航空發(fā)動機(jī)振動突增問題分析

丁小飛 ，廖明夫 ，韓方軍 ，馮國全 ，葛向東

（1.西北工業(yè)大學(xué)動力與能源學(xué)院，西安 710072；2.中國航發(fā)沈陽發(fā)動機(jī)研究所，沈陽 110015）

0 引言

整機(jī)振動問題是長期制約發(fā)動機(jī)技術(shù)發(fā)展的關(guān)鍵故障之一，直接影響發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)完整性和可靠性[1]。航空發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，具有多支點(diǎn)、大跨度、雙轉(zhuǎn)子的特點(diǎn)[2]；其工作工況復(fù)雜，具有變轉(zhuǎn)速、變工況、變負(fù)荷的特點(diǎn)。上述特點(diǎn)導(dǎo)致了航空發(fā)動機(jī)易振動，整機(jī)振動問題也是導(dǎo)致發(fā)動機(jī)出廠合格率低和提前返廠的重要因素之一。

航空發(fā)動機(jī)的振動機(jī)理及其控制的研究一直是航空領(lǐng)域的一項(xiàng)重大課題[3]。國內(nèi)外學(xué)者針對航空發(fā)動機(jī)振動問題開展了大量的理論研究和仿真分析，部分研究成果在發(fā)動機(jī)研制和設(shè)計(jì)過程中有所應(yīng)用。廖明夫[4-5]針對對航空發(fā)動機(jī)振動和轉(zhuǎn)子動力學(xué)設(shè)計(jì)問題進(jìn)行了較為詳細(xì)的研究和闡述；張大義等[6]、陳果[7]、Jose[8]、Chai 等[9]研究了航空發(fā)動機(jī)等復(fù)雜結(jié)構(gòu)動力學(xué)建模仿真技術(shù)，李巖[10]、洪杰[11]、Hsiao[12]針對轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速跟隨、穩(wěn)健性設(shè)計(jì)和單、雙轉(zhuǎn)子動力學(xué)等問題進(jìn)行了研究；對于航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子積油[13-15]、軸承裝配非線性振動[16]、碰摩[17-18]等典型振動故障，學(xué)者們也開展了大量的仿真分析和試驗(yàn)研究；姜廣義等[19-21]針對航空發(fā)動機(jī)實(shí)際振動問題開展了大量的研究和診斷排振工作。以上研究工作為航空發(fā)動機(jī)振動故障診斷以及振動問題的解決和控制提供了重要參考和借鑒。為保障發(fā)動機(jī)試驗(yàn)運(yùn)轉(zhuǎn)的安全，在工程實(shí)際中需進(jìn)行振動監(jiān)測和限制，目前對于發(fā)動機(jī)振動測量多采用在機(jī)匣上安裝振動傳感器進(jìn)行，發(fā)動機(jī)上各處的振動均可由不同的傳遞路徑傳至機(jī)匣［22-24］。由于傳遞路徑的復(fù)雜和振動測點(diǎn)有限，使航空發(fā)動機(jī)振動分析面臨進(jìn)一步的挑戰(zhàn)。

本文針對某型航空發(fā)動機(jī)在臺架試車過程中出現(xiàn)的穩(wěn)態(tài)振動值突增問題，基于動力學(xué)普遍方程及實(shí)際發(fā)動機(jī)的具體情況，開展了故障因素排查，建立了雙轉(zhuǎn)子發(fā)動機(jī)動力學(xué)分析模型，分析了K5支撐剛度對整機(jī)振動的影響。

1 航空發(fā)動機(jī)振動突增現(xiàn)象

1.1 發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)簡介

本文研究對象為典型小涵道比雙轉(zhuǎn)子航空發(fā)動機(jī)，該發(fā)動機(jī)為帶有中介軸承的雙轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)，是典型的盤、鼓筒和軸組成的混合式轉(zhuǎn)子，如圖1 所示。共有5個支點(diǎn)，K1、K3支點(diǎn)為球軸承，K4支點(diǎn)為中介軸承。低壓轉(zhuǎn)子為1-1-1 支承方式（K1、K2和K5），高壓轉(zhuǎn)子為1-0-1支承方式（K3和K4），高低壓轉(zhuǎn)子反向旋轉(zhuǎn)。

