基于自動平衡的渦槳發動機螺旋槳模擬轉子的設計及分析

孫勇＊，鄧旺群2，楊海2，唐虎標 2，馮義2

1.中國航發湖南動力機械研究所，湖南 株洲 412002

2.航空發動機振動技術重點實驗室，湖南 株洲 412002

隨著航空發動機朝著高轉速、高性能的方向發展，轉子不平衡引起的振動問題日益凸出，因此，動平衡對控制航空發動機轉子系統的振動就顯得尤為重要。目前，國內航空發動機轉子的動平衡基本上都是離線平衡，無法實時消除轉子運行過程中的不平衡量，特別是對于大型渦槳發動機的螺旋槳轉子，傳統的動平衡技術在實施上就非常困難，控制這類轉子不平衡引起的振動最有效的途徑是采用自動平衡技術。國外已有利用自動平衡技術對渦槳發動機螺旋槳轉子進行實時自動平衡的成功實例，確保了渦槳發動機螺旋槳轉子在整個飛行過程中處于最佳平衡狀態，有效降低了發動機返廠維修的次數，節約了維修經費，提高了使用壽命[1-3]。國內在轉子自動平衡技術方面雖然也開展了很多研究工作[4-8]，但針對渦槳發動機螺旋槳轉子開展自動平衡試驗研究尚屬空白，因此，迫切需要針對這類轉子開展自動平衡試驗研究，盡快讓自動平衡技術在渦槳發動機上得到工程應用。為驗證自動平衡原理的正確性和自動平衡系統的可靠性，本文參照某渦槳發動機真實螺旋槳轉子的結構，遵循結構和動力學相似等原則，并考慮安裝自動平衡系統、軸向傳遞功率的需要設計了一個螺旋槳模擬轉子，開展了相關計算分析，在國內首次建立了螺旋槳模擬轉子自動平衡的試驗平臺，為后續自動平衡試驗研究奠定了基礎[9-12]。

1 某渦槳發動機螺旋槳轉子簡介

某渦槳發動機螺旋槳轉子為動力輸出部件，與渦槳發動機之間的動力傳輸原理如圖1所示。發動機的功率由動力渦輪轉子的傳動軸傳出，通過減速器將扭矩和轉速傳遞給螺旋槳轉子。

圖1 螺旋槳轉子與發動機動力傳輸原理圖Fig.1 Power transmission schematic diagram between rotor and engine

螺旋槳轉子主要由槳軸組件、槳轂組件（帶槳葉）、減速齒輪、軸承等零部件組成，其二維示意圖如圖2所示。最大旋轉直徑（槳葉處）為4100mm，如圖3所示。該螺旋槳轉子由三個軸承支承，1號和3號軸承為滾棒軸承，起徑向支承作用，2號軸承為球軸承，2號軸承的外環與軸承座內孔之間為間隙配合（半徑間隙0.65mm），工作過程中僅承受軸向力，整個轉子系統依靠2號球軸承實現軸向定位。

圖2 某渦槳發動機螺旋槳轉子結構簡圖Fig.2 Structural sketch of a propeller rotor of turboprop engine

圖3 最大旋轉直徑示意圖Fig.3 Sketch of maximum diameter of rotation

2 螺旋槳模擬轉子設計

2.1 設計要求

渦槳發動機螺旋槳模擬轉子的設計目的是進行自動平衡試驗研究，需滿足如下設計要求：

（1）動力學相似要求。應保證螺旋槳模擬轉子整體結構形式、支撐布局、剛度和質量分布特性等均與真實螺旋槳轉子相似，使螺旋槳模擬轉子盡可能真實地反映實際螺旋槳轉子的動力學特性。

（2）自動平衡系統安裝要求。螺旋槳模擬轉子要實現自動平衡系統的安裝，即在模擬槳轂內設計有安裝自動平衡系統的結構。

（3）試驗設備適應性要求。螺旋槳模擬轉子要實現在試驗器上的安裝及運轉，需要軸向傳遞功率。

（4）結構簡化。在滿足動力學相似的要求下，考慮到成本等因素，對螺旋槳轉子的結構進行適當簡化。

遵循上述要求設計的螺旋槳模擬轉子主要由模擬槳軸、模擬減速齒輪、模擬槳轂組件、動密封環、螺母、軸承等組成，與真實轉子相比，主要對減速齒輪、槳轂組件、槳軸三個零部件進行了模擬設計，關鍵的接口和配合尺寸均與真實轉子相同，并且這三個零部件的強度、固有頻率（防止在工作轉速下出現共振）經分析均滿足要求。

螺旋槳模擬轉子的三維模型圖和二維示意圖分別如圖4和圖5所示。螺旋槳模擬轉子動力傳輸原理圖如圖6所示。

圖4 螺旋槳模擬轉子三維模型圖Fig.4 Three-dimensional model of simulation propeller rotor

圖5 螺旋槳模擬轉子二維模型圖Fig.5 Two-dimensional model of simulation propeller rotor

2.2 模擬槳軸的設計

槳軸是渦槳發動機重要的傳力構件，如圖7所示。槳軸前端通過15個擰緊螺栓和三個定位銷軸與槳轂相連，后端通過三段過盈圓柱面與減速齒輪配合并實現傳遞扭矩（功率），三個支承軸承與槳軸之間采用過盈配合。

