蘇尚美，馮國全，胡春艷，徐 綱

(1.中國科學院工程熱物理研究所 輕型動力重點實驗室，北京 100190;2.中國科學院大學，北京 100190;3.沈陽發(fā)動機設計研究所，沈陽 110015)

伴隨著近年來科學技術的日益進步，航空燃氣輪機的可靠性與經(jīng)濟性得到了大大的提高，整機振動成為影響燃氣輪機壽命和飛行安全重要因素?，F(xiàn)代的航空燃氣輪機追求更高的性能和推重比，結構日趨復雜，工作條件越發(fā)苛刻，導致整機振動過大的因素逐步增多。因此，整機振動試驗分析及故障診斷是航空燃氣輪機研制和生產(chǎn)中的重要內容［1］。

1 燃氣輪機振動測量及故障診斷方法

1.1 燃氣輪機振動測量

20世紀50年代至80年代中期，國內外航空燃氣輪機整機振動測量系統(tǒng)大部分采用磁電式速度測量系統(tǒng)［2］。目前，壓電式加速度測量系統(tǒng)由于具有頻率范圍寬、動態(tài)范圍大、性能穩(wěn)定、輸出線性好、使用溫度范圍寬、抗電磁干擾能力強等優(yōu)點，在航空燃氣輪機整機振動測量中被普遍采用。美國軍用標準MIL-E-5007D《航空渦輪噴氣和渦輪風扇燃氣輪機通用規(guī)范》明確規(guī)定，采用壓電式加速度計測量燃氣輪機整機振動。

整機振動可以用振動位移、振動速度、振動加速度等三個互相關聯(lián)的參數(shù)表示。其中振動位移反映物體的結構變形，振動速度反映物體的振動能量，振動加速度反映物體的振動慣性力。同一振動量在低頻時位移較大而加速度很小，在高頻時位移很小而加速度較大。因此，在寬頻帶內表示燃氣輪機的振動用位移和加速度都不方便。但振動速度卻與頻率無關，從低頻到高頻同一振動量的振動速度不變。所以，現(xiàn)在普遍認為，用速度表示燃氣輪機的振動比較合適。例如，美國軍用標準MIL-E-5007D《航空渦輪噴氣和渦輪風扇燃氣輪機通用規(guī)范》明確規(guī)定燃氣輪機的振動用速度有效值表示［3］。而加速度傳感器采集輸出為加速度信號值，一般需對信號進行積分處理得到速度信號值。

通過壓電式傳感器采集的信號用時間作自變量來表示，通過傅里葉變換，信號可分解為不同的頻率分量。傳統(tǒng)的傅里葉變換無法反映非平穩(wěn)信號統(tǒng)計量的時間變化特征［4-6］。雖然傅里葉變換是全局的，不能反映信號頻率成分的時間特性，但是如果沿著時間軸把信號在時域上加以分段，每一段作傅里葉變換，計算其頻率，則可以從各段頻譜特性隨時間變化上看出信號的時變特性，這就是目前在時變信號分析中用的較多的分析方法:短時傅里葉變換(STFT)。短時傅里葉變換的基本思想是將時間信號加時間窗，然后將時間窗滑動做傅里葉變換，得到信號的時變頻譜。

1.2 燃氣輪機振動故障特征概述

當航空燃氣輪機出現(xiàn)故障時，一般會在其振動的頻譜圖上有所表現(xiàn)，其中部分故障有很明顯的頻譜特征［7-8］:(1)轉子不平衡在頻譜圖上表現(xiàn)為基頻峰值顯著高于其分頻和倍頻峰值。(2)轉子不對中在頻譜圖上可觀察到轉速2倍頻或3倍頻峰值高于基頻峰值。(3)軸承座連接松動時表現(xiàn)為頻譜峰較多，除轉速基頻外，還有分頻和倍頻等成分出現(xiàn)，轉速增減變化時，振動出現(xiàn)突增或突減現(xiàn)象;(4)轉動件與靜子件碰摩時，會出現(xiàn)轉子旋轉頻率的次諧波、高次諧波和組合諧波成分;(5)燃氣輪機滾動主軸承故障時，引起以高次諧波為特征的沖擊振動。

