葛向東，吳法勇，劉永泉，安中彥，喬保棟，高強，秦天龍，周笑陽

中國航發(fā) 沈陽發(fā)動機研究所，沈陽 110015

整機振動水平是衡量旋轉(zhuǎn)機械系統(tǒng)工作品質(zhì)的重要指標，它是機械系統(tǒng)動力學設(shè)計及制造裝配工藝水平的一種度量［1-5］。整機振動是發(fā)動機整機動力學設(shè)計、發(fā)動機結(jié)構(gòu)設(shè)計、制造及裝配工藝能力的綜合體現(xiàn)［4-9］。因此，振動問題通常反映了發(fā)動機結(jié)構(gòu)及工藝等方面的變化。為保障發(fā)動機機械系統(tǒng)可靠運行，多數(shù)存在振動問題的發(fā)動機需返廠檢修。因此，整機振動問題在不同程度上均制約并影響著型號研制的進度和裝備戰(zhàn)斗力。圖1 為目前整機振動問題的常見來源及其可能造成的影響。

圖1 整機振動問題來源及影響Fig.1 Vibration source and influence of whole aeroengine

航空發(fā)動機整機振動問題研究方法是指通過提取和分析振動故障信息，溯源整機振動特征并揭示振動機理所采取的研究手段［9-10］。目前文獻中的大多研究方法是通過信號分析方法溯源問題原因［11-20］，同時結(jié)合發(fā)動機結(jié)構(gòu)故障的一般性振動特征，綜合研判發(fā)動機振動機理。對于復雜的振動現(xiàn)象，該類方法通常不能給出確定性的結(jié)論，僅能給出方向性意見，因此難以清晰準確地識別出故障原因并揭示發(fā)動機的振動機理。

為更加科學、系統(tǒng)地實現(xiàn)對整機振動問題的分析與判斷，以某型發(fā)動機典型振動問題為例，提出了一種基于動力學試驗手段的振動問題研究方法。該方法可以從試驗測試研究的角度揭示整機及部件動力學特性，從而揭示振動機理，最終針對性的開展排振措施驗證。

1 宏觀振動響應(yīng)特征

某型發(fā)動機低壓轉(zhuǎn)子為1-1-1 支承方式，高壓轉(zhuǎn)子為1-0-1 支承方式，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示，No.1～No.5 為5 個支點。圖中No.4 號支點為中介軸承，外環(huán)支承在高壓轉(zhuǎn)子上，內(nèi)環(huán)支承在低壓轉(zhuǎn)子上。

圖2 發(fā)動機結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structure diagram of aeroengine

該型發(fā)動機典型振動問題的宏觀振動特征是發(fā)動機在慢車時振動有一定概率的小幅突升，之后振動值跟隨轉(zhuǎn)速的升高而大幅增加，當?shù)竭_某個高轉(zhuǎn)速區(qū)間時，振動值會突然下降；此后振動會保持較小的量值，不再跟隨轉(zhuǎn)速變化而大幅變化。此時只要不回到慢車轉(zhuǎn)速，發(fā)動機會一直保持這種振動模式。將振動隨轉(zhuǎn)速升高而快速增加的振動模式定義為異常模式，將振動隨轉(zhuǎn)速變化而小幅變化的振動模式定義為正常模式。發(fā)動機在正常與異常2 種振動模式下反復切換。異常模式只有在高轉(zhuǎn)速區(qū)間下才會切換到正常模式，正常模式只有在慢車時才會切換到異常模式。

為對整機振動響應(yīng)進行更加清晰的描述，圖3～圖5 分別對應(yīng)該型發(fā)動機在不同轉(zhuǎn)速下的典型振動變化趨勢圖、伯德圖與瀑布圖。從圖3的振動-轉(zhuǎn)速曲線上看，發(fā)動機同一轉(zhuǎn)速存在2 種振動狀態(tài)。從振動-時間歷程或振動-轉(zhuǎn)速歷程上看，振動突變過程非連續(xù)變化。從圖4 振動響應(yīng)的伯德圖可以發(fā)現(xiàn)整機的振動響應(yīng)在同一個轉(zhuǎn)速下出現(xiàn)了2 種振動模式。從圖5 的振動響應(yīng)瀑布圖上看，振動異常模式振動主頻以高壓基頻為主，振動突變時主要是高壓基頻分量發(fā)生了變化。

圖3 發(fā)動機典型振動變化趨勢Fig.3 Variation trend of typical vibration of aeroengine

圖4 發(fā)動機振動響應(yīng)伯德圖Fig.4 Bode diagram of vibration response from aeroengine

圖5 發(fā)動機振動響應(yīng)瀑布圖Fig.5 Waterfall diagram of vibration response of aeroengine

2 整機振動問題研究思路

一般而言，排故攻關(guān)多數(shù)為“知果求因”的逆向工程技術(shù)問題，整機振動特征溯源就是典型的逆向工程技術(shù)問題［1，4，11，21-22］。揭示振動機理的思路主要有“加強此因”和“排除他因”2 種［1，4，23-25］。第1 種是在現(xiàn)有轉(zhuǎn)子動力學基礎(chǔ)理論下，通過工程級的動力學試驗揭示問題本質(zhì)；第2 種是通過故障樹形式排除其他可能性。無論采取何種思路和方式，推理過程均屬于可能性推理，嚴謹性不足，均是給出最大可能性，所有的研究成果與推理的振動機理不發(fā)生重大矛盾即可，隨后針對性地設(shè)計改進措施并開展驗證。

針對航空發(fā)動機一般性結(jié)構(gòu)特點，為揭示典型振動問題的動力學機理，首先開展2 個整機級工程試驗研究，包括軸承座測振及轉(zhuǎn)子彈性線測試，以挖掘整機振動全息特征。然后開展2 個子系統(tǒng)級工程試驗研究，包括核心機轉(zhuǎn)子系統(tǒng)及全靜子機匣系統(tǒng)動特性試驗，以揭示部件系統(tǒng)動力學特性。從整機和部件2 個層級，多維度地揭示發(fā)動機動特性和振動特征。

然后基于動力學基礎(chǔ)理論，以激勵及剛度動力學參數(shù)變化的理論特征去審視各試驗研究結(jié)果，包括轉(zhuǎn)子不平衡激勵變化引發(fā)的振動幅頻、相頻、支點工作振型、轉(zhuǎn)子渦動、轉(zhuǎn)子彈性線等特征變化，以及剛度變化引發(fā)的整機模態(tài)特性、全靜子機匣支承動特性、轉(zhuǎn)子模態(tài)特性等特征變化。

