葛向東，張德平，張東明，張開闊

（中航工業(yè)沈陽發(fā)動機設計研究所，沈陽 110015）

燃氣輪機刷絲與平衡盤碰摩的振動故障診斷

葛向東，張德平，張東明，張開闊

（中航工業(yè)沈陽發(fā)動機設計研究所，沈陽 110015）

針對某型航改燃氣輪機壓氣機機匣振動超限故障，通過時頻和振動幅值趨勢分析，結合分解檢查結果進行了試驗驗證，發(fā)現(xiàn)平衡盤端面與刷環(huán)刷絲之間發(fā)生碰摩為根本原因，碰摩形式與傳統(tǒng)渦輪葉尖與外環(huán)塊之間的碰摩形式截然不同。通過定性分析發(fā)現(xiàn)，激振力主要通過低壓渦輪輸出軸傳遞，且因受№1支點的“杠桿”作用，對振動響應進行了放大；碰摩產(chǎn)生的激振力大小主要與引氣量和二者間隙相關，刷環(huán)刷絲的表面剛性是隨引氣量變化的變剛度過程，分析了在燃氣輪機動力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定后，壓氣機動力渦輪基頻幅值隨燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)速提高而繼續(xù)增大的原因，最后得到力學模型和運動方程。

振動超限；壓氣機機匣；碰摩；刷絲；平衡盤；燃氣輪機；變剛度

0 引言

航空發(fā)動機整機振動參數(shù)能反映其健康狀況，是設計、加工、平衡及裝配各環(huán)節(jié)質(zhì)量的綜合反映。先進航空發(fā)動機結構復雜，且具有高轉(zhuǎn)速、雙轉(zhuǎn)子、高溫高壓等特點，不同振動故障模式特征信號可能表現(xiàn)為相同現(xiàn)象，給故障診斷帶來很大困難；外加傳統(tǒng)故障模式思維根深蒂固，對新故障、新形式的振動故障模式識別更加困難。碰摩是發(fā)動機常見的振動故障模式，多發(fā)生于轉(zhuǎn)、靜子之間，且為“硬碰硬”模式，相當數(shù)量發(fā)動機經(jīng)過短時間磨合整機振動水平未見減弱，其特征一般表現(xiàn)為渦輪截面振動測點幅值較大，時域信號存在削波，頻譜成分主要以高壓轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速基頻為主，兩側伴有40～60 Hz邊頻帶，同時存在轉(zhuǎn)子倍頻諧波成分。

本文針對某型航改燃氣輪機刷環(huán)刷絲與平衡盤端面之間的碰摩導致的壓氣機機匣振動超限故障進行分析，其特征信號及碰摩模式與常見的渦輪葉尖與外環(huán)塊間碰摩截然不同，并對故障機理進行闡述。

1 故障現(xiàn)象

當某型燃氣輪機常規(guī)可靠性試驗進行至300 h時，壓氣機機匣振動測點振動總量有較明顯增加，逼近限制值，激振力頻率成分以動力渦輪轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速基頻為主，同時伴有其2倍頻及高壓轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)頻成分，時域波形未見削波，且當動力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在8300 r/min后，壓氣機拾振測點振動幅值隨輸出軸帶動負載載荷的增大而繼續(xù)增大。動力渦輪水平測點振動總量較以前未發(fā)生明顯變化。燃氣輪機結構及拾振傳感器安裝位置如圖1所示。燃氣輪機穩(wěn)定運行MC～1.0工況過程中振動如圖2所示，參數(shù)見表1；振動偏大時MC～1.0工況過程中振動如圖3所示，參數(shù)見表2。其中：Ng為燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)速；Np為動力渦輪轉(zhuǎn)速；Vc為壓氣機機匣振動；Vt為渦輪機匣振動。

圖1 燃氣輪機結構及振動測點位置

圖2 燃氣輪機穩(wěn)定運行MC～1.0工況過程中振動

表1 燃氣輪機穩(wěn)定運行過程中振動參數(shù)

