渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)高速柔性轉(zhuǎn)子振動(dòng)故障分析及平衡技術(shù)研究

鄧旺群 ，聶衛(wèi)健 ，徐友良 ，袁 勝 ，劉文魁

(1.中國(guó)航發(fā)湖南動(dòng)力機(jī)械研究所，湖南株洲412002；2.航空發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)技術(shù)航空科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南株洲412002)

1 引言

航空發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)復(fù)雜，工作環(huán)境惡劣，在試驗(yàn)和使用過程中常出現(xiàn)振動(dòng)故障。因此，研究并排除轉(zhuǎn)子振動(dòng)故障是航空發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)的重要研究?jī)?nèi)容。國(guó)內(nèi)外很多學(xué)者在此領(lǐng)域開展了大量卓有成效的工作[1-5]。陳果等[6]針對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子-滾動(dòng)軸承-支承-機(jī)匣耦合系統(tǒng)的碰摩故障進(jìn)行了計(jì)算分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，馮國(guó)全等[7]針對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)外雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)支撐軸承不對(duì)中問題進(jìn)行了計(jì)算分析，郭小鵬等[8]研究了轉(zhuǎn)子熱彎曲引起的振動(dòng)故障特征和振動(dòng)響應(yīng)，鄭旭東等[9]針對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)3種典型整機(jī)振動(dòng)故障進(jìn)行了分析并提出了排故措施。對(duì)中小型航空發(fā)動(dòng)機(jī)，目前普遍采用超彎曲臨界轉(zhuǎn)速工作的高速柔性轉(zhuǎn)子，導(dǎo)致不平衡引起的振動(dòng)問題更加突出，需要在發(fā)動(dòng)機(jī)研制的前期就同步開展高速動(dòng)平衡技術(shù)研究。國(guó)內(nèi)在小發(fā)柔性轉(zhuǎn)子高速動(dòng)平衡技術(shù)領(lǐng)域已開展了20余年的研究，解決了渦軸發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子等的高速動(dòng)平衡難題[10-14]，然而對(duì)于結(jié)構(gòu)復(fù)雜、額定工作轉(zhuǎn)速更高的柔性轉(zhuǎn)子，如何實(shí)現(xiàn)高速柔性轉(zhuǎn)子的動(dòng)平衡依然難度很大。

某小型渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)低壓轉(zhuǎn)子是一個(gè)帶細(xì)長(zhǎng)軸、風(fēng)扇端懸臂、風(fēng)扇軸與低壓渦輪軸分段連接、超兩階彎曲臨界轉(zhuǎn)速工作的高速柔性轉(zhuǎn)子，其轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)問題能否解決關(guān)系到發(fā)動(dòng)機(jī)研制的成敗。為解決這一關(guān)鍵技術(shù)問題，設(shè)計(jì)、加工了一個(gè)能很好反映低壓轉(zhuǎn)子實(shí)際情況的低壓模擬轉(zhuǎn)子并完成了大量的試驗(yàn)工作。本文針對(duì)該模擬轉(zhuǎn)子在試驗(yàn)過程中出現(xiàn)的兩個(gè)故障(轉(zhuǎn)子狀態(tài)不穩(wěn)定和高轉(zhuǎn)速下振動(dòng)超限)及轉(zhuǎn)子的高速動(dòng)平衡技術(shù)開展研究，對(duì)故障原因進(jìn)行了分析并采取了排故措施，完成了32 000 r/min轉(zhuǎn)速下的高速動(dòng)平衡試驗(yàn)研究，為低壓模擬轉(zhuǎn)子實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)速達(dá)標(biāo)提供了保證，將對(duì)低壓轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和高速動(dòng)平衡試驗(yàn)提供技術(shù)支持。

2 低壓模擬轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)