最后采取綜合分析方法對理論特征與試驗特征進行匹配，尋求“共識特征”匹配度最高的動力學參數(shù)，從而溯源振動特征產(chǎn)生的動力學原因和結(jié)構(gòu)原因。

3 整機條件下轉(zhuǎn)子軸承座全息測振

3.1 技術(shù)背景

傳統(tǒng)整機振動測試時僅在發(fā)動機機匣表面的有限部位進行［1，10-12］，主要分析的是振動響應(yīng)幅值及頻域特征。測試手段及分析方法較為初級，對振動特征信息的認識程度比較有限，無法深入了解發(fā)動機整機動力學參數(shù)及轉(zhuǎn)子運行狀態(tài)，給發(fā)動機振動特征溯源帶來極大困難。

基于此，以某型發(fā)動機整機為研究對象，針對發(fā)動機整機動力學參數(shù)難以辨識的問題，開展真實工況下整機動力學參數(shù)辨識方法研究。研究包括：整機狀態(tài)下振動測點布置技術(shù)、發(fā)動機結(jié)構(gòu)改裝技術(shù)、發(fā)動機內(nèi)部惡劣條件下支點振動測試技術(shù)、振動相位測試技術(shù)、發(fā)動機轉(zhuǎn)子軸承座全息振動特征分析方法、發(fā)動機振動傳遞路徑分析方法以及瞬態(tài)響應(yīng)分析方法，從而提升航空發(fā)動機振動特征溯源及整機動力學參數(shù)辨識能力。

3.2 測試目的與測試方法

3.2.1 測試目的

該項測試目的主要是通過發(fā)動機整機條件下軸承座測振來辨識發(fā)動機整機動力學特征，揭示動力學機理，為發(fā)動機結(jié)構(gòu)改進及裝配優(yōu)化提供方向。

3.2.2 測試方法

為揭示發(fā)動機主支點全息振動特征，整機狀態(tài)下振動測點布置主要圍繞發(fā)動機3 個承力框架，既轉(zhuǎn)子支點的4 個軸承座。針對轉(zhuǎn)子的振動傳遞路徑特點，測點位置選取在軸承座、軸承座安裝邊、內(nèi)涵機匣、外涵機匣處；為評估轉(zhuǎn)子支承系統(tǒng)各向異性，支點位置處布置2 支正交傳感器；為研究機匣測點位置敏感性，在外部機匣不同支板處連續(xù)布置測點。各測點的具體布置位置如圖6所示，圖6（a）～圖6（d）依次與No.1 支點、No.2 支點、No.3 支點及中介機匣、No.5 支點對應(yīng)。

圖6 振動測點布置示意圖Fig.6 Arrangement diagram of vibration monitoring points

由于發(fā)動機內(nèi)部空間狹小、油霧環(huán)境、熱端高溫、布線緊湊等原因，導致其內(nèi)部條件惡劣［4，10，24-25］。為保證發(fā)動機整機動力學參數(shù)辨識的有效性，測點位置布置采取不遷就原則。針對上述惡劣條件，采取結(jié)構(gòu)改裝、傳感器選型、線路優(yōu)化等補償措施，實現(xiàn)了惡劣條件下支點振動測試。

為完成發(fā)動機內(nèi)部振動測點布置，在不改變原有結(jié)構(gòu)振動特性的前提下開展局部結(jié)構(gòu)改裝，測點布置原則為轉(zhuǎn)子激勵的傳力路徑。主要包括：No.1 及No.5 支點通過軸承壓緊螺母，No.2 及No.3支點通過軸承座補加工方式實現(xiàn)了支承處的傳感器裝配；軸承座安裝邊及內(nèi)涵機匣通過振動支架方式實現(xiàn)了傳感器裝配；內(nèi)部振動測試電纜采用高溫膠密封。發(fā)動機結(jié)構(gòu)改裝如圖7所示。

圖7 發(fā)動機結(jié)構(gòu)改裝示意圖Fig.7 Structure modification diagram of aeroengine

為實現(xiàn)低壓轉(zhuǎn)子振動相位的準確測量，針對小涵道比發(fā)動機的結(jié)構(gòu)特點，創(chuàng)建了基于低特征齒結(jié)構(gòu)的發(fā)動機低壓振動相位測試技術(shù)，研發(fā)了基于幅值比較法和分頻算法的鍵相測量裝置，實現(xiàn)了低特征齒信號的精準捕捉和解調(diào)，實現(xiàn)了風扇轉(zhuǎn)子振動相位的特征辨識。

高壓轉(zhuǎn)子測速是通過附件機匣內(nèi)測速齒輪實現(xiàn)的。其傳動鏈為高壓轉(zhuǎn)子-中央傳動軸-發(fā)附機匣-柔軸-飛附機匣-測速齒輪。測速齒輪未直接安裝在高壓轉(zhuǎn)子軸系上，為間接測量法，因此高壓鍵相研究基于FPGA（Field-Programmable Gate Array）的分式分頻算法實現(xiàn)。高、低壓振動鍵相測試原理及樣機分別如圖8～圖9所示。

圖8 低壓轉(zhuǎn)子鍵相測試原理Fig.8 Test schematic diagram of low-pressure rotor key-phase signal

圖9 高壓轉(zhuǎn)子鍵相測試原理Fig.9 Test schematic diagram of high-pressure rotor key-phase signal

為系統(tǒng)反映發(fā)動機轉(zhuǎn)子軸承座全息振動特征，開展信號處理與數(shù)據(jù)分析方法研究。分析主要采用時域、頻域、時頻域信號分析方法中的階次、幅頻、相頻、趨勢、相關(guān)、軸心軌跡、全息譜等方法開展多維分析。

因發(fā)動機高壓振動問題存在瞬時突變的特點，傳統(tǒng)信號分析手段無法辨識突變過程中振動變化特征。提出了基于原始基波的瞬態(tài)響應(yīng)分析方法。采用原始波形采樣點進行相位分析，精度可達0.1 ms 級，并對支承系統(tǒng)運動軌跡橢圓度及其軸角度開展瞬態(tài)分析研究。

