某型航空發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)件的異常振動(dòng)分析*

馬會(huì)防， 黃 巍, 虞 磊, 余學(xué)冉， 曹 藝

(中國(guó)航發(fā)商用航空發(fā)動(dòng)機(jī)有限責(zé)任公司 上海,200241)

引 言

振動(dòng)故障分析與診斷涉及發(fā)動(dòng)機(jī)、發(fā)電機(jī)、水泵等多種設(shè)備[1-4]，一直都是研究的重點(diǎn)，其中關(guān)于軸承故障診斷的研究成果非常多[5-8]。已有的研究表明，產(chǎn)生振動(dòng)故障的設(shè)備種類(lèi)繁多，故障機(jī)理及其特征比較復(fù)雜，各種故障診斷與識(shí)別方法的實(shí)用性有待進(jìn)一步驗(yàn)證與提高。文獻(xiàn)[9]對(duì)風(fēng)力機(jī)葉輪質(zhì)量不平衡故障進(jìn)行了建模與仿真分析。文獻(xiàn)[10]對(duì)某型航空發(fā)動(dòng)機(jī)早期故障特征進(jìn)行了振源分析，安排了試車(chē)專(zhuān)項(xiàng)試驗(yàn)，以確定座艙腳蹬、油門(mén)桿及座椅高頻異常振動(dòng)的原因。

在借鑒文獻(xiàn)[9-10]的基礎(chǔ)上，筆者提出了一種振動(dòng)異常分析的思路與方法：基于具體的振動(dòng)信號(hào)特征及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，初步判定振動(dòng)異常的部件；緊扣異常振動(dòng)的信號(hào)特征，判斷振動(dòng)類(lèi)型；提出合理的振動(dòng)異常原因假設(shè)，再利用仿真分析、理論計(jì)算等各種技術(shù)方法與手段，分析假設(shè)的可能性；最后通過(guò)拆解檢查、專(zhuān)項(xiàng)試驗(yàn)等確定與驗(yàn)證分析的合理性。本研究方法針對(duì)性較強(qiáng)、效率較高，按照該方法對(duì)某型航空發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)件的異常振動(dòng)進(jìn)行了實(shí)例分析。

1 試驗(yàn)件的異常振動(dòng)

1.1 試驗(yàn)件

試驗(yàn)件示意圖如圖1所示，其中：1為轉(zhuǎn)子；2為靜子；3為滾珠軸承；4為滾棒軸承；5為前軸承座振動(dòng)測(cè)點(diǎn)位置；6為后軸承座振動(dòng)測(cè)點(diǎn)位置；7為前承力機(jī)匣振動(dòng)測(cè)點(diǎn)位置；8為后承力機(jī)匣振動(dòng)測(cè)點(diǎn)位置。

圖1 試驗(yàn)件的結(jié)構(gòu)示意圖

各測(cè)點(diǎn)主要測(cè)量徑向振動(dòng)，包括水平向振動(dòng)、垂直向振動(dòng)，傳感器為加速度傳感器。

1.2 異常振動(dòng)

在試驗(yàn)件轉(zhuǎn)子加減速過(guò)程中，當(dāng)轉(zhuǎn)速約為9.7 kr/min時(shí)，前軸承座測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)信號(hào)明顯增大，垂直方向峰值由幾個(gè)g增加到70多個(gè)g，水平方向峰值由幾個(gè)g增加到20多個(gè)g，如圖2所示。

圖2 異常振動(dòng)信號(hào)

圖2摘取的信號(hào)約為390 s，轉(zhuǎn)速由9 kr/min升至10 kr/min，然后降至9 kr/min，最后又升至10 kr/min，3次經(jīng)過(guò)9.7 kr/min，每次均產(chǎn)生較大振動(dòng)。

為保證試驗(yàn)安全，需要對(duì)該異常信號(hào)進(jìn)行分析，研究振動(dòng)信號(hào)增大原因，評(píng)估試驗(yàn)的振動(dòng)風(fēng)險(xiǎn)，為后續(xù)試驗(yàn)的繼續(xù)開(kāi)展提供決策支持。