低壓模擬轉(zhuǎn)子由進(jìn)氣罩、兩級(jí)風(fēng)扇模擬盤、增壓級(jí)模擬盤、兩級(jí)低壓渦輪模擬盤、風(fēng)扇軸、拉緊螺桿、低壓渦輪軸等零部件組成(圖1)。除輪盤采用模擬件外，其余零部件與低壓轉(zhuǎn)子的基本保持一致，且模擬輪盤的質(zhì)心位置、質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等也與真實(shí)輪盤有良好的一致性。轉(zhuǎn)子采用0-3-1支承方案(共4個(gè)軸承支承，其中1號(hào)軸承為滾珠軸承，2、5、6號(hào)軸承為滾棒軸承，軸承編號(hào)與發(fā)動(dòng)機(jī)中的一致)，1、5、6號(hào)支承采用彈性環(huán)式彈性支承，2號(hào)支承為剛性支承。

3 前三階臨界轉(zhuǎn)速和振型計(jì)算

低壓模擬轉(zhuǎn)子前三階臨界轉(zhuǎn)速和振型計(jì)算結(jié)果分別見表1和圖2，其中表中臨界轉(zhuǎn)速裕度為相對(duì)于額定工作轉(zhuǎn)速的裕度。由此可知：低壓模擬轉(zhuǎn)子工作在兩階臨界轉(zhuǎn)速之上，前三階振型均為彎曲振型，轉(zhuǎn)子在額定工作轉(zhuǎn)速下主要受第三階振型影響。

表1 前三階臨界轉(zhuǎn)速和裕度計(jì)算結(jié)果Table 1 Calculation results of the first three-order critical speeds and margin of critical speeds

4 振動(dòng)故障分析及排除

低壓模擬轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)在高速旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上進(jìn)行，試驗(yàn)過程中測(cè)量轉(zhuǎn)子撓度和支座振動(dòng)加速度。圖3為試驗(yàn)中轉(zhuǎn)子的安裝及測(cè)試示意圖，圖中：“⊥”、“＝”分別表示測(cè)量垂直方向和水平方向的振動(dòng)；①、②、③為轉(zhuǎn)子撓度測(cè)量面，①平面布置1個(gè)位移傳感器D1(⊥)、②平面布置2個(gè)位移傳感器D3(⊥)和 D4(＝)、③平面布置 1 個(gè)位移傳感器 D2(⊥)；A1～A6為支座上的振動(dòng)加速度傳感器；1號(hào)、2號(hào)分別為1號(hào)平衡凸臺(tái)和2號(hào)平衡凸臺(tái)(高速動(dòng)平衡去材料用)。圖4為安裝在試驗(yàn)器上的轉(zhuǎn)子。

4.1 轉(zhuǎn)子狀態(tài)不穩(wěn)定故障

4.1.1 故障現(xiàn)象

轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)過程中發(fā)現(xiàn)，轉(zhuǎn)速不變時(shí)4個(gè)位移傳感器測(cè)得的轉(zhuǎn)子撓度和相位均有較大幅度的變化(表2)，這說明轉(zhuǎn)子的狀態(tài)不穩(wěn)定，需查明原因并加以排除。

表2 轉(zhuǎn)子撓度和相位Table 2 Rotor deflection and phase

4.1.2 故障原因分析及試驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)轉(zhuǎn)子進(jìn)行分解、檢查后發(fā)現(xiàn)：1號(hào)彈性環(huán)斷裂，1號(hào)、5號(hào)和6號(hào)彈性環(huán)外凸臺(tái)均存在不同程度的周向摩擦痕跡(圖5)。通過分析，可能引起轉(zhuǎn)子狀態(tài)不穩(wěn)定的原因有：①?gòu)椥原h(huán)失效；②級(jí)間隔圈(位于第二級(jí)風(fēng)扇模擬盤與增壓級(jí)模擬盤之間)與第二級(jí)風(fēng)扇模擬盤之間的配合關(guān)系為間隙配合，高轉(zhuǎn)速下可能出現(xiàn)定位不可靠；③試驗(yàn)在真空艙中進(jìn)行，由于軸向力太小導(dǎo)致滾珠軸承出現(xiàn)輕載打滑；④軸承外環(huán)與彈性環(huán)未周向固定，在轉(zhuǎn)子運(yùn)轉(zhuǎn)過程中兩者發(fā)生周向轉(zhuǎn)動(dòng)。針對(duì)上述原因分別采取了改進(jìn)措施：①更換一組全新的彈性環(huán)；②不裝級(jí)間隔圈；③在轉(zhuǎn)子動(dòng)力輸入端通過彈簧給滾珠軸承施加軸向力(圖6)；④由于周向固定軸承外環(huán)與彈性環(huán)需要對(duì)有關(guān)零件進(jìn)行補(bǔ)加工，工作量大、周期長(zhǎng)，采取的臨時(shí)改進(jìn)措施是把彈性環(huán)與軸承座之間的配合關(guān)系由0.03～0.09 mm的間隙配合改為0.01～0.02 mm的過盈配合，增大彈性環(huán)周向轉(zhuǎn)動(dòng)難度。