3.3 測試結(jié)果

振動監(jiān)測發(fā)現(xiàn)該發(fā)動機高壓振動故障的瞬態(tài)突變點存在于高壓轉(zhuǎn)子支承、傳遞路徑及外涵機匣處。其中軸承座處振動響應(yīng)最大，且由內(nèi)向外振動逐漸衰減，這表明結(jié)構(gòu)故障源可能更為靠近轉(zhuǎn)子。同時發(fā)現(xiàn)軸承座振動突變劇烈程度遠大于外機匣；渦輪端振動突變程度明顯大于壓氣機端。這進一步說明結(jié)構(gòu)故障源可能來自于核心機轉(zhuǎn)子。圖10 為該核心機高壓振動突增前后振動響應(yīng)對比圖。圖10（a）為慢車高壓振動突增前后振動響應(yīng)對比圖，圖10（b）為高速狀態(tài)高壓振動突降前后振動響應(yīng)對比圖。

圖10 振動突變前后響應(yīng)對比Fig.10 Response comparison before and after vibration mutation

振動異常時，振動主頻以高壓轉(zhuǎn)子基頻為主。發(fā)動機慢掃過程中No.3 及No.5 軸承座振動基頻幅值隨轉(zhuǎn)速升高而增大，呈明顯跟隨規(guī)律。由于振動突變過程時域信號中出現(xiàn)了明顯的幅值與頻率變化。因此，對突變過程的瞬態(tài)數(shù)據(jù)進行小波分析，結(jié)果如圖11所示。圖11（a）和圖11（b）分別為No.3 與No.5 支點振動突變前后小波分析結(jié)果。由圖11 發(fā)現(xiàn)在振動突變過程在230 Hz（高壓轉(zhuǎn)子基頻）左右，No.3 與No.5 支點軸承座測點均出現(xiàn)了沖擊信號特征。

圖11 振動突變過程小波分析結(jié)果Fig.11 Wavelet analysis result during vibration mutation

圖12 為不同轉(zhuǎn)速下基于軸承座信號獲取的運動軌跡變化規(guī)律及振動初相點變化規(guī)律圖。圖12（a）和圖12（b）分別為不同轉(zhuǎn)速下軸承座運動軌跡與初相位變化規(guī)律圖。該運動軌跡（振動速度）由軸承座處正交的加速度計積分后獲取。

圖12 軸承座2 種振動狀態(tài)響應(yīng)曲線Fig.12 Response curves of 2 vibration state of bearing block

分析發(fā)現(xiàn)：發(fā)動機在故障轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)存在2 種高壓振動狀態(tài)，二者振動響應(yīng)幅值差距很大，且發(fā)動機不同次試驗振動表現(xiàn)規(guī)律一致；2 種振動狀態(tài)不僅表現(xiàn)在振動幅值方面，振動相位同樣也存在2 種狀態(tài)。這表明該振動問題具有可正變、逆變特點，規(guī)律性極強。

圖13 為振動突變前后轉(zhuǎn)子支點工作振型變化特征圖。圖14 為振動突變過程中支點運動軌跡及初相點特征圖。由圖13 和圖14 發(fā)現(xiàn)振動突變前后轉(zhuǎn)子支點工作振型均發(fā)生較大變化，在俯仰與平動間切換。發(fā)動機振動突變劇烈階段，No.3 支點與No.5 支點變化規(guī)律相同，支承系統(tǒng)運動軌跡橢圓度及長軸方向未發(fā)生明顯變化，但初相點變化明顯。

圖13 振動突變前后轉(zhuǎn)子支點工作振型變化特征（N2=14 400 r/min）Fig.13 Variation characteristics of working vibration models of rotor pivot before and after vibration mutation（N2=14 400 r/min）

圖14 振動突變過程中支點運動軌跡及初相點特征Fig.14 Motion tracks and characteristics of primary phase points of pivot during vibration mutation

采用有限元軟件對發(fā)動機轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速進行計算，圖15 為該發(fā)動機高壓激勵對應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速計算結(jié)果。圖15（a）和圖15（b）分別為高壓激勵下的發(fā)動機臨界轉(zhuǎn)速與坎貝爾圖。圖15（a）中ZD 與MC 分別代表發(fā)動機中間狀態(tài)與慢車狀態(tài)。

圖15 發(fā)動機臨界轉(zhuǎn)速計算結(jié)果和坎貝爾圖Fig.15 Calculation results of critical speed and Campbell of aeroengine

由轉(zhuǎn)子動力學計算和試驗可知，該核心機轉(zhuǎn)子為超臨界轉(zhuǎn)子，工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均沒有主激勵轉(zhuǎn)子激起的、且主激勵源轉(zhuǎn)子作同步正進動的彎曲型臨界轉(zhuǎn)速。工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)轉(zhuǎn)子撓曲變形較小，轉(zhuǎn)子支點處工作振型可一定程度上反映轉(zhuǎn)子的工作振型，轉(zhuǎn)子在非特性區(qū)的工作振型主要受轉(zhuǎn)子不平衡激勵狀態(tài)影響。

3.4 小 結(jié)

根據(jù)以上結(jié)果與以下分析可以判定典型振動問題來自于轉(zhuǎn)子不平衡激勵的變化。

1） 振動信號以高壓轉(zhuǎn)子基頻為主，振幅突變時也是以基頻量突變?yōu)橹鳌?/p>

2） 振動響應(yīng)大小從內(nèi)到外呈衰減規(guī)律。

3） 小波分析發(fā)現(xiàn)，振動突變過程中高壓基頻附近存在著沖擊信號。

4） 振動突變過程中，轉(zhuǎn)子支點運動軌跡的初相點變化表明轉(zhuǎn)子激勵發(fā)生變化。

5） 振動突變前后，轉(zhuǎn)子支點工作振型變化表明轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)慣性軸發(fā)生了變化。

6） 轉(zhuǎn)子工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)無臨界轉(zhuǎn)速。

4 整機條件下轉(zhuǎn)子彈性線測試

4.1 技術(shù)背景

軸承座測振可反映出轉(zhuǎn)子工作過程中支點動態(tài)響應(yīng)特征，因No.4支點中介軸承的影響，無法表征轉(zhuǎn)子工作過程中自身的彈性變形及轉(zhuǎn)子振動情況。針對該技術(shù)的局限性，為了更深刻地揭示整機振動特征，開展整機條件下的轉(zhuǎn)子彈性線試驗測試研究。

