支承方式对变循环发动机转子临界转速的影响

陈云，臧朝平，杨志强，周煌亮

(南京航空航天大学 能源与动力学院，江苏 南京 210016)

0 引言

变循环发动机(variable cycle engine，VCE)是一种多设计点发动机，通过改变某些部件的几何形状、尺寸或位置，来调节其热力循环参数，如增压比、涡轮前温度、涵道比、空气流量，从而实现涡喷、涡扇之间的模式转换，使发动机在所有飞行包线内具有最佳工作状态[1]。国外对变循环发动机的研究起始于20世纪60年代，取得了一定研究成果的主要代表国家有美国、英国、法国、日本等[2-5]。英国设计的选择性排气变循环发动机运用两轴三压气机设计原理，具有分排、混排涡扇和涡喷三种循环方式。日本开展了核心机为HYPR90-T的组合循环发动机的技术研究与验证，该核心机将低压涡轮设计为可调结构。法国的SNECMA公司提出了双压缩系统变循环发动机概念，该发动机采用中间风扇的MCV99VCE方案，通过控制中间风扇系统开关实现工作模式的转换。美国对变循环发动机的研究时间最为持久，影响最为深远。GE公司对变循环发动机的研究已经历经5代，第3代YF120采用了模式选择活门与核心驱动风扇(core driven fans,CDFS)技术，是世界上第1种经飞行验证的双外涵道变循环发动机[6]。

国内对变循环发动机的研究尚处于起步阶段。刘治呈、梁春华、胡晓煜等[7-9]对变循环发动机的发展历程做了部分综述；聂永斌、周红等[10-11]对变循环发动机的性能进行了数值模拟仿真；王元、苟学中等[12-13]对变循环发动机的部件建模技术进行了研究；窦健、吴琼对变循环发动机后涵道引射器调节工况进行了数值研究[14]。

变循环发动机与传统涡扇、涡喷发动机相比较，不仅静子机匣增加了许多几何可调构件，转子系统也有较大的改变。中间风扇的增加，涡轮系统设计成可调结构以及CDFS的存在都使得转子的动力学特性变得更加复杂。为实现变循环功能，转子系统本体结构无法作出较大调整，转子支承的合理布局能有效地改善转子系统动力学特性。临界转速是表征转子系统稳定性以及设计合理性的重要参数。基于此，本文详细分析了某双涵道变循环发动机转子系统结构特点，建立了双涵道变循环发动机转子-支承系统三维有限元模型，并对转子、支承的有限元建模单元进行了详细介绍。使用商业通用软件ANSYS计算了4支点形式和5支点形式转子临界转速，并对结果进行了对比分析，分别阐述了两种支承方式对变循环发动机转子临界转速与相应振型的影响。

1 某双涵道变循环发动机转子系统结构特点

某双涵道变循环发动机的基本结构是高、低压对转涡轮双转子涡扇发动机，如图1所示。低压转子系统主要由两级前段风扇、单级低压涡轮、低压风扇轴以及低压涡轮轴组成，风扇轴与涡轮轴通过套尺进行连接实现转矩的传递。高压转子系统主要由一级核心驱动风(CDFS)、4级高压压气机、单级高压涡轮、高压压气机轴以及高压涡轮轴组成，两段轴在过渡处用螺栓连接。CDFS与高压压气机相连，由高压涡轮驱动，其功能恰似1个后段风扇，也可当作一级高压压气机。核心驱动风扇与高压压气机之间有1个CDFS涵道，经过CDFS的气流部分通过该涵道之后进入主外涵道。CDFS和4级高压压气机均采用了整体叶盘结构，这种结构可以消除气流在榫根和榫槽间缝隙中流动所带来的损失与微动磨损，也可使发动机零件数大大减少。转子系统的支承方式与F110的基本相似，低压转子采用了1-1-1的支承方式，分别在进气机匣、中介机匣、后承力机匣安装了轴承，低压转子主要通过这3个承力机匣向外传递载荷。高压转子采用了1-0-1的支承方式，前支承处于中介机匣，后支承(即中介支承)位于低压涡轮轴上。这种5支点支承方式可以减少整台发动机的承力构件数目，也可以减少发动机的长度，达到大大提高推重比的目的。