分別對(duì)上述改進(jìn)措施進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，相同轉(zhuǎn)速(6 000 r/min)下各測(cè)點(diǎn)測(cè)得的轉(zhuǎn)子撓度和相位值見表3。由表可知：采用前三種改進(jìn)措施后，轉(zhuǎn)子的撓度和相位變化范圍仍然較大，但把彈性環(huán)與軸承座之間的配合關(guān)系由間隙配合改為過盈配合后，轉(zhuǎn)子的撓度和相位比較穩(wěn)定，這表明軸承外環(huán)與彈性環(huán)未周向固定是引起轉(zhuǎn)子狀態(tài)不穩(wěn)定的原因。

4.1.3 排故措施及試驗(yàn)驗(yàn)證

采取以下措施防止轉(zhuǎn)子運(yùn)轉(zhuǎn)過程中軸承(1號(hào)、2號(hào)、5號(hào)、6號(hào)軸承)外環(huán)與彈性環(huán)(1號(hào)、5號(hào)、6號(hào)彈性環(huán))發(fā)生周向轉(zhuǎn)動(dòng)：①對(duì)1號(hào)、2號(hào)、5號(hào)、6號(hào)軸承外環(huán)的一個(gè)端面分別補(bǔ)加工一個(gè)限位槽，同時(shí)在對(duì)應(yīng)的軸承座上分別增加一個(gè)與軸承限位槽相配的定位銷；②重新設(shè)計(jì)加工1號(hào)、5號(hào)、6號(hào)彈性環(huán)，在每個(gè)彈性環(huán)的側(cè)面相差180°位置設(shè)計(jì)兩個(gè)周向防轉(zhuǎn)凸臺(tái)，并在對(duì)應(yīng)的軸承座上補(bǔ)加工4個(gè)(周向均布)與防轉(zhuǎn)凸臺(tái)相配的凸臺(tái)卡槽。圖7為改進(jìn)后的軸承、軸承座和彈性環(huán)。

表3 采取改進(jìn)措施后的轉(zhuǎn)子撓度和相位Table 3 Rotor deflection and phase after improvement

對(duì)采取排故措施后的低壓模擬轉(zhuǎn)子繼續(xù)進(jìn)行試驗(yàn)，所有轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度和相位均較穩(wěn)定，4個(gè)位移傳感器測(cè)得的轉(zhuǎn)子撓度變化范圍均在5 μm以內(nèi)、相位變化范圍均在5°以內(nèi)，轉(zhuǎn)子狀態(tài)不穩(wěn)定故障得以排除。部分測(cè)量結(jié)果見表4。

表4 12 000 r/min和16 000 r/min轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度和相位Table 4 Rotor deflection and phase at 12 000 r/min and 16 000 r/min

4.2 振動(dòng)超限故障

4.2.1 故障現(xiàn)象

在排除轉(zhuǎn)子狀態(tài)不穩(wěn)定故障后，進(jìn)行了更高轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)。當(dāng)轉(zhuǎn)子運(yùn)行至53%額定工作轉(zhuǎn)速時(shí)，后支座垂直測(cè)點(diǎn)(A3傳感器)測(cè)得的振動(dòng)加速度值達(dá)到3.51g，超過了限制值，且隨著轉(zhuǎn)速升高而急劇增大，無(wú)法進(jìn)行后續(xù)試驗(yàn)。圖8為53%額定工作轉(zhuǎn)速下6個(gè)振動(dòng)加速度傳感器測(cè)得的振動(dòng)加速度頻譜圖，表5為該狀態(tài)6個(gè)測(cè)點(diǎn)的基頻、2倍頻、3倍頻分量。可見，3倍頻是引起振動(dòng)加速度超限的主要成分。

