雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩動力學(xué)研究與基于振動加速度的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

王南飛， 蔣東翔， 韓特,2， 徐洪志

(1. 清華大學(xué) 電力系統(tǒng)和發(fā)電設(shè)備控制及仿真國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100084；2.中航工業(yè)航空動力控制系統(tǒng)研究所，江蘇 無錫 214063)

雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩動力學(xué)研究與基于振動加速度的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

王南飛1， 蔣東翔1， 韓特1,2， 徐洪志1

(1. 清華大學(xué) 電力系統(tǒng)和發(fā)電設(shè)備控制及仿真國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100084；2.中航工業(yè)航空動力控制系統(tǒng)研究所，江蘇 無錫 214063)

基于航空發(fā)動機(jī)動靜碰摩故障的特點(diǎn)，建立雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩的動力學(xué)模型。模型中充分考慮機(jī)匣與輪盤碰撞時(shí)的彈性變形、接觸滲透及彈性阻尼支撐，應(yīng)用Hertz接觸理論和庫倫模型，建立干摩擦情況下雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩故障時(shí)的運(yùn)動微分方程。運(yùn)用四階經(jīng)典Runge-Kutta法進(jìn)行求解，得到碰摩故障下雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)響應(yīng)。因?yàn)閷?shí)際的航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子的振動位移不易獲取，多是測得軸承座或者機(jī)匣的振動加速度，為了提取碰摩狀態(tài)下軸承座振動加速度特征，建立雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)試驗(yàn)臺，進(jìn)行動靜碰摩實(shí)驗(yàn)，從軸承座測量振動加速度，通過頻譜分析和包絡(luò)譜分析方法，分析了軸承座振動加速度信號中的碰摩特征。結(jié)果表明雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩時(shí)，可將兩個激勵源的倍頻和組合頻率成分作為航空發(fā)動機(jī)動靜碰摩故障的典型特征。而且當(dāng)兩個振源的頻率值相互接近到20%的時(shí)候，雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)拍振信號強(qiáng)度較大。動力學(xué)仿真和實(shí)驗(yàn)取得了很好的一致性，驗(yàn)證了所提出的雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)碰摩模型的正確有效性。

雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)；動靜碰摩；振動加速度；動力學(xué)分析；拍振；振動頻譜；包絡(luò)解調(diào)

目前，為了提高航空發(fā)動機(jī)的喘振裕度和壓氣機(jī)的工作效率，雙轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的航空發(fā)動機(jī)得到越來越廣泛的使用，高壓轉(zhuǎn)子與低壓轉(zhuǎn)子通過中介軸承耦合在一起，構(gòu)成復(fù)雜的航空發(fā)動機(jī)雙轉(zhuǎn)子-軸承-機(jī)匣系統(tǒng)，而且雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)轉(zhuǎn)速很高，使得其動力學(xué)響應(yīng)極為復(fù)雜。同時(shí)，為了提高航空發(fā)動機(jī)的推重比和結(jié)構(gòu)效率，人們往往采用縮小轉(zhuǎn)、靜子之間的間隙，但這也導(dǎo)致航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子與靜子之間發(fā)生碰摩故障的可能性急劇增大。轉(zhuǎn)靜碰摩故障的嚴(yán)重后果將使轉(zhuǎn)靜子之間的間隙增大、軸承磨損、葉片斷裂甚至造成機(jī)毀人亡的事故[1-3]。由于碰摩故障機(jī)理和因碰摩而導(dǎo)致的系統(tǒng)響應(yīng)的復(fù)雜性，國內(nèi)外很多學(xué)者對碰摩故障開展了大量的研究工作，也取得了豐碩的研究成果[4-6]，但這些工作多數(shù)集中在單轉(zhuǎn)子系統(tǒng)碰摩故障[7-10]中，在以往的雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)碰摩研究中，大都也只是從理論層面描述碰摩現(xiàn)象和特征[11-18]，不少文獻(xiàn)中出現(xiàn)的碰摩實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證也多是基于位移信號[19]，但實(shí)際某型渦扇航空發(fā)動機(jī)中多是獲得機(jī)匣或者軸承座的振動加速度。