图1 某双涵道变循环发动机结构示意图

2 变循环发动机转子临界转速计算

2.1 有限元模型的建立

本文应用有限元法对变循环发动机转子动力学特性进行研究，不考虑叶片以及连接结构对转子动力学特性的影响。材料弹性模量为210 GPa，密度为7 850 kg/m3，泊松比为0.3，建立的基于某双涵道变循环发动机的转子-支承系统三维有限元模型如图2(a)所示。低压转子总长1 900 mm，最大外径630 mm，最小外径45 mm，质量118.8 kg；高压转子总长1 100 mm，最大外径640 mm，最小外径70 mm，质量229.2 kg。高、低压所有轴段均为空心轴。CDFS盘的质量为25.1 kg，占高压转子质量的11%。CDFS盘与第一级高压压气机盘的距离是107.5 mm。转子部分全部用六面体网格进行划分，采用SOLID186单元，单元总数为86 529，节点数为442 050。SOLID186单元是一种高阶三维六面体单元，如图2(b)所示，该单元由20个节点组成，每个节点有3个自由度:在节点x、y和z方向上的平移。该单元支持塑性、超弹性、蠕变、应力加强、大挠度和大应变计算分析。它还具有模拟近不可压缩弹塑性材料和全不可压缩超弹性材料变形的混合形式能力。使用SOLID186划分网格能减小畸形单元的产生，在保证有限元模型精度的条件下大幅度减小单元总数量，降低模型自由度数，加快计算速度。为了更加准确地模拟实际支承情况，在与支承位置对应的轴段中心建立一个质量单元，该单元质量和转动惯量取极小值，选取较小范围内的一圈节点与建立的质量单元进行刚性连接，质量单元与外部某一全约束节点之间建立COMBIN214支承单元。该单元是二维轴承单元，如图2(c)所示，由两个节点组成，每个节点有x、y两个自由度，具有刚度和阻尼特性。本文假设轴承各向同性，忽略阻尼对转子系统动力学特性的影响。

图2 变循环发动机

2.2 不同支承方式转子临界转速计算

如图2(a)所示，双转子系统采用5支点方式，高压转子采用1-0-1支承，低压转子采用1-1-1支承，其中4号支承为中介支承，各支点的支承刚度如表1所示。低压转子转速范围设置为0～20 000 r/min，高低压转子转速比为-2(负号表示转动方向相反)。计算得到以低压转子为主激励有四阶临界转速分别为3 108.6 r/min、3 996.0 r/min、7 589.0 r/min、11 309.1 r/min。

表1 各支点支承刚度 单位：N/m

去除2号支承，将5支承形式改为4支承形式，高压转子采用1-0-1支承，低压转子采用1-0-1支承，各支点的支承刚度不变，计算得到以低压转子为主激励有五阶临界转速分别为2 633.1 r/min、5 288.9 r/min、6 219.0 r/min、11 568.5 r/min、14 991.8 r/min。相比5支承方式，第一阶临界转速降低了15.3%，第二阶临界转速升高了32.3%，第三阶临界转速降低了18.1%，第四阶临界转速升高了2.3%。

2.3 转子临界转速振型分析

由有限元法计算的5支承方式各阶临界转速对应的主振型如图3(a)所示。第一阶振型主要是1号支承引起的低压风扇盘左右偏摆振动，在1号与4号支承之间的轴段发生较小弯曲。第二阶振型与第一阶类似，风扇盘偏摆的幅度有所增加，发动机在通过改阶临界转速时风扇叶片与机匣发生碰磨的可能性较大。第三阶振型是高压转子的刚体模态，3号支承引起的俯仰振动以及耦合支承引起的低压涡轮盘摆动。第四阶振型是低压涡轮盘围绕轴心的左右偏摆振动。4支承方式各阶临界转速对应的主振型如图3(b)所示。第一阶振型与5支承方式基本一致，第二阶、第三阶、第四阶是低压涡轮盘的偏摆，第五阶临界振型是低压转子的一阶弯曲振动以及低压涡轮小幅度的偏摆振动。可以看出，5支承方式的第三阶振型除外，其余各阶高压转子振动幅度较小，主要是低压转子风扇盘及涡轮盘的振动。4支承方式未出现高压转子的明显振动，低压转子风扇盘及涡轮盘的振动依然存在，并且出现了低压转子的一阶弯曲模态。说明不管是4支承方式还是5支承方式，高压转子刚性较大，不易发生弯曲振动，低压转子轴向跨大，半径小，容易发生弯曲变形。在风扇盘与涡轮之间增加2号支承，可以有效防止第五阶弯曲临界振型的出现。

图3 两种支承方式转子各阶临界转速主振型

3 结语

本文经过分析某双涵道变循环发动机转子系统的结构特点，建立了变循环发动机转子-支承系统三维有限元模型，计算分析了不同支承方式对变循环发动机转子临界转速与主振型的影响。结果表明：以低压转子为主激励，转速在20 000 r/min内，5支承方式有四阶临界转速而4支承方式有五阶临界转速，且相对应的各阶临界转速有的增大，有的减小。增加2号支承，第一阶、第三阶临界转速上升，第二阶临界转速降低，第四阶临界转速基本不变。5支承方式能避免低压转子的弯曲模态，但是会增加风扇盘的偏摆模态。临界转速的变化说明整体的支承刚度并不是与支点数目的多少呈正相关，还可能与支点的位置息息相关，后续可以对此进一步研究，进而完善支承方式的选择。