某型渦槳發動機減速器整機振動監控閥值研究

第一作者程禮男，博士，教授，博士生導師，1963年生

某型渦槳發動機減速器整機振動監控閥值研究

程禮1,2，屈軻1，陳衛1，尚柏林1，高君宇1

(1.空軍工程大學航空航天工程學院，西安710038； 2.先進航空發動機協同創新中心，北京100191)

摘要：針對某型渦槳發動機在不分解的前提下對齒輪轂進行故障診斷的要求，設計搭建了整機振動測試系統，利用該測試系統在廠內臺架和外場飛機上完成了18臺次整機振動測試。特別是專門定制了一臺模擬故障的發動機減速器并完成了2臺次試驗。針對實際故障特點，采用了兩種分析信號數據的方法，根據3σ準則確定了監控閥值。根據IIR數字濾波器原理，對實測信號進行了特征頻帶提取與對比分析，確定了一級齒輪轂內齒端嚙合頻率(1 736 Hz)、外齒端嚙合頻率(6 458.5 Hz)為特征頻率，研究確定了特征頻帶監控閥值。并根據Hilbert解調定理對減速器振動信號進行解調，對比分析了調制信號幅值，針對在發動機不同狀態下有明顯差別的的游星架轉頻四倍頻(71.7 Hz)計算其解調特征監控閥值。

關鍵詞：航空發動機；數字濾波器；Hilbert解調；3σ準則；監控閥值

基金項目：國家自然科學基金(51175509，51275374)

收稿日期：2014-06-20修改稿收到日期：2014-08-07

中圖分類號:V231.96； TK47文獻標志碼：A

Vibration monitoring threshold of turboprop engine reducer

CHENGLi1,2,QUKe1,CHENWei1,SHANGBo-lin1,GAOJun-yu1(1. Aeronautics and Astronautics Engineering College, Air Force Engineering University, Xi’an 710038, China;2. Co-Innovation Center for Advanced Aero-Engine, Beijing 100191, China)

Abstract:In order to meet the requirements of undertaking the gear hub fault diagnosis of a turboprop aero-engine without decomposition, a complete machine vibration test system was designed and built. 18 times of complete machine vibration tests were accomplished on the factory bench and out-field aircrafts by using the test system and 2 times of tests were applied based on a specially ordered aero-engine reducer with simulated faults. Aiming at real characteristics of the faults, two methods were used to analyze the signal data, and the monitoring threshold value was confirmed according to the 3σ rule. Based on IIR digital filter theory, the characteristic sub-band was extracted and a comparative analysis of measured signals was carried out. The first level gear tooth meshing frequency in gear hub(1 736 Hz) and the gear tooth meshing frequency(6 458.5 Hz) were defined as the feature frequencies and the threshold value of the characteristic sub-band was determined. According to the Hilbert demodulation theorem, vibration signals of the reducer were demodulated. The amplitudes of the modulated signals were analyzed comparatively and the threshold value for demodulated characteristic monitoring was confirmed.The demodulation characteristic monitoring thresholds were calculated according to four times the rotating frequency of the planetary gear fram (71.7 Hz) which is of obvious difference under different conditions of the engine.

Key words:aero-engine; digital filter; Hilbert demodulation; 3σ rule; monitoring threshold value

航空發動機的可靠工作，是飛機飛行安全的重要保證[1-2]，結構件的可靠性歷來都是航空發動機的最受關注的問題之一[3-4]。研究在不分解發動機的情況下，通過體外測振技術實現故障診斷的方法有很重要的工程實用意義。

振動信息所包含旋轉系統的力學特征最為豐富，能夠全面地反映旋轉系統的工作狀態。因此，相比其它的征兆提取形式，振動是目前公認的故障最佳征兆提取量[5]。所謂發動機的整機振動，就是作為一個整體的航空發動機系統，在各種激振力作用下的響應。整機振動信息量大，干擾多，很難獲取與故障相關的振動信息，是一個十分復雜的問題。國內外的研究表明，建立在振動測試與分析基礎上的監測、診斷對渦槳發動機轉子系統的運行狀態監視及結構和強度上的早期故障預報是行之有效的手段[6-8]。在整機振動特性的研究上，國內外研究人員不僅在模型建立、數值求解等理論分析方面進行了大量工作，并且進行了大量關于整機振動的試驗[9-12]。