4.2 測試目的與測試方法

4.2.1 測試目的

根據(jù)轉(zhuǎn)子葉尖間隙測試結(jié)果，通過相關(guān)數(shù)據(jù)分離算法，研究轉(zhuǎn)子工作過程中的運動特征，揭示振動突變過程中的轉(zhuǎn)子振動及彈性線變化規(guī)律，從轉(zhuǎn)子運動的角度探究振動突變過程中的動力學機理，從而進一步確認整機振動特征原因。

4.2.2 測試方法

為了直接獲取轉(zhuǎn)子渦動特征，采用了基于發(fā)動機葉尖間隙的轉(zhuǎn)子全息測振方法。電容式葉尖間隙測量系統(tǒng)利用了電容式間隙測量傳感器工作原理，固定在機匣中的探頭及葉尖分別構(gòu)成了電容的兩極。由于電容的電容值是兩電極正對面積、兩極間距離及兩極間介質(zhì)的函數(shù)。當兩電極的正對面積和兩極板間介質(zhì)為常數(shù)時，電容的大小只是兩極間距離的函數(shù)，即電容值的變化與發(fā)動機葉尖間隙的變化存在對應(yīng)關(guān)系。通過信號處理系統(tǒng)將電容值的變化轉(zhuǎn)化為電壓值的變化，并進一步與葉尖間隙相對應(yīng)。

測試時獲取的與葉尖間隙相對應(yīng)的原始信號的包絡(luò)線類似正弦/余弦信號，且類正弦信號的頻率近似等于轉(zhuǎn)速基頻。為了研究該現(xiàn)象的產(chǎn)生機理，做如下假設(shè)：① 轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)過程中軸心并不是在一個點上而是在一個圓上運動；② 轉(zhuǎn)子每旋轉(zhuǎn)一周，軸心正好在圓上運動一周，周期同步，進動方向一致。

滿足上述假設(shè)時稱轉(zhuǎn)子發(fā)生了同步圓周運動。轉(zhuǎn)子同步圓周運動模型如圖16所示。

圖16 轉(zhuǎn)子同步圓周運動模型Fig.16 Synchronous circular motion model of rotor

藍色圓為機匣內(nèi)壁，粉色圓為轉(zhuǎn)子運動產(chǎn)生的外切圓，紅色圓為轉(zhuǎn)子輪廓圓；O為機匣中心，P為該時刻轉(zhuǎn)子中心，R為外切圓半徑，r是轉(zhuǎn)子圓半徑；葉尖間隙傳感器安裝在機匣的A點；OA與外切圓的交點為E，OA與轉(zhuǎn)子圓的交點為Q；C為該時刻轉(zhuǎn)子圓與外切圓的切點，B為OC與機匣圓的交點。

由圖16 有下述關(guān)系：D0=AE=BC；OP=R-r；D=AQ；D(α)=QE。

根據(jù)余弦定理及幾何關(guān)系，可以推導出轉(zhuǎn)子徑向振動模型為

可見，在轉(zhuǎn)子同步圓周運動模型下，傳感器測得的間隙值D理論上應(yīng)為直流分量D0與轉(zhuǎn)速基頻余弦分量和的形式。這與整機試驗中觀察到的典型葉尖間隙現(xiàn)象相吻合。因此，典型葉尖間隙的表現(xiàn)預(yù)示著轉(zhuǎn)子可能發(fā)生了同步圓周運動。基于單測點葉尖間隙的軸心軌跡或轉(zhuǎn)子振動分析的信息量有限，只能分析特殊模型下的軸心軌跡或轉(zhuǎn)子振動，比如轉(zhuǎn)子同步圓周運動模型。

為分析真實軸心軌跡，一般需要周向4 個測點。圖17 為測點布置示意圖。

圖17 測點布置示意圖Fig.17 Arrangement diagram of monitoring points

4.3 測試結(jié)果

1） 高壓壓氣機3級葉尖間隙信號的時域及頻譜分別如圖18和圖19所示。由圖18可以發(fā)現(xiàn)在突降前后時域波形有較大變化，振動突降大約發(fā)生在0.3 s 左右。分析該位置獲取的水平方向與垂直方向信號頻譜發(fā)現(xiàn)其主要頻率成分為230 Hz（高壓轉(zhuǎn)速基頻）和135 Hz（低壓轉(zhuǎn)速基頻）。繪制其二維、三維軸心軌跡如圖20所示。由圖20 可見，振動突降過程中，軸心軌跡由豎圓變?yōu)檎龍A再變?yōu)橛覂A斜橢圓，長軸方向變化約45°，初相點在軸心軌跡的位置逆時針旋轉(zhuǎn)約195°。

此外，中國水利工程協(xié)會還根據(jù)水利部《水利工程建設(shè)領(lǐng)域項目信息公開和誠信體系建設(shè)實施方案》（水建管〔2011〕433號）、中國水利工程協(xié)會《水利建設(shè)市場主體信用評價暫行辦法》（中水協(xié)〔2009〕39號）等文件要求，組織開展全國水利建設(shè)市場主體信用評價工作。

圖18 振動突變前后時域波形圖-壓氣機3 級Fig.18 Time-domain waveform diagram before and after vibration mutation-compressor level 3

圖19 振動異常模式下頻譜圖-壓氣機3 級Fig.19 Frequency spectrum of abnormal vibrationcompressor level 3

圖20 壓氣機3 級軸心軌跡圖Fig.20 Orbit of shaft center of compressor level 3

2） 高壓壓氣機8級葉尖間隙信號的時域及頻譜分別如圖21和圖22所示。由圖21和圖22可見突降前后時域波形未觀察到明顯變化，主要頻率成分為高壓轉(zhuǎn)速基頻230 Hz，低壓轉(zhuǎn)速基頻135 Hz 也存在，但幅值較低，繪制其二維、三維軸心軌跡如圖23所示。由圖23 可見，其軸心軌跡為橢圓型態(tài)，長軸方向及初相點在軸心軌跡的位置均未發(fā)生明顯變化。

圖21 振動突變前后時域波形圖-壓氣機8 級Fig.21 Time-domain waveform diagram before and after vibration mutation-compressor level 8

圖22 振動異常模式下頻譜圖-壓氣機8 級Fig.22 Frequency spectrum diagram of abnormal vibration mode-compressor level 8

