渦扇發動機高速柔性轉子振動故障分析及平衡技術研究

鄧旺群 ，聶衛健 ，徐友良 ，袁 勝 ，劉文魁

(1.中國航發湖南動力機械研究所，湖南株洲412002；2.航空發動機振動技術航空科技重點實驗室，湖南株洲412002)

1 引言

航空發動機轉子結構復雜，工作環境惡劣，在試驗和使用過程中常出現振動故障。因此，研究并排除轉子振動故障是航空發動機轉子動力學的重要研究內容。國內外很多學者在此領域開展了大量卓有成效的工作[1-5]。陳果等[6]針對航空發動機轉子-滾動軸承-支承-機匣耦合系統的碰摩故障進行了計算分析和試驗驗證，馮國全等[7]針對航空發動機內外雙轉子系統支撐軸承不對中問題進行了計算分析，郭小鵬等[8]研究了轉子熱彎曲引起的振動故障特征和振動響應，鄭旭東等[9]針對航空發動機3種典型整機振動故障進行了分析并提出了排故措施。對中小型航空發動機，目前普遍采用超彎曲臨界轉速工作的高速柔性轉子，導致不平衡引起的振動問題更加突出，需要在發動機研制的前期就同步開展高速動平衡技術研究。國內在小發柔性轉子高速動平衡技術領域已開展了20余年的研究，解決了渦軸發動機動力渦輪轉子等的高速動平衡難題[10-14]，然而對于結構復雜、額定工作轉速更高的柔性轉子，如何實現高速柔性轉子的動平衡依然難度很大。

某小型渦扇發動機低壓轉子是一個帶細長軸、風扇端懸臂、風扇軸與低壓渦輪軸分段連接、超兩階彎曲臨界轉速工作的高速柔性轉子，其轉子的動力學問題能否解決關系到發動機研制的成敗。為解決這一關鍵技術問題，設計、加工了一個能很好反映低壓轉子實際情況的低壓模擬轉子并完成了大量的試驗工作。本文針對該模擬轉子在試驗過程中出現的兩個故障(轉子狀態不穩定和高轉速下振動超限)及轉子的高速動平衡技術開展研究，對故障原因進行了分析并采取了排故措施，完成了32 000 r/min轉速下的高速動平衡試驗研究，為低壓模擬轉子實現轉速達標提供了保證，將對低壓轉子的結構設計和高速動平衡試驗提供技術支持。

2 低壓模擬轉子結構

低壓模擬轉子由進氣罩、兩級風扇模擬盤、增壓級模擬盤、兩級低壓渦輪模擬盤、風扇軸、拉緊螺桿、低壓渦輪軸等零部件組成(圖1)。除輪盤采用模擬件外，其余零部件與低壓轉子的基本保持一致，且模擬輪盤的質心位置、質量、轉動慣量等也與真實輪盤有良好的一致性。轉子采用0-3-1支承方案(共4個軸承支承，其中1號軸承為滾珠軸承，2、5、6號軸承為滾棒軸承，軸承編號與發動機中的一致)，1、5、6號支承采用彈性環式彈性支承，2號支承為剛性支承。

3 前三階臨界轉速和振型計算

低壓模擬轉子前三階臨界轉速和振型計算結果分別見表1和圖2，其中表中臨界轉速裕度為相對于額定工作轉速的裕度。由此可知：低壓模擬轉子工作在兩階臨界轉速之上，前三階振型均為彎曲振型，轉子在額定工作轉速下主要受第三階振型影響。

表1 前三階臨界轉速和裕度計算結果Table 1 Calculation results of the first three-order critical speeds and margin of critical speeds

4 振動故障分析及排除

低壓模擬轉子的動力學試驗在高速旋轉試驗器上進行，試驗過程中測量轉子撓度和支座振動加速度。圖3為試驗中轉子的安裝及測試示意圖，圖中：“⊥”、“＝”分別表示測量垂直方向和水平方向的振動；①、②、③為轉子撓度測量面，①平面布置1個位移傳感器D1(⊥)、②平面布置2個位移傳感器D3(⊥)和 D4(＝)、③平面布置 1 個位移傳感器 D2(⊥)；A1～A6為支座上的振動加速度傳感器；1號、2號分別為1號平衡凸臺和2號平衡凸臺(高速動平衡去材料用)。圖4為安裝在試驗器上的轉子。

