封嚴環(huán)的不平衡量及配合關系對低壓系統(tǒng)振動的影響分析

王洪明 孫汕民 李希順

摘要：為研究低壓系統(tǒng)振動的影響因素，通過結構平面簡化和數(shù)據統(tǒng)計，分析盤間封嚴環(huán)不平衡量、盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤配合間隙值等因素對低壓系統(tǒng)振動的影響，提出盤間封嚴環(huán)的不平衡量越大則低壓系統(tǒng)振動的可能性越大、盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤配合間隙值越大則低壓系統(tǒng)振動的可能性越大。因此，控制盤間封嚴環(huán)不平衡量和盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤的配合間隙值是控制低壓系統(tǒng)振動的有效措施。

關鍵詞：低壓渦輪轉子部件，低壓系統(tǒng);不平衡量;配合間隙;發(fā)動機振動

中圖分類號：V231.92文獻標志碼：A DOI：10.19452/j.iss n 1007-5453.2018.08.023

航空發(fā)動機作為飛機的重要組成部分，被喻為飛機的“心臟”[1，2]，其工作中的振動問題是重要故障之一，影響航空發(fā)動機的使用壽命和工作效率[1，3]。航空發(fā)動機轉動系統(tǒng)由四大核心轉子部件組成，即高壓壓氣機轉子部件、低壓壓氣機轉子部件、高壓渦輪轉子部件和低壓渦輪轉子部件，轉子部件工作過程中產生不平衡慣性力和慣性力矩，是航空發(fā)動機振動主要的激振源，因此，各轉子部件的不平衡量控制和穩(wěn)定性尤為重要[1，5～11]。

低壓渦輪轉子部件作為航空發(fā)動機的重要組成部分，盤間封嚴環(huán)的不平衡量對低壓渦輪轉子部件不平衡量貢獻較大。盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤的配合關系影響低壓渦輪轉子部件的穩(wěn)定性，當配合間隙較大時，盤間封嚴環(huán)的活動量較大，給旋轉的低壓渦輪轉子部件帶來不穩(wěn)定性，影響低壓渦輪轉子平衡。因此，亟待研究盤間封嚴環(huán)不平衡量、盤間封嚴環(huán)與低壓渦輪盤配合關系對低壓系統(tǒng)振動的影響。

1 低壓渦輪轉子結構

低壓渦輪轉子部件由低壓一級渦輪盤片組件、低壓二級渦輪盤片組件、盤間封嚴環(huán)和低壓渦輪軸等組成，如圖1所示。在裝配時，低壓一級渦輪盤片組件、低壓二級渦輪盤片組件、低壓渦輪軸通過螺栓連接，盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤通過配合止口和定位銷定位、盤間封嚴環(huán)與低壓二級渦輪盤通過配合止口定位。其中，低壓一級渦輪盤片組件、低壓二級渦輪盤片組件、低壓渦輪軸不平衡量較小，低壓渦輪轉子部件不平衡量主要由盤間封嚴環(huán)貢獻。

2 盤間封嚴環(huán)不平衡量對低壓系統(tǒng)振動影響分析

2.1 理論分析

低壓一級渦輪盤片組件、低壓二級渦輪盤片組件、低壓渦輪軸不平衡量較小，低壓渦輪轉子的不平衡量主要由盤間封嚴環(huán)不平衡量貢獻，在低壓渦輪轉子部件平衡時，以低壓渦輪軸兩端軸承面作為支點，對低壓渦輪轉子部件進行不平衡量檢查，當?shù)蛪簻u輪轉子部件存在不平衡量時，通過調整低壓二級渦輪工作葉片的順序使低壓渦輪轉子部件達到平衡狀態(tài)。

可以將低壓渦輪轉子平衡過程簡化成如圖2所示模型。

假設盤間封嚴環(huán)的不平衡量為P，則：

P=Δm×r（1）式中：Δm為盤間封嚴環(huán)對點質量差，單位為kg;r為盤間封嚴環(huán)旋轉半徑，單位為m。

假設盤間封嚴環(huán)中心到各點的半相等，則說明盤間封嚴環(huán)質量不均勻，存在質量差Δm，當?shù)蛪簻u輪轉子部件旋轉時，所受到的離心力為：

F=Δm×ω²×r（2）式中：F為盤間封嚴環(huán)離心力，單位為N;w為盤間封嚴環(huán)旋轉角速度，單位為rad/s。

當通過調整低壓二級渦輪葉片使低壓渦輪轉子部件達到力的平衡時，低壓二級渦輪盤片組件存在一個不平衡力F'，則：

F=F'

假設盤間封嚴環(huán)與低壓二級渦輪盤片組件之間距離為X，則低壓渦輪轉子部件承受的力矩不平衡量為：

M=F×X（3）式中：M為力矩，單位為N·m。

盤間封嚴環(huán)與低壓二級渦輪盤片組件之間距離X不變，根據式（1）～式（3），盤間封嚴環(huán)不平衡量越大時，低壓渦輪轉子部件的力矩不平衡量越大，對低壓系統(tǒng)的振動越不利。并且發(fā)動機工作時低壓渦輪轉子部件的角速度大于不平衡量檢查時低壓渦輪轉子部件的角速度，根據式（2）、式（3），隨著角速度的增大，力矩不平衡量會增大，對低壓系統(tǒng)的振動越極為不利。