圖1 典型雙轉(zhuǎn)子航空發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)

1.2 振動測點(diǎn)布局

在發(fā)動機(jī)臺架試車時，在進(jìn)氣機(jī)匣、中介機(jī)匣和渦輪后機(jī)匣3 個承力機(jī)匣上共布置5 個振動測點(diǎn)，監(jiān)測發(fā)動機(jī)振動。各測點(diǎn)位置如圖2所示，具體信息見表1。A1、V2、V3和A4采用窄帶濾波跟蹤基頻分量，濾波范圍為f±3 Hz，f為跟蹤的頻率。其中A1和A4監(jiān)測低壓轉(zhuǎn)子基頻振動位移分量；V2和V3監(jiān)測高壓轉(zhuǎn)子基頻振動速度分量。B測點(diǎn)監(jiān)測（20～500）Hz范圍內(nèi)的振動速度總量。

表1 振動測點(diǎn)信息

圖2 振動測點(diǎn)位置

1.3 臺架試車穩(wěn)態(tài)振動突增現(xiàn)象

發(fā)動機(jī)某次臺架試車振動曲線如圖3 所示。在試車過程中，在高壓轉(zhuǎn)速70%穩(wěn)態(tài)時出現(xiàn)振動突增現(xiàn)象。穩(wěn)態(tài)振動突增曲線（放大）如圖4 所示。從圖中可見，在高壓轉(zhuǎn)速N2和低壓轉(zhuǎn)速N1未變化的穩(wěn)定狀態(tài)下，測點(diǎn)B、V2和V3的振動幅值均出現(xiàn)了突增，A1和A4測點(diǎn)振動幅值未變化。

圖3 某次試車振動曲線

圖4 振動突增（放大）

突增前后振動幅值對比見表2。其中，振動總量B由4.2 mm/s突增到9.5 mm/s，V2測點(diǎn)振動由1.8 mm/s突增到5.9 mm/s，V5測點(diǎn)振動由4.2 mm/s突增到14 mm/s。從振動分析中可見，振動突增主要表現(xiàn)為高壓基頻振動的突增，低壓基頻振動分量未出現(xiàn)明顯改變。

表2 突增前后振動幅值對比

2 振動專項(xiàng)測試試驗(yàn)

2.1 專項(xiàng)測試振動測點(diǎn)

因臺架試車時，振動從發(fā)動機(jī)機(jī)匣外部測量拾取，因發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，傳力路徑較長，很難通過有限的機(jī)匣測點(diǎn)獲得足夠的信息進(jìn)行振動問題的定位和分析。為深入分析發(fā)動機(jī)穩(wěn)態(tài)振動突增現(xiàn)象，進(jìn)行了發(fā)動機(jī)振動專項(xiàng)測試，以獲取發(fā)動機(jī)內(nèi)部軸承座振動信息；為此對發(fā)動機(jī)就行了專項(xiàng)的測試改裝，對軸承座上補(bǔ)加工設(shè)計(jì)以安裝測振支架，并進(jìn)行封油設(shè)計(jì)以避免漏油；傳感器測試引線經(jīng)支點(diǎn)軸承座測試改裝孔引出到軸承腔外，引線穿過機(jī)匣支板到外涵，經(jīng)機(jī)匣上方測試孔引出發(fā)動機(jī)外部。

在專項(xiàng)測試中，分別在K3和K5支點(diǎn)軸承座上，在水平和垂直方向分別安裝加速度振動傳感器，測量發(fā)動機(jī)徑向振動。其中，K3軸承座垂直和水平測點(diǎn)分別為V31和V32，K5軸承座垂直和水平測點(diǎn)分別為V51和V52，如圖5所示。

圖5 軸承座測點(diǎn)

