基于动力吸振的共用支承结构的优化设计方法

本发明涉及航空发动机设计和振动控制领域，具体是一种共用支承结构内部刚度的设计优化方法，用于带有该结构的航空发动机的减振设计。

背景技术：

1、近年来，动力涡轮转子和燃气发生器转子共用承力框架的共用支承结构在新一代涡轴发动机中得到了广泛的应用。采用该结构能够有效缩短涡轴发动机的轴向长度，并且可以降低发动机的排气损失，因此，成为涡轴发动机减重和提高功重比的重要手段。由于共用支承结构位于燃气发生器涡轮和动力涡轮之间，工作时，环境温度高，存在高温带来的支承刚度弱化的问题。此外，由于共用支承结构同时承载工作转速不同的燃气发生器转子和动力涡轮转子，会出现转子之间的振动耦合现象。在常见的涡轴发动机中，燃气发生器转子一般为带有挤压油膜阻尼器的准刚性转子，在工作转速范围内仅有平动和俯仰两种模态，工作时，挤压油膜阻尼器减振效果较为显著好，振动问题较易解决。然而，涡轴发动机动力涡轮转子一般长径比较大，且涡轮盘一般位于转子一端，工作范围内需要跨越多阶弯曲模态，振型节点常常落在挤压油膜阻尼器位置，致使阻尼器失去减振效果。因此，与燃气发生器转子振动相比，动力涡轮转子振动问题更加突出，更加复杂，一直是涡轴发动机设计的难题。

2、目前，针对共用支承结构的主流设计方法为根据发动机的工作转速预设转子系统的临界转速，再根据临界转速和转子几何尺寸设计转子支承的刚度，在一般的共用支承结构双转子系统中，为防止两个转子之间振动互相干扰耦合，叠加产生更强的振动信号，因此一般设计中采用增强共用支承结构外支承刚度的方法，使共用支承结构外支承刚度远远高于转子中其他支承的刚度，以隔离两个转子之间的振动，这种设计方法被称为双转子系统的解耦设计方法。

3、但是，马艳红，曹冲等人在“涡轴发动机涡轮级间支承结构设计关键技术[j]”《航空发动机》,2014,40(4):7.(doi:10.13477/j.cnki.aeroengine.2014.04.007)一文中提出为降低共用支承结构的温度敏感性，改善共用支承结构在高温工作环境中带来的支承刚度弱化与热应力集中问题，保证在变温条件下的低应力分布与稳定的支承刚度极为重要，其主要方式之一即为降低共用支承结构外支承刚度，以减小热应力和刚度稳定性。由此可见降低共用支承结构外支承刚度的设计要求与解耦设计方法中提升共用支承结构外支承刚度的设计理念存在冲突。

4、对于共用支承结构耦合特性研究方面。较为代表性的有唐振寰，米栋等人在论文“轴承共腔-双转子系统耦合振动特性研究[j].《推进技术》,2022(002):043.中提出，以某型带有共用支承结构的先进民用涡轴发动机为例，建立了对应的非线性动力学模型，通过仿真分析认为，共用支承结构双转子系统的耦合振动主要表现为双转子之间的交叉激励现象，支承结构的角向刚度对耦合振动影响较大，通过缩短共腔结构内外安装边的轴向距离可以提升角向刚度，减弱耦合振动。洪杰，杨振川，王永峰，等在论文“航空发动机承力结构隔振设计方法及试验[j].《北京航空航天大学学报》,2019(1):8.”(doi:10.13700/j.bh.1001-5965.2018.0196)中以某涡轴发动机的共用支承结构承力框架为对象，将共用支承结构离散为多个不同的结构单元，通过数值仿真和实验分析了共用支承结构与涡轮机匣之间的振动传递特点和振动传递系数，利用板壳支承结构的非连续性设计实现结构内较大的机械阻抗及良好的隔振性能。

