鄒 咪，馬建棟，梁津華，徐連強

(中國航發(fā)四川燃氣渦輪研究院，成都 610500)

1 引言

軸向力作為航空發(fā)動機的關鍵設計要素，貫穿發(fā)動機設計、使用全過程。軸向力過大或超負荷會導致軸承損傷，而過小甚至反向會導致軸承輕載，發(fā)生打滑損傷。為此一般在發(fā)動機方案設計階段設置了軸向力調(diào)整方法。目前國內(nèi)外發(fā)動機軸向力調(diào)整方法一般有三種：①壓氣機和渦輪轉(zhuǎn)子的軸向力互抵，如CFM56 系列，GE90 系列；②通過合適的結構設計改變內(nèi)腔壓力或調(diào)整內(nèi)腔橫截面積；③設置卸荷腔。其中，設置卸荷腔是一種常見且有效的軸向力調(diào)整方法，在國內(nèi)外發(fā)動機設計中屢見不鮮。

發(fā)動機軸向力主要通過兩種方法獲取：一種是直接測量法，主要通過傳感器直接測量發(fā)動機軸向力。如張春月等針對具體發(fā)動機設計了相應的傳感器測量發(fā)動機軸向力。但這種傳感器測量法都基于發(fā)動機具體參數(shù)進行設計，不同發(fā)動機的傳感器結構不同，實際應用受限。另一種是間接測量法，包括空氣系統(tǒng)計算法和分析航空球軸承的接觸印痕法。其中空氣系統(tǒng)計算法貫穿于發(fā)動機設計和研制的各個階段。該方法是通過壓氣機、渦輪等主流道氣動力以及空氣系統(tǒng)各腔室壓力產(chǎn)生的載荷綜合計算獲得，具有相對簡單、可操作性強的優(yōu)點，但計算結果的準確度有賴于主流道氣動力和空氣系統(tǒng)各腔壓的準確性。受加工制造及發(fā)動機實際工作狀態(tài)的影響，空氣系統(tǒng)計算結果存在一定偏差，需要根據(jù)試車數(shù)據(jù)對計算模型進行標定。如呼艷麗等提出一種根據(jù)試車時空氣系統(tǒng)腔壓測試數(shù)據(jù)以及預旋噴嘴和封嚴篦齒的流量特性，來修正發(fā)動機空氣系統(tǒng)相關流路元件的流阻計算模型，從而提高空氣系統(tǒng)計算精度。該方法不僅可以發(fā)現(xiàn)單臺發(fā)動機試驗中存在的問題，預估后續(xù)試驗中的風險，而且還可獲得相近工況發(fā)動機空氣系統(tǒng)的實際流動特性，為準確計算發(fā)動機軸向力提供基礎。

本文應用空氣系統(tǒng)計算方法，針對某型發(fā)動機試車軸向力偏低且反向的故障，通過對篦齒間隙進行敏感性分析，確定了故障發(fā)生的原因和機理。據(jù)此提出了增大壓氣機后軸頸篦齒間隙、配合增大卸荷腔排氣面積的解決措施，并通過整機試車進行了驗證。

2 故障概述

為使發(fā)動機在工作包線內(nèi)滿足軸承載荷要求，通常在空氣系統(tǒng)中設置卸荷腔流路，通過改變流路中封嚴元件尺寸及排氣面積等對軸向力進行適當調(diào)節(jié)。某型發(fā)動機在地面試車過程中發(fā)現(xiàn)卸荷腔壓力偏離設計值較多，且高壓相對換算轉(zhuǎn)速為96%時，卸荷腔壓力較設計狀態(tài)降低約200 kPa。經(jīng)軸向力專業(yè)評估，該狀態(tài)下由于卸荷腔壓力異常偏低，導致軸向力反向約1 600 daN，若發(fā)動機長期處于這種情況工作，將嚴重影響軸承壽命。圖1 為該型發(fā)動機空氣系統(tǒng)卸荷腔流路示意圖。從1腔來流的4級氣與2 腔來流的壓氣機末級氣在3 腔相互摻混后經(jīng)擴壓器支板排出發(fā)動機。

圖1 卸荷腔流路示意圖Fig.1 The flow path of unloading-cavity

3 故障分析

以卸荷腔壓力異常偏低為頂事件建立故障樹，如圖2所示。導致卸荷腔壓力異常偏低的原因可能有：引氣壓力異常偏低，階梯篦齒間隙過小，后軸頸篦齒間隙過小，卸荷腔排氣面積過大。經(jīng)過對試車數(shù)據(jù)復查，排除引氣壓力異常偏低的底事件。同時對階梯篦齒、后軸頸篦齒、卸荷腔排氣尺寸開展設計復查，并根據(jù)實際試車數(shù)據(jù)標定篦齒工作間隙。復查及標定尺寸如表1 所示，可見階梯篦齒和壓氣機后軸頸篦齒工作間隙明顯小于設計值；卸荷腔排氣面積實際值與設計值一致，可以排除該底事件。