圖23 壓氣機八級軸心軌跡圖Fig.23 Orbit of shaft center of compressor level 8

3） 高壓渦輪尖間隙信號的時域及頻譜分別如圖24 和圖25所示。由圖24和圖25可見突降前后時域波形有明顯變化。主要頻率成分依然為高壓轉(zhuǎn)速基頻230 Hz。低壓轉(zhuǎn)速基頻135 Hz 也依然存在，但幅值較低。繪制其二維、三維軸心軌跡如圖26所示。由圖26 發(fā)現(xiàn)振動突降過程中，軸心軌跡由左傾橢圓變?yōu)橛覂A斜橢圓，長軸方向變化約90°，初相點在軸心軌跡的位置逆時針旋轉(zhuǎn)約195°。

圖24 振動突變前后時域波形圖-高壓渦輪Fig.24 Time-domain waveform diagram before and after vibration mutation-high-pressure turbine

圖25 振動異常模式下頻譜圖-高壓渦輪Fig.25 Frequency spectrum diagram of abnormal vibration mode-high-pressure turbine

圖26 高壓渦輪軸心軌跡圖Fig.26 Orbit of shaft center of high-pressure turbine

4） 轉(zhuǎn)子彈性線是指航空發(fā)動機工作狀態(tài)下的轉(zhuǎn)子振動位移邊界包絡(luò)線。包括轉(zhuǎn)子彈性空間彎曲變形和由于支承變形、軸承間隙等引起的轉(zhuǎn)子剛體振動。轉(zhuǎn)子彈性線反映了轉(zhuǎn)子各截面的軸心運動軌跡及振動大小。圖27 為壓氣機三級、壓氣機8 級和高壓渦輪3 個測試截面繪制的振動突降前后的彈性線。由圖27 可以看出：振動突降前整體表現(xiàn)為俯仰振型，壓氣機3 級和8 級之間是俯仰，壓氣機8 級和高壓渦輪之間是平動；振動突變過程彈性線發(fā)生改變；壓氣機8 級的振幅和相位變化不大；壓氣機3 級振幅先增大后減小，相位與8 級逐漸接近；高壓渦輪的振幅先增大后減小，相位與8 級逐漸遠離；振動突降后，整體仍表現(xiàn)為俯仰振型，但壓氣機3 級和8 級之間由俯仰變?yōu)槠絼?，壓氣機8 級和高壓渦輪之間由平動變?yōu)楦┭觥?/p>

圖27 振動突變過程中轉(zhuǎn)子彈性線變化規(guī)律Fig.27 Rotor elastic line changing rule during vibration mutation

4.4 小 結(jié)

核心機轉(zhuǎn)子彈性線測試進一步佐證了典型振動問題來自于轉(zhuǎn)子不平衡激勵的變化，主要理由如下：

1） 各截面軸心軌跡的變化規(guī)律都是形狀不變而大小變化，轉(zhuǎn)子不平衡激勵狀態(tài)變化符合這一規(guī)律。

2） 轉(zhuǎn)子俯仰工作振型是由轉(zhuǎn)子不平衡狀態(tài)所決定的，但是同一轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)子形心軸線和渦動軸線交點的后移，只能是轉(zhuǎn)子不平衡激勵發(fā)生變化所致。

5 轉(zhuǎn)子動特性試驗

5.1 試驗?zāi)康呐c試驗方法

5.1.1 試驗?zāi)康?/p>

研究轉(zhuǎn)子離心載荷作用下的不平衡響應(yīng)及轉(zhuǎn)子彈性線。同時，通過調(diào)整轉(zhuǎn)子連接界面的螺栓的預(yù)緊力，研究螺栓擰緊力矩對轉(zhuǎn)子模態(tài)特性的影響。

5.1.2 試驗方法

試驗對象為發(fā)動機核心機轉(zhuǎn)子。試驗時與發(fā)動機正常裝配狀態(tài)相同，包括高壓壓氣機及高壓渦輪轉(zhuǎn)子。核心機轉(zhuǎn)子通過擺架安裝到大型臥式轉(zhuǎn)子試驗器，箱體為真空狀態(tài)，通過轉(zhuǎn)接軸連接試驗器驅(qū)動系統(tǒng)，在核心機轉(zhuǎn)子主要截面布置激光位移傳感器測點，軸承座處布置加速度傳感器測點。圖28 為核心機轉(zhuǎn)子全轉(zhuǎn)速動特性試驗圖，圖中2～7 表示核心機轉(zhuǎn)子測量截面的定義。

圖28 核心機轉(zhuǎn)子全轉(zhuǎn)速動特性試驗圖Fig.28 Dynamic properties test diagram of core engine rotor at full speed

轉(zhuǎn)子模態(tài)試驗采用錘擊法，并采用固定響應(yīng)點，移動敲擊點的方式。模態(tài)試驗時由力錘對試驗件進行激勵。激勵信號通過力錘內(nèi)置傳感器傳回分析系統(tǒng)，響應(yīng)信號通過布置在試驗件上的加速度傳感器傳回分析系統(tǒng)。根據(jù)激勵與響應(yīng)信號建立頻響函數(shù)，并通過模態(tài)參數(shù)識別方法提取出固有頻率、振型以及阻尼比等固有振動特性。測試時頻率范圍為5 Hz～1.6 kHz，根據(jù)試驗件的結(jié)構(gòu)特點采用柱坐標系創(chuàng)建幾何建模，模型圖見圖29。

圖29 核心機轉(zhuǎn)子模態(tài)試驗建模圖Fig.29 Modeling diagram during modal test of core engine rotor

5.2 試驗結(jié)果

5.2.1 轉(zhuǎn)子全轉(zhuǎn)速動特性試驗結(jié)果

核心機轉(zhuǎn)子作為一個非連續(xù)轉(zhuǎn)子，在離心載荷作用下，轉(zhuǎn)子彈性線在高速、低速時存在明顯差異。圖30 為高、低轉(zhuǎn)速下核心機彈性線變化規(guī)律圖。圖30（a）和圖30（b）分別對應(yīng)轉(zhuǎn)子4 000 r/min與14 000 r/min 下的彈性線。

圖30 高、低轉(zhuǎn)速下核心機彈性線變化規(guī)律Fig.30 Core engine elastic line changing rule at high and low speed

由圖30 發(fā)現(xiàn)彈性線在不同狀態(tài)之間存在顯著變化，這表明不同轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子不平衡狀態(tài)可能不同。