2.2 統(tǒng)計分析

統(tǒng)計200臺次盤間封嚴環(huán)的不平衡量，分析發(fā)動機的試車表現(xiàn)，低壓分量值是低壓系統(tǒng)振動結果的體現(xiàn)，一般以Y作為分界線，振動值在Y以下的認為表現(xiàn)良好，振動值在Y以上的認為表現(xiàn)較差。

將盤間封嚴環(huán)不平衡量每500g·mm劃分為一個階段，分析每個階段中低壓分量在0～Y以及低壓分量在Y以上的比例分布，如圖3所示。

根據圖3可知，隨著盤間封嚴環(huán)不平衡量值的增大，試車時低壓分量在0～Y之間的比例逐漸下降，而低壓分量超過Y的比例在不斷上升，表明盤間封嚴環(huán)的不平衡量越大，低壓系統(tǒng)振動的可能性越大，因此，控制盤間封嚴環(huán)不平衡量是控制低壓系統(tǒng)振動的有效措施之一。

3 盤間封嚴環(huán)、低壓渦輪盤配合量對低壓系統(tǒng)振動影響分析

3.1 理論分析

盤間封嚴環(huán)通過止口配合與低壓一級渦輪盤連接，配合量在過盈0.10～間隙0.12之間，盤間封嚴環(huán)與低壓二級渦輪盤之間亦是間隙配合，配合量在間隙0.06～間隙0.24之間，因此，盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤配合尺寸關系到盤間封嚴環(huán)在低壓渦輪轉子部件中的穩(wěn)定性。

當盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤配合量為間隙時，低壓一級渦輪盤與盤間封嚴環(huán)的理論圓心為口，低壓渦輪轉子部件旋轉時，盤間封嚴環(huán)的幾何圓心由口點移動至口，點，旋轉圓心仍然為口點，盤間封嚴環(huán)做偏心運動，產生新的不平衡量，如圖4所示。

設盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤的配合為間隙z，則O點到O₁點的直線距離為z/2。設盤間封嚴環(huán)的幾何半徑為r，則盤間封嚴環(huán)旋轉半徑為：式中：r₁為短軸半徑，單位為m;r₂為長軸半徑，單位為m。

設盤間封嚴環(huán)的整體質量為M，以旋轉中心O為原點，在a°時，d_a的質量為：式中：M_1a為短軸側在a°時d_a的質量，單位為kg;r_1a為短軸側在a°時旋轉半徑，單位為m。式中：M_2a為長軸側在a°時d_a的質量，單位為kg;r_2a為長軸側在a°時旋轉半徑，單位為m。

根據式（4）、式（5）可得：式中：ΔP為不平衡量差值。

將式（4）、式（5）代入式（6）得出：

根據余弦定理得：

由式（8）、式（9）得：

再根據：

由式（10）、式（11）得出：

將式（12）代入式（7）得出：

由式（13）可以得出，盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤的止口配合間隙越大，由盤間封嚴環(huán)引起的不平衡量越大，低壓渦輪轉子在工作過程中穩(wěn)定性越差，越易引起發(fā)動機振動問題。

3.2 統(tǒng)計分析

統(tǒng)計200臺次盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤配合情況，分析發(fā)動機的試車表現(xiàn)，低壓分量值是低壓系統(tǒng)振動結果的體現(xiàn)，一般以Y作為分界線，振動值在Y以下的認為表現(xiàn)良好，振動值在Y以上的認為表現(xiàn)較差。

將盤間封嚴環(huán)不平衡量每0.02mm劃分為一個階段，分析每個階段中低壓分量在0～Y以及低壓分量在Y以上的比例分布，如圖5所示。

根據圖5可知，隨著盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤的配合間隙值的增大，試車時低壓分量在0～Y之間的比例逐漸下降，而低壓分量超過Y的比例在不斷上升，表明盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤的配合的間隙值越大，低壓系統(tǒng)振動的可能性越大。當盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤配合在間隙0.04至過盈時，試車時低壓分量在0～Y之間的比例基本相當，因為受盤間封嚴環(huán)形位公差影響，盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤存在局部過盈，配合尺寸對低壓系統(tǒng)振動影響不明顯。因此，當盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤配合間隙在0.04以上時，控制盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤的配合量是控制低壓系統(tǒng)振動的有效措施之一。

4 結論

通過研究，可以得出以下結論：

（1）盤間封嚴環(huán)的不平衡量越大，低壓系統(tǒng)振動的可能性越大，控制盤間封嚴環(huán)不平衡量是控制低壓系統(tǒng)振動的有效措施之一。

（2）盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤配合在間隙0.04至過盈時，試車時低壓分量在0～Y之間的比例基本相當，當盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤配合間隙在0.04以上時，控制盤間封嚴環(huán)與低壓一級渦輪盤的配合量是控制低壓系統(tǒng)振動的有效措施之一。

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