渦軸發動機彈性支撐外擠壓油膜渦動特征頻率*

林學森， 李本威， 王景霖， 張 赟， 康冰冰

(1.海軍研究院 北京，100161) (2.海軍航空大學航空基礎學院 煙臺，264001)(3.故障診斷與健康管理技術航空科技重點實驗室 上海，201601)

引 言

渦軸發動機作為航空器重要的動力機械，通常比渦扇、渦噴發動機具有更高的轉速和更細的轉動軸，且通過減速齒輪等傳動部件對外輸出功率，因此，其發動機整機振動問題更為突出。在發動機臺架試車測振過程中，由于渦軸發動機內部存在氣體、轉子、齒輪、軸承、油膜、密封及刮磨等多個激振源，各激振源間有耦合、調制作用，導致其頻域范圍帶寬大、峰值多，較難找到對應頻率分量。當前，航空發動機多采用帶定心彈支的擠壓油膜阻尼器，其動力學特性更為復雜，對整機的振動響應影響也尤為突出，并且受發動機內部空間結構的限制，很難采用電渦流傳感器等手段監控其軸心運動軌跡等動力學特征。因此，如何通過機匣外振動傳感器提取并識別擠壓油膜阻尼器的特征頻率具有十分重要的意義。

擠壓油膜阻尼器以其卓越的減振性能被廣泛應用到航空發動機上，特別是對轉子過臨界轉速時的振動響應控制十分明顯，有大量的學者對其動力學特性展開深入研究，取得了一系列成果。鄧吟等[1]利用有限元法對擠壓油膜阻尼器中的油膜動力特性進行研究，得出與Π油膜理論趨勢一致的結果，并且在考慮慣性力后，隨轉速增加油膜壓力及阻尼也增大。San等[2]通過研究多個連續沖擊載荷時擠壓油膜阻尼器-彈支結構的響應，證明了精確制造保證油膜間隙的重要性。文獻[3-4]通過短軸承理論研究不同偏心率、不同動靜載荷下發生瞬態變化時擠壓油膜阻尼器(squeeze film damper，簡稱SFD)對轉子振動響應的控制能力，并通過實驗進行了驗證。Sattipalli等[5]給出了一種通過非線性SFD耦合轉靜子系統的頻率響應方法，該方法可以有效預測發動機靜子結構的振動響應問題。祝長生等[6]通過柔性轉子-擠壓油膜阻尼器實驗測量得到軸心軌道的非協調渦動，并且測得在油膜間隙較小情況下產生的帶有單內環的非協調渦動軌道的進動頻率約為轉子轉速之半，即1/2階亞協調渦動。單獨針對油膜特征頻率提取的文獻多見于滑動軸承，如羅宏林等[7]所述。

由于航空發動機實測振動信號包含有大量噪聲及不同的調幅、調頻因素，因此對振動測試數據的處理尤為重要。當前對該類非平穩信號的處理方法有小波變換、魏格納-威利分布及獨立分量分析等，但其在工程應用中會出現各種問題，如小波變化中小波基是確定的，整個分析過程無法更改，導致分析精度依賴于小波基的選擇等。而經驗模式分解(empirical mode decomposition，簡稱EMD)作為一種自適應的時頻分析方法，在旋轉機械振動信號處理領域有較好的應用效果。文獻[8-10]利用EMD方法采集信號進行濾波，有效提取到了所關注的目標信號。同樣的，EMD方法針對非平穩、非線性信號可以同時反映其時域與頻域信息的特點，能較為顯著地表達振動信號成分并進行較為準確的故障診斷[10-12]。

綜上所述，為了對渦軸發動機整機狀態下的定心彈支機匣油膜阻尼器頻率特性進行分析，要綜合擠壓油膜阻尼器動力學特征、發動機振動源梳理與振動信號特征提取等多方面理論，才能得出較為準確的分析結論。