圖3 燃氣輪機振動偏大時MC～1.0工況過程中振動

表2 燃氣輪機振動偏大時振動參數(shù)

2 燃氣輪機振動超限初步分析及檢查

對壓氣機振動測點振動幅值偏大問題進行常規(guī)檢查，情況如下：（1）振動測試系統(tǒng)線路連接正常；（2）燃氣輪機基座連接螺栓松脫力矩正常；（3）用孔探儀檢查壓氣機未見異物及機械損傷；（4）渦輪機匣罩殼脫開未見管路裂紋及漏油。

從圖3中可見，當動力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在8300 r/min后，動力渦輪轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)頻振動幅值出現(xiàn)隨負載的增大而繼續(xù)增大現(xiàn)象，據(jù)此可以排除動力渦輪轉(zhuǎn)子動不平衡所致。根據(jù)表1、2可見，在燃氣輪機穩(wěn)定運行和振動偏大時主要體現(xiàn)在壓氣機機匣測點振動幅值差異，渦輪測點振動變化并不大，據(jù)此推測激振力可能來自燃氣輪機前部，同時又根據(jù)瀑布圖顯示壓氣機振動測點存在較明顯的動力渦輪轉(zhuǎn)子2倍頻率成分，初步懷疑與曾發(fā)生的由動力渦輪輸出軸與負載軸不同心導致整機振動超限故障原因一致。于是測量2根軸的同心度，結果顯示2根軸的同心度（角不對中度與平行不對中度）參數(shù)在合理范圍內(nèi)，再次開車現(xiàn)象重復，問題依然沒有得到解決。

3 2次分解檢查

壓氣機機匣振動測點振動幅值具備隨著試驗時數(shù)增加而逐漸增大的漸變特點，關聯(lián)燃氣輪機其他參數(shù)發(fā)現(xiàn)，平衡腔壓力變化趨勢也具備類似特征。平衡腔主要起平衡動力渦輪軸向力作用，減小止推軸承工作負荷，提高軸承使用壽命，腔內(nèi)引氣來自高壓第5級，密封形式為刷封。分解燃氣輪機進氣內(nèi)環(huán)發(fā)現(xiàn)刷環(huán)刷絲有11處脫落，平衡盤端面全周發(fā)生碰摩，深度最大達0.5 mm。碰摩部位如圖4所示，刷環(huán)刷絲缺失形貌如圖5所示。

圖4 刷環(huán)刷絲與平衡盤碰摩部位

圖5 刷環(huán)刷絲缺失形貌

雖然在第2次分解過程中發(fā)現(xiàn)了刷環(huán)刷絲與平衡盤端面發(fā)生碰摩，但刷環(huán)刷絲本身屬于軟介質(zhì)，軟碰硬是否引起壓氣機機匣振動超限是1個疑問。初步分析認為刷環(huán)刷絲的缺失和折斷可導致氣體封嚴效果減弱或不穩(wěn)，平衡軸向力效果變差，從而引起輸出軸與動力渦輪軸之間套齒連接剛性發(fā)生變化，進而影響整個軸系的穩(wěn)定性和支撐系統(tǒng)的振動響應。雖然碰摩位置與測點顯示振動偏大位置有一定距離，但考慮到振動響應和阻尼影響，此時并沒有完全排除單純因碰摩引起壓氣機振動測點振動超限的原因。

4 試驗驗證

因發(fā)現(xiàn)刷環(huán)刷絲缺失和磨損，更換了新刷環(huán)，加大了刷絲距平衡盤端面間隙，封嚴效果進一步變?nèi)酰饕乐顾⒔z與平衡盤端面再次發(fā)生碰摩。再次開車，壓氣機前機匣振動恢復至正常水平，問題得以解決。同時也排除了因氣體封嚴效果變?nèi)跤绊懱X連接剛性或軸系穩(wěn)定性，從而引起整機振動超限。

