本文來源于北京化工大學(xué)2020年6月的碩士研究生學(xué)位論文《液體火箭發(fā)動機渦輪泵故障機理及診治技術(shù)研究》，作者為李維博，動力工程及工程熱物理專業(yè)，指導(dǎo)教師王維民教授。

某型氫渦輪泵轉(zhuǎn)子概述

     本文所研究的某型號氫渦輪泵轉(zhuǎn)子主要包括轉(zhuǎn)子軸、誘導(dǎo)輪、兩級葉輪、兩級渦輪、軸套、軸承以及彈性支承等部件。整體軸系為兩支承點、渦輪懸臂、兩級葉輪布置于支承兩側(cè)結(jié)構(gòu)形式。如圖3-1所示兩組合軸承分別安裝于轉(zhuǎn)子軸兩側(cè)鼠籠彈支內(nèi)，彈支通過法蘭螺栓固定于殼體，轉(zhuǎn)子軸系重約6kg，長約400mm，支承跨距120mm，葉輪最大直徑130mm。常溫狀態(tài)下轉(zhuǎn)子運行轉(zhuǎn)速68000r/min。

 

轉(zhuǎn)子螺紋處擰緊力矩要求 

轉(zhuǎn)子誘導(dǎo)輪、一級葉輪、二級葉輪和兩級渦輪兩側(cè)與轉(zhuǎn)子軸為過盈配合，中間為花鍵連接，兩側(cè)大螺母和軸端螺釘擰緊提供軸向預(yù)緊力，葉輪和軸承之間多個轉(zhuǎn)子軸套實現(xiàn)軸向預(yù)緊力的傳遞。其中兩級葉輪位置泵端大螺母軸向計算擰緊力矩為180N·m，螺紋尺寸為M28；兩級渦輪位置渦輪端大螺母軸向計算擰緊力矩為160N·m，螺紋尺寸為M22；誘導(dǎo)輪位置軸端螺釘軸向計算擰緊力矩為35N·m，螺紋尺寸為M10。

根據(jù)下面公式可求得各螺紋預(yù)緊位置軸向預(yù)緊力大?。?/p>

其中，Tin為壓緊螺母輸入擰緊力矩大小，D為螺母名義直徑，K為螺母系數(shù)，通常取0.2，F(xiàn)p為扭緊力矩所產(chǎn)生的軸向預(yù)緊力大小。由公式可知，兩級葉輪位置泵端大螺母所提供的軸向預(yù)緊力近似為32000N；兩級渦輪位置渦輪端大螺母所提供的軸向預(yù)緊力近似為36000N；誘導(dǎo)輪位置軸端螺釘所提供的軸向預(yù)緊力近似為17500N。

為準確得到該型號氫渦輪轉(zhuǎn)子軸系的動力學(xué)特性，需盡可能的提高轉(zhuǎn)子模型的準確性，本章研究了考慮氫渦輪泵渦輪和葉輪與轉(zhuǎn)子軸過盈配合、轉(zhuǎn)子軸向螺紋預(yù)緊狀態(tài)以及軸系轉(zhuǎn)子軸套附加剛度情況下氫渦輪泵轉(zhuǎn)子軸系的建模方法。由于氫渦輪泵軸系結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，試驗研究情況受限，所以根據(jù)氫渦輪泵轉(zhuǎn)子軸系動力學(xué)特性及結(jié)構(gòu)設(shè)計一實驗轉(zhuǎn)子用于建模方法的研究，后期對實驗轉(zhuǎn)子進行加工可用于實驗驗證。為實現(xiàn)高速轉(zhuǎn)子動力學(xué)試驗臺對氫渦輪泵轉(zhuǎn)子與實驗轉(zhuǎn)子的通用性，實驗轉(zhuǎn)子軸系采用與氫渦輪泵轉(zhuǎn)子軸系相同的支承方式。

 實驗轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)設(shè)計

  根據(jù)氫渦輪泵轉(zhuǎn)子軸系結(jié)構(gòu)按照轉(zhuǎn)子動力學(xué)相似性設(shè)計實驗轉(zhuǎn)子，如圖3-2所示。

實驗轉(zhuǎn)子軸系包括轉(zhuǎn)子軸、渦輪端大螺母、泵端大螺母、軸端螺釘和各轉(zhuǎn)子軸套。其中兩側(cè)長軸套為葉輪軸套，與轉(zhuǎn)子軸過盈裝配，轉(zhuǎn)子軸系裝配時兩側(cè)壓緊大螺母以及右側(cè)軸端螺釘提供軸向預(yù)緊力壓緊各轉(zhuǎn)子軸套，并實現(xiàn)轉(zhuǎn)子支承軸承的固定。相同的軸系結(jié)構(gòu)和動力學(xué)相似性使得研宄所得實驗轉(zhuǎn)子軸系建模方法與氫渦輪泵轉(zhuǎn)子具有很好的一致性，保證了研究結(jié)果的可靠性。