通過分析設備在運轉中所獲取的各種信號，提取信號中的各種特征信息，從中篩選出與故障相關的征兆，進而利用征兆進行故障診斷。振動監控閥值就是振動信號的合理范圍。閥值的確定一般采用振動位移、振動速度或振動加速度，也可采用振動級的形式，如振動速度級、振動加速度級等[13-14]。整機振動監控閥值是對于航空發動機健康工作狀態的保護規定。如果閥值定的過高，那么發動機的早期故障難以發現，若定的過低，則會影響發動機的正常使用。因此，選擇一種合適的閥值計算方法極為重要。3σ準則可以有效的將信號突變區分出來，因此，我們利用此準則來計算確定監控閥值[15]。

本文設計搭建了渦槳發動機一級齒輪轂振動測試系統，完成了18次臺架振動數據的測試。針對齒輪轂的特征頻率設計IIR橢圓帶通濾波器，將與齒輪轂緊密相關的特征頻率所處頻段的信號從原信號中提取出來。確定了特征頻率，并研究確定特征頻帶監控閥值。然后在分析希爾伯特解調原理的基礎上，針對減速器故障特點，對特征頻率所處頻段的振動信號開展解調特征分析，計算出與發動機產生故障對應的閾值。

1減速器故障及特征參數分析

1.1一級齒輪轂故障特點

某型渦槳發動機減速器是一種典型的齒輪傳動結構，因而具有結構緊湊、效率高、壽命長和工作可靠等特點。由于其特有的嚙合傳力方式容易出現兩個問題：①振動、噪聲大；②當其制造工藝、材質、熱處理、裝配等因素未達到理想狀態時，容易成為誘發故障的重要因素，且診斷較為復雜。常見的齒輪故障形式有四種：齒的斷裂、齒的磨損、齒面疲勞、齒面塑性變形。

2011-06 015#發動機在返廠分解后，發現第一級齒輪轂裂紋，裂紋靠外廓外花鍵處，涉及花鍵27齒，共有4處裂紋延伸至外花鍵(見圖1)。

圖1　第一級齒輪轂裂紋 Fig.1 The first level gear hub’s crack

從零件外觀上看，一級齒輪轂輻板靠外花鍵出現了約300 mm長的裂紋，已擴展成為穿透裂紋。裂紋掉塊的齒數為27齒(一級齒輪轂外花鍵共97個齒)，約占整個圓周的1/3，外花鍵齒工作面出現了較深的嚙合痕跡。該裂紋呈典型的疲勞開裂特征，疲勞起源于外花鍵齒靠齒根端面，靠齒輪轂凹面一側，疲勞裂紋源區附近平坦，可見清晰的疲勞弧線。裂紋起始后沿徑向擴展，然后逐漸轉向，最終在擴展過程中出現了2處較大的轉折及分叉，每處都基本呈U形，當擴展到靠近外花鍵時裂紋分叉裂開，主裂紋繼續往前擴展直至最后裂開，很長的擴展區斷面大部分為擴展速度較快而出現的粗糙的疲勞臺階，局部有因擴展速度放緩而出現較平坦的疲勞斷面。

1.2整機試驗設計

利用設計搭建的渦槳發動機一級齒輪轂振動測試系統進行振動試驗。為了盡量多的采集到有用的振動信號，使采集到的振動信號能全面反映出一級齒輪轂的特性，且相對更易識別和分析，并且考慮到傳感器在實際發動機上安裝的可行性。在發動機前安裝邊和承力機匣上各設置了壓電式加速度傳感器(B&K公司4513B和4504A)，其中承力機匣處的為三向傳感器，分別測量了水平方向和垂直方向的振動信號(見圖2)。實驗采用DEWESoft公司的DT9837型數據采集儀。在廠內對6臺發動機進行了10次試驗，其中包括新機4臺各1次(分別為0175#、0832#、0164#、0829#發動機)、返廠大修發動機(裝有返廠大修齒輪轂的0532#發動機)1臺1次、專用試車發動機1臺共5次(包括裝有正常原型機齒輪轂的0072-1#發動機1次、裝有正常國產齒輪轂的0072-2#和0072-3#發動機各一次、裝有模擬故障齒輪轂的0072-4#發動機2次)。模擬故障齒輪轂為專門定制的、帶有裂紋的齒輪轂。同時在外場進行了8臺次的試驗來驗證所確定閥值的正確性。

圖2　一級齒輪轂測點分布位置示意圖 Fig.2 Sketch map of the measuring point for first level gear hub

1.3減速器振動特征分析

由于此發動機為等轉速調節發動機，根據減速器齒輪系的傳動特點，該發動機在除慢車狀態時工作轉速恒為12 300 r/min(205 Hz),此時減速器內各旋轉部件產生的主要周期性機械信號(見表1)。