1 某型渦軸發動機整機振動信號采集的分析

某型渦軸發動機主要氣路轉動部件由離心壓氣機、燃氣渦輪及自由渦輪組成，其中離心壓氣機葉輪與燃氣渦輪轉子之間采用圓弧端齒連接，用壓氣機軸拉緊，并通過壓緊螺母壓緊，使之成為整體的聯合轉子。在整機測振時，采用某進口高頻響、高溫加速度傳感器，為了兼顧較高的分析頻率(盡量采集到主要轉動部件的2，3倍頻)和振動響應幅值的精度，本次實驗采集頻率為10 kHz，分析頻率考慮車臺部件諧振點及氣動低頻干擾采用150 Hz～3 kHz。為保證測試精度和避免系統誤差，采用同一機匣不同安裝位置的雙傳感器進行對比。

1.1 試車測振信號的經驗模態分解

將采集的振動信號進行頻譜分析后，除了能夠觀察到轉子的基頻及倍頻外，還存在有大量弱小的峰值響應，其對應的物理意義并不明確，也經常被忽略。因此，采用一種自適應的時頻局部化分析方法，即EMD，其分解出的前幾個本征模態函數分量往往集中了原信號中最顯著、最重要的信息，這有助于發現發動機復雜激振源中容易被忽略的部分。采用進行發動機振動信號分析的步驟如下：

1) 選取適當長度的發動機穩定工況試車測振數據，為保證計算精度與計算效率，本實驗采用x(t)為50k離散點作為計算樣本；

2) 確定樣本信號x(t)的所有局部極值，并通過3次樣條插值函數將所有極值擬合成原始數據樣本的上、下包絡曲線；

3) 將樣本信號x(t)減去上、下包絡曲線的均值m1(t)，可得到一個去掉低頻的新數據序列h1(t)

h1(t)=x(t)-m1(t)

(1)

4) 驗證所得h1(t)是否為本征模態函數imf，即驗證h1(t)是否極值數目和過零點數目相等或僅相差1，上、下包絡線計算出來的局部均值是否為0；

5) 若h1(t)滿足imf的兩個條件，則h1(t)是第1個imf分量；若不滿足，則重復步驟2和3，如式(2)，得到h1k(t)滿足imf基本條件，記作a1(t)=h1k(t)

h1k(t)=h1(k-1)(t)-m1k(t)

(2)

6) 從原始信號x(t)中減去a1(t)，得到剩余信號為

r1(t)=x(t)-a1(t)

(3)

7) 通過對發動機激振源的轉頻分析，并結合分析頻帶要求，通過多次實驗，發現對于該型渦軸發動機，僅需關注前7個imf分量即可，因此，當計算得出a7(t)時計算停止。

通過以上步驟，計算得出的原始樣本x(t)的前7個本征模態函數imf如圖1(a)所示。為更好地顯示其特征，本研究僅截取穩定工況的前2k數據點進行展示。EMD分解方法主要目的是從復雜信號中獲得有意義的瞬時頻率，但是分解得出的本征模態函數需要人為結合被測對象解釋其物理意義。由于分析頻率包含轉子3倍頻，因此分解后高頻分量占據imf的前4階。從第5階imf的時域尺度和其對應的傅里葉頻域可以清晰提取出燃氣發生器聯合轉子與自由渦輪基頻的組合振型及其頻域特征，如圖1(b)所示。然而對于第6階imf，卻有一個明顯的中低頻峰值，不能很好解釋其激振源位置，因此將其作為重點研究對象進行進一步探討，如圖1(c)所示。

在兩組患者入院之后,均采取監測血壓、心電圖監護以及吸氧等基礎護理。同時將尿激酶1.5萬U與生理鹽水100ml均勻混合,并給予患者靜脈滴注,并保證滴注在30min之內完成。對于對照組在入院當天給予300mg的氯吡格雷,采取口服治療,第二天減量至75mg;而研究組則采用氯吡格雷聯合阿司匹林進行治療,即在對照組治療的基礎上給予300mg的阿司匹林,次日則可減量至氯吡格雷75mg,阿司匹林100mg。

圖1 EMD方法分析結果Fig.1 The results for EMD analysis

1.2 穩態工況亞同步特征顯示

由于EMD分解方法是為了在幅值解調分析時將相位信號求導得出的瞬時頻率表達出來，然而在發動機實測信號中每個瞬時頻率包括多個激振源的振蕩模式，因此EMD算法采用了多個單一振蕩模式的分量的線性疊加，因此EMD分解多處理時間尺度較小的原始數據。為了更好地研究所發現的中低頻峰值信號，取該穩態狀態(狀態1)中間段的實驗數據(150～250 s)進行分析。由于該頻率為低頻，所以為提高計算效率，將分析頻帶調整為2 kHz以下，所得的時頻圖像如圖2(a)所示。圖中GF為燃氣發生器轉子頻率，FF為自由渦輪頻率，2GF和2FF分別為對應的2倍頻，OF頻率為低頻信號。由圖可以看出，OF頻率在低頻范圍較為顯著，且在穩定狀態頻率與幅值穩定，因此判定其為某一亞同步轉速。