本文基于航空發(fā)動機(jī)動靜碰摩故障的特點(diǎn)，建立雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩的動力學(xué)模型。模型中充分考慮機(jī)匣與輪盤碰撞時(shí)的彈性變形、接觸滲透及彈性阻尼支撐，應(yīng)用Hertz接觸理論和庫倫模型，并考慮高低壓轉(zhuǎn)子通過中介軸承的耦合作用，建立干摩擦情況下雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩故障時(shí)的運(yùn)動微分方程。運(yùn)用四階經(jīng)典Runge-Kutta法進(jìn)行求解，得到碰摩故障下雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)響應(yīng)。因?yàn)閷?shí)際的航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子的振動位移不易獲取，多是測得軸承座或者機(jī)匣的振動加速度，本文為了提取碰摩狀態(tài)下軸承座振動加速度特征，建立雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)試驗(yàn)臺，進(jìn)行動靜碰摩實(shí)驗(yàn)，從軸承座測量振動加速度，通過頻譜分析和包絡(luò)譜分析方法，分析了軸承座振動加速度信號中的碰摩特征。

1 雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩故障力學(xué)模型與分析

1.1 碰摩故障描述

對于航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，一般轉(zhuǎn)子上固定有壓氣機(jī)和渦輪盤，盤上分布有多級葉片。轉(zhuǎn)子與葉輪安裝在機(jī)匣里面，機(jī)匣一般較薄。整個航空發(fā)動機(jī)采用彈性支承固定在機(jī)身內(nèi)。現(xiàn)代航空發(fā)動機(jī)對熱動性能的要求越來越高，葉片與機(jī)匣間的空隙越來越小，容易發(fā)生碰摩。機(jī)匣內(nèi)壁一般有涂層，碰摩初始時(shí)，葉片先與涂層發(fā)生剮蹭，機(jī)匣磨損，發(fā)動機(jī)熱動性能下降；碰摩嚴(yán)重時(shí)，葉片就會與機(jī)匣直接碰摩，甚至擊穿機(jī)匣，毀損發(fā)動機(jī)。航空發(fā)動機(jī)動靜碰摩時(shí)機(jī)匣的運(yùn)動及變形比較復(fù)雜，需要建立較為完善的動力學(xué)模型來研究轉(zhuǎn)子輪盤與機(jī)匣動靜碰摩的機(jī)理。

1.2 動靜碰摩故障的動力學(xué)模型

為便于研究，本文結(jié)合雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模擬實(shí)驗(yàn)臺，將機(jī)匣視作彈性支承的薄板，模型僅考慮輪盤與機(jī)匣動靜碰摩的情況。轉(zhuǎn)子輪盤與機(jī)匣發(fā)生碰摩時(shí)，假設(shè)機(jī)匣僅發(fā)生彈性變形；碰摩過程中，輪盤與機(jī)匣為正接觸，由于輪盤的剛度遠(yuǎn)大于機(jī)匣的剛度，會在碰摩的局部區(qū)域發(fā)生接觸變形并滲入。機(jī)匣整體的彈性支撐看作是線性彈簧阻尼支撐，忽略轉(zhuǎn)子的扭矩效應(yīng)，由于轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速較高，碰摩持續(xù)的時(shí)間很短，假設(shè)碰摩時(shí)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速保持不變。在實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證的過程中，碰摩故障在外轉(zhuǎn)子中進(jìn)行模擬。考慮以上這些碰摩特點(diǎn)，建立的雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)外轉(zhuǎn)子動靜碰摩的動力學(xué)模型如圖1所示，其中圖1(a)表示碰摩前轉(zhuǎn)子和機(jī)匣的臨界位置，此時(shí)轉(zhuǎn)子和機(jī)匣剛開始接觸，機(jī)匣并未發(fā)生變形，隨著碰摩的加劇，轉(zhuǎn)子和機(jī)匣之間發(fā)生相互碰摩，機(jī)匣被擠壓，如圖1(b)所示。

圖1 轉(zhuǎn)子盤與機(jī)匣碰摩的動力學(xué)模型Fig.1 The dynamic model of rub-impact between the disk and the casing