表5 53%額定工作轉(zhuǎn)速下支座振動(dòng)加速度的主要頻率分量(故障狀態(tài))Table 5 Main frequency spectrum values of vibration acceleration of the supports at 53%rated operating speed(fault state)

4.2.2 故障原因分析及試驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)轉(zhuǎn)子主要零部件之間的連接和配合關(guān)系進(jìn)行復(fù)查和分析，初步確定轉(zhuǎn)接件與低壓渦輪軸之間的定心不可靠是引起轉(zhuǎn)子振動(dòng)超限的主要原因。圖9為轉(zhuǎn)接件與低壓渦輪軸的配合關(guān)系示意圖。轉(zhuǎn)接軸通過一個(gè)緊固螺釘固定在低壓渦輪軸上，與低壓渦輪軸之間采用前、后圓柱面定心+花鍵傳扭的配合方式。然而由于前、后圓柱定心面的軸向長(zhǎng)度均較短(分別約2.0 mm和4.3 mm)，且前圓柱面的配合關(guān)系為0.05 mm的間隙配合，很可能導(dǎo)致高轉(zhuǎn)速下的定心不可靠，從而造成浮動(dòng)軸與低壓渦輪軸之間的不對(duì)中并引發(fā)振動(dòng)故障。

基于上述分析提出了初步改進(jìn)措施：改進(jìn)轉(zhuǎn)接件與低壓渦輪軸之間的配合關(guān)系，將前圓柱定心面改為0.015 mm的過盈配合(在低壓渦輪軸上鍍鉻)。改進(jìn)后的試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果表明：在同等振動(dòng)限制值條件下，轉(zhuǎn)子能安全運(yùn)行至90.4%的額定工作轉(zhuǎn)速，且振動(dòng)加速度的3倍頻分量明顯減小，初步改進(jìn)措施有效。

4.2.3 排故措施及試驗(yàn)驗(yàn)證

雖然初步改進(jìn)措施對(duì)減小高轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子振動(dòng)有明顯效果，但由于結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)限制(定心面軸向長(zhǎng)度不能增大)，很難從根本上排除高轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)超限故障。為徹底排除這一故障，分析提出了改進(jìn)連接方式的排故措施：取消轉(zhuǎn)接件，重新設(shè)計(jì)浮動(dòng)軸，浮動(dòng)軸通過內(nèi)花鍵與低壓渦輪軸的外花健直接連接并傳扭。改進(jìn)前后浮動(dòng)軸與低壓渦輪軸的連接示意圖見圖10。

對(duì)排故措施(改進(jìn)連接方式)進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。圖11為53%額定工作轉(zhuǎn)速下6個(gè)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)加速度的頻譜圖，表6為該狀態(tài)6個(gè)測(cè)點(diǎn)的基頻、2倍頻、3倍頻分量。對(duì)比表5和表6可知：采取排故措施后，各測(cè)點(diǎn)在53%額定工作轉(zhuǎn)速下振動(dòng)加速度的3倍頻分量均有所減小。其中，后支座垂直測(cè)點(diǎn)(A3傳感器)振動(dòng)加速度的3倍頻分量從3.33g減小至0.35g，減小幅度高達(dá)89.49%。至此，高轉(zhuǎn)速下振動(dòng)超限故障得以排除。

5 轉(zhuǎn)子高速動(dòng)平衡試驗(yàn)