4.1 轉子狀態不穩定故障

4.1.1 故障現象

轉子動力學試驗過程中發現，轉速不變時4個位移傳感器測得的轉子撓度和相位均有較大幅度的變化(表2)，這說明轉子的狀態不穩定，需查明原因并加以排除。

表2 轉子撓度和相位Table 2 Rotor deflection and phase

4.1.2 故障原因分析及試驗驗證

對轉子進行分解、檢查后發現：1號彈性環斷裂，1號、5號和6號彈性環外凸臺均存在不同程度的周向摩擦痕跡(圖5)。通過分析，可能引起轉子狀態不穩定的原因有：①彈性環失效；②級間隔圈(位于第二級風扇模擬盤與增壓級模擬盤之間)與第二級風扇模擬盤之間的配合關系為間隙配合，高轉速下可能出現定位不可靠；③試驗在真空艙中進行，由于軸向力太小導致滾珠軸承出現輕載打滑；④軸承外環與彈性環未周向固定，在轉子運轉過程中兩者發生周向轉動。針對上述原因分別采取了改進措施：①更換一組全新的彈性環；②不裝級間隔圈；③在轉子動力輸入端通過彈簧給滾珠軸承施加軸向力(圖6)；④由于周向固定軸承外環與彈性環需要對有關零件進行補加工，工作量大、周期長，采取的臨時改進措施是把彈性環與軸承座之間的配合關系由0.03～0.09 mm的間隙配合改為0.01～0.02 mm的過盈配合，增大彈性環周向轉動難度。

分別對上述改進措施進行試驗驗證，相同轉速(6 000 r/min)下各測點測得的轉子撓度和相位值見表3。由表可知：采用前三種改進措施后，轉子的撓度和相位變化范圍仍然較大，但把彈性環與軸承座之間的配合關系由間隙配合改為過盈配合后，轉子的撓度和相位比較穩定，這表明軸承外環與彈性環未周向固定是引起轉子狀態不穩定的原因。

4.1.3 排故措施及試驗驗證

采取以下措施防止轉子運轉過程中軸承(1號、2號、5號、6號軸承)外環與彈性環(1號、5號、6號彈性環)發生周向轉動：①對1號、2號、5號、6號軸承外環的一個端面分別補加工一個限位槽，同時在對應的軸承座上分別增加一個與軸承限位槽相配的定位銷；②重新設計加工1號、5號、6號彈性環，在每個彈性環的側面相差180°位置設計兩個周向防轉凸臺，并在對應的軸承座上補加工4個(周向均布)與防轉凸臺相配的凸臺卡槽。圖7為改進后的軸承、軸承座和彈性環。

表3 采取改進措施后的轉子撓度和相位Table 3 Rotor deflection and phase after improvement

對采取排故措施后的低壓模擬轉子繼續進行試驗，所有轉速下的轉子撓度和相位均較穩定，4個位移傳感器測得的轉子撓度變化范圍均在5 μm以內、相位變化范圍均在5°以內，轉子狀態不穩定故障得以排除。部分測量結果見表4。

表4 12 000 r/min和16 000 r/min轉速下的轉子撓度和相位Table 4 Rotor deflection and phase at 12 000 r/min and 16 000 r/min

4.2 振動超限故障

4.2.1 故障現象

在排除轉子狀態不穩定故障后，進行了更高轉速的轉子動力學試驗。當轉子運行至53%額定工作轉速時，后支座垂直測點(A3傳感器)測得的振動加速度值達到3.51g，超過了限制值，且隨著轉速升高而急劇增大，無法進行后續試驗。圖8為53%額定工作轉速下6個振動加速度傳感器測得的振動加速度頻譜圖，表5為該狀態6個測點的基頻、2倍頻、3倍頻分量。可見，3倍頻是引起振動加速度超限的主要成分。