為定量分析轉(zhuǎn)子變形情況，根據(jù)數(shù)量積定理和空間向量定理提出了一種數(shù)學描述方法。包括轉(zhuǎn)子彈性線角變形分析方法和轉(zhuǎn)子與旋轉(zhuǎn)軸夾角（傾斜角）分析方法。圖31 和圖32 分別表示核心機轉(zhuǎn)子角變形數(shù)學描述方法及轉(zhuǎn)子與旋轉(zhuǎn)軸夾角數(shù)學描述方法，其中xi、yi代表第i個測量截面的軸心振動，x代表垂向振動分量，y代表水平振動分量。

圖31 核心機轉(zhuǎn)子角變形數(shù)學描述方法Fig.31 Mathematical description methods for rotor angle deformation of core engine

圖32 核心機轉(zhuǎn)子與旋轉(zhuǎn)軸夾角數(shù)學描述方法Fig.32 Mathematical description methods for included angle of core engine rotor and rotation axis

圖33 為核心機轉(zhuǎn)子與旋轉(zhuǎn)軸（公轉(zhuǎn)軸）夾角變化規(guī)律圖，圖中縱坐標單位為角度單位，1°=3 600″。Mij平均值表示從核心機轉(zhuǎn)子i截面軸心到j(luò)截面軸心的連線與公轉(zhuǎn)軸的夾角平均值，Tij0-p表示從核心機轉(zhuǎn)子i截面軸心到j(luò)截面軸心的連線與公轉(zhuǎn)軸的夾角波動峰值。

圖33 核心機轉(zhuǎn)子與旋轉(zhuǎn)軸夾角變化規(guī)律Fig.33 Changing rule of included angle of core engine rotor and rotation axis

圖34 為核心機轉(zhuǎn)子角變形變化規(guī)律圖。Mopjk平均值表示核心機轉(zhuǎn)子o截面軸心到p截面軸心的連線與轉(zhuǎn)子j截面軸心到k截面軸心的連線間的夾角平均值，Mopjk0-p 表示核心機轉(zhuǎn)子o截面軸心到p截面軸心的連線與轉(zhuǎn)子j截面軸心到k截面軸心的連線間的夾角波動峰值。

圖34 核心機轉(zhuǎn)子角變形變化規(guī)律Fig.34 Changing rule of rotor angle deformation of core engine

由圖33 和圖34 可以發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子9 000 r/min 以上的傾斜角平均值和波動量均在15 s以內(nèi)；三級盤連接界面角變形在11 000 r/min 時變化劇烈；九級篦齒盤連接界面角變形隨轉(zhuǎn)速上升逐漸增大。

5.2.2 不同參數(shù)下轉(zhuǎn)子模態(tài)特性試驗結(jié)果

剛性支承條件下核心機轉(zhuǎn)子模態(tài)頻響函數(shù)及核心機轉(zhuǎn)子模態(tài)試驗振型分別見圖35 和圖36。圖36（a）～圖36（f）依次對應(yīng)1～6 階模態(tài)圖。本文僅給出渦輪盤前連接螺栓擰緊力矩52 N·m 狀態(tài)下的模態(tài)試驗頻響函數(shù)和轉(zhuǎn)子振型圖。

圖35 核心機轉(zhuǎn)子模態(tài)頻響函數(shù)Fig.35 Frequency response function from modal test of core engine rotor

圖36 核心機轉(zhuǎn)子模態(tài)試驗振型圖Fig.36 Vibration model diagram from modal test of core engine rotor

螺栓擰緊力矩52 N·m 與13 N·m 時，核心機轉(zhuǎn)子固有頻率的對比如表1所示。由表1 可以發(fā)現(xiàn)在高渦轉(zhuǎn)子連接螺栓擰緊力矩不同時，轉(zhuǎn)子固有特性基本無變化，也即連接螺栓的擰緊力矩對轉(zhuǎn)子振動特性無影響。這也進一步排除了轉(zhuǎn)子剛度時變導致振動突變的可能性。

表1 不同力矩下核心機轉(zhuǎn)子固有頻率試驗結(jié)果Table 1 Inherent frequency test results for core engine rotor with different torques

5.3 小 結(jié)

1） 核心機轉(zhuǎn)子在高轉(zhuǎn)速條件下存在彈性線變形和轉(zhuǎn)子傾斜，將影響轉(zhuǎn)子不平衡慣性激勵狀態(tài)。

2） 在力錘的小激勵條件下，核心機轉(zhuǎn)子連接界面的擰緊力矩對轉(zhuǎn)子振動特性無影響。

6 全靜子機匣動特性試驗

6.1 試驗?zāi)康呐c試驗方法

6.1.1 試驗?zāi)康?/p>

通過全靜子機匣支承動剛度試驗與全靜子機匣整機模態(tài)試驗研究，揭示轉(zhuǎn)子全靜子機匣支承動剛度變化規(guī)律，辨識帶邊界條件下的全靜子機匣模態(tài)特性。

6.1.2 試驗方法

全靜子機匣支承動剛度試驗的設(shè)計思想是考慮到整機測試結(jié)果中振動的主要貢獻為高壓基頻。分析其可能為轉(zhuǎn)子不平衡帶來的旋轉(zhuǎn)激勵通過支承系統(tǒng)后出現(xiàn)的振動響應(yīng)。為控制單一變量，設(shè)計全靜子機匣旋轉(zhuǎn)激勵條件下的全靜子機匣No.3 和No.5 支點動剛度試驗。

試驗對象為發(fā)動機全靜子機匣，除必要拆除的轉(zhuǎn)子外，一切附加質(zhì)量（附件等）均與發(fā)動機正常裝配狀態(tài)相同。旋轉(zhuǎn)激振裝置可調(diào)不平衡量的電驅(qū)動偏心輪通過轉(zhuǎn)速控制旋轉(zhuǎn)激振裝置。轉(zhuǎn)速范圍覆蓋發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍，通過測試獲得激振力與振動測點的振動響應(yīng)。轉(zhuǎn)速信號通過具有鍵相功能的電渦流傳感器測試獲取。圖37 為全靜子機匣動特性試驗原理圖。

圖37 全靜子機匣動特性試驗原理圖Fig.37 Test schematic diagram of dynamic characteristics of whole stator casing