排除轉(zhuǎn)子狀態(tài)不穩(wěn)定和振動(dòng)超限故障后，對(duì)低壓模擬轉(zhuǎn)子進(jìn)行了分解、復(fù)裝，并對(duì)復(fù)裝后的轉(zhuǎn)子繼續(xù)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)。第一次開車試驗(yàn)時(shí)，轉(zhuǎn)子因撓度較大(各支座的振動(dòng)加速度均很小)只運(yùn)行到11 346 r/min，且轉(zhuǎn)子撓度基本上是基頻分量，可見不平衡是導(dǎo)致轉(zhuǎn)子撓度較大的原因。下面采用柔性轉(zhuǎn)子的高速動(dòng)平衡方法對(duì)轉(zhuǎn)子進(jìn)行平衡，以減小轉(zhuǎn)子動(dòng)撓度和軸承動(dòng)反力。高速動(dòng)平衡試驗(yàn)過程中，轉(zhuǎn)子的安裝及測(cè)試示意圖見圖3。

表6 53%額定工作轉(zhuǎn)速下支座振動(dòng)加速度的主要頻率分量(排故后)Table 6 Main frequency spectrum values of vibration acceleration of the supports at 53%rated operating speed(after fault elimination)

5.1 平衡難點(diǎn)

對(duì)低壓模擬轉(zhuǎn)子進(jìn)行高速動(dòng)平衡試驗(yàn)難度很大，主要體現(xiàn)在：

(1)風(fēng)扇軸和低壓渦輪軸均為空心軸，內(nèi)孔和外圓的同軸度難以滿足設(shè)計(jì)要求，且轉(zhuǎn)子上的配合面較多，其加工和裝配精度也很難保證，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子的初始不平衡量難以控制；

(2)該轉(zhuǎn)子是一個(gè)結(jié)構(gòu)復(fù)雜的高速柔性轉(zhuǎn)子，振型引起的附加不平衡量很大；

(3)平衡轉(zhuǎn)速超過30 000 r/min時(shí)，實(shí)施平衡操作(尤其是在低壓渦輪軸上加試重)風(fēng)險(xiǎn)很大；

(4)平衡面只有第二級(jí)風(fēng)扇模擬盤、2號(hào)平衡凸臺(tái)和第二級(jí)低壓渦輪模擬盤三個(gè)，且2號(hào)平衡凸臺(tái)的可去材料量十分有限(凸臺(tái)高度僅0.5 mm)。事實(shí)上，2號(hào)平衡凸臺(tái)是降低高轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子撓度最有效的平衡面，但其可去材料量不能滿足平衡需要，在后續(xù)改進(jìn)設(shè)計(jì)中，應(yīng)考慮增加低壓渦輪軸2號(hào)平衡凸臺(tái)的可去材料量。

5.2 平衡過程

采用多轉(zhuǎn)速、多平面、分步平衡的影響系數(shù)法[10]對(duì)低壓模擬轉(zhuǎn)子進(jìn)行高速動(dòng)平衡，平衡過程如下：

(1)平衡轉(zhuǎn)速為8 500 r/min，平衡面為第二級(jí)風(fēng)扇模擬盤，測(cè)量面為D2傳感器所在平面。該轉(zhuǎn)速下的平衡大幅降低了第一階臨界轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度，平衡后轉(zhuǎn)子可平穩(wěn)運(yùn)行到90.2%額定工作轉(zhuǎn)速。

(2)平衡轉(zhuǎn)速為30 000 r/min，平衡面先后為第二級(jí)低壓渦輪模擬盤和2號(hào)平衡凸臺(tái)，測(cè)量面為D3傳感器所在平面。該轉(zhuǎn)速下的平衡有效降低了高轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度，平衡后轉(zhuǎn)子可平穩(wěn)運(yùn)行到96.4%額定工作轉(zhuǎn)速。

(3)平衡轉(zhuǎn)速為32 000 r/min，平衡面為第二級(jí)低壓渦輪模擬盤，測(cè)量面為D3傳感器所在平面。該轉(zhuǎn)速下的平衡進(jìn)一步降低了高轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度，平衡后轉(zhuǎn)子可平穩(wěn)運(yùn)行到額定工作轉(zhuǎn)速。

