葛向東，張德平，張東明，張開闊

（中航工業(yè)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所，沈陽 110015）

燃?xì)廨啓C(jī)刷絲與平衡盤碰摩的振動(dòng)故障診斷

葛向東，張德平，張東明，張開闊

（中航工業(yè)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所，沈陽 110015）

針對(duì)某型航改燃?xì)廨啓C(jī)壓氣機(jī)機(jī)匣振動(dòng)超限故障，通過時(shí)頻和振動(dòng)幅值趨勢(shì)分析，結(jié)合分解檢查結(jié)果進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)平衡盤端面與刷環(huán)刷絲之間發(fā)生碰摩為根本原因，碰摩形式與傳統(tǒng)渦輪葉尖與外環(huán)塊之間的碰摩形式截然不同。通過定性分析發(fā)現(xiàn)，激振力主要通過低壓渦輪輸出軸傳遞，且因受№1支點(diǎn)的“杠桿”作用，對(duì)振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行了放大；碰摩產(chǎn)生的激振力大小主要與引氣量和二者間隙相關(guān)，刷環(huán)刷絲的表面剛性是隨引氣量變化的變剛度過程，分析了在燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定后，壓氣機(jī)動(dòng)力渦輪基頻幅值隨燃?xì)獍l(fā)生器轉(zhuǎn)速提高而繼續(xù)增大的原因，最后得到力學(xué)模型和運(yùn)動(dòng)方程。

振動(dòng)超限；壓氣機(jī)機(jī)匣；碰摩；刷絲；平衡盤；燃?xì)廨啓C(jī)；變剛度

0 引言

航空發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)振動(dòng)參數(shù)能反映其健康狀況，是設(shè)計(jì)、加工、平衡及裝配各環(huán)節(jié)質(zhì)量的綜合反映。先進(jìn)航空發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，且具有高轉(zhuǎn)速、雙轉(zhuǎn)子、高溫高壓等特點(diǎn)，不同振動(dòng)故障模式特征信號(hào)可能表現(xiàn)為相同現(xiàn)象，給故障診斷帶來很大困難；外加傳統(tǒng)故障模式思維根深蒂固，對(duì)新故障、新形式的振動(dòng)故障模式識(shí)別更加困難。碰摩是發(fā)動(dòng)機(jī)常見的振動(dòng)故障模式，多發(fā)生于轉(zhuǎn)、靜子之間，且為“硬碰硬”模式，相當(dāng)數(shù)量發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)過短時(shí)間磨合整機(jī)振動(dòng)水平未見減弱，其特征一般表現(xiàn)為渦輪截面振動(dòng)測(cè)點(diǎn)幅值較大，時(shí)域信號(hào)存在削波，頻譜成分主要以高壓轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速基頻為主，兩側(cè)伴有40～60 Hz邊頻帶，同時(shí)存在轉(zhuǎn)子倍頻諧波成分。

本文針對(duì)某型航改燃?xì)廨啓C(jī)刷環(huán)刷絲與平衡盤端面之間的碰摩導(dǎo)致的壓氣機(jī)機(jī)匣振動(dòng)超限故障進(jìn)行分析，其特征信號(hào)及碰摩模式與常見的渦輪葉尖與外環(huán)塊間碰摩截然不同，并對(duì)故障機(jī)理進(jìn)行闡述。