因?yàn)榈蛪恨D(zhuǎn)子與高壓轉(zhuǎn)子通過中介軸承耦合在一起，如圖2所示。高壓轉(zhuǎn)子在運(yùn)行的過程中，除了受其自身激勵源的作用，還要承受低壓轉(zhuǎn)子的激勵，因此在對高壓轉(zhuǎn)子進(jìn)行動力學(xué)分析時(shí)，必須要考慮低壓轉(zhuǎn)子的作用。設(shè)在運(yùn)行的過程中，ω1為低壓轉(zhuǎn)子的角速度，m1為低壓轉(zhuǎn)子的等效激勵質(zhì)量，e1為外轉(zhuǎn)子的等效質(zhì)量偏心距，α1為等效的不平衡方向角。

假定不考慮摩擦的熱效應(yīng)，轉(zhuǎn)靜子的碰撞為彈性碰撞，變形為彈性變形，碰摩為局部碰摩，機(jī)匣的變形為線性變形，轉(zhuǎn)子與機(jī)匣的碰摩符合庫侖摩擦定律，則可得到碰摩狀態(tài)下外轉(zhuǎn)子的運(yùn)動微分方程：

圖2 雙轉(zhuǎn)子中介軸承受力分析Fig.2 Force analysis of dual-rotor intermediate bearing

(1)

式(1)中，ε的取值如下：

(2)

Fτ為摩擦力，根據(jù)庫倫摩擦定律，則

(3)

式(3)中f為摩擦因數(shù)。

將式(1)進(jìn)行無量綱化，定義如下無量綱參數(shù)：

并令α=α0=0，則式(1)可寫成如下無量綱形式：

(4)

2 雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩故障仿真

雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動靜碰摩故障的理論模型基于庫倫摩擦定律和非線性接觸模型，考慮了轉(zhuǎn)子輪盤與機(jī)匣接觸時(shí)板的彈性變形和機(jī)匣在彈性支撐下的運(yùn)動。由于系統(tǒng)具有很強(qiáng)的非線性，本文對微分方程組采用變步長四階Runge-Kutta法進(jìn)行數(shù)值積分來獲取外轉(zhuǎn)子的動力學(xué)響應(yīng)。

2.1 含碰摩故障的雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)組合頻率響應(yīng)分析

本文通過仿真計(jì)算得到雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在不發(fā)生碰摩和發(fā)生碰摩故障兩種狀態(tài)下，在內(nèi)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速N1=2 400 r/min，外轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為N2=3 000 r/min時(shí)外轉(zhuǎn)子的動力學(xué)響應(yīng)，仿真結(jié)果如圖3和圖4所示。因?yàn)閷?shí)驗(yàn)過程中碰摩頭所用的材料為鋁，為了和實(shí)驗(yàn)對比，在仿真計(jì)算中機(jī)匣的支撐剛度為Kr=1.0×106N/m。

圖3 高壓轉(zhuǎn)子動力學(xué)響應(yīng)(正常情況)Fig.3 Dynamic response of high pressure rotor (Normal)

圖4 高壓轉(zhuǎn)子動力學(xué)響應(yīng)(碰摩狀態(tài))Fig.4 Dynamic response of high pressure rotor (rub-impact)

2.2 雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)拍振響應(yīng)的分析

在雙轉(zhuǎn)子的航空發(fā)動機(jī)中，由于高低壓轉(zhuǎn)子都不可避免的存在不平衡量，因此雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)將受到兩個不平衡量的激勵，當(dāng)兩個轉(zhuǎn)子的頻率很接近時(shí)，系統(tǒng)將會出現(xiàn)拍振現(xiàn)象，拍振現(xiàn)象對航空發(fā)動機(jī)的安全運(yùn)行影響很大，因此需要對發(fā)動機(jī)的拍振特性進(jìn)行分析。