圖2 發動機穩定狀態時頻圖Fig.2 Time-frequency graph in engine steady condition

為驗證其為亞同步跟隨頻率，取發動機狀態2的穩態工況數據進行驗證，所得到的時頻圖像如圖2(b)所示，其結果與狀態1規律一致。進一步計算其各頻率間關系可以得出，OF頻率與GF頻率間存在0.443倍的比例關系，如表1所示。為了消除傳感器帶來的誤差，表1中列出了采集自發動機同一截面不同傳感器的頻率分量對比，可以看出該型傳感器精度與一致性好。

表1 OF與GF比例關系

2 亞同步頻率激振源分析

經發動機多狀態驗證，表明存在某一特征頻率與燃氣發生器轉子頻率存在恒定的0.443倍關系，且該頻率與燃氣發生器轉子頻率同步性高，因此其可能為某調制因素導致或由特定的激振源激發。

2.1 激振源頻率特征篩查

參考文獻[13-14]，可以梳理出0.443倍轉子基頻所有可能的振源類型，如表2所示。

表2 激振源特征頻率梳理表

對于碰磨，由于未見時頻圖像出現邊頻帶現象，且將發動機進行分解檢查時未見明顯的刮磨痕跡，所以排除該因素。對于密封、壓氣機葉輪間隙及渦輪間隙激起的渦動，由于其與負荷相關，在發動機改變運行狀態時，其特征頻率可能發生變化，但由于無法對其進動狀態進行測量，所以暫時排除，將結合下一步斷滑油實驗進行最終排除。滑動軸承半速渦動與實驗中發現的特征頻率符合度高，但是目前文獻對象均為滑動軸承，而該型渦軸發動機未采用滑動軸承，故排除。鼓筒段或轉子內腔有滑油滲漏積液現象，屬于故障情況，通過發動機分解檢查和多臺發動機試車測振予以排除。因此，確定該特征頻率為某一調制頻率或某一新激振源的可能性大。調制頻率可通過后續斷滑油實驗予以排除，該激振源頻率參考滑動軸承半速渦動現象，初步分析為燃氣發生器聯合轉子前定心彈支外擠壓油膜渦動導致。

2.2 擠壓油膜渦動頻率探析

當前航空發動機普遍采用擠壓油膜阻尼器來減小轉子通過臨界轉速時的振動和經過軸承向外傳遞的載荷，設計優化的擠壓油膜阻尼器能減少60%以上的外傳響應，并且能夠抑制轉子系統的不穩定性和具有承受一定轉子突加不平衡載荷的能力。然而，有關擠壓油膜阻尼器的一些機理至今仍未完全弄清楚，還不能根據設計參數來精確計算阻尼器性能[13]。同樣，對于阻尼器由于油膜反力帶來的擠壓油膜阻尼器特征頻率也少有研究。該型渦軸發動機燃氣發生器聯合轉子的前支承為帶有定心彈支的擠壓油膜阻尼器組件，其結構如圖3所示。

圖3 擠壓油膜阻尼器結構Fig.3 The structure of squeeze film damper(SFD)

由于定心型擠壓油膜阻尼器內環為彈性支撐，其另一端通過螺栓連接在機匣處，整體而言其為非旋轉件。然而在機匣徑向截面上看，彈性支座受內部轉子軸頸轉動的擠壓，在截面上做圓周晃動，因此參考文獻[15]中滑動軸承的油膜渦動頻率提取方法對擠壓油膜的渦動頻率進行分析，如圖4所示。