1 故障現(xiàn)象

當(dāng)某型燃?xì)廨啓C(jī)常規(guī)可靠性試驗(yàn)進(jìn)行至300 h時(shí)，壓氣機(jī)機(jī)匣振動(dòng)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)總量有較明顯增加，逼近限制值，激振力頻率成分以動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速基頻為主，同時(shí)伴有其2倍頻及高壓轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)頻成分，時(shí)域波形未見削波，且當(dāng)動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在8300 r/min后，壓氣機(jī)拾振測(cè)點(diǎn)振動(dòng)幅值隨輸出軸帶動(dòng)負(fù)載載荷的增大而繼續(xù)增大。動(dòng)力渦輪水平測(cè)點(diǎn)振動(dòng)總量較以前未發(fā)生明顯變化。燃?xì)廨啓C(jī)結(jié)構(gòu)及拾振傳感器安裝位置如圖1所示。燃?xì)廨啓C(jī)穩(wěn)定運(yùn)行MC～1.0工況過程中振動(dòng)如圖2所示，參數(shù)見表1；振動(dòng)偏大時(shí)MC～1.0工況過程中振動(dòng)如圖3所示，參數(shù)見表2。其中：Ng為燃?xì)獍l(fā)生器轉(zhuǎn)速；Np為動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速；Vc為壓氣機(jī)機(jī)匣振動(dòng)；Vt為渦輪機(jī)匣振動(dòng)。

圖1 燃?xì)廨啓C(jī)結(jié)構(gòu)及振動(dòng)測(cè)點(diǎn)位置

圖2 燃?xì)廨啓C(jī)穩(wěn)定運(yùn)行MC～1.0工況過程中振動(dòng)

表1 燃?xì)廨啓C(jī)穩(wěn)定運(yùn)行過程中振動(dòng)參數(shù)

圖3 燃?xì)廨啓C(jī)振動(dòng)偏大時(shí)MC～1.0工況過程中振動(dòng)

表2 燃?xì)廨啓C(jī)振動(dòng)偏大時(shí)振動(dòng)參數(shù)

2 燃?xì)廨啓C(jī)振動(dòng)超限初步分析及檢查

對(duì)壓氣機(jī)振動(dòng)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)幅值偏大問題進(jìn)行常規(guī)檢查，情況如下：（1）振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)線路連接正常；（2）燃?xì)廨啓C(jī)基座連接螺栓松脫力矩正常；（3）用孔探儀檢查壓氣機(jī)未見異物及機(jī)械損傷；（4）渦輪機(jī)匣罩殼脫開未見管路裂紋及漏油。

從圖3中可見，當(dāng)動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在8300 r/min后，動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)頻振動(dòng)幅值出現(xiàn)隨負(fù)載的增大而繼續(xù)增大現(xiàn)象，據(jù)此可以排除動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子動(dòng)不平衡所致。根據(jù)表1、2可見，在燃?xì)廨啓C(jī)穩(wěn)定運(yùn)行和振動(dòng)偏大時(shí)主要體現(xiàn)在壓氣機(jī)機(jī)匣測(cè)點(diǎn)振動(dòng)幅值差異，渦輪測(cè)點(diǎn)振動(dòng)變化并不大，據(jù)此推測(cè)激振力可能來自燃?xì)廨啓C(jī)前部，同時(shí)又根據(jù)瀑布圖顯示壓氣機(jī)振動(dòng)測(cè)點(diǎn)存在較明顯的動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)子2倍頻率成分，初步懷疑與曾發(fā)生的由動(dòng)力渦輪輸出軸與負(fù)載軸不同心導(dǎo)致整機(jī)振動(dòng)超限故障原因一致。于是測(cè)量2根軸的同心度，結(jié)果顯示2根軸的同心度（角不對(duì)中度與平行不對(duì)中度）參數(shù)在合理范圍內(nèi)，再次開車現(xiàn)象重復(fù)，問題依然沒有得到解決。

3 2次分解檢查

壓氣機(jī)機(jī)匣振動(dòng)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)幅值具備隨著試驗(yàn)時(shí)數(shù)增加而逐漸增大的漸變特點(diǎn)，關(guān)聯(lián)燃?xì)廨啓C(jī)其他參數(shù)發(fā)現(xiàn)，平衡腔壓力變化趨勢(shì)也具備類似特征。平衡腔主要起平衡動(dòng)力渦輪軸向力作用，減小止推軸承工作負(fù)荷，提高軸承使用壽命，腔內(nèi)引氣來自高壓第5級(jí)，密封形式為刷封。分解燃?xì)廨啓C(jī)進(jìn)氣內(nèi)環(huán)發(fā)現(xiàn)刷環(huán)刷絲有11處脫落，平衡盤端面全周發(fā)生碰摩，深度最大達(dá)0.5 mm。碰摩部位如圖4所示，刷環(huán)刷絲缺失形貌如圖5所示。