5、综上所述，如果要降低双转子系统的振动，则需要提升共用支承结构鼠笼鼓筒刚度使动力涡轮转子和燃气发生器转子解耦，如果要提升双转子系统的刚度稳定性，则需要降低共用支承结构鼠笼鼓筒刚度作为刚度最低点和应力释放点，无论如何设计共用支承结构鼠笼鼓筒刚度都难以兼顾两种工程需求，只能二者取其一。因此，本发明提出了一种利用动力吸振器基本原理对共用支承结构双转子系统的实现优化设计的方法。

6、目前，用于旋转结构的动力吸振器包括以下几种。何立东，张震坤等人在申请号为cn201310163488.5的发明创造中提出了一种用于旋转机械转子的液力多频动力吸振器。该吸振器通过在调谐体内填充油或水等液体作为改变调谐体质量的手段，通过控制系统实时改变调谐体质量实现在宽频带范围内的动力吸振。该专利的设计优势为吸振频率宽，吸振效果好，缺点为需要在设备上添加额外的供液装置和控制系统，重量较大，设计和控制过程较为复杂。姚红良，曹焱博等人在申请号为cn201810125902.6的发明创造中提出了一种利用非线性能量阱机制的转子系统动力吸振器，其结构包括吸振器本体和支撑组件固定装置。其中的吸振器本体包括支撑组件、连接组件和吸振子质量块；支撑组件包括轴承、支撑和轴套；连接组件包括螺母、连接杆和分段线性杆等，能够拟合非线性立方刚度，实现被动的控制。该发明创造的优势为附加质量较小可靠性高，不需要外部能源和额外的控制机构，缺点为吸振器结构本身较为复杂，设计难度较大，且仍然需要在转子系统上附加额外的组件。类似的动力吸振器专利数量非常多，但是均需要加装额外的部件或控制系统，且调谐质量均为非旋转件。利用已有结构件且为旋转结构的动力吸振设计方法暂无已有的检索资料。

技术实现思路

1、为克服现有技术中存在的不能兼顾降低双转子系统的振动与提升双转子系统的刚度稳定性两种工程需求的不足，本发明提出了一种基于动力吸振的共用支承结构的优化设计方法。

2、本发明的具体过程如下：

3、步骤1，确定共用支承结构双转子系统的待优化模态及待优化节点：

4、确定共用支承结构双转子系统的非调整参数。

5、所述共用支承结构双转子系统的非调整参数包括动力涡轮转子的几何尺寸和材料参数、动力涡轮转子前支点的刚度、燃气发生器转子尺寸和材料参数以及共用支承结构过渡段尺寸和材料参数；所述各参数根据发动机气动设计和空间尺寸技术指标获得。

6、对所述燃气发生器前支点刚度、燃气发生器后支点刚度和共用支承结构外支承刚度分别赋刚性支承刚度，所述刚性支承刚度值为1×108n/m。给定燃气发生器转子最靠近共用支承结构的盘结构的初始不平衡量；所述初始不平衡量为5g·cm。

7、将确定的共用支承结构双转子系统的非调整参数、燃气发生器前支点的支承刚度、燃气发生器后支点的支承刚度、共用支承结构外支承的支承刚度，以及所述盘结构的初始不平衡量分别代入一维有限元方法中，计算共用支承结构双转子系统在工作转速范围内的各阶模态分别对应的各结构件的应变能占比，以及在工作转速范围内动力涡轮转子关键结构件的不平衡响应幅值。

8、所述各阶模态分别对应的各结构件的应变能占比中，动力涡轮转子转子轴的应变能占总应变能的比例最高的一阶模态即为共用支承结构双转子系统的待优化模态。在所述待优化模态处，不平衡响应幅值最大的结构件即为共用支承结构双转子系统中动力涡轮转子的待优化节点。