2.2 專項(xiàng)測試振動特征

專項(xiàng)試車振動曲線如圖6 所示。從圖中可見，各軸承座測點(diǎn)在高壓轉(zhuǎn)速穩(wěn)態(tài)時出現(xiàn)了穩(wěn)態(tài)振動突增現(xiàn)象。

圖6 專項(xiàng)試車振動曲線

突增前后各測點(diǎn)高壓基頻振動幅值的對比見表2，V31測點(diǎn)振動由9 mm/s突增到18 mm/s；V32測點(diǎn)振動由6 mm/s 突增到11 mm/s；V51測點(diǎn)振動由12 mm/s 突增到41 mm/s；V52測點(diǎn)振動由23 mm/s突增到44 mm/s。

突增前后高壓基頻振動幅值對比見表3。K5支點(diǎn)的振動變化幅值比K3支點(diǎn)各為劇烈，因此將重點(diǎn)分析K5支點(diǎn)振動變化情況。對原始加速度振動信號進(jìn)行積分處理得到振動位移，通過濾波得到高壓基頻振動位移，繪制高壓軸心軌跡變化。K5支點(diǎn)振動突增前和突增后2個時刻的高壓軸心軌跡對比如圖7 所示。從圖中可見，振動突增過程，除振動幅值增大外，K5支點(diǎn)軸心軌跡的形狀由橢圓形變化為近似于圓形。

表3 突增前后高壓基頻振動幅值對比 mm/s

圖7 K5支點(diǎn)軸心軌跡變化過程

為進(jìn)一步分析在時間歷程上的振動位移響應(yīng)的變化過程，計(jì)算K5支點(diǎn)的振動位移響應(yīng)幅值rA=，rx和ry分別表示垂直和水平方向振動位移，不難得出rA最大值即表示軌跡橢圓長軸，最小值表示軌跡橢圓短軸。慢車突增前后0.4 s 內(nèi)的K5支點(diǎn)振動幅值的變化歷程如圖8所示。

圖8 K5支點(diǎn)振動幅值變化歷程

從圖中可見：

（1）階段1：在突增前，長短軸幅值均未出現(xiàn)較大變化，且長短軸幅值相差很大，即長短軸比值很大；

（2）階段2：突增開始，長軸幅值未出現(xiàn)明顯變化，短軸幅值開始增大；長短軸幅值差異減小，即長短軸比減?。?/p>

（3）階段3：突增持續(xù)，長軸和短軸均在增大，二者幅值差進(jìn)一步減小，長短軸比減小。

3 振動突增影響因素分析

發(fā)動機(jī)振動的運(yùn)動微分方程為

從式（1）中可見，決定振動響應(yīng)的有4 大因素：激勵力F(t)、剛度s、系統(tǒng)阻尼和參振質(zhì)量m。對于某型航空發(fā)動機(jī)，其轉(zhuǎn)子支承系統(tǒng)的質(zhì)量不會改變，因其結(jié)構(gòu)上未采用擠壓油膜阻尼器結(jié)構(gòu)，故阻尼基本不會有較大變化，故基頻振動的改變可以歸納為激勵力（不平衡量）和剛度（轉(zhuǎn)子剛度和支承剛度）的變化。

3.1 不平衡響應(yīng)

經(jīng)典動力學(xué)理論表明，轉(zhuǎn)子不平衡會激起轉(zhuǎn)子基頻同步正進(jìn)動，穩(wěn)態(tài)運(yùn)轉(zhuǎn)時，在不平衡作用下轉(zhuǎn)子在水平和垂直方向歷經(jīng)同頻、同幅的簡諧振動，但相位相差90°。振動幅值與轉(zhuǎn)子不平衡量ε大小相關(guān)，當(dāng)轉(zhuǎn)子支承剛度各向同性時，轉(zhuǎn)子運(yùn)轉(zhuǎn)過程中沿一圓形軌跡運(yùn)動。軌跡旋轉(zhuǎn)方向與轉(zhuǎn)子的自轉(zhuǎn)方向相同，轉(zhuǎn)子軸心軌跡半徑為

