航空發動機轉子不平衡下轉靜碰摩試驗研究

2019-12-02 05:45:28侯理臻廖明夫王四季何文博

振動與沖擊 2019年22期

侯理臻，廖明夫，王四季，何文博，王丹，趙璐

(1. 西北工業大學動力與能源學院，西安 710129；2. 中國民航大學天津市民用航空器適航與維修重點試驗室，天津 300300)

風車不平衡作為航空發動機一種典型的非正常工況，是指葉片丟失停車后發動機由于氣流作用，在風車轉速持續運轉的一種不平衡狀態。

隨著航空工業的發展，發動機推質比越來越高，大涵道比渦扇發動機葉片尺寸越來越大，葉片丟失后產生的徑向撓曲也越來越大，而由于現代渦扇發動機較小的轉靜間隙，當發動機由于鳥撞等原因發生葉片丟失停車后，不僅會由于氣流作用持續的處于風車不平衡狀態，還會發生持續的碰摩，而碰摩有可能引起比低壓轉速倍頻更低的轉頻分量，使激振頻率降到更低范圍[1]，這樣就更容易與飛機機體結構或部件的固有頻率區間相接近，引起共振，從而引發支承失效、轉軸斷裂等嚴重故障，造成機毀人亡的惡性事故[2]。根據適航安全性要求，國家民用航空局明確要求發動機能夠包容損壞件運轉至少15 s不著火，并且其安裝節也不失效[3]。美國聯邦航空管理局[4]、歐洲航空安全局[5]也有類似要求。因此，研究風車不平衡狀態下的轉靜碰摩意義重大。

目前，國外學者針對轉子風車不平衡碰摩問題進行了大量的理論和試驗研究。Lesaffre等[6]提出了柔性的葉片機匣接觸式模型，采用彈性環模擬葉片與機匣的接觸。Gunn等[7]研究了風車不平衡狀態下發動機參數對性能的影響。Sinha[8]建立了不平衡負載的動力學方程并包含了輪盤結構，研究了風車狀態下不平衡量導致的轉靜碰摩。Yu等[9]針對渦扇發動機風扇葉片脫落導致的突發不平衡問題，創建了雙轉子系統的轉靜接觸模型，通過改變轉速等分析了風車狀態下轉靜接觸的瞬態和穩態特性。

近年來，國內對風車不平衡碰摩問題也開始了研究。廖明夫等[10-14]建立了轉子機匣碰摩模型，并分析了轉子的彎扭耦合振動。陳果等[15]建立了含碰摩耦合故障的轉子-滾動軸承支承-機匣耦合系統動力學模型,驗證了模型求解的正確性。馬輝等[16-19]建立了轉子-盤片-機匣碰摩動力學模型，采用點點接觸來模擬葉片和機匣之間的碰摩故障。劉昕等[20]建立了葉輪葉尖-機匣碰摩模型并進行了仿真分析。許琦等[21]建立了碰摩位置定量診斷方法。白杰等[22]分析了風車不平衡下的模擬彈性機匣碰摩的動力學特性并對碰摩工況進行了仿真分析。

根據現有的公開文獻，目前國內針對風車不平衡下碰摩問題進行的研究較少，試驗研究更是近乎于無。因而，本文針對某型發動機模擬轉子實驗器，設計了碰摩模型及碰摩裝置，并通過試驗研究驗證碰摩結構的可行性與重復性，分析試驗數據，掌握在風車不平衡狀態下的轉子機匣碰摩特征，為發動機風車持續不平衡工況下的特征分析與安全性設計提供數據參考及試驗方案。

1 模擬轉子實驗器模型

1.1 轉子實驗器總體模型

圖1是模擬實驗器結構圖，實驗器為雙盤單轉子結構，采用0-2-1支承方案[23]。其中:1號軸承為NU 2214 ECP滾棒軸承，內環與模擬風扇軸過盈配合，外環安裝在鼠籠式彈性支承上，該支點設計有擠壓油膜阻尼器(Squeeze Film Damper，SFD)；2號軸承為6024滾珠軸承，起軸向止推作用，內環通過內軸承座安裝在模擬風扇軸上，外環通過外軸承座安裝到支承環上，且1號和2號軸承同時連接到該支承環上，通過支承環固定到轉子前支座，與某型發動機中的支承框架的結構形式相近；5號軸承為NJ 2214 ECP滾棒軸承，內環與模擬渦輪軸過盈配合，外環安裝到帶有鼠籠式彈性支承的軸承座上，此處也設計有SFD。