9、步骤2，确定燃气发生器前支点刚度：

10、所述燃气发生器前支点刚度为燃气发生器前支点弹支在物理上所能达到的最低可用刚度。

11、作为前支点的鼠笼弹支的刚度影响因素包括鼠笼弹支材质、笼条长度、笼条数目、笼条宽度、笼条截面和笼条根部倒圆尺寸。

12、在确定该鼠笼弹支结构的刚度时：

13、ⅰ选取鼠笼弹支的材料。

14、ⅱ根据设计方要求，依据燃气发生器前支点处的轴向空间尺寸确定燃气发生器前支点弹支的长度。根据材料的强度，以及航发设计手册要求选取笼条的最小数目；选取的该鼠笼弹支笼条数量≥8个；根据设计要求确定笼条的宽度为≥5mm。

15、ⅲ根据材料的许用应力确定笼条根部最小倒圆尺寸。选取的笼条根部最小倒圆半径≥5mm。

16、ⅳ根据设计方要求确定鼠笼弹支材质和笼条截面。所述笼条截面包括该笼条的截面积，截面矩和截面形状。

17、ⅴ根据确定的鼠笼弹支材质、笼条长度、笼条数量、笼条宽度、笼条截面和笼条根部倒圆半径，通过ansys、nx、abaqus或nastran商用软件仿真计算，得到燃气发生器前支点最低可用刚度，即为本发明选取的燃气发生器前支点刚度。

18、步骤3，确定燃气发生器后支点刚度取值范围：

19、所述燃气发生器后支点的刚度取值范围上限为燃气发生器后支点处轴承型号刚度。

20、所述燃气发生器后支点的刚度取值范围上限为2×107n/m。燃气发生器后支点刚度取值范围下限为燃气发生器后支点弹支在物理上所能达到的最低可用刚度，其选取方法与步骤2中燃气发生器前支点刚度选取方法相同，为保证转子稳定性，燃气发生器后支点刚度的下限应大于等于5×105n/m。

21、步骤4，确定共用支承结构外支承刚度取值范围：

22、所述共用支承结构外支承刚度的刚度取值上限为共用支承结构双转子系统的解耦刚度；该解耦刚度应为燃气发生器后支点刚度取值上限的10倍。共用支承结构外支承刚度取值范围的下限应为共用支承结构在物理上所能达到的最低可用刚度，其选取方法与步骤2中燃气发生器前支点刚度的确定方法相同。所述共用支承结构外支承刚度大于等于5×106n/m。

23、步骤5，计算共用支承结构双转子系统在不同刚度组合下的不平衡响应：

24、所述的不同刚度组合是燃气发生器后支点刚度与共用支承结构外支承刚度的组合。

25、所述燃气发生器后支点刚度取值时，自步骤3确定的该燃气发生器后支点刚度取值的下限5×105n/m起始，以1×106n/m的步长逐个递增，直至得到该燃气发生器后支点刚度的下限值至上限值之间的所有刚度值，并使得到的所述所有刚度值之间的间隔为1×106n/m。

26、所述逐个递增时，以初始值为起点，以步长为间隔，生成等差数列逐个递增。

27、将得到的燃气发生器后支点刚度的下限值至上限值之间的所有刚度值，与共用支承结构外支承刚度的下限值至上限值之间的所有刚度值两两组合，得到所有待求解的刚度组合。所述两两组合的具体过程是，将所述燃气发生器后支点刚度的上限值分别与该共用支承结构外支承刚度的下限值至上限值之间的所有刚度值一一组合，得到第一组两两组合点；再将所述燃气发生器后支点刚度上限值的相邻的值分别与该共用支承结构外支承刚度的下限值至上限值之间的所有刚度值一一组合，得到第二组两两组合点；重复所述得到第一组两两组合点和得到第二组两两组合点的过程，完成所有待求解的刚度组合，即完成所述燃气发生器后支点刚度的各值分别与该共用支承结构外支承刚度的下限值至上限值之间的所有刚度值的一一组合，形成由燃气发生器刚度和共用支承结构外支承构成一个二维数组。

