航空发动机腔内积油引发振动故障分析

姜广义，武 鹏，张 洁

（中航工业沈阳发动机设计研究所，沈阳 110015）

0 引言

航空发动机压气机结构大多采用鼓筒方式，其前后支撑的封严装置在发动机调试和试制过程中漏油现象时有发生，导致鼓筒腔内积油。在转子旋转过程中，积油在一定条件下将发生自激振动，使转子系统的振动异常。但由于流体的旋转作用，使得这类问题的机理分析较一般的流固耦合问题更为复杂，而且还具有许多特殊性，成为目前转子动力学研究领域的1个新课题[1-3]。

本文结合实际发动机试车过程中发生的异常振动，通过相关结构件模态分析、振动测试以及噪声测试分析，最终找出振动异常原因。其经验性结论可以在机理分析不完善情况下为振动故障诊断提供参考。

1 故障现象

某发动机在1次开车中刚进入慢车时发生喘振。此后，发动机在从起动到慢车过程中，以及慢车运转一段时间后，会突发1种嗡鸣声，同时振动总量突增。为此，将发动机下台分解。分解时发现空气导管轴心通风的甩油台与低压轴磨损，未见其它明显故障，因此怀疑故障是气动问题。将发动机重新装配后上台试车，原故障仍然存在。共开车2 3次后，再次将发动机下台分解。发现如下故障点：（1）空气导管轴心通风器甩油台磨损；（2）低压轴磨损；（3）高压压气机工作叶片多级磨损，且轻重级分布为从后到前；（4）3支点外钢套与轴承座磨损；（5）风扇第3级工作叶片磨损；（6）2支点石墨跑道磨损。将发动机再次装配后上台试车，该故障现象仍然存在。在第4次装配中，在发动机轴承外环和3号轴承座间装了销钉，并将甩油孔件的甩油孔按原位改回，在其后试车过程中未再发生嗡鸣声，一切正常。

2 原因分析

在发动机的声音异常故障分析中，开始怀疑激振源是由气动力引起的，因此在其后几次试车中，对高压压气机进气和排气都进行了监测，同时注意观察各供油压力，均未发现明显变化以及与振动有关的现象，所以可以排除气动因素影响。

2.1 结构分析

就该发动机结构而言，仅是调整了附件机匣的位置，并无其他变动，但该变化有可能会造成与之相关的结构件振动特性发生变化，从而诱发上述故障发生。为此，对几次均发生磨损的空气导管和中介机匣进行模态分析。

为较真实模拟空气导管的实际安装情况，在模态分析试验中，将空气导管和高压涡轮盘等组合件支承于装配架上，对应涡轮转子在旋转过程中的状态，其结构的固有频率见表1。

表1 空气导管模态试验结果

其中118.7Hz的固有频率为1阶弯曲形式，该频率是1个不稳定值，随盘所承受的载荷或涡轮转子的气动负荷变化而不同。如将该组合件用绳吊起做模态试验，则其1阶弯曲频率为145Hz。但由于该类型空气导管在多台发动机中都有使用，以及在此台发动机第1次上台试车喘振前也未发生故障，所以可排除因其结构共振导致振动异常及出现嗡鸣声。

中介机匣试验件主要由支板、附件机匣、中央传动齿轮和3支点轴承等组成，在附件机匣上同向等距离放置7个传感器，测得的振型有1、2阶弯曲振动，其固有频率分别为20、110Hz。机匣振型由支板上放置的传感器进行测试，其振型为1、2阶弯曲振动，1阶振型为158 Hz，而在机匣的直径方向无振型存在。在发动机台架试车时，附件机匣的确存在明显的2阶弯曲振型，1阶振型频率较低，约20～30Hz，2阶振型频率约为100～120Hz，1阶振动固有频率在慢车之前表现明显，2阶振型只有在轴承外环与轴承座松动时才有明显表现。但从整机振动信号（如图1所示）可见，发生振动异常和嗡鸣声时，此异常频率与转速频率并不重合，故判断应不是因转速频率与此构件固有频率耦合，从而诱发共振。

图1 进气机匣振动响应

2.2 转子腔内积油自激振动分析

在发动机的几次分解装配过程中都发现高压转子内锥壁有积油现象，而积油的存在可能会引起转子运动和转子空腔内积液运动的相互作用。当转子作无扰动的稳定自旋时，积油会均匀地贴于内壁，且与转子一起以同一角速度自旋，无相对运动；但在一定条件下，积油产生自激现象，而不再与转子一起同步扰动，积油的相对运动和压力场对转子产生1个附加力，与转子的相互作用会使转子以极大的振动作异步涡动，严重地影响转子系统的正常运行，在一定转速范围内产生不稳定区。