2 異常振動(dòng)分析

2.1 頻譜分析

首先，選擇前軸承座垂直振動(dòng)信號(hào)前段的、相對(duì)比較正常的信號(hào)用快速傅里葉變換(fast fourier transform，簡(jiǎn)稱(chēng)FFT)進(jìn)行頻譜分析，以便與異常時(shí)刻的頻譜分析進(jìn)行對(duì)比。這里選擇圖2中前2 s的數(shù)據(jù)，即大約9 kr/min時(shí)的信號(hào)進(jìn)行頻譜分析，結(jié)果如圖3所示。其中，轉(zhuǎn)子基頻150 Hz清晰可見(jiàn)，但1 384 Hz及其附近的振動(dòng)分量也比較明顯，幅值相對(duì)基頻略大。

圖3 9 kr/min的時(shí)域信號(hào)及其FFT

其次，選擇前軸承座垂直振動(dòng)幅值最大時(shí)刻(轉(zhuǎn)速約9.7 kr/min)附近的信號(hào)進(jìn)行FFT變換，并對(duì)時(shí)域信號(hào)進(jìn)行放大顯示，結(jié)果如圖4所示。由圖可知：時(shí)域圖形為正弦波形，最大單峰值達(dá)73g；信號(hào)成分比較“單純”，信號(hào)頻率為1 384 Hz；轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)頻率(約161 Hz)幾乎不可見(jiàn)，即工頻對(duì)應(yīng)的振動(dòng)相對(duì)很小。前軸承座水平振動(dòng)存在類(lèi)似的情況。

圖4 9.7 kr/min的時(shí)域信號(hào)及其FFT

對(duì)于簡(jiǎn)諧振動(dòng)，可根據(jù)簡(jiǎn)諧振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律直接將加速度信號(hào)轉(zhuǎn)換為速度信號(hào)和位移信號(hào)，轉(zhuǎn)換后的速度峰值為82.3 mm/s，速度有效值約為58 mm/s。若按照ISO 2372振動(dòng)標(biāo)準(zhǔn)評(píng)判，已遠(yuǎn)超可接受的最大振動(dòng)有效閾值18 mm/s。

將前軸承座水平與垂直的加速度信號(hào)轉(zhuǎn)換為位移信號(hào)后，可得軸承座的運(yùn)動(dòng)中心軌跡，如圖5所示。該軸心軌跡并不類(lèi)似于轉(zhuǎn)子的進(jìn)動(dòng)軌跡，主要原因是頻率不對(duì)，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速所對(duì)應(yīng)的頻率約為161 Hz，如果圖5對(duì)應(yīng)軌跡為轉(zhuǎn)子的振動(dòng)，那么在前承力機(jī)匣、后軸承座等測(cè)點(diǎn)上也應(yīng)能測(cè)到明顯的頻率為1 384 Hz的正弦信號(hào)，但對(duì)前軸承座之外的其他測(cè)點(diǎn)進(jìn)行頻譜分析時(shí)，未發(fā)現(xiàn)這樣的正弦信號(hào)。據(jù)此可以排除轉(zhuǎn)子振動(dòng)的可能，即判定該振動(dòng)屬于測(cè)點(diǎn)附近的靜子件的振動(dòng)，振動(dòng)幅值雖大，但屬于局部振動(dòng)，振動(dòng)危險(xiǎn)較小。

圖5 軸心軌跡

結(jié)合前軸承座測(cè)點(diǎn)附近具體的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，振動(dòng)可能發(fā)生的部位為軸承滾動(dòng)體、軸承外圈、軸承座(前承力機(jī)匣的一部分)及傳感器支架等。

2.2 瀑布圖分析

瀑布圖是對(duì)多個(gè)時(shí)刻的振動(dòng)信號(hào)分別進(jìn)行FFT變換，并將變換結(jié)果放在一起，便于發(fā)現(xiàn)振動(dòng)規(guī)律，特別是振幅、頻率隨時(shí)間(轉(zhuǎn)速)的變化規(guī)律。

對(duì)振動(dòng)最大的前軸承座垂直振動(dòng)進(jìn)行瀑布圖分析，結(jié)果如圖6所示。

圖6 瀑布圖

由圖6可知，根據(jù)圖中框線(xiàn)內(nèi)的振動(dòng)信號(hào)特征——振動(dòng)頻率不隨時(shí)間(轉(zhuǎn)速)而改變，即該頻率的振動(dòng)一直存在，只是某個(gè)時(shí)刻振幅增大，據(jù)此可知振動(dòng)類(lèi)型為結(jié)構(gòu)共振。