式中：η=，Ω為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，ω為自振頻率；ε為轉(zhuǎn)子不平衡量。

從式（2）中可知，若ε發(fā)生變化，振動幅值也會變化，轉(zhuǎn)子軸心軌跡半徑r會增大，但軸心軌跡仍是圓形。

3.2 支承剛度各向異性時的振動響應(yīng)

帶有各向異性彈性支承的單轉(zhuǎn)子（如圖9 所示）支承在彈性支承之上。支承水平方向上的剛度為sh，垂直方向上的剛度為sv，假設(shè)無交叉剛度。軸在裝盤處的剛度為s。

圖9 帶有各向異性彈性支承的單轉(zhuǎn)子

可求得盤處轉(zhuǎn)子的等效剛度分別為

得出轉(zhuǎn)子的運(yùn)動微分方程為

當(dāng)轉(zhuǎn)子無阻尼時，容易求得方程的解為Ω=ωx和Ω=ωy處達(dá)到最大值。因此，轉(zhuǎn)子存在2個臨界轉(zhuǎn)速ωx和ωy。當(dāng)無阻尼時，轉(zhuǎn)子響應(yīng)為

軸心的軌跡方程為

其為橢圓形方程，根據(jù)分析可知，支承剛度突變，會影響自振頻率，故振動幅值會變化，同時軸心軌跡的呈現(xiàn)出橢圓。

4 發(fā)動機(jī)振動響應(yīng)仿真分析

4.1 引起支承剛度變化的結(jié)構(gòu)因素分析

理論分析表明不平衡量突變和支承剛度變化都會引起響應(yīng)的突變。但只有支承剛度變化才會引起軸心軌跡橢圓變化。綜合某型發(fā)動機(jī)高壓轉(zhuǎn)子振動突增過程中軸心軌跡和幅值的變化情況，分析認(rèn)為支撐剛度的變化是引起振動突增的主要影響因素之一，為此開展了支撐剛度變化對振動響應(yīng)的影響分析。

通過對發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)的分析，認(rèn)為K5支點(diǎn)在工作過程中剛度變化的可能性最大。K5支點(diǎn)支撐在渦輪后機(jī)匣上，渦輪后機(jī)匣結(jié)構(gòu)如圖10所示。

圖10 K5支點(diǎn)機(jī)匣

從圖中可見，軸承座組件通過8 個斜支板與內(nèi)承力框架相連，內(nèi)承力框架通過8 個拉桿與外承力框架相連。8 個拉桿在裝配時呈自由狀態(tài)，即其并非拉緊狀態(tài)。發(fā)動機(jī)工作一段時間后，溫度逐漸上升，內(nèi)涵受溫度載荷作用變形，斜支板結(jié)構(gòu)在熱變形會產(chǎn)生一定的扭轉(zhuǎn)，繼而引起拉桿有自由狀態(tài)向拉緊狀態(tài)變化，拉桿拉緊后帶來支承剛度得變化有2方面：

（1）拉桿由自由狀態(tài)到拉緊狀態(tài)，會增加支點(diǎn)剛度，從而引起發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子模態(tài)和臨界轉(zhuǎn)速特性的變化，引起振動響應(yīng)幅值大小的變化；

（2）拉桿由自由狀態(tài)到拉緊狀態(tài)，減小機(jī)匣支撐系統(tǒng)各向剛度的不對稱性，繼而導(dǎo)致轉(zhuǎn)子軸心軌跡的變化。

4.2 分析模型及載荷設(shè)置

為深入分析K5支點(diǎn)剛度對某發(fā)動機(jī)穩(wěn)態(tài)振動響應(yīng)的影響，根據(jù)某發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)特征和參數(shù)，建立了雙轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析模型，如圖11所示。轉(zhuǎn)子采用1維梁單元建模；支撐系統(tǒng)剛度采用彈簧單元建模，其中彈簧單元可分別給定水平和垂直2 個方向的剛度sh和sv，當(dāng)sh和sv相等時，即表示支承剛度各向同性，反之則表示支承剛度各向異性。