2 某型燃氣輪機整機振動數(shù)據(jù)與故障識別

2.1 整機振動測試系統(tǒng)

被測燃氣輪機為渦輪噴氣式燃氣輪機，主機匣由前軸承座機匣、中介機匣、燃燒室外機匣及后軸承座機匣組成。前后測點分別布置在與前后轉子支點相連接的機匣平面內，如圖1所示，1-1截面為前垂直測點，2-2截面為后垂直測點。

圖1 燃氣輪機測點布置示意圖

振動測量系統(tǒng)由高溫壓電式加速度傳感器、電荷放大器、高速采集卡和Labview信號處理軟件組成。為了能夠降低噪聲和電磁等環(huán)境因素引起的信號干擾，本測量系統(tǒng)全部采用差分式結構，選用endevco公司的6222S加速度傳感器和6634C電荷放大器，信號采集也設置為差分采集方式。

本試驗中，對采集的加速度時域信號加0.5 s時長漢寧窗進行STFT變換頻域分析處理后，再通過積分、轉速跟蹤處理獲得基頻以及各倍頻的速度有效值。

2.2 整機振動故障識別

燃氣輪機在推轉試車過程中由于進氣錐螺釘脫落故障停車，試車過程中各測點基頻振動的振動幅值超過了試車標準，前后軸承均出現(xiàn)了倍頻振動。由于燃氣輪機工作過程中，前軸承振動幅值較大，本文分析以前垂直振動數(shù)據(jù)為主。圖2是燃氣輪機在地面臺架試車測得的振動信號三維譜圖，頻率分析范圍為0～2 000 Hz，燃氣輪機工作轉速為46 000 r/min。

由圖2可以看出，燃氣輪機振動特征主要具有以下特點:

(1)533 Hz(32 000 r/min)時出現(xiàn)了基頻振動極值;

(2)34 000 r/min(圖2中虛線處)前存在2倍頻、3倍頻分量，且隨轉速增加而增大;

(3)34 000 r/min(圖2中虛線處)后2倍頻分量最大峰值急劇增加。

圖2 燃氣輪機振動信號三維譜圖

2.3 整機基頻振動與轉子動力學特性

燃氣輪機實驗過程中，為確定燃氣輪機臨界轉速范圍，在30 000～36 000 r/min轉速區(qū)間內共進行了3次推轉嘗試。越過基頻峰值后，燃氣輪機分別維持在37 000 r/min、38 000 r/min和39 000 r/min穩(wěn)定運行了一段時間。從圖3可以看出，在32 000 r/min和34 000 r/min處，基頻振動明顯，具有突出的峰值，且3次重復推轉振動值具有一致性，說明轉速為臨界轉速。

圖3 燃氣輪機前垂直基頻振動隨轉速變化圖

為了進一步驗證臨界轉速判定結論，進行了燃氣輪機轉子動力學實驗分析。如圖4所示，將燃氣輪機轉子支承在實驗臺架上，軸承支撐結構型式與整機一致。將壓電式加速度傳感器固定在兩級葉輪之間，沿轉子軸向用力錘敲擊轉子各個截面，敲擊點位置如圖5所示。通過北京東方振動和噪聲技術研究所動態(tài)信號測試分析系統(tǒng)對輸入輸出信號進行傳遞函數(shù)計算，得出轉子各截面?zhèn)鬟f函數(shù)。各截面?zhèn)鬟f函數(shù)特性基本一致，圖6所示為2截面?zhèn)鬟f函數(shù)?？梢钥闯鲈谵D子臨界轉速頻率為 276.44 Hz、494 Hz、556.5 Hz。由于轉子帶有膠圈及油膜阻尼，實際燃氣輪機工作過程中，一階頻率響應非常小，無法根據(jù)振動幅值確定;而二階頻率494 Hz、556.5 Hz略低于整機實驗實測臨界轉速頻率(533 Hz、566 Hz)，考慮到轉子旋轉的陀螺效應，證明結論是合理的。

圖4 燃氣輪機轉子敲振頻裝置

圖5 敲擊位置示意圖

圖6 2截面轉子傳遞函數(shù)