結(jié)合2.1節(jié)的分析結(jié)果，不太可能發(fā)生共振的結(jié)構(gòu)包括軸承滾動(dòng)體、軸承外圈，而很可能發(fā)生共振的部件為傳感器支架、軸承座。

2.3 仿真分析

結(jié)構(gòu)動(dòng)特性可以通過(guò)動(dòng)特性試驗(yàn)測(cè)試和有限元仿真分析獲得，筆者采用有限元法分析結(jié)構(gòu)的動(dòng)特性，分析結(jié)果可作為振動(dòng)異常分析的參考。

對(duì)傳感器支架進(jìn)行模態(tài)分析時(shí)，支架的有限元模型需考慮傳感器的質(zhì)量(99 g)，同時(shí)注意有限元模型中邊界條件的處理形式，例如固定約束區(qū)域的直徑推薦選取螺栓孔徑(孔直徑為8.5 mm)的1.5～3倍[11]，這里先取孔徑的2倍(即17 mm)，見(jiàn)圖7。

圖7 約束區(qū)域示意圖

支架的模態(tài)分析結(jié)果如圖8所示。

圖8 模態(tài)分析結(jié)果

計(jì)算的支架共振頻率1 387.5 Hz與振動(dòng)信號(hào)中的1 384 Hz非常接近，相差0.25%。

由于約束區(qū)域直徑可能對(duì)計(jì)算結(jié)果有比較大的影響，筆者還做了約束區(qū)域直徑的敏感性分析，當(dāng)取不同直徑時(shí)支架的1階頻率如圖9所示。

圖9 頻率與固定區(qū)域直徑曲線(xiàn)圖

約束區(qū)域的直徑為12～19 mm時(shí)，支架頻率為1 303～1 421 Hz，與振動(dòng)信號(hào)中的1 384 Hz相差-5.85%～2.7%，即固定區(qū)域的約束面積雖對(duì)計(jì)算結(jié)果有些影響，但不影響支架共振的定性判斷。

由支座運(yùn)動(dòng)的中心軌跡圖可知，垂直向振幅明顯大于水平向振幅，而兩處的傳感器支架是相同的，即固有頻率相同，但其響應(yīng)幅值不同。這說(shuō)明可能是兩處激勵(lì)載荷的幅值不同，也可能是機(jī)匣局部模態(tài)對(duì)此有影響，因此又做了傳感器支架以及機(jī)匣(軸承座)的模態(tài)分析。

對(duì)傳感器支架及前承力機(jī)匣進(jìn)行模態(tài)分析時(shí)，建立前承力機(jī)匣及傳感器支架的有限元模型，約束機(jī)匣前后安裝邊的軸向位移，并在機(jī)匣與臺(tái)架連接處施加彈簧單元，以模擬臺(tái)架的影響。部分結(jié)果如圖10所示。

圖10 前承力框架1 452.4 Hz的模態(tài)

圖10中右側(cè)部分是左側(cè)部分的局部放大圖，機(jī)匣1 452.4 Hz的模態(tài)振型顯示垂直向傳感器支架的振幅大于水平向傳感器支架。該階頻率與異常振動(dòng)頻率1 384 Hz相差4.9%。

圖11中右側(cè)部分是左側(cè)部分的局部放大圖，機(jī)匣1 510 Hz的模態(tài)振型顯示垂直向傳感器支架的振幅明顯大于水平向傳感器支架的振幅。該階頻率與異常振動(dòng)頻率1 384 Hz相差9.1%。

考慮到臺(tái)架安裝狀態(tài)下，機(jī)匣各處的連接對(duì)模態(tài)影響較為復(fù)雜，且難以準(zhǔn)確量化，因此，機(jī)匣模態(tài)分析結(jié)果與實(shí)際模態(tài)可能有一定的偏離。

圖11 前承力框架1 510 Hz的模態(tài)