圖11 雙轉(zhuǎn)子分析模型

根據(jù)前述結(jié)構(gòu)因素對支承剛度的影響分析，分別計(jì)算分析了K5支點(diǎn)剛度各向異性和各向同性2 種情況的響應(yīng)，K5支點(diǎn)剛度取值見表4。

表4 K5支點(diǎn)剛度 107N/m

仿真分析了支承剛度同性和支承剛度異性時轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)特征。為研究雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中的高壓轉(zhuǎn)子振動問題，仿真分析時僅在高壓轉(zhuǎn)子4 個不平衡修正面上施加不平衡量，以減少低壓轉(zhuǎn)子振動耦合帶來的影響，不平衡量加載位置及大小具體見表5；利用瞬態(tài)響應(yīng)計(jì)算方法，計(jì)算高壓轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為175 Hz、低壓轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為60 Hz 時系統(tǒng)的振動響應(yīng)。

表5 不平衡量位置和大小

4.3 振動響應(yīng)對比

在2 種剛度條件下K5支點(diǎn)水平和垂直2 個方向上的振動速度的時域波形和頻譜對比如圖12、13 所示。從圖中可見，2 種工況條件下振動均是以高壓轉(zhuǎn)子基頻振動響應(yīng)為主；隨著K5支點(diǎn)剛度由各向異性到同性，且剛度值增大后，水平和垂直方向上的高壓轉(zhuǎn)子基頻振動均明顯增大。高壓轉(zhuǎn)子基頻振動對比見表6，水平方向振動由9.7 mm/s 增大到11.5 mm/s；垂直方向振動由6.5 mm/s增大到11.5 mm/s。仿真分析得到的結(jié)果與試驗(yàn)測試結(jié)果規(guī)律一致。

表6 K5支點(diǎn)振動響應(yīng)對比mm/s

圖12 水平方向振動對比

圖13 垂直方向振動對比

2 種剛度工況條件下K5支點(diǎn)軸心軌跡的對比如圖14 所示。從圖中可見，剛度的變化導(dǎo)致軸心軌跡明顯變化。隨著K5支點(diǎn)剛度由各向異性到同性，且剛度值增大后，K5支點(diǎn)軸心軌跡由橢圓軌跡逐漸增大并變?yōu)閳A軌跡，仿真分析得到的結(jié)果與試驗(yàn)測試結(jié)果規(guī)律一致。

圖14 軸心軌跡對比

5 結(jié)論

（1）某型發(fā)動機(jī)高壓轉(zhuǎn)子振動在穩(wěn)態(tài)突增時，高壓轉(zhuǎn)子軸心軌跡形狀由橢圓形軌跡變?yōu)閳A形軌跡，且渦輪機(jī)匣支點(diǎn)的突增幅度明顯大于中介機(jī)匣支點(diǎn)的，綜合分析認(rèn)為支撐剛度的變化是引起振動穩(wěn)態(tài)突增的主要原因之一；

（2）發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)因素分析表明，渦輪后機(jī)匣在工作過程受熱變形后引起渦輪機(jī)匣拉桿由自由狀態(tài)向拉緊狀態(tài)的變化，是導(dǎo)致支撐系統(tǒng)剛度的變化的主要原因；

（3）仿真分析結(jié)果表明，K5支點(diǎn)剛度由各向異性到同性，且剛度值增大后引起的振動響應(yīng)的變化規(guī)律和趨勢與試驗(yàn)結(jié)果一致，驗(yàn)證了本文對振動原因分析的準(zhǔn)確性；

（4）發(fā)動機(jī)支承剛度各向同性受到承力機(jī)匣的結(jié)構(gòu)形式（如支板、內(nèi)外承力框架拉桿連接等）、工作中熱變形、氣動扭轉(zhuǎn)變形、軸向力引起的軸承游隙變化等諸多因素的影響，在發(fā)動機(jī)設(shè)計(jì)時應(yīng)充分考慮影響因素，并在加工、制造和裝配環(huán)節(jié)精心控制，以控制支承剛度在工作過程中的穩(wěn)定性。