某風扇增壓級行波共振故障機理研究

馬會防，張 輝，吳志青，王衛國，高修磊

(中國航發商用航空發動機有限責任公司，上海 200241)

在航空發動機、汽輪機等旋轉機械中，廣泛使用了薄壁圓柱殼結構，對這類結構進行振動特性、故障診斷技術研究，具有重要的工程應用和參考價值。

計算研究方面，王宇等[1-4]利用傳遞矩陣等方法研究了旋轉薄壁圓柱殼的行波共振特性，包括不同材質的涂層、不同的邊界條件等對行波共振特性的影響。李文達等[5]基于Sanders殼體理論，采用波傳播方法和傅里葉級數展開法，研究了彈性約束邊界條件下旋轉薄壁圓柱殼的振動特性。韓清凱等[6]利用傳遞矩陣法研究了旋轉薄壁圓柱殼及帶有篦齒結構時的固有頻率特性。

試驗測試方面，何劉海等[7-9]利用聲波導管測量了航空發動機附件齒輪的行波共振噪聲，對行波共振頻率、共振轉速及節徑振動聲輻射量級進行了分析，研究表明被測錐齒輪在運行轉速范圍內存在多個節徑行波共振,最大分頻動應力在五節徑后行波處。

振動故障診斷方面，工程中關于行波共振診斷的研究則報道很少，王海霞等[10]針對典型的發動機附件機匣振動超限情況,確定了固有頻率共振是引起發附件機匣振動超限的主要原因，在振動支架上安裝輔助重物以改變系統固有頻率可避免固有頻率共振，另外還調整了發動機附件機匣安裝狀態,降低了基礎振動水平。鄭旭東等[11]介紹了甩油孔位置不當引發的自激振動故障，經試驗驗證，排故措施有效。柏樹生等[12]介紹了整機振動常見故障及其排除措施，故障類型包括轉子不平衡、轉子熱彎曲、轉子不對中、轉子碰摩、滾動軸承故障、齒輪故障、油膜振蕩等十余種故障，但不包含行波共振。

本文介紹了某風扇增壓級的一次振動故障，通過分析推測故障機理為試驗件發生了行波共振，并根據故障機理制定了整改措施，經試驗驗證，措施有效。

1 故障簡介

1.1 風扇增壓級結構及振動測點

風扇增壓級試驗件由1級風扇、3級增壓級構成，具體如圖1所示。

1.風扇葉片；2.風扇盤；3.風扇軸；4.增壓級鼓筒；5.增壓級一級動葉；6.增壓級二級動葉；7.增壓級三級動葉；8.支點軸承包括滾棒軸承；9.滾珠軸承；10.靜子件包括增壓級零級靜葉及其固定機匣；11.增壓級一級靜葉及其固定機匣；12.增壓級二級靜葉及其固定機匣；13.增壓級三級靜葉及其固定機匣；14.風扇機匣；15.一級靜葉固定螺栓組；16.二級靜葉固定螺栓組；17.三級靜葉固定螺栓組；18.前承力機匣；19.滾珠軸承安裝邊；20.滾棒軸承安裝邊。圖1 試驗件結構示意圖Fig.1 Sketch for structure of the test fig

振動測點位于滾珠軸承安裝邊、滾棒軸承安裝邊處，兩個軸承支點都在水平、垂直方向上布置了加速度傳感器，即共有4個徑向振動測點。

該試驗件為氣動性能試驗件，安裝于試驗臺架上，各級動葉前后均布置了氣動參數(靜壓、動壓)測量傳感器，用測量氣動性能。

1.2 故障現象

試驗由3 700 r/min向4 100 r/min升轉過程中，轉速達到3 960 r/min時，滾棒軸承座垂直方向基頻振動(對應于轉速1倍頻的振動)由9 mm/s突然飆升至20 mm/s，之后很快降低至12 mm/s左右，但仍超過振動限制值11 mm/s，隨后降轉至3 700 r/min，請參考如圖2所示的振動與轉速曲線，降轉后振動比之前同轉速下明顯變大，隨后降轉、停止了試驗。