為方便加工并提高加工精度，實驗轉(zhuǎn)子以轉(zhuǎn)子軸中間輪盤為中心，兩側(cè)為對稱結(jié)構(gòu)。與氫渦輪泵轉(zhuǎn)子相對應(yīng)，實驗轉(zhuǎn)子具有三個輪盤用于施加配重，驅(qū)動端大螺母側(cè)輪盤模擬兩級渦輪，轉(zhuǎn)子軸中心位置輪盤模擬氫渦輪泵二級葉輪，軸伸端大螺母側(cè)輪盤模擬一級葉輪和誘導(dǎo)輪。由于實驗轉(zhuǎn)子工作轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)子運轉(zhuǎn)時輪盤將承受極大的離心力，因此將輪盤與軸設(shè)計為一體結(jié)構(gòu)，保證轉(zhuǎn)子輪盤的強度以及運轉(zhuǎn)可靠性，同時為了實現(xiàn)轉(zhuǎn)軸系支承位置軸承的安裝，兩側(cè)輪盤與兩側(cè)大螺母設(shè)計為一體結(jié)構(gòu)。根據(jù)本文所設(shè)計高速轉(zhuǎn)子動力學(xué)試驗臺驅(qū)動軸頭的轉(zhuǎn)動方向，渦輪端和泵端大螺母以及軸端螺釘均采用左旋螺紋連接，防止轉(zhuǎn)子運轉(zhuǎn)時由于轉(zhuǎn)矩過高發(fā)生部件松脫，產(chǎn)生危險。 

驅(qū)動端大螺母結(jié)構(gòu)設(shè)計

由于實驗需求，驅(qū)動端大螺母需連接聯(lián)軸器進行動力傳輸，如圖3-3所示為驅(qū)動端大螺母結(jié)構(gòu)示意圖，左側(cè)定位孔用于與聯(lián)軸器柔性桿之間的對中安裝，輪緣周向均布多個螺紋孔，用于施加配重。軸伸端大螺母結(jié)構(gòu)與驅(qū)動端大螺母基本一致，側(cè)面開階梯孔用于安裝半圓頭軸端螺釘，為軸伸端大螺母提供軸向預(yù)緊力，保證轉(zhuǎn)子高速運行的可靠性，防止松脫。

實驗轉(zhuǎn)子模型修正

本文采用減小轉(zhuǎn)子軸系軸套厚度的方法來模擬預(yù)應(yīng)力下軸套和軸承內(nèi)圈接觸面的存在對轉(zhuǎn)子剛度的減弱作用。由于實驗轉(zhuǎn)子葉輪軸套和轉(zhuǎn)子軸為過盈接觸，具有較大的過盈量，且葉輪軸套剛度較大，故不減小其厚度，對其余各軸套和軸承內(nèi)圈厚度進行調(diào)整，分析轉(zhuǎn)子預(yù)應(yīng)力模態(tài)?，F(xiàn)分別將除葉輪軸套以外的各軸套和軸承內(nèi)圈厚度減小為原來厚度的0.3倍、0.5倍和0.7倍，分析各模型預(yù)應(yīng)力模態(tài)。所有軸套與轉(zhuǎn)子軸之間設(shè)置為綁定接觸，其余參數(shù)不變，得到三個模型的各階臨界轉(zhuǎn)速如表3-3所示。

計算得到實驗轉(zhuǎn)子葉輪軸套厚度不變，其余各軸套和軸承內(nèi)圈厚度變?yōu)樵瓉淼?.3倍、0.5倍和0.7倍的前三階固有頻率如表3-3所示，由表可知，隨著各軸套和軸承內(nèi)圈厚度的增加，實驗轉(zhuǎn)子各階固有頻率逐漸升高，與考慮接觸面接觸剛度的實驗轉(zhuǎn)子各階固有頻率對比可知，當(dāng)葉輪軸套厚度不變，其余各軸套和軸承內(nèi)圈厚度為原厚度的0.5倍時，轉(zhuǎn)子前兩階固有頻率較為接近，高階固有頻率相差略大，誤差值約為4-5％，誤差較小，在可以接受的范圍內(nèi)。故該結(jié)構(gòu)實驗轉(zhuǎn)子考慮葉輪過盈裝配、螺紋預(yù)緊和轉(zhuǎn)子軸套附加剛度的轉(zhuǎn)子軸系建模采用葉輪軸套厚度不變，其余各軸套和軸承內(nèi)圈厚度為原厚度的0.5倍的建模方法。