5.3 平衡效果

表7給出了各平衡轉(zhuǎn)速下的平衡效果。表中，平衡效果計(jì)算公式為：平衡效果=((平衡前的轉(zhuǎn)子撓度-平衡后的轉(zhuǎn)子撓度)/平衡前的轉(zhuǎn)子撓度)×100%。分析表7可知：4輪高速動(dòng)平衡操作使轉(zhuǎn)子撓度分別降低了83.71%、10.73%、62.17%和25.00%，平衡效果良好；選第二級(jí)風(fēng)扇模擬盤作為平衡面，可大幅降低第一階臨界轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度；在低壓渦輪軸上進(jìn)行30 000 r/min以上的平衡，可有效減小高轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度。

5.4 轉(zhuǎn)子撓度曲線

高速動(dòng)平衡前和8 500 r/min、30 000 r/min及32 000 r/min轉(zhuǎn)速下平衡后，由D2、D3傳感器測(cè)得的轉(zhuǎn)子撓度-轉(zhuǎn)速曲線見圖12。圖13為高速動(dòng)平衡試驗(yàn)后，D1、D2、D3和 D4傳感器測(cè)得的全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)振動(dòng)幅值-轉(zhuǎn)速曲線。圖12、圖13中，相對(duì)轉(zhuǎn)速定義為：相對(duì)轉(zhuǎn)速=(實(shí)際轉(zhuǎn)速/額定工作轉(zhuǎn)速)×100%。

5.5 額定工作轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度和振動(dòng)加速度

高速動(dòng)平衡試驗(yàn)后，4個(gè)轉(zhuǎn)子撓度測(cè)點(diǎn)(D1～D4位移傳感器)測(cè)得的額定工作轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子撓度分別為63.0、47.2、110.5、97.0 μm，6個(gè)振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)(A1～A6振動(dòng)加速度傳感器)測(cè)得的額定工作轉(zhuǎn)速下的支座振動(dòng)加速度值分別為 1.2g、1.0g、1.1g、1.3g、0.8g、0.8g。可見：額定工作轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)子撓度均不大于110.5 μm，支座振動(dòng)加速度均不大于1.3g，可以確保轉(zhuǎn)子長(zhǎng)時(shí)間安全可靠運(yùn)行，達(dá)到了高速動(dòng)平衡減小轉(zhuǎn)子撓度和軸承動(dòng)反力的目的。

表7 平衡轉(zhuǎn)速下的高速動(dòng)平衡效果Table 7 Effects of high speed dynamic balance at balancing speed

6 結(jié)論

以某小型渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)低壓模擬轉(zhuǎn)子為研究對(duì)象，排除了轉(zhuǎn)子狀態(tài)不穩(wěn)定和高轉(zhuǎn)速下振動(dòng)超限的故障，并通過高速動(dòng)平衡試驗(yàn)實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)速達(dá)標(biāo)。主要研究結(jié)論如下：

(1)軸承外環(huán)與彈性環(huán)之間無(wú)周向防轉(zhuǎn)措施將引起高速轉(zhuǎn)子狀態(tài)不穩(wěn)定，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)采取周向防轉(zhuǎn)措施。

(2)高速柔性轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)應(yīng)高度重視主要零部件的定心、配合和連接等，以避免連接不可靠等引起的振動(dòng)故障。

(3)多轉(zhuǎn)速、多平面、分步平衡的影響系數(shù)法滿足低壓模擬轉(zhuǎn)子高速動(dòng)平衡需要，且平衡效果顯著。

(4)實(shí)現(xiàn)了低壓模擬轉(zhuǎn)子32 000 r/min轉(zhuǎn)速下的高速動(dòng)平衡試驗(yàn)，為轉(zhuǎn)速達(dá)標(biāo)提供了保證，掌握了該轉(zhuǎn)子的平衡特點(diǎn)和平衡工藝。研究成果可直接應(yīng)用于裝機(jī)低壓轉(zhuǎn)子的高速動(dòng)平衡試驗(yàn)中，解決了轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)中的一項(xiàng)關(guān)鍵技術(shù)。

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