28、将得到的所有待求解的刚度组合、步骤2得到所述燃气发生器前支点刚度和步骤1中得到的所有共用支承结构双转子系统的非调整参数，分别代入所述一维有限元方法中，得到所述的共用支承结构双转子系统在待优化模态下待优化节点的不平衡响应；该不平衡响应即为所述共用支承结构双转子系统在不同刚度组合下的不平衡响应。

29、步骤6，建立共用支承结构刚度组合优化参考图

30、所述共用支承结构刚度组合优化参考图包括三个维度，因变量分布为曲面。其具体建立过程如下：

31、i.建立空间直角坐标系

32、所述空间直角坐标系包括x轴、y轴和z轴三个维度。其中：所述x轴为燃气发生器后支点刚度k4，单位为n/m；所述y轴为共用支承结构外支承刚度kg，单位为n/m；所述z轴为共用支承结构双转子系统的待优化模态及待优化节点的不平衡响应。

33、所述x轴坐标的取值范围为所述燃气发生器转子后支点刚度取值范围的下限至上限；所述y轴坐标的取值范围为所述的共用支承结构外支承刚度取值范围下限至上限；所述z轴坐标范围通过绘图步骤ii确定。

34、ii.绘制转子不平衡响应曲面：

35、通过所述一维有限元方法计算步骤5中得到的每个待求解的刚度组合下，共用支承结构双转子系统在待优化模态下及待优化节点在5g·cm不平衡量激励下的不平衡响应根据所述不平衡响应对应的x，y轴坐标，将该不平衡响应绘制在所述的坐标系内。

36、构造网格曲线，增强不平衡响应曲面的可读性。具体过程是；使用与x轴平行的曲线，将x轴坐标中相同的不平衡响应点连接起来；使用与y轴平行的曲线，将y轴坐标中相同的不平衡响应点连接起来。z轴的取值范围为最小的不平衡响应值至最大不平衡响应值。

37、iii.绘制刚度最优取值线

38、选取每条与x轴平行的网格曲线的z轴数值最低的点；连接选取的各数据点，得到燃气发生器后支点刚度最优取值线。该燃气发生器后支点刚度最优取值线即刚度k4的最优取值线。

39、选取每条与y轴平行平行的网格曲线的z轴数值最低的点；连接选取各数据点，得到共用支承结构刚度最优取值线。该共用支承结构刚度最优取值线即刚度kg的最优取值线。

40、采用曲线凹点定义方法，选取位于每条与y轴平行的网格线上、并且z坐标比两边点z坐标低的点作为曲线的凹点；连接所述曲线的凹点，得到共用支承结构刚度次优取值线。

41、步骤7，确定刚度：

42、所述刚度分为最优刚度和次优刚度。

43、根据确定的燃气发生器后支点刚度最优取值线与共用支承结构刚度最优取值线之间的交点确定最优刚度，或根据所述燃气发生器后支点刚度最优取值线与共用支承结构刚度次优取值线之间的交点确定次优刚度。

44、当燃气发生器后支点和共用支承结构鼠笼鼓筒在结构上不存在约束条件，能够自由设计时：

45、选取所述燃气发生器后支点刚度最优取值线曲线与共用支承结构鼠笼鼓筒刚度最优取值线曲线的交点，以该交点作为共用支承结构双转子系统燃气发生器后支点刚度和共用支承结构外支承刚度的最优组合。所述燃气发生器后支点刚度、共用支承结构外支承刚度和所述燃气发生器转子前支点刚度，即为共用支承结构双转子系统优化后的各支点的最优刚度。当转子燃气发生器后支点刚度、共用支承结构外支承刚度和燃气发生器转子前支点刚度均采取该支点的最优刚度时，燃气发生器转子达到最大的动力吸振效率。