針對振動超限的時段，查對氣動參數的測量結果，未發現突變等明顯的異常現象；振動故障時的試驗件壓比較低，總壓比不大于2.0，氣動能量較小。

圖2 振動與轉速時域圖Fig.2 Time field curves of vibration and rotating speed

試驗后的故檢發現主要有5處異常情況，其分布如圖3所示。

圖3 異常情況分布示意圖Fig.3 Sketch for distribution of abnormal situations

圖3中：(1)處的圓周向連續7片二級動葉根部出現裂紋，裂紋如圖4(a)所示；(2)處的圓周向連續7片二級動葉頂部出現折彎，如圖4(b)所示，折彎葉片與裂紋葉片為同一區域的葉片；(3)處有連續的二級靜葉出現折彎，如4(c)所示；(4)與(5)處的三級動葉頂部出現缺失、磨損，如圖4(d)所示。

圖4 損傷圖片Fig.4 Pictures of damages

試驗件分解時發現的故障信息包括：①螺栓松動；②二級靜葉損傷的整圈分布情況；③三級動葉對應機匣涂層的損傷及其整圈分布情況。

螺栓組16出現明顯的松動，該組螺栓一共30個，擰緊力矩約為12 N·m，分解力矩6～12 N·m，部分螺栓的分解力矩和擰緊力矩相差較大，且有一定的分布規律，如圖5所示。

圖5 螺栓組的擰緊力矩和分解力矩Fig.5 Sketch for tightening and loosening moment of a set of bolts

二級靜葉損傷分布及局部放大圖，如圖6所示。

三級動葉對應機匣上涂層的損傷情況及局部放大圖，如圖7所示。

圖7 三級動葉對應機匣上涂層的損傷分布及局部放大圖Fig.7 Pictures for damage distribution and partial enlargement of the coating on the case corresponding to the third stage blade

2 故障特征分析

2.1 基于能量法對轉速信號進行分析

振動飆升發生在升轉過程中，根據故檢查結果，振動飆升時發生了轉靜子碰磨、碰撞，碰撞消耗轉子的旋轉能量，應該會引起轉速升速率下降，甚至是轉速下降，因此將轉速與振動信號放在同一時間軸上進行時序對比，查看碰撞后轉速變化情況。

轉速的原始信號是脈沖信號，對脈沖信號記數以計算出轉速，采用多少個脈沖數進行一次轉速計算比較關鍵，脈沖數太多，可能導致計算出的轉速對轉速變化不敏感，即實際的轉速波動不能被發現。本文采用較少的脈沖數進行轉速計算，將算出的轉速與振動信號表達在同一張圖上，橫軸為時間，結果如圖8所示。

圖8 碰撞時振動與轉速信號對比圖Fig.8 Sketch for comparison of vibration and rotating speed at impact time

振動信號中幅值最大的時刻為碰撞時刻，奇怪的是碰撞前轉速就在下降了，卻在碰撞之后恢復了上升趨勢。

根據這一不尋常的現象，提出如下推測：①轉速下降段的振動信號內含有異常振動，或者說異常振動導致轉速下降；②振幅最大時段(轉速處于平直段)，振動中的異常振動能量達到最大，即異常振動導致了振動幅值飆升；③碰撞后的轉速上升段，異常振動減弱、或者已經消失，即異常振動的減弱、消失不再耗費轉子的旋轉能量，使得轉速恢復了上升趨勢。

根據推測，將振動信號依據轉速的變化分為了3段(見圖8)：①轉速下降段，簡稱“碰撞前”；②振幅最大時段，即轉速平直段，簡稱“碰撞時”，這一段時長約0.15 s；③轉速上升段，簡稱“碰撞后”。對分別對3個時段的振動信號進行頻譜分析，以期發現異常振動的振動頻率。

2.2 基于振動信號分析推斷異常振動頻率

圖9是200 s時長、500 Hz范圍內的快速傅里葉變換(fast fourier transform，FFT)瀑布圖，圖9上坐標軸時間約40 s時發生了碰撞。測試系統中一直存在明顯的工頻50 Hz及其倍頻250 Hz，350 Hz等干擾信號(試驗現場曾嘗試排除干擾，但沒有奏效)，在頻譜分析中需要忽略這些干擾信號。

