。
图3是本发明转子系统X轴方向振动量。
图4是本发明转子系统Y轴方向振动量。
图5是本发明转子系统Z轴方向振动量。
图6是本发明转子系统在最大状态工况下Z向最大形变示意图。
具体实施方式
以下结合说明书附图对本发明作进一步详细描述。实例1，本发明的具体实施方式分以下几个步骤：
(1)分析该型发动机，在总体布局上为使发动机轴向尺寸缩短、结构紧凑，采用离心叶轮与燃气涡轮圆弧端齿连接、自由涡轮轴穿过燃气发生器的空心轴的结构。燃气发生器转子采用1-0-1简支式支撑，自由涡轮采用2-0-0式悬臂式支撑方式，并且自由涡轮轴前端的外花间与减速齿轮内花键啮合定心。可以看出两套转子中间无机械连接方式，且自由涡轮除有轴承支撑外还与减速齿轮连接。
(2)针对步骤一得出的结论，对该型发动机进行常规试车，取发动机典型试车程序中转子系统间的气动连接转速关系作为双转子间转速比。由于试车得到的曲线较不规则，因此采用一元线性回归分析的方法结合发动机主要工作工况，将转速曲线分解为多段分段函数，如附图1所示。其中燃气发生器转速y1：
自由涡轮转速y2：
(3)利用UG软件对发动机转子-轴承/减速齿轮-机匣系统进行三维全尺寸建模。建模过程中对机匣表面点火电咀、螺栓等细小结构进行简化，暂时不对轴承进行建模，减速齿轮建模时采用节圆接触代替齿轮啮合，燃气涡轮盘与自由涡轮盘由于实际结构包括多道沟槽和部分非对称结构孔等，不利于有限原网格划分和计算，又因为在计算中实际计算的是质量与转动惯量，因此采用等效质量与转动惯量的方法将非对称盘转化为对称模型。采用是实心圆柱进行等效的转动惯量计算如下：
圆柱的质量，
M＝πR2Lρ (3)
将(3)变形，得到
将(3)带入(1)，(2)中，变形后，得：
式中，圆柱半径为R，高度为L，密度为ρ，联立求解(4)(5)(6)可解得L，R，ρ的值，从而将不规则的叶轮盘等效为规则的圆柱体，方便网格的划分。
(4)将模型导入ANSYS软件的DM模块中，根据涡轮叶片的计量值分别在两个涡轮盘表面施加集中质量，质量点的中心位于涡轮盘轴中心；采用Combine214单元对模型中转子部分与机匣部分进行连接，并设置相应的轴承刚度等参数；利用四面体网格对模型进行网格划分，划分过程尽量保证网格均匀，大小适中，以此统筹计算效率与计算精度，根据涡轴发动机尺寸，网格整体控制在8mm～10mm，安装边、过度台等局部位置控制在2mm～4mm；。
(5)采用发动机转子系统在设计中的最大不平衡量作为转子系统振动分析的激振源，按照步骤(2)中得到的转速关系对转子进行加载，提取转子叶盘上的面作为振动响应分析的对象，如附图2所示。
(6)分别提取离心叶轮外表面A、燃气涡轮叶盘外表面C、自由涡轮外表面E分别在发动机轴向、圆周两垂直方向的振动幅值，可以得出自由涡轮由于采用悬臂结构振动量大于燃气发生器转子，并且各转子临界转速也可大致确定，如附图3、附图4、附图5所示。同时，为了解发动机在典型工况下转子整体振型，可以在典型工况下提取转子振型进行分析，如附图6。
最后需要说明：以上案例仅是为更加详细的描述发明内容而撰写，并非对其限制。本领域的普通技术人员应当理解，当对案例中的技术方案进行修改和部分内容替换时，并不使相应的技术方案脱离本发明技术方案的范围。

Claims (4)

1.一种涡轴发动机气动连接多转子耦合振动分析方法，其特征在于，包括以下步骤：
(1)采用一元线性回归分析方法对发动机典型试车转速曲线进行分段分解，将得到的两个或多个一元线性分段函数之比作为气动连接多转子转速比；
(2)采用转子-轴承/减速齿轮-机匣模型对转子系统进行转子动力学特征分析；
(3)按照气动连接多转子转速比对转子-轴承/减速齿轮-机匣模型进行谐响应加载，提取转子叶盘上的面作为振动分析对象，并对典型工况转子振型进行分析。
2.如权利要求1所述一种涡轴发动机气动连接多转子耦合振动分析方法，其特征在于，步骤(1)中对于无机械连接结构的涡轴发动机各转子间的转速比，以标准大气条件下发动机台架试车时转子转速曲线为根据，从发动机起动起，对加速过程与稳态过程分别分段进行一阶线性回归分析，并通过最小二乘求解得出对应转子的采用点-转速分段函数曲线。
3.如权利要求1所述一种涡轴发动机气动连接多转子耦合振动分析方法，其特征在于，步骤(2)中涡轴发动机自由涡轮转子通过减速齿轮进行动力输出，在计算其转子动力学特征时除考虑轴承的支承效果外，还需将减速齿轮的支承刚度影响纳入计算过程，即计算仿真模型为转子-轴承/减速齿轮-机匣模型。
4.如权利要求1所述一种涡轴发动机气动连接多转子耦合振动分析方法，其特征在于，步骤(3)中采用转子叶盘上的面为振动响应分析对象，振动响应分析的衡量标准为位移指标。
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