圖4中，外圓為發動機內機匣限位器，內圓為彈支外圈，內外圓之間為擠壓油膜。由于內圓在平面內做圓周晃動，因此在單位時間dt內，A′和B′點處的線速度可等效為內圓自轉線速度的效果，圓周晃動可等效為類自轉運動，類自轉角速度為ω′。由于油膜具有不可壓縮性，因此當內圓在外圓內做偏心轉動時，形成一個進口截面AA′大于出口截面BB′的油楔，對于渦軸發動機這種高速輕載轉子，內圓表面的線速度很高而載荷較小，此時內圓從AA′帶入的油量大于從BB′帶出的油量，多余的油將推動內圓前進，形成與內圓類旋轉方向一致的渦動運動，渦動速率即為油楔本身的前進速率Ω的一半左右。

圖4 擠壓油膜渦動頻率分析Fig.4 Oil whirl characteristic frequency analysis

在內圓作類旋轉運動時，由于油膜具有黏性，所以在A′與B′處速度與內圓類旋轉線速度相同，均為rω′，而對應的外圓上A與B點油膜速度為零。為方便計算，間隙中的油膜運動速率呈線性分布。圖中月牙陰影面積為內圓在dt內掠過的面積，這部分面積等于油膜在進出口間隙的流量差。假設油膜寬度為l，內外圓平均間隙為C，偏心距為e，油膜兩端的泄漏量為dQ，根據流體連續性原則，可得

解得

Ω=(0.42～0.48)?′

(6)

與前者通過實驗發現的0.443倍關系吻合度高。

3 擠壓油膜渦動特征頻率實驗驗證

為進一步排除壓氣機葉輪間隙、渦輪間隙和密封產生的渦動頻率及調制因素，確定油膜在特征頻率中的主導因素，特進行發動機斷滑油實驗。

3.1 實驗設計

結合GJB 242A—2018《航空渦輪螺槳和渦輪軸發動機通用規范》中對發動機滑油流量中斷的工作能力和實驗驗證要求，設計進行發動機穩定狀態下滑油中斷實驗，其原理如圖5所示。實驗步驟為：

1) 將發動機保持在穩定狀態，進行臺架測試，確保發動機運行穩定無異常，傳感器與采集設備正常；

2) 打開通氣斷油電磁閥，瞬間降低滑油進油壓力至標準大氣壓力一半以下，并向滑油泵進口通氣；

3) 保持發動機在該穩定狀態運行30 s后切斷電磁閥恢復供油，監控發動機性能與振動限制值在標準范圍內；

4) 停車后進行滑油光譜分析和發動機分解檢查，確定在斷滑油運行過程中發動機無結構損傷等異常；

5) 全程進行振動參數測量，實驗后進行振動參數分析。

3.2 實驗結果分析

將實驗過程的前后60 s實驗數據作為分析樣本，作出時頻圖如圖6所示。由圖中可以清晰看出，燃氣發生器、自由渦輪轉子頻率響應在斷滑油后變化不明顯；然而OF頻率響應由于無滑油供應，油膜消失，所以該頻率響應在斷滑油后瞬間消失，后續偶爾出現的微弱響應為滑油腔室內殘存的少量油液導致。這也進一步證實了前者關于OF頻率為擠壓油膜渦動頻率的推論。

圖6 斷滑油過程時頻圖Fig.6 Oil interruption course time-frequency graph

另一方面，穩態斷滑油實驗過程中，由于發動機轉速、空氣流量、壓比及功率等發動機性能條件均未發生變化，因此OF頻率的變化與壓氣機葉輪間隙、渦輪間隙及密封等激起的渦動無關，也與其他調制因素無關。

4 結束語

利用EMD方法對某型渦軸發動機的臺架測振參數進行分析，在前幾階本征模態函數中發現有某個中低頻分量的激振源暫不明確。通過選定合適的參數作出發動機穩態時頻圖像，證明該信號為一亞同步頻率，并利用多傳感器、多狀態測量，確定該頻率與燃氣發生器轉頻之比為0.443。經過對擠壓油膜渦動頻率機理的計算與斷滑油實驗排除其他干擾因素后，確定該頻率為該型發動機燃氣發生器聯合轉子前定心彈支外擠壓油膜阻尼器的特征頻率。由于該頻率在發動機運行過程中始終存在，因此在發動機設計與使用時，應避免發動機各主要工況下該油膜渦動頻率與轉子臨界轉速以及部附件的固有頻率重合或相近，從而發生自激振動，引起轉子系統失穩或部附件疲勞損壞。