試驗過程中測量No.3、No.5 支點垂直及水平方向激振力、軸承座垂直水平振動響應(yīng) 、外機匣振動測點的振動響應(yīng)。通過電渦流傳感器測量旋轉(zhuǎn)激振裝置的轉(zhuǎn)速信號。0～240 Hz 范圍內(nèi)調(diào)節(jié)電主軸轉(zhuǎn)速進行2 次慢掃試驗，并記錄全靜子機匣上各測點的振動響應(yīng)，以及對應(yīng)的激振力。

全靜子機匣整機模態(tài)試驗時，考慮到發(fā)動機系統(tǒng)阻尼較大，采取激振器形式的多點輸入多點輸出、步進正弦掃頻的方式進行模態(tài)試驗。試驗使用2 個激振器同時對靜子機匣進行激勵。其中1 號激振器布置在風扇三級機匣下方，2 號激振器位于加力燃燒室機匣。在90～250 Hz 頻率段使用1 Hz 步進步長，其余頻率段使用5 Hz 步進步長。圖38 為全靜子機匣整機模態(tài)試驗時的現(xiàn)場圖。

圖38 全靜子機匣整機模態(tài)試驗現(xiàn)場圖Fig.38 Modal test diagram of whole engine including full stator casing

圖 39 旋轉(zhuǎn)激振裝置激振力測試結(jié)果Fig.39 Excitation force test result of rotating excitation device

6.2 試驗結(jié)果

6.2.1 全靜子機匣支承動剛度試驗結(jié)果

模擬轉(zhuǎn)子不平衡激勵時，發(fā)現(xiàn)其特點為不平衡激振力隨轉(zhuǎn)速升高而增大，且垂直、水平激振力變化趨勢一致。圖39 為旋轉(zhuǎn)激振裝置激振力測試結(jié)果。圖40 為振動響應(yīng)的幅值與相位隨轉(zhuǎn)速變化規(guī)律，圖40（a）和圖40（b）分別為振動幅值及振動相位的變化規(guī)律圖。圖41 為全靜子機匣動柔度試驗結(jié)果。

圖40 振動響應(yīng)測量結(jié)果Fig.40 Measuring result of vibration response

圖41 全靜子機匣動柔度試驗研究結(jié)果Fig.41 Dynamic compliance test and research result of full stator casing

由圖40 可以發(fā)現(xiàn)振動響應(yīng)特點是：軸承座和中介機匣振動幅值在8 000 r/min 附近有明顯的峰值，響應(yīng)相位有典型的共振變化；工作轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，振動響應(yīng)隨轉(zhuǎn)速升高而增大，軸承座與機匣位置規(guī)律一致，響應(yīng)相位相對平穩(wěn)。

由圖41分析發(fā)現(xiàn)支點動柔度特征是：8 000 r/min附近存在動柔度峰值，有共振特點；工作轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)動柔度單調(diào)增大，最大值是初始值的2 倍以上；柔度隨轉(zhuǎn)速升高而增大，垂直動柔度14 000 r/min比10 000 r/min 增長至2.75 倍；水平動柔度增長至2.27 倍，振動響應(yīng)隨轉(zhuǎn)速升高而增大，相位較為平穩(wěn)，變化在30°以內(nèi)。

6.2.2 全靜子機匣整機模態(tài)試驗結(jié)果

由于整個靜子機匣結(jié)構(gòu)復雜，其模態(tài)振型較密集。不同機匣之間既有局部振型又有整體振型，本文主要分析了靜子機匣的整體振型。其固有頻率分別為95 Hz、115 Hz、129 Hz、154 Hz、179 Hz、188 Hz、207 Hz、228 Hz，240 Hz，252 Hz。篇幅限制，圖42 和圖43 僅給出全靜子機匣的典型二彎和三彎振型圖。圖44 為發(fā)動機整機條件下正常振動響應(yīng)規(guī)律圖。

圖42 整機模態(tài)試驗全靜子機匣二彎振型圖Fig.42 Two-bending vibration model diagram of full stator casing in whole engine modal test

圖43 整機模態(tài)試驗全靜子機匣三彎振型圖Fig.43 Three-bending vibration model diagram of full stator casing in whole engine modal test

圖44 發(fā)動機振動正常狀態(tài)下三維瀑布圖Fig.44 Waterfall of normal vibration response

根據(jù)圖44所示的發(fā)動機整機試車時振動正常狀態(tài)下的三維瀑布圖，發(fā)現(xiàn)發(fā)動機在12 600 r/min時存在明顯的振動響應(yīng)峰值。這與全靜子機匣整機模態(tài)試驗結(jié)果的機匣三彎振型固有頻率吻合度較高，說明該振動響應(yīng)峰值為全靜子機匣特性導致。

6.3 小 結(jié)

1） 支承動柔度均隨轉(zhuǎn)速升高而增大，振動相位變化不明顯，整機振動快速增長過程可能跟支點動柔度增加有關(guān)。

2） 全靜子機匣整機模態(tài)試驗研究表明，發(fā)動機在12 600 r/min 時的振動響應(yīng)峰值為全靜子機匣特性導致。

7 綜合分析與驗證

7.1 綜合分析

根據(jù)第3 節(jié)～第6 節(jié)的試驗測試研究結(jié)果，首先分析轉(zhuǎn)子不平衡激勵突變的理論特征與試驗測試特征的匹配性，圖45 為轉(zhuǎn)子不平衡激勵突變的理論特征與試驗特征匹配圖。

圖45 轉(zhuǎn)子不平衡激勵突變理論特征與試驗特征匹配圖Fig.45 Matching diagram of theoretical and experimental characteristics of rotor unbalance excitation mutation

由圖45 可見，轉(zhuǎn)子不平衡激勵突變的理論特征與各試驗測試結(jié)果特征吻合度高，表明發(fā)動機典型振動突變特征為轉(zhuǎn)子不平衡激勵狀態(tài)變化導致。

轉(zhuǎn)子連接界面的在不同力學參數(shù)下的模態(tài)試驗研究表明轉(zhuǎn)子剛度未發(fā)生變化。同時，整機模態(tài)試驗研究表明12 600 r/min 下的機匣振動峰值點為機匣三彎振型導致，全靜子機匣存在隨轉(zhuǎn)速升高支承動剛度變小的規(guī)律。結(jié)合轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速計算結(jié)果，表明轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)剛度特性未發(fā)生變化。