整机振动测试的其它测点振动响应瀑布如图2～4所示。

图4 涡轮后机匣振动响应

从图2～4中可见，fx频率在一定转速范围内出现，并作异步涡动，幅值很大，所以fx频率的出现应是因为腔内积油，并且在一定转速范围内出现自激现象的结果。

自从Kollmann[4]在试验中观察到部分充液转子的不稳定现象后，已有一些学者开展了相关研究，但转子系统基本上采用刚度各向同性的模型。Brommundt和Ostermeyer[5]及Holm和Trager[6]分别研究了支承刚度非对称柔性悬臂转子和刚性转子系统的稳定性问题，发现由于支承刚度的非对称使原来支承刚度对称的部分充液转子的1个不稳定区分裂为多个独立的不稳定区，但并未说明出现多个独立不稳定区的条件。祝长生[7]在2维无黏旋转流体模型的基础上，详细地分析了支承刚度各向异性部分充液转子系统的稳定性问题和转子系统的各参数对稳定性的影响，认为影响系统稳定性的参数有充液量、质量比、外阻尼比、转速比和支承刚度比；并认为支承刚度各向异性转子系统的不稳定区可能是多个有限区间，分别与该系统的多个临界区相对应。

从发动机起动到慢车停留过程中各振动测点频谱图中可见，共有2个不稳定区，对1支点轴承座所测振动响应数据进行整理，可得这2个不稳定区所对应的高压转子转速范围，如图5所示。

图5 对应高压转速的不稳定区

从图5中可见，高压转速从45%～55%最高转速附近为第1个不稳定区，从71%最高转速附近开始为第2个不稳定区。

使用MSC/PATRAN建立发动机转子-支承系统分析模型，进行振动分析和后处理，得到高压转子激振临界转速计算结果。

通过与计算结果对比可知，在第1个不稳定区，异步涡动最大幅值的频率为102.5Hz，对应于高压转子第3阶临界转速，第2个不稳定区所对应的异步涡动最大幅值的频率为147.5Hz，对应于高压转子的第4阶临界转速。在发动机转子腔内积油情况下，如果继续增大转速，由于多阶临界转速的存在，积油也将存在于多个相对应的不稳定区。

文献[8]研究了部分积液较多的两端简支的刚性转子，并考虑了液压梯度、流速等因素的影响，得到产生部分积液自激进动的失稳区为

式中：R为空腔半径；t为积液厚度；μ为黏度。

文献[9]研究了两端弹支转子部分积液后的自激进动，得到的结果为失稳区有2个，相应在ω/ωn≈0.95～1.20及1.80～2.05。

针对该发动机，从整机振动1阶高压跟踪幅值可知，该发动机的高压转子第3阶临界转速为39.8%最高转速，第4阶临界转速为55.4%最高转速。由于发动机在整个工作转速范围内无弯曲临界，以上所述临界振型都为刚体振型，所以发动机转子可视为准刚性转子，其第1个不稳定区的范围为1.13＆lt;ω/ωn＆lt;1.36。

由于发动机转速并未达到第2个不稳定区，所以无法确定其上边界，其不稳定区范围为1.29＆lt;ω/ω4＆lt;?。

2.3 振动异常时声音分析

发动机在振动异常时会出现嗡鸣声。在发动机第1次上台1 6次开车中，为分析嗡鸣声的频率成分，增加了1个噪声测试传感器。在嗡鸣声出现时，该传感器所测噪声信号的频率成分如图6所示。

从图6中可见，出现嗡鸣声时，噪声的主要频率成分fx与整机振动测点所测高压转子异步涡动频率相吻合，即嗡鸣声是因高压转子腔内的积油在自激情况下出现的。

图6 声振时噪声测点所测频率

2.4 磨损故障分析

在发动机分解过程中发现高压压气机叶片、低压轴等有多处磨损。从图1～4中可见，当转子腔内积油发生自激振动时，频率成分明显比振动正常情况时的丰富，并且包含转子的倍频成分，所以判断在积油发生自激振动的同时，由于振动较大，导致发动机转静件发生多处碰摩[10]。

3 排故措施及验证

在发动机转子的鼓筒段和轴的内腔，如果存在设计不当，可能出现积油现象，将会改变整个转子系统的振动特性。所以应在空腔的转子上开甩油孔，使转子在运转过程中将油甩出，从而保证腔内无积油。

在该发动机第4次装配中，将甩油孔件的甩油孔按原位改回，在其后试车过程中一切正常，未出现振动异常现象及嗡鸣声。

通过以上分析，该发动机出现振动异常及嗡鸣声的原因可以排除气动因素以及结构件共振等因素，而是因高压转子内腔的积油，在特定转速范围内发生自激振动，该自激振动属异步涡动，幅值较大，从而导致振动总量突增，使发动机转静件发生多处碰摩。由于发动机多个临界转速的存在，会出现多个相对应的不稳定区，而且不稳定区的下限转速要大于临界转速。

4 结束语

针对腔内积油现象，目前主要以理论探索为主，所建试验器也多为立式转子试验器。由于忽略了重力等因素影响，其试验结论可能与卧式转子有一定差异。如果能够建立卧式转子试验器，以理论结合试验进行研究，明晰故障特征和边界条件，可在发动机设计和研制中更好地处理此类故障。

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