46、当因发动机供油管路和附件传动结构等与共用支承结构鼠笼鼓筒结构发生干涉，导致所述燃气发生器后支点刚度最优取值线16和共用支承结构鼠笼鼓筒刚度最优取值线曲线17的交点处的支承刚度组合在工程上不可实现时：

47、当所述燃气发生器后支点刚度最优取值线曲线与共用支承结构鼠笼鼓筒刚度最优取值线曲线的交点在工程上不可实现时，则以燃气发生器后支点刚度最优取值线与共用支承结构鼠笼鼓筒刚度次优取值线的交点作为共用支承结构双转子系统的次优刚度组合；当转子采用上述刚度时，燃气发生器转子达到次优的动力吸振效率。

48、至此，完成基于动力吸振的共用支承结构的优化设计。

49、本发明通过使用燃气发生器转子和共用支承结构过渡段作为动力涡轮转子的动力吸振器，通过刚度匹配设计的方法实现发动机部件之间的动力吸振，所有的吸振部件均为发动机上的已有部件，在不增加结构重量的情况下实现发动机在全转速范围内均能稳定的运行，并且能够解决共用支承结构过渡段外支承热应力集中的问题。

50、本发明包括共用支承结构双转子系统的待优化模态及待优化节点确定方式，共用支承结构的关键刚度的选取方法和选取原则，以及需要使用的共用支承结构刚度组合优化参考图，最终选取完成后的各关键刚度即为使用本设计优化方法优化后的共用支承结构双转子系统。

51、所述待优化模态及待优化节点确定方式为确定共用支承结构双转子系统的非调整参数。所述共用支承结构双转子系统的非调整参数包括动力涡轮转子几何尺寸和材料参数，动力涡轮转子前支点刚度，燃气发生器转子尺寸和材料参数以及共用支承结构过渡段尺寸和材料参数，这些参数一般取决于发动机气动设计和空间尺寸技术指标，与常规的航空发动机设计方法无异，与本设计优化方法无关。对燃气发生器前支点，燃气发生器后支点和燃气发生器后支点赋刚性支承刚度，一般情况下刚性支承刚度值为1×108n/m。给定一个初始的不平衡量，一般情况下初始不平衡量可以取值为5g·cm。代入上述数据，使用采用廖明夫在西北工业大学出版社出版的教材《转子动力学》中的一维有限元方法计算共用支承结构双转子系统在工作转速范围内的各阶模态对应的各结构件的应变能占比，以及在工作转速范围内动力涡轮转子关键结构件的不平衡响应幅值。所述应变能占比应包括动力涡轮转子轴的应变能占总应变能的比例，燃气发生器转子轴的应变能占总应变能的比例，带有转子前后支点的应变能占总应变能的比例以及共用支承结构鼠笼鼓筒的应变能占总应变能的比例。所述不平衡响应的关键结构件为动力涡轮转子盘，动力涡轮前支点和后支点，以及动力涡轮轴的跨距中点即动力涡轮轴上距离最远的两个相邻轴承连线的中点。各阶模态对应的各结构件的应变能占比中，动力涡轮转子轴的应变能占总应变能的比例最高的一阶模态即为共用支承结构双转子系统的待优化模态。在待优化模态处，不平衡响应幅值最大的结构件即为共用支承结构双转子系统中动力涡轮转子的待优化节点。