2.4 整機倍頻振動特性

圖7和圖8為燃氣輪機前垂直2倍頻、3倍頻振動隨轉速變化圖，可以看出:(1)在34 000 r/min前，2倍頻幅值較小，且31 000～33 000 r/min區(qū)間已變?yōu)? mm/s，說明2倍頻出現(xiàn)的原因可能與燃氣輪機首次裝配轉靜子之間的小間隙涂層磨合有關;3倍頻幅值較大且隨轉速變化特性與基頻相似，推測可能由于轉子不對中引起;(2)在34 000 r/min后，2倍頻、3倍頻出現(xiàn)振蕩波形，2倍頻瞬時峰值急劇增加。

圖7 燃氣輪機前垂直2倍頻振動隨轉速變化圖

圖8 燃氣輪機前垂直3倍頻振動隨轉速變化圖

圖9和圖10所示為燃氣輪機穩(wěn)定運行在38 000 r/min時燃氣輪機2倍頻、3倍頻振動隨時間變化值?？梢钥闯霰额l幅值均呈“梳狀”振蕩波形，即燃氣輪機在某一轉速下穩(wěn)定運行的全過程中，倍頻振動值反復出現(xiàn)忽而上升、忽而恢復正常的大幅度擺動現(xiàn)象。2倍頻在0 mm/s幅值基礎上波動;3倍頻在約0.15 mm/s幅值基礎上波動?？梢哉J為在34 000 r/min后，除常伴3倍頻外，2倍頻幅值穩(wěn)態(tài)值為零，排除轉靜子碰磨的可能。

結合時域圖進行分析，33 000 r/min時，前垂直測點的振動時域波形為光滑正弦波形，進一步說明此時轉靜子由于初始裝配原因產(chǎn)生的磨合已消除，如圖11所示。同圖11相比，圖12顯示了在35 000 r/min時隨著倍頻信號的出現(xiàn)，振動時域波形發(fā)生嚴重畸變的現(xiàn)象。

圖9 38 000 r/min穩(wěn)定運行時2倍頻隨時間變化值

圖10 38 000 r/min穩(wěn)定運行時3倍頻隨時間變化值

圖11 燃氣輪機33 000 r/min時域波形

圖12 燃氣輪機35 000 r/min時域波形

上述分析已排除轉靜子碰磨因素，結合故障判定依據(jù)，認為振蕩的波形產(chǎn)生的較大可能性原因為結構連接松動。對燃氣輪機轉靜子連接結構進行檢查，分析可能原因有兩處:(1)前軸承座連接松動;(2)轉子中心拉桿結構預緊力消除或降低。如圖13和圖14所示，前軸承座與軸承座機匣之間屬過盈定位配合，由于連接件之間無防轉定位結構，在燃氣輪機工作過程中出現(xiàn)軸承座周向滑動，引起燃氣輪機振動;中心拉桿采用了線膨脹系數(shù)較大的材料，隨燃氣輪機轉速升高，渦輪向中心拉桿導熱，中心拉桿熱膨脹引起葉輪轉子預緊力消失或降低。

圖13 前軸承支承結構圖

圖14 葉輪轉子中心拉桿預緊結構圖

以上內容根據(jù)常用振動故障判定依據(jù)對倍頻振動現(xiàn)象進行了分析，目前已根據(jù)可能原因對燃氣輪機進行了針對性設計改進，故障判定結論有待于進一步實驗驗證。

3 結論

針對燃氣輪機在臺架推轉試車過程中的振動問題，本文基于振動故障的檢測與分析理論，用頻譜分析方法進行振動信號分析，并結合燃氣輪機轉子特性及整機工況分析進行故障診斷，得出結論如下:

(1)燃氣輪機基頻峰值的產(chǎn)生與燃氣輪機轉子動力學特性有關，整機測試與轉子敲振頻得出的結論一致。

(2)整機3倍頻振動可能是由燃氣輪機轉子不對中引起。

(3)整機“梳狀”高倍頻振動產(chǎn)生的可能原因是軸承座松動和轉子中心拉桿結構預緊力消除。

通過本文的研究，對某型航空燃氣輪機在生產(chǎn)試車中出現(xiàn)的振動問題的解決會有一定的幫助，對其它型號的燃氣輪機排除振動也會有一定的參考價值。

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