5 故障模式分析

通過試驗驗證得知刷絲與平衡盤端面的碰摩是導致壓氣機機匣振動超限的根本原因。碰摩產(chǎn)生的激振力通過前軸承機匣和輸出軸2種形式傳至壓氣機機匣處（進氣機匣組合件），但2種形式截然不同。

第1種形式：前軸承機匣前端靠近№1支點滾棒軸承，后端以斜錐的形式連接至進氣機匣前端面，碰摩產(chǎn)生的徑向激振力可按照平衡盤→輸出軸→№1支點軸承→軸承座→前軸承機匣→壓氣機機匣路徑進行傳遞，但整個傳遞路徑通過止口、端面、螺栓部位較多，其連接剛性必受一定影響，使傳遞到壓氣機機匣的振動響應減弱。

第2種形式：由于燃氣輪機動力渦輪輸出軸為新設計的特有結構，與航機截然不同，長度約為0.5 m，短軸剛性較強，依托№1、2支點軸承座定心定位，相當于兩端簡支結構，且輸出軸前端連接平衡盤，后端靠套齒連接燃氣輪機動力渦輪軸，無附帶鼓桶和盤結構的光軸，如圖6所示。當平衡盤端面與刷絲發(fā)生碰摩時，輸出軸前端感受到激振力，由于輸出軸支撐和結構具備上述特點，同時激振力距離№1支點動力臂短，響應點距離№1支點阻力臂長，№1支點相當于杠桿支點，對輸出軸后端振動響應有放大作用，振動通過№2支點壓氣機機匣承力環(huán)傳至機匣表面。

圖6 動力渦輪輸出軸

通過對2種振動傳遞形式的定性對比分析發(fā)現(xiàn)，第2種形式振動通過輸出軸的傳遞導致壓氣機機匣振動超限應起主要作用。

6 碰摩機理分析

平衡盤端面與刷環(huán)刷絲之間的碰摩和渦輪葉片葉尖與外環(huán)塊之間的碰摩機理截然不同，通過如圖7所示的故障刷環(huán)中頂部缺失的刷絲放大形貌可見，刷絲頂部的確因摩擦變細，雖然刷絲基本成分為某高溫合金，但結構細長，因此單獨1根的刷絲碰摩不足以產(chǎn)生足夠的激振力，只有當刷絲緊密排列，才可以形成足夠的剛性表面。從圖3（a）中也可見，當動力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定后，隨著燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的提高（燃氣輪機負荷增加），動力渦輪基頻振動幅值繼續(xù)增大，分析認為，隨著燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的提高，壓氣機第5級引氣的壓力增大使平衡腔內(nèi)壓力增大，從而導致刷環(huán)刷絲緊密程度加強，相當于表面剛性增強，可見刷環(huán)刷絲表面剛性是隨著引氣壓力增大而變化的變剛度過程，并非恒定不變，其表面剛性的增強導致振動繼續(xù)增大。

圖7 故障刷環(huán)中頂部缺失的刷絲放大形貌

7 刷絲與平衡盤的力學模型

在平衡盤端面和刷環(huán)刷絲接觸之前，動力渦輪輸出軸的徑向位移小于平衡盤端面和刷環(huán)刷絲的間隙。此時，刷絲和平衡盤之間的碰摩力為

式中：PN為徑向力；PT為切向力；e為平衡盤的徑向位移；δ為刷絲和平衡盤之間的間隙。

當平衡盤的徑向位移大于平衡盤與刷絲的間隙時，平衡盤端面和刷環(huán)刷絲發(fā)生接觸碰撞和摩擦。KC為刷絲表面的徑向剛度，平衡盤端面與刷環(huán)刷絲摩擦符合庫倫定律，假設刷絲表面剛度和摩擦系數(shù)與引氣壓力成線性關系，f為轉(zhuǎn)子與機匣接觸時的摩擦系數(shù)。平衡盤端面與刷環(huán)刷絲的非線性碰摩力可表示為