圖2 故障樹簡圖Fig.2 The scheme of fault tree

表1 尺寸復查及標定結果Table 1 The result of size checking and calibration result

為明確卸荷腔壓力異常偏低的原因和機理，就階梯篦齒和后軸頸篦齒間隙變化對卸荷腔壓力、溫升的影響進行敏感性分析，結果分別如圖3、圖4 所示。圖中，綠色標示點為設計點。由圖3可看出，階梯篦齒間隙每減小0.1 mm，卸荷腔壓力降低約130 kPa，卸荷腔壓力對階梯篦齒間隙變化比較敏感；當階梯篦齒間隙小于設計值時，流經(jīng)階梯篦齒的氣流溫升明顯增大，變化較敏感。由圖4可看出，后軸頸篦齒間隙每減小0.1 mm，卸荷腔壓力降低約35 kPa，卸荷腔壓力對后軸頸篦齒間隙的敏感性較階梯篦齒的敏感性有所降低；當后軸頸篦齒間隙小于設計值0.2 mm 后，壓氣機鼓筒溫升明顯變大，從而導致階梯篦齒間隙進一步減小。根據(jù)卸荷腔壓力對階梯篦齒間隙變化比較敏感，以及壓氣機后軸頸篦齒工作間隙明顯偏小后會導致壓氣機后軸鼓筒產(chǎn)生明顯溫升情況可知：該發(fā)動機卸荷腔壓力異常偏低是由于壓氣機后軸頸篦齒工作間隙明顯小于設計值，導致鼓筒溫升明顯，從而使階梯篦齒溫度升高，階梯篦齒工作間隙隨之減小，由此造成卸荷腔壓力異常偏低。

圖3 卸荷腔壓力和溫升隨階梯篦齒間隙的變化Fig.3 The sensitivity analysis of pressure and temperature rise about stepped seal

圖4 卸荷腔壓力和溫升隨后軸頸篦齒間隙的變化Fig.4 The sensitivity analysis of pressure and temperature rise about compressor rear axle neck seal

4 排故措施及驗證

采取增大壓氣機后軸頸篦齒間隙、配合增大卸荷腔排氣面積的調(diào)整措施，在保證其余節(jié)流及封嚴元件尺寸不變的情況下，降低壓氣機后軸鼓筒溫升，從而增大階梯篦齒間隙，使卸荷腔壓力有所增大。圖5 給出了調(diào)整后的發(fā)動機整機地面試車測量結果?？梢钥闯觯赫{(diào)整后的卸荷腔壓力較調(diào)整前的提高約170 kPa；相同地面試車96%換算轉(zhuǎn)速時，調(diào)整后的軸向力較調(diào)整前的增大約2 700 daN。試驗結果驗證了調(diào)整措施的有效性。

圖5 調(diào)整前后試車結果對比Fig.5 The result comparison before and after adjustment

5 結論與思考

從發(fā)動機試車時發(fā)生的卸荷腔壓力異常偏低導致軸向力反向偏小的問題著手，通過設計復查、封嚴元件尺寸標定、敏感性分析，確定問題原因是由于壓氣機后軸頸篦齒工作間隙明顯小于設計值，導致鼓筒溫升明顯，使階梯篦齒溫度升高，階梯篦齒工作間隙隨之減小，由此造成卸荷腔壓力異常偏低所致。提出了增大壓氣機后軸頸篦齒間隙、配合增大卸荷腔排氣面積的調(diào)整措施，并通過了發(fā)動機試車驗證。形成如下建議：

(1) 卸荷腔流路匯集壓氣機4 級和末級引氣，引氣溫度較高，應考慮相關篦齒工作間隙不能過小，以免導致流路溫升過大的經(jīng)驗，值得在發(fā)動機設計時借鑒。

(2) 卸荷腔壓力異常偏低導致軸向力反向偏小的排故流程建議為：①通過設計復查完成故障樹排查；②根據(jù)引、排氣封嚴元件實際尺寸標定和相關元件的敏感性分析完成故障原因定位，明確故障機理；③結合故障原因制定調(diào)整措施；④通過發(fā)動機試驗驗證調(diào)整措施的有效性。