綜合以上有限元計(jì)算結(jié)果的分析，可以推斷振動(dòng)異常主要是傳感器支架的共振。垂直方向的傳感器支架振動(dòng)相對(duì)于水平方向振幅較大，可能是機(jī)匣模態(tài)導(dǎo)致的。根據(jù)以上分析，基本可以判斷異常振動(dòng)為傳感器支架局部共振，振動(dòng)危險(xiǎn)程度不高，可快速通過(guò)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速以減弱共振振幅，不影響試驗(yàn)的繼續(xù)開(kāi)展。

2.4 軸承特征頻率

局部結(jié)構(gòu)共振的發(fā)生需要載荷的激勵(lì)，為探索共振激勵(lì)載荷的來(lái)源，仔細(xì)分析了轉(zhuǎn)子到振動(dòng)傳感器的傳力路徑，依次為轉(zhuǎn)子→軸承內(nèi)圈→滾動(dòng)體→軸承外圈→彈性支撐→軸承座→傳感器支架→傳感器，傳力路徑中軸承的特征頻率值得關(guān)注。

軸承特征頻率以“滾動(dòng)體與滾道無(wú)滑動(dòng)”、“承受載荷時(shí)各部分無(wú)變形”等為前提假設(shè)，是軸承特征頻率的一種近似估計(jì)[12]，主要特征頻率如表1所示。其中：N為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速；Z為滾動(dòng)體個(gè)數(shù)；d為滾動(dòng)體直徑；D為各個(gè)滾動(dòng)體中心所在的圓的直徑；接觸角α為徑向接觸角。

表1 軸承主要特征頻率

由表1中公式可知，軸承特征頻率是轉(zhuǎn)速N的函數(shù)，因此要基于轉(zhuǎn)速計(jì)算軸承特征頻率。公式中各參數(shù)的值為：Z=21，d=26.26 mm，D=212 mm。基于這些參數(shù)計(jì)算出軸承的特征頻率并繪制在圖6上，結(jié)果如圖12所示。

圖12 瀑布圖疊加軸承特征頻率圖

由圖12可知，外圈故障特征頻率Zfoc以及2倍的滾動(dòng)體自傳頻率fbc都與異常振動(dòng)頻率比較接近，考慮到各特征頻率只是真實(shí)頻率的近似估計(jì)，所以推測(cè)很有可能是Zfoc和(或)2fbc激發(fā)了結(jié)構(gòu)的共振。

根據(jù)上述結(jié)果，在試驗(yàn)完成后進(jìn)行拆解檢查時(shí)，要著重檢查軸承。

2.5 軸承拆檢結(jié)果

試驗(yàn)完成后，拆解滾動(dòng)軸承送廠(chǎng)家檢查，發(fā)現(xiàn)滾動(dòng)體存在明顯的劃傷，滾道上有明顯的凹坑，如圖13所示。

圖13 軸承凹坑

由于拆解軸承時(shí)未標(biāo)注其在安裝狀態(tài)下的相對(duì)位置，因此不知道凹坑位置是更靠近安裝狀態(tài)下的垂直向還是水平向，但圖5軌跡顯示垂直向振幅大，據(jù)此可推斷凹坑位置更靠近垂直向。

除了滾道有凹坑外，滾動(dòng)體也有明顯的劃痕，如圖14所示。損傷達(dá)到“不建議繼續(xù)使用”的程度，損傷原因推測(cè)是“潤(rùn)滑劑污染以及保持架內(nèi)有污染物顆粒”所致。

圖14 滾動(dòng)體上的劃痕

3 結(jié)束語(yǔ)

振動(dòng)異常原因千差萬(wàn)別，但基于振動(dòng)信號(hào)特征，通過(guò)各個(gè)測(cè)點(diǎn)等多種數(shù)據(jù)的分析，初步判定振動(dòng)部件，使分析更有針對(duì)性。緊扣異常振動(dòng)的信號(hào)特征，判斷振動(dòng)類(lèi)型，依據(jù)分析結(jié)果，提出較為合理的假設(shè)。利用仿真分析、理論計(jì)算等各種技術(shù)方法與手段，分析假設(shè)的可能性。本研究將軸承特征頻率疊加在瀑布圖上，使頻率間的關(guān)系清晰可見(jiàn)，便于分析。