圖5為不同轉(zhuǎn)速比情況下高壓轉(zhuǎn)子的響應(yīng)，從圖中我們可以看到，當(dāng)高低壓轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速比小于等于1.2且大于1時(shí)，有比較明顯的拍振現(xiàn)象。而且從圖中也可以看到，當(dāng)轉(zhuǎn)速比為1時(shí)，并沒有出現(xiàn)拍振現(xiàn)象。當(dāng)高低壓轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速比大于1.2時(shí)，拍振現(xiàn)象逐漸減弱。在工程中，當(dāng)兩個振源的頻率值相互接近到20%的時(shí)候, 結(jié)構(gòu)系統(tǒng)將發(fā)生拍振現(xiàn)象[20]，從本文的仿真結(jié)果顯然可以得出一致的結(jié)論。

圖5 高低壓轉(zhuǎn)子不同轉(zhuǎn)速比時(shí)高壓轉(zhuǎn)子的響應(yīng)Fig.5 High pressure rotor response with different speed ratio between high pressure rotor and low pressure rotor

3 動靜碰摩故障的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

3.1臺架振動測點(diǎn)分布

某型渦扇發(fā)動機(jī)主機(jī)振動測試系統(tǒng)包含3個測點(diǎn)，分別位于透平機(jī)匣、風(fēng)扇機(jī)匣以及風(fēng)扇后的軸承座上，如圖6所示。各測點(diǎn)均采用振動加速度傳感器，并將各測點(diǎn)的譜圖顯示在測試系統(tǒng)界面內(nèi)。本文主要研究軸承座的振動加速度與發(fā)動機(jī)的運(yùn)行狀態(tài)的關(guān)系。

圖6 振動測試系統(tǒng)測點(diǎn)位置Fig.6 Measuring points of vibration test system

3.2 雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)試驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)

結(jié)合某渦扇發(fā)動機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，建立如圖7所示的雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺，其中圖7(a)為雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺實(shí)物圖，雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)側(cè)視圖如圖7(b)所示。內(nèi)轉(zhuǎn)子(1)從外轉(zhuǎn)子(2)中穿過，由高速電機(jī)(3)直接驅(qū)動；外轉(zhuǎn)子由高速電機(jī)用皮帶驅(qū)動。軸承座(13)和膜片聯(lián)軸器(12)可以減少皮帶驅(qū)動橫向力的影響。內(nèi)、外轉(zhuǎn)子上分別裝有輪盤，模擬壓氣機(jī)和渦輪載荷。內(nèi)轉(zhuǎn)子兩端采用深溝球軸承(4)和滾柱軸承(5)支承，外轉(zhuǎn)子一端采用深溝球軸承支承(6)，另一端通過鼠籠彈性支承和滾柱軸承(7)支承在內(nèi)轉(zhuǎn)子上。內(nèi)轉(zhuǎn)子上裝有兩個輪盤(8,9)；外轉(zhuǎn)子上裝有三個輪盤(10,11,12)，其中彈性支承安裝在輪盤11上。

圖7 雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺及結(jié)構(gòu)簡圖Fig.7 Dual rotor system test rig and structure diagram

結(jié)合某渦扇發(fā)動機(jī)振動加速度的測點(diǎn)布置，在雙轉(zhuǎn)子實(shí)驗(yàn)臺上布置類似測點(diǎn)，實(shí)驗(yàn)過程中主要測量的是軸承座的振動加速度，并基于軸承座的振動加速度信號分析碰摩特征。實(shí)驗(yàn)傳感器的布置如圖8所示，加速度傳感器安裝在軸承座上，測量支承結(jié)構(gòu)的振動加速度。此外，在內(nèi)、外轉(zhuǎn)子上各安裝了一個鍵相盤，輪盤1和輪盤2設(shè)計(jì)為齒盤形狀，配合四個霍爾傳感器，實(shí)現(xiàn)振動波形相位的標(biāo)示和整周期測量，加速度傳感器測量范圍±50g，頻響0.5～1 000 Hz。數(shù)據(jù)采集過程中采樣率為5 000 Hz。

圖8 雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模擬實(shí)驗(yàn)臺測量傳感器布置圖Fig.8 Measurement sensors layout diagram of dual-rotor system simulation test bench