表1　減速器內主要周期性機械信號頻率

頻譜分析得知，在實測信號中包含的一些理論計算得到的周期信號有：減速器內各部件的旋轉及齒輪間的嚙合振動，附件傳動系統中一些齒輪的嚙合振動，壓氣機和渦輪轉子葉片的氣流激振及其導致的發動機轉速基頻成整數倍關系的各階諧頻振動是較為突出。頻譜中其它一些未知且較為突出的頻率成分可能是由于其他因素，比如發動機機體的各個固有頻率振動以及傳感器的共振引起的。

圖3為0832#發動機在0.2額定運行狀態同一時間段三個傳感器采集信號的頻譜。三個頻譜圖中的主要頻率基本一致，而且都有明確的物理意義，說明了各傳感器測試數據的準確性。其中1 772 Hz為減速器內二級主動輪、二級中間輪和二級內齒圈之間的嚙合頻率，3 543 Hz、5 424 Hz分別為1 738 Hz的2倍、3倍；6 567 Hz為一級齒輪轂外齒端內齒圈與游星輪及一級主動輪與游星輪間的嚙合頻率。

頻譜分析可知，減速器一級齒輪轂兩端嚙合振動較為突出，齒輪轂若存在裂紋故障則其自身剛度會改變，進而會對其兩端的嚙合振動帶來影響。將齒輪轂嚙合振動頻率信號作為重點監測對象，通過正常齒輪轂與預制裂紋齒輪轂振動信號的對比分析，可以研究裂紋對齒輪轂兩端嚙合振動幅度及嚙合振動的非平穩性帶來的影響。因此，將一級齒輪轂內齒端嚙合頻率(1 736 Hz左右)、外齒端嚙合頻率(6 548.5 Hz左右)分別記作特征頻率f1、f2，進而確定齒輪轂嚙合振動頻率信號的合理范圍。

圖3　0832#發動機信號頻譜 Fig.3 The spectrum of 0832# engine signal

2特征頻帶提取及監控閥值分析

2.1特征頻帶的確定

通過IIR濾波分別提取f1及其2倍頻、3倍頻2f1、3f1與f2所處的特征頻段，對各特征頻帶進行振動量有效值求解。對各臺次發動機0.2額定狀態傳感器1測試信號20 Hz連續子頻帶振動量值分布進行計算，可知廠內不同發動機以及同一發動機在不同齒輪轂狀態下的試驗中，測試信號的振動量分布基本一致，驗證了各次測試數據的完整性和穩定性，從而可以通過對特征頻帶的振動量的對比分析來評估齒輪轂的健康狀況。計算結果表明，預制裂紋的故障齒輪轂發動機與正常發動機在3f1(5 200～5 240Hz)與f2(6 460～6 630 Hz)所處頻段的振動量大小有明顯差異。

由圖4～圖5可知：

(1)對于同一次試驗，隨著發動機輸出功率的增加，特征頻帶的振動量并不是穩定的增長，而具有較強的離散性；對于發動機同一運行狀態下不同次試驗，特征頻帶振動量間也具有很強的離散性。對于同一次試驗，可能是隨著轉矩的增大，齒輪轂受內齒圈預緊力加大，齒輪轂剛度相應產生變化，進而導致其各階模態固有頻率變化。而這種變化是非線性的，受其影響嚙合振動幅度也呈非線性波動。

(2)無論是1號傳感器還是2號傳感器，在3f1特征頻帶和3f2特征頻帶上，故障齒輪轂發動機的特征頻帶振動量在發動機各運行狀態均明顯地高于正常齒輪轂發動機，同時返廠大修齒輪轂發動機振動量也稍高于其它正常齒輪轂發動機。

(3)由圖4(b)可知返廠大修齒輪轂和預制裂紋齒輪轂結果比廠內正常齒輪轂試驗要高，比例大約為2倍，并且返廠大修齒輪轂比預制裂紋齒輪轂結果要稍大。這說明由于發動機內部的復雜性，振動信號經不同傳遞路徑后，信號能量的變化具有較強的隨機性。

圖4　廠內測試發動機振動量有效值幅值圖 Fig.4 The vibration magnitude of RMS value of the engine tested in the factory

圖5　0072發動機振動量有效值幅值圖 Fig.5 The vibration amplitude of RMS value of the 0072 engine

2.2監控閥值確定

根據統計學和振動分析理論，振動信號的告警值為正常振動量值的3倍標準差以內(±3σ)，在此范圍內的發動機振動幅值即認為正常，發動機可繼續正常使用；而在此范圍之外的發動機振動幅值即認為振動信號幅值出現異常，此時發動機應停止使用(此范圍一般稱為容差范圍)。