52、所述的共用支承结构的关键刚度包括三个关键刚度，分别为燃气发生器前支点刚度，燃气发生器后支点刚度和共用支承结构外支承刚度。

53、所述的燃气发生器前支点刚度选取原则为燃气发生器前支点刚度应为燃气发生器前支点弹支在物理上所能达到的最低可用刚度，此处以航空发动机支点设计中最常见鼠笼弹支结构为例，介绍最低可用刚度的选取过程。所述鼠笼弹支结构的刚度影响因素包括鼠笼弹支材质、笼条长度、笼条数目、笼条宽度、笼条截面和笼条根部倒圆尺寸。首先，根据弹支的工作温度，加工厂加工条件选取弹支的材料，此处与常规发动机的材料选取方法相同。其次，根据燃气发生器前支点处的轴向空间尺寸，选取空间尺寸燃气发生器前支点弹支的长度。根据材料的强度，以及航发设计手册要求选取笼条的最小数目，一般情况下笼条的最小数目不应少于8个。根据材料热处理要求和加工条件选取笼条的宽度，此处需要依照设计方经验确定。然后，根据材料的许用应力选择笼条根部最小倒圆尺寸，选取时应保证笼条根部应力不超过材料许用应力，一般情况下笼条根部倒圆半径不应小于5mm。最终，根据所选取的各影响因素参数，通过ansys或nx等商用软件仿真计算得到燃气发生器前支点最低可用刚度，即为本发明选取的燃气发生器前支点刚度。

54、所述的燃气发生器后支点刚度和共用支承结构外支承刚度为一组组合参数，需要先确定其两个刚度参数的取值范围，在取值范围内依照专利中的共用支承结构刚度组合优化参考图进行选取。

55、所述燃气发生器后支点的刚度取值范围由燃气发生器后支点刚度取值的上下限确定。所述刚度取值上限为燃气发生器后支点处轴承型号刚度，该刚度数值在轴承出厂时由轴承生产厂商给出。所述刚度取值下限即为燃气发生器后支点弹支在物理上所能达到的最低可用刚度，其选取方法与燃气发生器前支点刚度选取原则相同。

56、所述共用支承结构外支承是共用支承结构过渡段外部支承的总称，包括了涡轮导向器承力辐板和共用支承结构鼠笼鼓筒，其刚度是涡轮导向器承力辐板和共用支承结构鼠笼鼓筒的串联刚度，刚度的刚度取值范围由共用支承结构外支承刚度取值的上下限确定。所述刚度取值上限为共用支承结构双转子系统的解耦刚度，应为燃气发生器后支点刚度取值上限的10倍，例如当燃气发生器后支点刚度取值上限为1×108n/m时，共用支承结构外支承的刚度取值上限即为1×109n/m。所述刚度取值下限应为共用支承结构鼠笼鼓筒在物理上所能达到的最低可用刚度，其选取方法与燃气发生器前支点刚度选取原则相同。为保证转子稳定性，共用支承结构外支承刚度不应低于5×106n/m。

57、所述共用支承结构刚度组合优化参考图是燃气发生器后支点刚度和共用支承结构外支承刚度最优组合的选取依据。如图3所示，所述共用支承结构刚度组合优化参考图包括三个维度，因变量分布为一个曲面。其具体构成元素包括空间直角坐标系、转子不平衡响应曲面和刚度组合取值线。

58、所述空间直角坐标系包括x轴、y轴和z轴三个维度。其中，所述x轴的坐标为燃气发生器转子后支点刚度，表示符号为k4，单位为n/m，取值范围为步骤4所述的燃气发生器转子后支点刚度取值范围下限至燃气发生器转子后支点刚度取值范围上限，所述y轴的坐标为燃气发生器转子后支点刚度，表示符号为kg，单位为n/m，取值范围为步骤5所述的共用支承结构外支承刚度取值范围下限至共用支承结构外支承刚度取值范围上限，所述z轴的坐标为步骤1中共用支承结构双转子系统的待优化模态及待优化节点的不平衡响应，其坐标轴范围选取根据步骤4和步骤5给出的刚度取值范围选取方法x轴坐标范围为燃气发生器后支点刚度取值范围，y轴坐标范围为共用支承结构外支承刚度取值范围，z轴坐标范围通过转子不平衡响应曲面的最大值和最小值进行选取。