轉子實驗器通過柔性聯軸器用高速電機驅動，在風扇盤外端裝置有碰摩機匣，可進行碰摩試驗。

圖1 模擬轉子總體設計Fig.1 Design of simulate rotor

1.2 碰摩裝置設計校核

發動機風車不平衡狀態具有轉速低，持續時間長的特點，因而需要在設計中注意碰摩的持續性。圖2是碰摩裝置局部圖，將機匣設計為自振頻率可調、支承剛度可調的拉桿式彈性機匣，機匣1通過拉桿和機匣2連接，機匣2通過螺栓與支座連接。通過改變拉桿數量可以調節機匣的支承剛度和自振頻率，通過增大不平衡量，使轉子在風車狀態下與機匣碰撞，完成碰摩試驗。經過設計得到的機匣結構如圖3所示。

圖2 碰摩裝置設計Fig.2 Design of rubbing device

圖3 碰摩機匣Fig.3 Rubbing casing

機匣剛度基本決定了轉靜碰摩的碰摩剛度，因此對其進行計算十分必要。機匣設計參數如表1所示。圖4～圖6為使用ANSYS軟件，分別采用靜態結構分析模塊與模態分析模塊對機匣進行剛度與頻率計算。機匣的材料設定為45鋼，網格單元采用實體單元。計算得到機匣的剛度為8.42×105N/m，機匣一階頻率為32.73 Hz。

將設計的機匣進行圖紙繪制與加工裝配后，測試實物機匣的剛度及頻率。

在機匣前端面即圖5計算變形位置增加重物并測試其變形情況以獲取機匣的剛度值。圖7為測試試驗信號，連續兩次在機匣上增添2 kg重物，測得機匣變形量，得到機匣剛度。該試驗重復三次計算取平均值得到機匣實測剛度8.15×105N/m。

表1 機匣拉桿參數Tab.1 Parameters of casing

圖4 網格劃分Fig.4 Mesh generation

圖5 剛度計算Fig.5 Stiffness caculated

圖6 頻率計算Fig.6 Frequency caculated

圖7 剛度測試Fig.7 Stiffness test

圖8為機匣靜頻測試信號，使用力錘敲擊法得到機匣一階自振頻率32 Hz。試驗中有兩個相近頻率，是由于轉靜間隙較小，測試過程中難以避免轉靜碰撞，出現重敲擊現象。通過表2的計算比對可以看出，機匣剛度與頻率符合設計要求，計算與加工合理可信。

圖8 頻率測試Fig.8 Frequency test

實測計算相差機匣剛度/(N·m-1)8.15×1058.42×1053.31 %機匣頻率/Hz3232.72.18 %

圖9為安裝碰摩機匣后的轉子實驗器，通過機匣設計與測試，轉子能夠開展風車不平衡下的轉靜碰摩試驗。試驗中，采用光電傳感器(B&K P-84)測量轉子轉速，振動速度傳感器(B&K VS-080)測量轉子支座振動速度，振動位移傳感器(B&K IN-085)測量轉子振動位移[24]。用自行研制的發動機振動狀態監測與故障診斷系統，進行信號的監視、采集、記錄和分析。

圖9 轉子實驗器Fig.9 The test rig

2 試驗驗證及分析

2.1 轉子模態計算

對轉子實驗器進行模態分析計算，根據實驗器結構對其進行有限元節點劃分，沿實驗器軸向從左向右共分為28個節點單元，如圖10所示。其中，節點1與節點21分別代表模擬風扇盤與渦輪盤，節點4、節點11、節點23分別模擬一號、二號和五號支點。具體建模參數如表3～表5所示。

表3 軸段參數Tab.1 Parameters of shaft mm

表4 盤參數Tab.4 Parameters of disk

表5 支承參數Tab.5 Parameters of supporting

根據文獻[25]，轉子系統的運動微分方程

(1)

式中：M為系統質量矩陣；C為系統阻尼矩陣；Ω為轉子轉速；G為系統陀螺效應矩陣；K為系統剛度矩陣；Q為系統外力向量；q為各節點的位移與轉角向量。

求解齊次方程組，得到轉子的臨界轉速以及模態振型。通過有限元程序編程計算，轉子實驗器一階與二階臨界轉速分別為1 800 r/min與2 200 r/min，得到轉子實驗器的振型圖如圖11所示，可以看出，一階振型為俯仰振型，二階振型為彎曲振型。

圖10 轉子有限元模型Fig.10 Finite element model of rotor

圖 11 轉子振型Fig.11 Mode of rotor

2.2 轉子模態測試

風車狀態是遠離轉子臨界的低功率狀態，通過轉子模態測試可以得到轉子的臨界轉速和振型等關鍵模態參數，校核模態計算結果并對后續碰摩試驗選取風車碰摩轉速具有重要意義。

圖12為實驗器振型測點示意圖。根據實驗器結構特征，在轉子從風扇盤至渦輪盤選取4個測點，測得轉子實驗器的一階振型二階振型如圖13和圖14所示。可以看出，轉子實驗器一階振型為俯仰振型，二階振型為彎曲振型，與計算比對良好。