根據槳軸的結構特點和模擬轉子的設計要求，設計了模擬槳軸，如圖8所示。

圖6 螺旋槳模擬轉子動力傳輸原理圖Fig.6 Power transmission schematic diagram of simulation propeller rotor

圖7 槳軸Fig.7 Propeller shaft

圖8 模擬槳軸Fig.8 Simulation propeller shaft

（1）依據動力學相似要求，模擬槳軸的材料、軸向長度、支承方式，以及與其他零件的定位和配合關系均與真實槳軸保持一致。

（2）真實螺旋槳轉子的動力是由與之旋轉中心偏置的減速軸通過減速齒輪輸入，為了滿足試驗器動力輸入的要求，需要軸向傳遞功率，將槳軸的尾端改成內花鍵的結構，用于連接花鍵浮動軸以實現軸向動力輸入?；ㄦI和齒只傳遞扭矩，都無支承作用，改變模擬轉子動力輸入方式不會改變模擬轉子的動力特性。

（3）考慮到模擬轉子運轉需要的功率較小，且動力輸入方式改為槳軸尾端花鍵輸入，因此，去掉了槳軸與減速齒輪之間傳遞大功率的花鍵結構，僅靠模擬槳軸與模擬減速齒輪之間的三段過盈配合面來帶動模擬減速齒輪轉動。刪去該花鍵也不會改變模擬轉子的動力特性。

（4）由于模擬轉子不用多次裝拆，為簡化連接方式，將槳軸前端的法蘭上的三個定位銷軸孔改為精密螺栓孔，修改后靠18個高強度精密螺栓與模擬槳轂相連。

經過以上修改和簡化后，模擬槳軸的結構形式和支撐方式等與原槳軸是一致的，僅質量分布特性有微小改變，設計的模擬槳軸能夠滿足動力學相似要求。槳軸與模擬槳軸的動力學參數見表1。

表1 模擬槳軸與原槳軸的動力學參數對比Table 1 Dynamic parameter comparison of propeller shaft and simulation propeller shaft

從表1可知，槳軸和模擬槳軸的質量、質心位置和極轉動慣量的相對誤差均不大于1%。

2.3 模擬槳轂組件的設計

槳轂組件主要由槳轂、槳葉、槳葉操縱機構等組成，如圖2所示（不含槳葉和槳葉安裝結構）。結構較為復雜，且沒有安裝自動平衡系統的接口和空間，根據槳轂組件的結構特點和模擬轉子的設計要求，設計了模擬槳轂，如圖9所示。

（1）模擬槳轂與模擬槳軸連接處的法蘭接口與真實槳轂一致，設計有18個高強度精密螺栓與模擬槳軸連接。

（2）考慮到安裝自動平衡系統的需要，在模擬槳轂的前端設計有專門安裝自動平衡系統的結構，如圖10所示。

（3）依據試驗設備的適應性要求，模擬槳葉需要重新設計。真實槳葉的最大旋轉直徑為4100mm，而試驗設備的最大允許旋轉直徑僅為1400mm，因此，模擬槳葉設計為扇形葉片，其最大直徑為1388mm，在模擬槳葉外緣處設計有質量較大的扇環形質量塊。同時，每個模擬槳葉上均設計有三個用于施加配重螺釘的螺紋孔（M20），試驗過程中，可通過施加配重螺釘來調節轉子的不平衡量，如圖11所示。

圖9 模擬槳轂組件Fig.9 Simulation propeller hub component

圖10 模擬槳轂Fig.10 Simulation propeller hub

圖11 模擬槳葉Fig.11 Simulation blade

考慮到加工、成本等因素，對槳轂的主體結構進行了適當簡化，槳轂組件和模擬槳轂組件的動力學參數見表2。從表2可知，槳轂組件與模擬槳轂組件的質量、質心位置和極轉動慣量的相對誤差均不大于1%。

表2 模擬槳轂與原槳轂的動力學參數對比Table 2 Dynamic parameter comparison of propeller hub and simulation propeller hub component

2.4 模擬減速齒輪的設計

減速齒輪三維模型圖如圖12所示，發動機輸出的轉速和扭矩通過人字齒傳遞給減速齒輪，再通過內花鍵傳遞給螺旋槳轉子?？紤]到螺旋槳模擬轉子的動力輸入方式發生改變，簡化設計后的模擬減速齒輪如圖13所示。

由于動力輸入方式的改變，模擬減速齒輪無須傳遞扭矩，不再保留真實減速齒輪上加工難度較大的人字齒和內花鍵結構，改為圓面結構，在模擬減速齒輪外緣的端面上設計有一圈均布的用于低速動平衡的螺紋孔，但模擬減速齒輪的定位配合尺寸與減速齒輪完全一致。