59、所述转子不平衡响应曲面为不同刚度组合下共用支承结构双转子系统的待优化节点在待优化阶次下的响应幅值构成的曲面，其具体绘制方法如下。在k4和kg的刚度取值范围内分别等间距取样100个点，采用廖明夫在西北工业大学出版社出版的教材《转子动力学》中提出的一维有限元方法计算这100x100种刚度组合下待优化的共用支承结构双转子系统在待优化模态下待优化节点在5g·cm不平衡量激励下的不平衡响应，按照不平衡响应值的坐标将这些不平衡响应点绘制在绘图步骤i中的坐标系内。接下来构造网格曲线，增强不平衡响应曲面的可读性，具体方法为，使用与x轴平行的曲线将x轴坐标相同的不平衡响应点连接起来，使用与y轴平行的曲线将y轴坐标相同的不平衡响应点连接起来。z轴的取值范围为最小的不平衡响应值至最大不平衡响应值。

60、所述的刚度取值线包括燃气发生器后支点刚度最优取值线、共用支承结构外支承刚度最优取值线和共用支承结构外支承刚度次优取值线，其绘制方法如后文所示。选取每条与x轴平行的网格曲线的最低点连接起来，如图3中的曲线16所示，即为燃气发生器后支点刚度即刚度k4的最优取值线。选取每条与y轴平行的网格线最低点连接起来，如图3中的曲线17所示，即为共用支承结构刚度即刚度kg的最优取值线。选取每条与y轴平行的网格线上z坐标比两边点z坐标低的点，即曲线的凹点，连接起来即为共用支承结构刚度次优取值线。

61、本发明通过使用燃气发生器转子和共用支承结构过渡段作为动力涡轮转子的动力吸振器，通过刚度匹配设计的方法实现发动机部件之间的动力吸振。

62、本发明的基本原理为，将共用支承结构双转子系统中的动力涡轮转子振系将燃气发生器转子作为动力涡轮转子的动力吸振器，通过合理的刚度匹配设计，将动力涡轮转子不平衡量产生的振动能量通过共用支承结构过渡段传递至燃气发生器转子前端，通过燃气发生器转子的挤压油膜阻尼器进行吸收和耗散。其优点在于仅利用共用支承结构双发动机的已有部件，不会增加结构重量，实现经济。

63、经本发明优化设计后，能够满足共用支承结构外支承释放热应力的设计需求，双转子系统的模态均为强耦合模态，燃气发生器转子中的挤压油膜阻尼器能够达到较高的工作效率。以某共用支承结构双转子涡轴发动机的动力学相似实验器为例，解耦设计方法得到的动力涡轮的不平衡响应曲线19如图4所示，使用本发明的动力吸振设计优化方法优化后的动力涡轮不平衡响应曲线22如图4所示。

64、由图像可知，由本发明设计优化方法设计出的共用支承结构双转子系统响应峰值比解耦设计方法设计出的共用支承结构双转子系统，响应峰值虽然较多，但响应幅值明显下降。采用本发明方法设计出的转子系统在50g·cm不平衡量激励下，动力涡轮响应峰值为476.5μm，如图4中示出的本发明得到的动力涡轮不平衡响应峰值21；采用解耦设计方法设计出的转子系统在相同激励相同阻尼器配置条件下，动力涡轮响应峰值为2134μm，如图4中示出的解耦设计方法得到的动力涡轮不平衡响应峰值20。本发明得到的转子系统振动峰值仅为解耦设计方法设计出的转子系统振动峰值的21.91％，减振效果高达78.09％。由此可见，本发明提出的设计优化方法对比传统的解耦设计方法在降低动力涡轮转子振动方面具有明显优势。

65、与cn201310163488.5中公开的技术方案相比，本发明无需增加额外的控制系统和供能系统，结构简单成本更低。与cn201810125902.6中公开的技术方案相比，本发明充分利用了航空发动机内的既有结构，无需增加额外的减振结构，不会增加航空发动机的结构重量，对提升航空发动机的功率重量比/推力重量比有利。