圖12 轉子實驗器振型測點示意圖Fig.12 Modal point of rotor

圖13 轉子一階振型Fig.13 First mode of rotor

圖14 轉子二階振型Fig.14 Second mode of rotor

2.3 風車不平衡下碰摩試驗及進動分析

風車不平衡下碰摩試驗的主要意義在于研究碰摩引起的次諧波與超次諧波是否會激起機匣的基頻與倍頻振動，因為機匣的振動與發動機安裝節息息相關，直接影響著飛機的飛行安全，針對模擬實驗器進行風車狀態下碰摩的試驗研究從而為機匣與轉子在設計之初提供試驗借鑒與數據參考。

在設計中，機匣一的拉桿連接孔為直徑8 mm的通孔，遠大于M6螺栓的通孔需要，如圖15所示。該設計目的在于可以通過裝配調節轉靜間隙，從而控制碰摩轉速與碰摩時的不平衡量，避免對轉子造成過大損傷，實現多次重復的碰摩試驗。試驗內容如表6所示，根據模態計算與測試結果，選取碰摩轉速為風車低轉速，遠離實驗器臨界轉速，共進行三組風車不平衡試驗，測試風扇盤的位移信號。

圖15 安裝孔Fig.15 Mounting hole

不平衡質量/g機匣剛度/(N·m-1)碰摩間隙/mm碰摩轉速/(r·min-1)第一次588.15×1050.11 141第二次588.15×1050.11 148第三次688.15×1050.1931

由廖明夫的研究中可知，轉子的進動分析既反映了轉子振動的頻率、幅值，又包含了轉子振動的相位信息與轉子進動方向，而碰摩故障作為旋轉機械典型故障之一，需要對試驗數據進行全面詳盡的分析處理，因而對試驗數據利用侯理臻等研究中的進動理論式(2a)與式(2b)進行分析。

(2a)

(2b)

式中：r+,r-分別為正反進動分量；w,v為風扇盤垂直與水平方向的振動信號。

圖16～圖18為第一次碰摩試驗的時域波形、軸心軌跡及進動分析圖。

可以看出，當轉靜碰摩發生時，轉子風扇盤振幅從100 ～150 μm發生跳動，削波現象明顯，軸心軌跡震蕩不穩定，進動分析發現轉子除了一倍頻與二倍頻外，出現了明顯的次諧波與超次諧波，以反進動的3/2倍頻最明顯，甚至超過了反進動的基頻信號，與馬輝等和廖明夫等研究中描述的碰摩故障進動特征相符，為碰摩理論提供了試驗數據支撐。

圖19～圖21為第二次碰摩試驗的時域波形、軸心軌跡及進動分析圖。

圖16 第一次試驗時域波形Fig.16 Time domain of the first experiment

圖17 第一次試驗軸心軌跡Fig.17 The rotor orbit of the first experiment

圖18 第一次試驗進動分析Fig.18 Whirl analysis of the first experiment

圖19 第二次試驗時域波形Fig.19 Time domain of the second experiment

圖20 第二次試驗軸心軌跡Fig.20 The rotor orbit of the second experiment

圖21 第二次試驗進動分析Fig.21 Whirl analysis of the second experiment

第一次與第二次試驗不平衡質量相同，碰摩間隙與碰摩剛度一致，碰摩轉速接近，因而試驗數據基本一致。可以看出，本研究設計的碰摩裝置具有良好的重復性與可靠性，能夠重復完整的復現碰摩故障，進行碰摩研究。

圖22～圖24為第三次碰摩試驗的時域波形、軸心軌跡及進動分析圖。本次碰摩試驗不平衡質量增大到68 g，可以看出時域波形和軸心軌跡與前兩次試驗特征一致。

圖22 第三次試驗時域波形Fig.22 Time domain of the third experiment

圖23 第三次試驗軸心軌跡Fig.23 The rotor orbit of the third experiment

圖24 第三次試驗進動分析Fig.24 Whirl analysis of the third experiment

通過轉子進動分析發現，第三次碰摩試驗的次諧波與超次諧波更加明顯，不僅反進動的3/2倍頻，5/2倍頻明顯，轉子正進動的5/2倍頻也明顯增大，3/2倍頻也出現較明顯特征。

為了更進一步對比碰摩特征，驗證設計的碰摩裝置，還進行了針對三次碰摩試驗相同條件下的未碰摩對比試驗。

圖25～圖27和圖28～圖30分別為轉子實驗器第四次和第五次試驗未碰摩的時域波形、軸心軌跡及進動分析。與三次碰摩試驗對比，可以明顯看出，轉子在未碰摩時時域波形清晰，呈現典型的余弦信號，軸心軌跡穩定規則，進動分析無任何次諧波與超次諧波，正反進動皆由倍頻構成，且均為一倍頻占優，其中，正進動的一倍頻遠遠大于反進動的一倍頻，但對于轉子的三倍頻，反進動占優。隨著不平衡量增大，轉速降低，風車轉速的反進動二倍頻增大，一倍頻無明顯變化。