根據場內正常發動機振動數據，針對預制裂紋齒輪轂相對于正常齒輪轂有較大變化的3f1、f2特征頻帶振動量計算出對應的閥值(見圖6)。

3Hilbert解調特征提取及監控閥值確定

3.1特征頻帶解調分析

由于齒輪箱中旋轉部件的結構和運轉軌跡不完全對稱，尤其是旋轉部件存有缺陷時會加重這種不對稱性，這樣旋轉部件就會在其回轉中以其回轉頻率及其諧頻為調制頻率，對齒輪的嚙合振動進行周期性調制。因此，可以把齒輪的嚙合頻率及其各次諧波看作一個高頻振蕩的載波信號，將周期性出現的故障信號看作調制信號，從載波信號中經過解調得到與故障緊密相關的調制信號。

圖7(a)為廠內正常齒輪轂試驗傳感器2測試信號經IIR濾波后提取f1特征頻帶(1 600～1 880 Hz)，f2特征頻帶(6 460～6 570 Hz)以及它們的Hilbert變換后包絡信號。圖7(b)為預制裂紋齒輪轂試驗的兩個特征頻帶以及它們的包絡信號。從圖7(a)和圖7(b)的對比可知：特征頻帶1的包絡信號幅度很小，兩組試驗結果區別不大；特征頻帶2包絡信號幅度很大，并且預制裂紋齒輪轂比正常齒輪轂的包絡信號幅度更大。對傳感器2和傳感器3的特征頻帶信號進行分析后，可以得出同樣的結論。

圖6　齒輪轂故障特征頻帶振動量監控閥值 Fig.6 The fault characteristic sub-band vibration monitoring threshold of gear hub

圖7　試驗特征頻帶包絡信號 Fig.7 Envelope signal of test characteristic bands

對圖7(b)中f2特征頻帶包絡信號進行解調分析，結果見圖8。解調譜中有17.9 Hz、35.9 Hz、49.7 Hz、71.7 Hz幾個突出的頻率成分，它們分別對應于游星架轉頻、游星架轉頻2倍頻、一級齒輪轂轉頻、游星架轉頻4倍頻。因為游星架上有4個游星輪，所以游星架轉頻4倍頻幅值較大。

圖8　預制裂紋齒輪轂試驗f 2特征頻帶解調譜 Fig.8 Test f 2 characteristic sub-band demodulation spectrum of gear hub with prefabricated crack

從圖9可知：對于1號和2號傳感器的71.7 Hz調制信號幅值，預制裂紋齒輪轂發動機相比于各正常發動機在各運行狀態有明顯的躍升，這可能是由于故障齒輪轂存在的裂紋會改變其在運轉中的不對稱程度，進而通過與其直接接觸的4個游星輪傳遞改變游星架的運行狀態，使頻率為游星架轉頻4倍的調制信號明顯加強。

圖9　71.7面Hz調制信號振動量幅值圖(有效值) Fig.9 Vibration amplitude of 71.7 Hz modulated signal

3.2監控閥值確定

根據場內正常發動機振動數據，針對預制裂紋齒輪轂相對于正常齒輪轂有較大變化的f2特征頻帶71.7 Hz調制信號幅值，計算出相對應的閥值(見圖10)。

圖10　齒輪轂故障f 2特征頻帶71.7 Hz調制信號閥值 Fig.10 Monitoring threshold of 71.7 Hz modulated signal cracked gear hub’s f 2 characteristic sub-band

通過與在外場試車的八臺次整機振動數據進行比較，發現外場的試車數據均處于閥值范圍內，減速器狀態正常。在后期應用中，應用該閥值范圍成功檢測出兩臺齒輪轂故障的發動機。驗證了所確定閥值可以有效的對齒輪轂故障進行診斷。

4結論

本文通過發動機整機振動試驗，得出了發動機減速器的特征頻率，研究確定了解調特征監控閥值，得到以下結論：

(1)結合某型渦槳發動機實際測試需求，設計搭建了發動機減速器一級齒輪轂測試系統。實驗結果表明，所搭建的測試系統能夠完成某型渦槳發動機減速器一級齒輪轂振動測試。

(2)在3f1和f2特征頻帶上，故障齒輪轂發動機的特征頻帶振動量在發動機各運行狀態均明顯地高于正常齒輪轂發動機。但是，返廠大修齒輪轂發動機的振動量也高于其它正常齒輪轂發動機，因此還需要增加監控閥值。

(3)通過對特征頻帶解調發現，在1號和2號傳感器的f2特征頻帶上，故障齒輪轂的發動機減速器游星架轉速的4倍頻(71.7 Hz)調制信號在量值上明顯高于正常齒輪轂發動機。

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