3.3 碰摩故障的實(shí)驗(yàn)對比

為驗(yàn)證動靜碰摩的動力學(xué)模型，在雙轉(zhuǎn)子試驗(yàn)臺上模擬外轉(zhuǎn)子動靜碰摩故障，實(shí)驗(yàn)時(shí)，內(nèi)、外轉(zhuǎn)子(外轉(zhuǎn)子振動基頻50 Hz，內(nèi)轉(zhuǎn)子振動基頻40 Hz)，動靜碰摩在外轉(zhuǎn)子輪盤處模擬(圖7(a)和圖8中的圈出部分所示)，從軸承座測量碰摩狀態(tài)下的振動加速度時(shí)間波形并進(jìn)行頻譜分析，得到對應(yīng)軸承座加速度的振動頻譜，如圖9和10所示。

圖9 高壓轉(zhuǎn)子軸承座加速度時(shí)間波形和頻譜分析(正常狀態(tài))Fig.9 Acceleration time waveform and spectrum analysis of high pressure rotor(normal status)

從圖9和圖10加速度時(shí)間波形中可以看出，當(dāng)碰摩故障發(fā)生時(shí)，外轉(zhuǎn)子在碰摩狀態(tài)下的加速度振動幅值明顯大于正常狀態(tài)的加速度振動幅值；對比圖11和圖12對于內(nèi)轉(zhuǎn)子也可以得到類似結(jié)論。從圖9和圖11的頻譜分析中可以看出，在正常情況下，頻譜中比較突出的部分主要是內(nèi)外轉(zhuǎn)子的基頻成分X1=40 Hz和X2=50 Hz；但是當(dāng)碰摩故障出現(xiàn)時(shí)，頻譜成分變的相對復(fù)雜(圖10和圖12)。

圖10 高壓轉(zhuǎn)子軸承座加速度時(shí)間波形、頻譜分析和包絡(luò)譜分析(碰摩狀態(tài))Fig.10 Acceleration time waveform, spectrum analysis and envelop spectrum analysis of high pressure rotor(rub-impact)

圖11 低壓轉(zhuǎn)子軸承座加速度時(shí)間波形和頻譜分析(正常狀態(tài))Fig.11 Acceleration time waveform andspectrum analysis of low pressure rotor(normal status)

圖12 低壓轉(zhuǎn)子軸承座加速度時(shí)間波形、頻譜分析和包絡(luò)譜分析(碰摩狀態(tài))Fig.12 Acceleration time waveform, spectrum analysis and envelop spectrum analysis of low pressure rotor (rub-impact)

由于碰摩故障特性在從轉(zhuǎn)子傳遞到軸承座的過程中，加速度信號中混雜有噪聲信號和背景信號，所以無論是正常狀態(tài)下的加速度信號，還是故障正態(tài)下的加速度信號，都會含有干擾成分，這也是圖9～12中的頻譜分析中，會出現(xiàn)幅值較低的頻率成分的原因，此外，因?yàn)殡p轉(zhuǎn)子模擬實(shí)驗(yàn)臺實(shí)際難以達(dá)到理想狀態(tài)，總是存在一些輕微故障，如初始不對中等，受此影響，即使正常情況下，內(nèi)、外轉(zhuǎn)子振動位移的頻譜中也會含有幅值較低的譜線存在。同時(shí)，碰摩故障發(fā)生時(shí)，軸承座受到?jīng)_擊力的作用，會引發(fā)軸承座的高頻固有振動，因此在圖10和圖12中還進(jìn)行了包絡(luò)譜分析。對比圖9和圖11，從圖10和圖12的頻譜分析和包絡(luò)譜分析中可以看出雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)出現(xiàn)碰摩故障時(shí)，除了含有內(nèi)外轉(zhuǎn)子的基頻成分(X1和X2)，還出現(xiàn)了內(nèi)轉(zhuǎn)子倍頻(如2X1)，以及內(nèi)外轉(zhuǎn)子的組合頻率(8.842 Hz=48.83 Hz-39.9 Hz，58.59 Hz=48.83 Hz×2-39.9 Hz)。可見，由于雙轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)通過中介軸承耦合在一起，碰摩故障特性相比單轉(zhuǎn)子系統(tǒng)也更加復(fù)雜。