圖12 減速齒輪Fig.12 Reduction gear

圖13 模擬減速齒輪Fig.13 Simulation reduction gear

減速齒輪和模擬減速齒輪的動力學參數見表3。從表3可知，減速齒輪和模擬減速齒輪的質量、質心位置和極轉動慣量的相對差異均不大于1%。

表3 減速齒輪與模擬減速齒輪的參數對比Table 3 Dynamic parameter comparison of reduction gear and simulation reduction geart

2.5 軸承

為確保支承剛度的一致性，螺旋槳模擬轉子采用與螺旋槳轉子完全一樣的軸承，如圖14所示。

圖14 軸承Fig.14 Bearings

3 螺旋槳模擬轉子動力學計算分析

首先建立了螺旋槳轉子和螺旋槳模擬轉子的有限元計算模型，然后對兩個轉子的動力特性進行了計算和對比分析。

3.1 有限元計算模型

使用SAMCEF軟件對轉子進行動力特性分析，采用傅里葉單元對模型進行網格劃分，其簡化與建模原則如下：

（1）支承剛度只考慮徑向剛度且徑向剛度假設為常數，1號和3號支承剛度值見表4。

（2）對于螺旋槳轉子，將槳轂組件和部分減速齒輪結構簡化為考慮了轉動慣量的集中質量添加到計算模型中，其中，由于槳轂組件的質心位于槳軸前端外側，為了計算需要，在原有模型上添加了延長段，用于施加槳轂組件集中質量并假設延長段是剛度很大、密度很小的材質（即假設延長段對動力特性沒影響）；對于螺旋槳模擬轉子，將模擬槳轂組件、模擬減速齒輪部分結構簡化為考慮了轉動慣量的集中質量加到轉子計算模型中。

（3）對一些小零件（如襯套、螺栓等）的結構進行簡化，忽略一些細小的局部結構，同時將有可能嚴重影響到網格質量的一些細小倒角也去掉。

建立的螺旋槳轉子和螺旋槳模擬轉子有限元分析模型分別如圖15和圖16所示。

表4 各軸承支撐剛度Table 4 Stiffness of bearings

圖15 螺旋槳轉子計算模型Fig.15 Calculation model of propeller rotor

圖16 螺旋槳模擬轉子計算模型Fig.16 Calculation model of simulation propeller rotor

表5 與真實轉子的臨界轉速對比Table 5 Comparison of critical speed with real rotor

圖17 螺旋槳轉子第一階振型Fig.17 First mode of propeller rotor

3.2 臨界轉速和振型分析

螺旋槳轉子與螺旋槳模擬轉子的臨界轉速及變化量計算結果見表5，第一階振型分別如圖17和圖18所示。

由表5和圖17、圖18可知，螺旋槳轉子和螺旋槳模擬轉子的第一階臨界轉速分別為7458r/min和7366r/min，臨界轉速僅變化了1.2%，轉子的額定工作轉速遠小于第一階臨界轉速，第一階振型均為剛體振型且基本一致。說明設計的螺旋槳模擬轉子很好地反映了螺旋槳轉子的真實情況，在螺旋槳模擬轉子上取得的自動平衡試驗研究的成果完全可以推廣應用于真實螺旋槳轉子。

圖18 螺旋槳模擬轉子第一階振型Fig.18 First mode of simulation propeller rotor

3.3 螺旋槳模擬轉子穩態不平衡響應分析

對螺旋槳模擬轉子的穩態不平衡響應進行了計算分析，不平衡量的施加位置為模擬槳葉的質心位置，在試驗過程中，通過在模擬槳葉外緣處的螺栓孔添加不同質量（見表6）的配重螺釘（孔的分度圓半徑為648.5mm），計算模擬槳轂前端外圓處（該位置也是自動平衡試驗過程中振動位移的測量位置）的穩態不平衡響應。計算得到的螺旋槳模擬轉子的穩態不平衡響應曲線如圖19所示（圖中的相對轉速是實際轉速與額定工作轉速的百分比），額定工作轉速下的振動響應值見表7。

由圖19和表7可知，螺旋槳模擬轉子的振動位移隨不平衡量和轉速均呈明顯的遞增關系；另外，根據參考文獻[10]～參考文獻[12]，較低轉速下選用振動位移測量更為合適。說明在自動平衡試驗過程中，完全可以選擇振動位移作為自動平衡試驗的測量和控制參數，后續的試驗也證明了這一點。

表6 施加的不平衡量大小Table 6 Value of applied unbalance

圖19 模擬轉子的不平衡響應Fig.19 Unbalance response of simulation rotor

表7 振動響應值Table 7 Vibration response value

4 結論

本文基于自動平衡的某渦槳發動機螺旋槳模擬轉子的設計進行研究，主要結論如下：

（1）基于自動平衡試驗研究的需要，進行了某渦槳發動機螺旋槳模擬轉子的設計，該螺旋槳模擬轉子與真實螺旋槳轉子的動力特性基本一致，可以作為自動平衡試驗研究的平臺，在螺旋槳模擬轉子上取得的自動平衡試驗研究的成果可以推廣應用于真實螺旋槳轉子上。

（2）選擇振動位移作為測量和控制參數滿足自動平衡試驗研究的需要。