圖4 刷環(huán)刷絲與平衡盤碰摩部位

圖5 刷環(huán)刷絲缺失形貌

雖然在第2次分解過程中發(fā)現(xiàn)了刷環(huán)刷絲與平衡盤端面發(fā)生碰摩，但刷環(huán)刷絲本身屬于軟介質(zhì)，軟碰硬是否引起壓氣機(jī)機(jī)匣振動(dòng)超限是1個(gè)疑問。初步分析認(rèn)為刷環(huán)刷絲的缺失和折斷可導(dǎo)致氣體封嚴(yán)效果減弱或不穩(wěn)，平衡軸向力效果變差，從而引起輸出軸與動(dòng)力渦輪軸之間套齒連接剛性發(fā)生變化，進(jìn)而影響整個(gè)軸系的穩(wěn)定性和支撐系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)。雖然碰摩位置與測(cè)點(diǎn)顯示振動(dòng)偏大位置有一定距離，但考慮到振動(dòng)響應(yīng)和阻尼影響，此時(shí)并沒有完全排除單純因碰摩引起壓氣機(jī)振動(dòng)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)超限的原因。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

因發(fā)現(xiàn)刷環(huán)刷絲缺失和磨損，更換了新刷環(huán)，加大了刷絲距平衡盤端面間隙，封嚴(yán)效果進(jìn)一步變?nèi)酰饕乐顾⒔z與平衡盤端面再次發(fā)生碰摩。再次開車，壓氣機(jī)前機(jī)匣振動(dòng)恢復(fù)至正常水平，問題得以解決。同時(shí)也排除了因氣體封嚴(yán)效果變?nèi)跤绊懱X連接剛性或軸系穩(wěn)定性，從而引起整機(jī)振動(dòng)超限。

5 故障模式分析

通過試驗(yàn)驗(yàn)證得知刷絲與平衡盤端面的碰摩是導(dǎo)致壓氣機(jī)機(jī)匣振動(dòng)超限的根本原因。碰摩產(chǎn)生的激振力通過前軸承機(jī)匣和輸出軸2種形式傳至壓氣機(jī)機(jī)匣處（進(jìn)氣機(jī)匣組合件），但2種形式截然不同。

第1種形式：前軸承機(jī)匣前端靠近№1支點(diǎn)滾棒軸承，后端以斜錐的形式連接至進(jìn)氣機(jī)匣前端面，碰摩產(chǎn)生的徑向激振力可按照平衡盤→輸出軸→№1支點(diǎn)軸承→軸承座→前軸承機(jī)匣→壓氣機(jī)機(jī)匣路徑進(jìn)行傳遞，但整個(gè)傳遞路徑通過止口、端面、螺栓部位較多，其連接剛性必受一定影響，使傳遞到壓氣機(jī)機(jī)匣的振動(dòng)響應(yīng)減弱。

第2種形式：由于燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力渦輪輸出軸為新設(shè)計(jì)的特有結(jié)構(gòu)，與航機(jī)截然不同，長度約為0.5 m，短軸剛性較強(qiáng)，依托№1、2支點(diǎn)軸承座定心定位，相當(dāng)于兩端簡(jiǎn)支結(jié)構(gòu)，且輸出軸前端連接平衡盤，后端靠套齒連接燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力渦輪軸，無附帶鼓桶和盤結(jié)構(gòu)的光軸，如圖6所示。當(dāng)平衡盤端面與刷絲發(fā)生碰摩時(shí)，輸出軸前端感受到激振力，由于輸出軸支撐和結(jié)構(gòu)具備上述特點(diǎn)，同時(shí)激振力距離№1支點(diǎn)動(dòng)力臂短，響應(yīng)點(diǎn)距離№1支點(diǎn)阻力臂長，№1支點(diǎn)相當(dāng)于杠桿支點(diǎn)，對(duì)輸出軸后端振動(dòng)響應(yīng)有放大作用，振動(dòng)通過№2支點(diǎn)壓氣機(jī)機(jī)匣承力環(huán)傳至機(jī)匣表面。