圖9 測試系統中的干擾信號成分Fig.9 Undesired signal components in the testing system

碰撞時刻的短暫信號為非穩態信號，本文先采用小波分析方法對圖8中的振動信號進行分析，結果如圖10所示：①小波分析結果中也有明顯的50 Hz，250 Hz等干擾信號，與圖9中的結果相吻合；②與轉速相應的基頻振動信號帶振幅較大，信號帶比較明顯，易于辨識，在圖10坐標軸時間約0.7 s時發生碰撞，碰撞時基頻振幅明顯增大，約16～18 mm/s，與圖2中的試驗現場監測數據相接近；③300多 Hz的振動(疑似異常振動)振幅明顯，碰撞時振幅較大(約20 mm/s)，且在碰撞前也有較大幅值，這說明碰撞前就存在刮磨，與圖8中“碰撞前轉速下降”相吻合。

圖10 小波分析結果Fig.10 Wavelet analysis result

對圖8中的3段振動信號還進行了FFT分析，結果如圖11所示，結果顯示：330 Hz處的振動頻率在碰撞前約3.5 mm/s，碰撞后降低到約2 mm/s，變化明顯，碰撞時除了基頻之外，325 Hz處的振幅達到最大，考慮到碰撞時段頻域分辨率較低，結合碰撞前后的頻率，325 Hz振幅較大應該是330 Hz處能量增大的表現。

圖11 3段振動信號的頻譜對比Fig.11 Spectrum comparison of three pieces of vibration signal

通過上述對振動信號的小波分析、FFT分析，我們可以推測異常振動故障頻率約為330 Hz。

2.3 基于磨痕特征推斷振型

圖7所示的機匣涂層出現嚴重刮磨、掉塊的區域在圓周向有明顯的周期性，用黑色區域表示嚴重刮磨區域，上呈現類似于3節徑振型的分布規律，如圖12所示。

圖12 涂層碰磨嚴重區域分布規律示意圖Fig.12 Sketch for distribution law of coating damaged seriously

二級靜葉變形也呈現明顯的規律性，二級靜葉共有111片，有變形的用帶有底色的圓弧段表示，沒有變形的白色的圓弧段表示，圓弧段上的數字表示該區域內的靜葉個數，則圖6中的葉片損傷情況呈現類似于3節徑振型的分布規律，如圖13所示。

根據靜葉損傷規律、機匣涂層磨痕規律，結合螺栓松動規律，可以推測異常振動期間發生了嚴重的3節徑振型，但不確定哪個部件的3節徑振動，有以下3種可能：①轉子鼓筒的3節徑振動；②靜子機匣的3節徑振動；③轉子鼓筒、靜子機匣都發生了3節徑振動。

圖13 二級靜葉損傷分布規律示意圖Fig.13 Sketch for damage distribution law of the second stator blades

2.4 軸心軌跡分析

2.2節介紹了振動信號中的干擾信號，本文根據專利技術[13]設計了多帶阻濾波器，可過濾多組干擾信號，將過濾后的時域速度信號再積分成位移信號，得到圖8中三段信號的軸心軌跡，軌跡如圖14所示。

圖14 滾棒軸承支點處的軸心軌跡Fig.14 Sketch for orbit at rod rolling bearing

圖14中的3張軌跡圖坐標軸比例尺一致，“碰撞前”的軸心軌跡有明顯的“突尖”，顯示轉子可能已經處于不穩定的碰磨狀態，但振幅較小，不到0.02 mm；“碰撞時”的軸心軌跡明顯變大，約增大1倍，達到0.04 mm，且大致呈現六邊形；“碰撞后”振幅恢復到“碰撞前”的水平，基本成圓形，處于比較穩定的狀態。

根據軸心軌跡分析結果，可推測碰撞前已經發生了碰磨，與小波分析結果相吻合；碰撞時轉子上也存在明顯的3節徑振型，與涂層磨痕分析結果可互相支撐。

2.5 靜子機匣模態試驗

在圖1所示螺栓組15左側2 cm處的零級靜葉機匣上布置一圈測點(a圈測點)，螺栓組16右側2 cm處的二級靜葉機匣上布置一圈測點(b圈測點)，在螺栓組17處的三級靜葉機匣法蘭邊上布置一圈測點(c圈測點)，共3圈測點，每圈圓周上布置24個測點。為模擬螺栓松動對模態的影響，3組螺栓擰緊前、擰緊后分別做了一次模態試驗，兩次試驗的3節徑振型類似，a圈變形相對較大、c圈變形相對較小，如圖15所示，擰緊前模態頻率129 Hz，擰緊后模態頻率134 Hz。