式中：α為刷絲表面的剛度關聯(lián)系數(shù)；β為摩擦系數(shù)關聯(lián)系數(shù)。

平衡腔內(nèi)壓力的變化會導致摩擦系數(shù)和接觸剛度同時變化，即使二者之間發(fā)生碰摩，間隙不變化，激振力也會隨著平衡腔內(nèi)壓力的變化而發(fā)生變化。將平衡盤和刷環(huán)轉(zhuǎn)化成的力學模型如圖8所示。

圖8 刷環(huán)刷絲與平衡盤力學模型

假設刷絲表面剛度和摩擦系數(shù)與平衡腔內(nèi)壓力成線性關系，在考慮重力的情況下，發(fā)生碰摩時的運動方程為

式中：m1、m2分別為平衡盤和刷環(huán)刷絲的質(zhì)量；m為動力渦輪輸出軸的不平衡量；c1、c2分別為平衡盤和刷環(huán)刷絲的等效阻尼系數(shù)；k1、k2分別為平衡盤和刷環(huán)刷絲的等效剛度；r為動力渦輪輸出軸的偏心量；Ω為轉(zhuǎn)子的角速度；Px、Py為碰摩力。

8 結論

（1）壓氣機機匣振動超限是由于刷環(huán)刷絲與平衡盤端面發(fā)生碰摩導致，振動主要通過動力渦輪輸出軸傳遞，且受№1支點“杠桿”作用對振動的響應進行了放大。

（2）刷環(huán)刷絲的緊密排列程度隨著第5級高壓壓氣機引氣量的增加而變強，從而影響刷絲整體的表面剛性。刷絲表面的整體剛性與燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)速直接相關，是1個變剛度過程。

（3）當動力渦輪轉(zhuǎn)速穩(wěn)定后，隨著燃氣發(fā)生器轉(zhuǎn)速的提高，其刷絲表面整體剛性也得到加強，從而導致因碰摩產(chǎn)生的激振力繼續(xù)加大，動力渦輪基頻振動響應也繼續(xù)增大。

（4）表面上看，此碰摩模式（軟碰硬）和常見的渦輪葉尖與外環(huán)塊之間（硬碰硬）的模式不同，但如果將刷環(huán)刷絲作為1個整體來對待，實際上還是硬碰硬過程，根據(jù)其特點建立了力學模型和運動方程。

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Vibration Failure Diagnose of Fraction between Gas Turbine Brush and Balance Plate

GE Xiang-dong,ZHANG De-ping,ZHANG Dong-ming,ZHANG Kai-kuo
（AVIC Shenyang Engine Design and Research Institute,Shengyang 110015,China）

Aiming at vibration transmitting failure of compressor casing for an aero-derivative turbine,the experiment was verified with decomposition inspection by analyzing the time-frequency and vibration amplitude.The vibration is the fundamental reason between the balance plate and brush,which is different from the vibration between the blade tip and external ring.The qualitative analysis found that the vibrating force is transferred through the low gas turbine shaft,which magnified the vibration response by№1 pivot.The vibration force is associated with the leading gas quantity and those clearance,and the rigidity of brush is a changing course along with leading gas quantity. After gas turbine low compressor rotate speed stabilize,it was explained that vibration magnitude of low compressor rotor based frequency continued to get high along with high compressor rotate speed heighten，and it describes dynamic model and movement equation finally.

vibration transmitting;compressor casing;fraction;brush;balance plate;gas turbine;instability rigidity

V 23.1

A

10.13477/j.cnki.aeroengine.2014.01.003

2013-02-04 基金項目：國家重大基礎研究項目資助

葛向東（1986），男，從事航空發(fā)動機振動監(jiān)測與故障診斷工作；E-mail:usa29569721@126.com。

葛向東，張德平，張東明，等.燃氣輪機刷絲與平衡盤碰摩的振動故障診斷[J].航空發(fā)動機，2014，40（1）：17-21.GE Xiangdong,ZHANG Deping,ZHANG Dongming,et al.Vibration failure diagnose for fraction of gas turbine brush and ralance plate [J].Aeroengine，2014，40（1）：17-21.