圖6 動(dòng)力渦輪輸出軸

通過對(duì)2種振動(dòng)傳遞形式的定性對(duì)比分析發(fā)現(xiàn)，第2種形式振動(dòng)通過輸出軸的傳遞導(dǎo)致壓氣機(jī)機(jī)匣振動(dòng)超限應(yīng)起主要作用。

6 碰摩機(jī)理分析

平衡盤端面與刷環(huán)刷絲之間的碰摩和渦輪葉片葉尖與外環(huán)塊之間的碰摩機(jī)理截然不同，通過如圖7所示的故障刷環(huán)中頂部缺失的刷絲放大形貌可見，刷絲頂部的確因摩擦變細(xì)，雖然刷絲基本成分為某高溫合金，但結(jié)構(gòu)細(xì)長，因此單獨(dú)1根的刷絲碰摩不足以產(chǎn)生足夠的激振力，只有當(dāng)刷絲緊密排列，才可以形成足夠的剛性表面。從圖3（a）中也可見，當(dāng)動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定后，隨著燃?xì)獍l(fā)生器轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的提高（燃?xì)廨啓C(jī)負(fù)荷增加），動(dòng)力渦輪基頻振動(dòng)幅值繼續(xù)增大，分析認(rèn)為，隨著燃?xì)獍l(fā)生器轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的提高，壓氣機(jī)第5級(jí)引氣的壓力增大使平衡腔內(nèi)壓力增大，從而導(dǎo)致刷環(huán)刷絲緊密程度加強(qiáng)，相當(dāng)于表面剛性增強(qiáng)，可見刷環(huán)刷絲表面剛性是隨著引氣壓力增大而變化的變剛度過程，并非恒定不變，其表面剛性的增強(qiáng)導(dǎo)致振動(dòng)繼續(xù)增大。

圖7 故障刷環(huán)中頂部缺失的刷絲放大形貌

7 刷絲與平衡盤的力學(xué)模型

在平衡盤端面和刷環(huán)刷絲接觸之前，動(dòng)力渦輪輸出軸的徑向位移小于平衡盤端面和刷環(huán)刷絲的間隙。此時(shí)，刷絲和平衡盤之間的碰摩力為

式中：PN為徑向力；PT為切向力；e為平衡盤的徑向位移；δ為刷絲和平衡盤之間的間隙。

當(dāng)平衡盤的徑向位移大于平衡盤與刷絲的間隙時(shí)，平衡盤端面和刷環(huán)刷絲發(fā)生接觸碰撞和摩擦。KC為刷絲表面的徑向剛度，平衡盤端面與刷環(huán)刷絲摩擦符合庫倫定律，假設(shè)刷絲表面剛度和摩擦系數(shù)與引氣壓力成線性關(guān)系，f為轉(zhuǎn)子與機(jī)匣接觸時(shí)的摩擦系數(shù)。平衡盤端面與刷環(huán)刷絲的非線性碰摩力可表示為

式中：α為刷絲表面的剛度關(guān)聯(lián)系數(shù)；β為摩擦系數(shù)關(guān)聯(lián)系數(shù)。

平衡腔內(nèi)壓力的變化會(huì)導(dǎo)致摩擦系數(shù)和接觸剛度同時(shí)變化，即使二者之間發(fā)生碰摩，間隙不變化，激振力也會(huì)隨著平衡腔內(nèi)壓力的變化而發(fā)生變化。將平衡盤和刷環(huán)轉(zhuǎn)化成的力學(xué)模型如圖8所示。

圖8 刷環(huán)刷絲與平衡盤力學(xué)模型

假設(shè)刷絲表面剛度和摩擦系數(shù)與平衡腔內(nèi)壓力成線性關(guān)系，在考慮重力的情況下，發(fā)生碰摩時(shí)的運(yùn)動(dòng)方程為