圖15 機匣模態試驗結果Fig.15 Result of case modal experiment

根據機匣模態試驗結果，機匣3節徑振型頻率129～134 Hz，與異常振動頻率相差很大，機匣發生3節徑共振的可能性相對較小。

2.6 轉子鼓筒模態分析

轉子鼓筒由于受旋轉的影響，在固定坐標系下觀察其3節徑振型的頻率是轉速的函數，相對靜子機匣的后行波頻率f計算公式為

f=fm-mN

(1)

式中：fm為節徑數為m的動頻，Hz；N為轉子旋轉頻率，Hz。

根據式(1)以及轉子鼓筒的3節徑模態分析結果，其相對靜子機匣的后行波頻率如圖16所示。

圖16 轉子鼓筒模態分析結果Fig.16 Result of rotor drum modal analysis

2.7 綜合分析結果，提出故障機理

本文思路如圖17所示，以轉速分析、涂層磨痕分析為切入點，進而完成了振動信號小波分析分析、軸心軌跡分析等，以及機匣模態試驗、轉子鼓筒模態分析，綜合各分析結果結果，提出如下故障機理：①轉子升轉過程中發生碰磨，碰磨導致轉子鼓筒3節徑后行波共振，共振導致振幅突增，產生嚴重碰磨、碰撞沖擊；②碰撞時二級動葉、三級動葉與對應機匣嚴重碰磨，特別是三級動葉，與機匣碰撞后葉身變形較大，與二級靜葉也發生碰撞；③轉靜子碰撞后，轉靜子之間的間隙增大，摩擦情況緩解，摩擦導致的共振現象消失，振動恢復至相對較低、但仍然超限的水平。

圖17 振動故障分析思路圖Fig.17 Vibration fault analysis map

3 故障機理的驗證

基于故障機理，針對故障發生的條件制定了2項整改措施：①增加轉靜子之間的間隙，使試驗轉速內不發生剮蹭、碰磨；②增加機匣之間連接螺栓的個數，并采用防松措施，避免螺栓松動，導致機匣連接不牢而引起轉靜子碰磨。

針對測試中的干擾信號，更換了傳感器的屏蔽線，更換了信號采集與分析測試系統。

完成整改后，試驗件順利實現全轉速運轉，轉速達到4 222 r/min，測點振動以1倍轉速對應的基頻振動為主，干擾信號消失，如圖18所示。振動故障沒有再次出現，證明排故措施有效；有效的排故措施進一步證明振動故障分析過程比較合理，振動故障模式具有較強的合理性、真實性。

圖18 整改后的測點振動瀑布圖Fig.18 Waterfall map of test point after modification

4 結 論

基于本次增壓級振動故障的特點，歸納行波共振的特點如下：①發生條件苛刻，轉靜子之間發生行波共振的條件相對比較苛刻，只有在轉子轉速達到特定條件下，轉靜子之間有碰磨，才激起了轉子鼓筒后行波共振；②時間短、損害大，行波共振一旦發生，振動幅值在極短時間內飆升，導致嚴重的碰磨、碰撞事件，但這種損傷較大的振動其持續時間可能不長；③轉速變化，行波共振將轉子動能轉化為靜子件振動，可引起轉動動能(轉速)的變化；④碰磨痕跡的規律性，碰磨痕跡具有較強的規律性，特別是靜子件上的磨痕，甚至可直接體現出振動的節徑振型。

總結本次故障分析及排除過程，總結診斷方法如下：①基于能量法對轉速進行分析，根據轉速的變化鎖定異常信號段，有針對性地進行小波分析、進行分段FFT對比分析；②根據磨痕推斷異常振動的振型；③故障分析從推測故障頻率、故障振型兩方面著手；④提取軸心軌跡，輔助分析；⑤模態試驗與模態仿真分析等技術的并用；⑥緊扣故障原因，采取針對性的改正措施。