4 結(jié) 論

雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)因?yàn)槭艿絻蓚€激勵源的作用，在不發(fā)生碰摩故障的情況下,主要表現(xiàn)為兩個激勵源的基頻(X1和X2)。當(dāng)發(fā)生動靜碰摩故障時(shí)，雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的頻譜成分表現(xiàn)出大量的倍頻和組合頻率。總的來說，對比發(fā)生碰摩與不碰摩的情況，碰摩情況下的振動幅值更大，系統(tǒng)的響應(yīng)頻率也更豐富，依據(jù)本文的分析結(jié)果，可將兩個激勵源的倍頻、組合頻率及其分頻，作為航空發(fā)動機(jī)動靜碰摩故障的特征頻率。

軸承座振動加速度中含有豐富的碰摩信息，碰摩沖擊力會激起軸承座的高頻固有振動。

對于雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，當(dāng)轉(zhuǎn)速比為1時(shí)，并不會出現(xiàn)拍振現(xiàn)象，與理論推導(dǎo)一致。但是當(dāng)兩個振源的頻率值相互接近到20%的時(shí)候，拍振信號強(qiáng)度都比較大，隨著轉(zhuǎn)速差的增大，偏振的信號強(qiáng)度呈下降趨勢。

本文工作對于帶有碰摩故障的航空發(fā)動機(jī)動力學(xué)仿真和故障機(jī)理研究具有重要意義。同時(shí)包絡(luò)解調(diào)的精度很高，能夠從很強(qiáng)的背景噪聲中提取高頻碰摩信息。本文的建模方法可以推廣到單轉(zhuǎn)子及多轉(zhuǎn)子航空發(fā)動機(jī)的整機(jī)振動建模與仿真。

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Dynamics of rub-impact of dual-rotor systems and the experimental verification based on vibration accelerations measurement

WANG Nanfei1, JIANG Dongxiang1, HAN Te1,2, XU Hongzhi1

(1. State Key Laboratory of Control and Simulation of Power System and Generation Equipment, Tsinghua University, Beijing 100084, China；2.AVIC Aero Engine Control Institute, Wuxi 214063, China)

Based on the rub-impact characteristics of aero-engine, the dynamic model of a dual-rotor system under rub-impact was established.The elastic deformation, contact penetration and elastic damping support during rub-impact between the casing and wheel disk were fully considered. The finite element model and its boundary conditions of a quayside gantry crane were established. The collision force and friction were calculated by utilizing the Hertz contact theory and Coulomb model, then the kinetic differential equation of rub-impact under dry rubbing status was derived. The first ten natural frequencies, the corresponding mode shapes and time-history of displacement responses were given based on the analysis of the modes and dynamic responses of the gantry crane system. The calculation and analysis above are helpful for preventing the gantry crane from working in resonant area and for keeping the oversize dynamic deformation under restraint, which can be applied in designing quayside gantry crane systems.Applying the variable step size fourth order Runge-Kutta method, the rub responses of the dual-rotor system were obtained. As for aero-engine, it may not be accessible to directly detect the displacement signals of the rotor system, and only the acceleration signals on the pedestal are easy to be acquiced. In order to analyse the bearing pedestal acceleration characteristics under rub-impact status, a dual-rotor system test rig was designed. Rub-impact experiments were carried out and the vibration acceleration signals collected from the bearing pedestal were analyzed by means of frequency spectrum and envelop analysis in order to extract the rubbing faults’ characteristics. The results indicate that the doubling frequency and combination frequencies from two different exciting sources can be considered as the typical characteristics of rub-impact in aero-engines. The beat vibration usually becomes noticeable when the speed difference between the two dual-rotor speeds is less than 20% of the operating speeds. The results of the dynamic simulation are in accordance with the experiments, which verifies the effectiveness of

the proposed rub-impact model of dual-rotor systems.

dual-rotor; rub-impact; vibration acceleration; dynamics analysis; beat vibration; vibration spectrum; envelop analysis

國家自然科學(xué)基金(11572167)

2016-01-26 修改稿收到日期： 2016-06-06

王南飛 男，博士生，1990年4月生

蔣東翔 男，教授，博士生導(dǎo)師，1963年3月生

V231.9；TH113.1

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.14.011