式中：m1、m2分別為平衡盤和刷環(huán)刷絲的質(zhì)量；m為動(dòng)力渦輪輸出軸的不平衡量；c1、c2分別為平衡盤和刷環(huán)刷絲的等效阻尼系數(shù)；k1、k2分別為平衡盤和刷環(huán)刷絲的等效剛度；r為動(dòng)力渦輪輸出軸的偏心量；Ω為轉(zhuǎn)子的角速度；Px、Py為碰摩力。

8 結(jié)論

（1）壓氣機(jī)機(jī)匣振動(dòng)超限是由于刷環(huán)刷絲與平衡盤端面發(fā)生碰摩導(dǎo)致，振動(dòng)主要通過動(dòng)力渦輪輸出軸傳遞，且受№1支點(diǎn)“杠桿”作用對(duì)振動(dòng)的響應(yīng)進(jìn)行了放大。

（2）刷環(huán)刷絲的緊密排列程度隨著第5級(jí)高壓壓氣機(jī)引氣量的增加而變強(qiáng)，從而影響刷絲整體的表面剛性。刷絲表面的整體剛性與燃?xì)獍l(fā)生器轉(zhuǎn)速直接相關(guān)，是1個(gè)變剛度過程。

（3）當(dāng)動(dòng)力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定后，隨著燃?xì)獍l(fā)生器轉(zhuǎn)速的提高，其刷絲表面整體剛性也得到加強(qiáng)，從而導(dǎo)致因碰摩產(chǎn)生的激振力繼續(xù)加大，動(dòng)力渦輪基頻振動(dòng)響應(yīng)也繼續(xù)增大。

（4）表面上看，此碰摩模式（軟碰硬）和常見的渦輪葉尖與外環(huán)塊之間（硬碰硬）的模式不同，但如果將刷環(huán)刷絲作為1個(gè)整體來對(duì)待，實(shí)際上還是硬碰硬過程，根據(jù)其特點(diǎn)建立了力學(xué)模型和運(yùn)動(dòng)方程。

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Vibration Failure Diagnose of Fraction between Gas Turbine Brush and Balance Plate

GE Xiang-dong,ZHANG De-ping,ZHANG Dong-ming,ZHANG Kai-kuo
（AVIC Shenyang Engine Design and Research Institute,Shengyang 110015,China）

Aiming at vibration transmitting failure of compressor casing for an aero-derivative turbine,the experiment was verified with decomposition inspection by analyzing the time-frequency and vibration amplitude.The vibration is the fundamental reason between the balance plate and brush,which is different from the vibration between the blade tip and external ring.The qualitative analysis found that the vibrating force is transferred through the low gas turbine shaft,which magnified the vibration response by№1 pivot.The vibration force is associated with the leading gas quantity and those clearance,and the rigidity of brush is a changing course along with leading gas quantity. After gas turbine low compressor rotate speed stabilize,it was explained that vibration magnitude of low compressor rotor based frequency continued to get high along with high compressor rotate speed heighten，and it describes dynamic model and movement equation finally.

vibration transmitting;compressor casing;fraction;brush;balance plate;gas turbine;instability rigidity

V 23.1

A

10.13477/j.cnki.aeroengine.2014.01.003

2013-02-04 基金項(xiàng)目：國家重大基礎(chǔ)研究項(xiàng)目資助

葛向東（1986），男，從事航空發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)監(jiān)測(cè)與故障診斷工作；E-mail:usa29569721@126.com。

葛向東，張德平，張東明，等.燃?xì)廨啓C(jī)刷絲與平衡盤碰摩的振動(dòng)故障診斷[J].航空發(fā)動(dòng)機(jī)，2014，40（1）：17-21.GE Xiangdong,ZHANG Deping,ZHANG Dongming,et al.Vibration failure diagnose for fraction of gas turbine brush and ralance plate [J].Aeroengine，2014，40（1）：17-21.