綜合分析認為某型發(fā)動機典型振動問題的動力學機理為：

1） 發(fā)動機起動到慢車階段乃至慢車停留階段，復雜載荷造成轉(zhuǎn)子發(fā)生了緩慢的/突然的非協(xié)調(diào)性變形，進而轉(zhuǎn)子不平衡激勵狀態(tài)發(fā)生了緩慢的/突然的變化，最終導致了整機振動響應(yīng)的惡化或慢車突增。

2） 在惡化的不平衡激勵狀態(tài)下發(fā)動機繼續(xù)升轉(zhuǎn)，由于支承動柔度的增加，振動響應(yīng)隨著轉(zhuǎn)速快速上升。

3） 在轉(zhuǎn)子超臨界工作狀態(tài)下，轉(zhuǎn)子的工作載荷趨向均勻，非協(xié)調(diào)變形也趨向變??；達到一定閾值時，非協(xié)調(diào)變形突然消失，轉(zhuǎn)子不平衡激勵狀態(tài)也恢復到最初狀態(tài)，此時整機振動響應(yīng)幅值突然降低；之后無論是升轉(zhuǎn)還是降轉(zhuǎn)，只要不回到慢車狀態(tài)，轉(zhuǎn)子就不會出現(xiàn)非協(xié)調(diào)性變形，發(fā)動機的振動一直保持良好狀態(tài)。

4） 當發(fā)動機回到慢車狀態(tài)后，尤其是持續(xù)一段時間，轉(zhuǎn)子容易再次出現(xiàn)非協(xié)調(diào)變形的問題，轉(zhuǎn)子的平衡激勵狀態(tài)再次惡化，再次進入異常振動狀態(tài)。

7.2 驗 證

提出的某型航空發(fā)動機振動突變動力學機理為核心機轉(zhuǎn)子不平衡激勵狀態(tài)突變導致，基于該機理假設(shè)開展了核心機轉(zhuǎn)子本機平衡技術(shù)研究。本機平衡是根據(jù)轉(zhuǎn)子在真實工作條件下的振動響應(yīng)計算轉(zhuǎn)子的不平衡量，并在對系統(tǒng)不進行大改的情況下進行轉(zhuǎn)子配平，以達到振動抑制目標的一種方法。

小涵道比軍用渦扇發(fā)動機核心機轉(zhuǎn)子本機平衡國際研究較少，主要是因為核心機轉(zhuǎn)子處在發(fā)動機封閉機匣內(nèi)部，無結(jié)構(gòu)外露，轉(zhuǎn)子的不平衡量調(diào)整難以直接實施。另外，核心機轉(zhuǎn)子鍵相測試在發(fā)動機結(jié)構(gòu)設(shè)計初期并未考慮，在發(fā)動機無結(jié)構(gòu)改動條件下的核心機轉(zhuǎn)子鍵相測試沒有可靠的技術(shù)方案。

依據(jù)發(fā)動機結(jié)構(gòu)和裝配、分解工藝進行分析，開發(fā)了整機狀態(tài)下局部分解核心機的工藝路徑，可進而調(diào)整轉(zhuǎn)子的不平衡狀態(tài)，同時該工藝未改變軸承、承力框、轉(zhuǎn)子連接面狀態(tài)。

轉(zhuǎn)子鍵相測試技術(shù)方案是在發(fā)動機孔探孔布置小尺寸L 型光纖，同時在2 片轉(zhuǎn)子葉片上涂裝特殊的弱反光材料。轉(zhuǎn)子工作過程中，光纖的光束發(fā)射至轉(zhuǎn)子葉片前導圓和葉背處，因弱反光材料的轉(zhuǎn)子葉片反射光強弱，與其他葉片存在差異，進而辨識轉(zhuǎn)子鍵相。

截至目前，已經(jīng)完成多臺份發(fā)動機核心機轉(zhuǎn)子本機平衡技術(shù)驗證工作，均取得顯著效果。說明通過本機平衡的方式能夠解決發(fā)動機交付過程中的振動問題，同時也說明核心機轉(zhuǎn)子不平衡狀態(tài)對典型振動問題的影響是顯著的，這對動力學機理的假設(shè)也是一種佐證。圖46 為核心機本機平衡前后振動響應(yīng)的變化圖。

圖46 核心機本機平衡前后振動響應(yīng)變化Fig.46 Vibration response change diagram before and after core engine balancing

8 結(jié) 論

針對航空發(fā)動機整機振動特征溯源診斷困難的現(xiàn)狀，提出了基于動力學試驗手段的振動特征溯源研究方法，研究表明：

1） 建立了發(fā)動機全靜子機匣支承動剛度和整機模態(tài)特性試驗方法、發(fā)動機轉(zhuǎn)子全轉(zhuǎn)速下動特性與轉(zhuǎn)子模態(tài)試驗方法，以及整機工作條件下的轉(zhuǎn)子軸承座全息測振和基于發(fā)動機葉尖間隙的轉(zhuǎn)子全息測振試驗方法，該方法可深刻地揭示發(fā)動機整機及部件動力學特征和振動變化規(guī)律。

2） 研究發(fā)現(xiàn)了轉(zhuǎn)子在高低轉(zhuǎn)速下的彈性線和傾斜角存在明顯差異；轉(zhuǎn)子連接界面力學參數(shù)對模態(tài)特性無影響；全靜子支承動柔度均隨轉(zhuǎn)速升高而增大；軸承座振動變化劇烈程度大于外部機匣，由內(nèi)到外呈現(xiàn)衰減規(guī)律；振動異常模式較正常模式轉(zhuǎn)子渦動半徑大；軸承座及轉(zhuǎn)子運動軌跡的初相點均發(fā)生了顯著變化等特征。

3） 形成了基于動力學理論的轉(zhuǎn)子不平衡激勵及剛度參數(shù)變化的理論特征與試驗測試特征匹配度的綜合分析方法，溯源了發(fā)動機典型振動突變特征為轉(zhuǎn)子連接界面變化所引發(fā)的轉(zhuǎn)子不平衡激勵狀態(tài)變化導致。針對該機理假設(shè)開展了核心機轉(zhuǎn)子本機平衡技術(shù)研究，有效地抑制了多臺發(fā)動機的振動突變特征，進一步表明該溯源方法的正確性。

4） 提出的整機振動特征溯源方法需要投入較高的資源成本和周期成本，雖然代價較高，但是對于新型發(fā)動機的振動特性確認和頑固振動問題的解決而言是有價值的。