表5 53%額定工作轉速下支座振動加速度的主要頻率分量(故障狀態)Table 5 Main frequency spectrum values of vibration acceleration of the supports at 53%rated operating speed(fault state)

4.2.2 故障原因分析及試驗驗證

對轉子主要零部件之間的連接和配合關系進行復查和分析，初步確定轉接件與低壓渦輪軸之間的定心不可靠是引起轉子振動超限的主要原因。圖9為轉接件與低壓渦輪軸的配合關系示意圖。轉接軸通過一個緊固螺釘固定在低壓渦輪軸上，與低壓渦輪軸之間采用前、后圓柱面定心+花鍵傳扭的配合方式。然而由于前、后圓柱定心面的軸向長度均較短(分別約2.0 mm和4.3 mm)，且前圓柱面的配合關系為0.05 mm的間隙配合，很可能導致高轉速下的定心不可靠，從而造成浮動軸與低壓渦輪軸之間的不對中并引發振動故障。

基于上述分析提出了初步改進措施：改進轉接件與低壓渦輪軸之間的配合關系，將前圓柱定心面改為0.015 mm的過盈配合(在低壓渦輪軸上鍍鉻)。改進后的試驗驗證結果表明：在同等振動限制值條件下，轉子能安全運行至90.4%的額定工作轉速，且振動加速度的3倍頻分量明顯減小，初步改進措施有效。

4.2.3 排故措施及試驗驗證

雖然初步改進措施對減小高轉速下的轉子振動有明顯效果，但由于結構設計限制(定心面軸向長度不能增大)，很難從根本上排除高轉速下的振動超限故障。為徹底排除這一故障，分析提出了改進連接方式的排故措施：取消轉接件，重新設計浮動軸，浮動軸通過內花鍵與低壓渦輪軸的外花健直接連接并傳扭。改進前后浮動軸與低壓渦輪軸的連接示意圖見圖10。

對排故措施(改進連接方式)進行試驗驗證。圖11為53%額定工作轉速下6個測點振動加速度的頻譜圖，表6為該狀態6個測點的基頻、2倍頻、3倍頻分量。對比表5和表6可知：采取排故措施后，各測點在53%額定工作轉速下振動加速度的3倍頻分量均有所減小。其中，后支座垂直測點(A3傳感器)振動加速度的3倍頻分量從3.33g減小至0.35g，減小幅度高達89.49%。至此，高轉速下振動超限故障得以排除。

5 轉子高速動平衡試驗

排除轉子狀態不穩定和振動超限故障后，對低壓模擬轉子進行了分解、復裝，并對復裝后的轉子繼續進行動力學試驗。第一次開車試驗時，轉子因撓度較大(各支座的振動加速度均很小)只運行到11 346 r/min，且轉子撓度基本上是基頻分量，可見不平衡是導致轉子撓度較大的原因。下面采用柔性轉子的高速動平衡方法對轉子進行平衡，以減小轉子動撓度和軸承動反力。高速動平衡試驗過程中，轉子的安裝及測試示意圖見圖3。

表6 53%額定工作轉速下支座振動加速度的主要頻率分量(排故后)Table 6 Main frequency spectrum values of vibration acceleration of the supports at 53%rated operating speed(after fault elimination)

5.1 平衡難點

對低壓模擬轉子進行高速動平衡試驗難度很大，主要體現在：

(1)風扇軸和低壓渦輪軸均為空心軸，內孔和外圓的同軸度難以滿足設計要求，且轉子上的配合面較多，其加工和裝配精度也很難保證，導致轉子的初始不平衡量難以控制；

(2)該轉子是一個結構復雜的高速柔性轉子，振型引起的附加不平衡量很大；

(3)平衡轉速超過30 000 r/min時，實施平衡操作(尤其是在低壓渦輪軸上加試重)風險很大；

(4)平衡面只有第二級風扇模擬盤、2號平衡凸臺和第二級低壓渦輪模擬盤三個，且2號平衡凸臺的可去材料量十分有限(凸臺高度僅0.5 mm)。事實上，2號平衡凸臺是降低高轉速下轉子撓度最有效的平衡面，但其可去材料量不能滿足平衡需要，在后續改進設計中，應考慮增加低壓渦輪軸2號平衡凸臺的可去材料量。

5.2 平衡過程

采用多轉速、多平面、分步平衡的影響系數法[10]對低壓模擬轉子進行高速動平衡，平衡過程如下：

(1)平衡轉速為8 500 r/min，平衡面為第二級風扇模擬盤，測量面為D2傳感器所在平面。該轉速下的平衡大幅降低了第一階臨界轉速下的轉子撓度，平衡后轉子可平穩運行到90.2%額定工作轉速。

(2)平衡轉速為30 000 r/min，平衡面先后為第二級低壓渦輪模擬盤和2號平衡凸臺，測量面為D3傳感器所在平面。該轉速下的平衡有效降低了高轉速下的轉子撓度，平衡后轉子可平穩運行到96.4%額定工作轉速。

(3)平衡轉速為32 000 r/min，平衡面為第二級低壓渦輪模擬盤，測量面為D3傳感器所在平面。該轉速下的平衡進一步降低了高轉速下的轉子撓度，平衡后轉子可平穩運行到額定工作轉速。

5.3 平衡效果

表7給出了各平衡轉速下的平衡效果。表中，平衡效果計算公式為：平衡效果=((平衡前的轉子撓度-平衡后的轉子撓度)/平衡前的轉子撓度)×100%。分析表7可知：4輪高速動平衡操作使轉子撓度分別降低了83.71%、10.73%、62.17%和25.00%，平衡效果良好；選第二級風扇模擬盤作為平衡面，可大幅降低第一階臨界轉速下的轉子撓度；在低壓渦輪軸上進行30 000 r/min以上的平衡，可有效減小高轉速下的轉子撓度。

5.4 轉子撓度曲線

高速動平衡前和8 500 r/min、30 000 r/min及32 000 r/min轉速下平衡后，由D2、D3傳感器測得的轉子撓度-轉速曲線見圖12。圖13為高速動平衡試驗后，D1、D2、D3和 D4傳感器測得的全轉速范圍內振動幅值-轉速曲線。圖12、圖13中，相對轉速定義為：相對轉速=(實際轉速/額定工作轉速)×100%。

5.5 額定工作轉速下的轉子撓度和振動加速度

高速動平衡試驗后，4個轉子撓度測點(D1～D4位移傳感器)測得的額定工作轉速下的轉子撓度分別為63.0、47.2、110.5、97.0 μm，6個振動加速度測點(A1～A6振動加速度傳感器)測得的額定工作轉速下的支座振動加速度值分別為 1.2g、1.0g、1.1g、1.3g、0.8g、0.8g。可見：額定工作轉速下，轉子撓度均不大于110.5 μm，支座振動加速度均不大于1.3g，可以確保轉子長時間安全可靠運行，達到了高速動平衡減小轉子撓度和軸承動反力的目的。

表7 平衡轉速下的高速動平衡效果Table 7 Effects of high speed dynamic balance at balancing speed

6 結論

以某小型渦扇發動機低壓模擬轉子為研究對象，排除了轉子狀態不穩定和高轉速下振動超限的故障，并通過高速動平衡試驗實現了轉速達標。主要研究結論如下：

(1)軸承外環與彈性環之間無周向防轉措施將引起高速轉子狀態不穩定，在結構設計時應采取周向防轉措施。

(2)高速柔性轉子的結構設計應高度重視主要零部件的定心、配合和連接等，以避免連接不可靠等引起的振動故障。

(3)多轉速、多平面、分步平衡的影響系數法滿足低壓模擬轉子高速動平衡需要，且平衡效果顯著。

(4)實現了低壓模擬轉子32 000 r/min轉速下的高速動平衡試驗，為轉速達標提供了保證，掌握了該轉子的平衡特點和平衡工藝。研究成果可直接應用于裝機低壓轉子的高速動平衡試驗中，解決了轉子動力學試驗中的一項關鍵技術。

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