某型航空燃气轮机整机振动分析

时间：2024-08-31

苏尚美，冯国全，胡春艳，徐纲

(1.中国科学院工程热物理研究所轻型动力重点实验室，北京 100190;2.中国科学院大学，北京 100190;3.沈阳发动机设计研究所，沈阳 110015)

伴随着近年来科学技术的日益进步，航空燃气轮机的可靠性与经济性得到了大大的提高，整机振动成为影响燃气轮机寿命和飞行安全重要因素。现代的航空燃气轮机追求更高的性能和推重比，结构日趋复杂，工作条件越发苛刻，导致整机振动过大的因素逐步增多。因此，整机振动试验分析及故障诊断是航空燃气轮机研制和生产中的重要内容［1］。

1 燃气轮机振动测量及故障诊断方法

1.1 燃气轮机振动测量

20世纪50年代至80年代中期，国内外航空燃气轮机整机振动测量系统大部分采用磁电式速度测量系统［2］。目前，压电式加速度测量系统由于具有频率范围宽、动态范围大、性能稳定、输出线性好、使用温度范围宽、抗电磁干扰能力强等优点，在航空燃气轮机整机振动测量中被普遍采用。美国军用标准MIL-E-5007D《航空涡轮喷气和涡轮风扇燃气轮机通用规范》明确规定，采用压电式加速度计测量燃气轮机整机振动。

整机振动可以用振动位移、振动速度、振动加速度等三个互相关联的参数表示。其中振动位移反映物体的结构变形，振动速度反映物体的振动能量，振动加速度反映物体的振动惯性力。同一振动量在低频时位移较大而加速度很小，在高频时位移很小而加速度较大。因此，在宽频带内表示燃气轮机的振动用位移和加速度都不方便。但振动速度却与频率无关，从低频到高频同一振动量的振动速度不变。所以，现在普遍认为，用速度表示燃气轮机的振动比较合适。例如，美国军用标准MIL-E-5007D《航空涡轮喷气和涡轮风扇燃气轮机通用规范》明确规定燃气轮机的振动用速度有效值表示［3］。而加速度传感器采集输出为加速度信号值，一般需对信号进行积分处理得到速度信号值。

通过压电式传感器采集的信号用时间作自变量来表示，通过傅里叶变换，信号可分解为不同的频率分量。传统的傅里叶变换无法反映非平稳信号统计量的时间变化特征［4-6］。虽然傅里叶变换是全局的，不能反映信号频率成分的时间特性，但是如果沿着时间轴把信号在时域上加以分段，每一段作傅里叶变换，计算其频率，则可以从各段频谱特性随时间变化上看出信号的时变特性，这就是目前在时变信号分析中用的较多的分析方法:短时傅里叶变换(STFT)。短时傅里叶变换的基本思想是将时间信号加时间窗，然后将时间窗滑动做傅里叶变换，得到信号的时变频谱。

1.2 燃气轮机振动故障特征概述

当航空燃气轮机出现故障时，一般会在其振动的频谱图上有所表现，其中部分故障有很明显的频谱特征［7-8］:(1)转子不平衡在频谱图上表现为基频峰值显著高于其分频和倍频峰值。(2)转子不对中在频谱图上可观察到转速2倍频或3倍频峰值高于基频峰值。(3)轴承座连接松动时表现为频谱峰较多，除转速基频外，还有分频和倍频等成分出现，转速增减变化时，振动出现突增或突减现象;(4)转动件与静子件碰摩时，会出现转子旋转频率的次谐波、高次谐波和组合谐波成分;(5)燃气轮机滚动主轴承故障时，引起以高次谐波为特征的冲击振动。

2 某型燃气轮机整机振动数据与故障识别

2.1 整机振动测试系统

被测燃气轮机为涡轮喷气式燃气轮机，主机匣由前轴承座机匣、中介机匣、燃烧室外机匣及后轴承座机匣组成。前后测点分别布置在与前后转子支点相连接的机匣平面内，如图1所示，1-1截面为前垂直测点，2-2截面为后垂直测点。

图1 燃气轮机测点布置示意图

振动测量系统由高温压电式加速度传感器、电荷放大器、高速采集卡和Labview信号处理软件组成。为了能够降低噪声和电磁等环境因素引起的信号干扰，本测量系统全部采用差分式结构，选用endevco公司的6222S加速度传感器和6634C电荷放大器，信号采集也设置为差分采集方式。

本试验中，对采集的加速度时域信号加0.5 s时长汉宁窗进行STFT变换频域分析处理后，再通过积分、转速跟踪处理获得基频以及各倍频的速度有效值。

2.2 整机振动故障识别

燃气轮机在推转试车过程中由于进气锥螺钉脱落故障停车，试车过程中各测点基频振动的振动幅值超过了试车标准，前后轴承均出现了倍频振动。由于燃气轮机工作过程中，前轴承振动幅值较大，本文分析以前垂直振动数据为主。图2是燃气轮机在地面台架试车测得的振动信号三维谱图，频率分析范围为0～2 000 Hz，燃气轮机工作转速为46 000 r/min。

由图2可以看出，燃气轮机振动特征主要具有以下特点:

(1)533 Hz(32 000 r/min)时出现了基频振动极值;

(2)34 000 r/min(图2中虚线处)前存在2倍频、3倍频分量，且随转速增加而增大;

(3)34 000 r/min(图2中虚线处)后2倍频分量最大峰值急剧增加。

图2 燃气轮机振动信号三维谱图

2.3 整机基频振动与转子动力学特性

燃气轮机实验过程中，为确定燃气轮机临界转速范围，在30 000～36 000 r/min转速区间内共进行了3次推转尝试。越过基频峰值后，燃气轮机分别维持在37 000 r/min、38 000 r/min和39 000 r/min稳定运行了一段时间。从图3可以看出，在32 000 r/min和34 000 r/min处，基频振动明显，具有突出的峰值，且3次重复推转振动值具有一致性，说明转速为临界转速。

图3 燃气轮机前垂直基频振动随转速变化图

为了进一步验证临界转速判定结论，进行了燃气轮机转子动力学实验分析。如图4所示，将燃气轮机转子支承在实验台架上，轴承支撑结构型式与整机一致。将压电式加速度传感器固定在两级叶轮之间，沿转子轴向用力锤敲击转子各个截面，敲击点位置如图5所示。通过北京东方振动和噪声技术研究所动态信号测试分析系统对输入输出信号进行传递函数计算，得出转子各截面传递函数。各截面传递函数特性基本一致，图6所示为2截面传递函数。可以看出在转子临界转速频率为 276.44 Hz、494 Hz、556.5 Hz。由于转子带有胶圈及油膜阻尼，实际燃气轮机工作过程中，一阶频率响应非常小，无法根据振动幅值确定;而二阶频率494 Hz、556.5 Hz略低于整机实验实测临界转速频率(533 Hz、566 Hz)，考虑到转子旋转的陀螺效应，证明结论是合理的。

图4 燃气轮机转子敲振频装置

图5 敲击位置示意图

图6 2截面转子传递函数

2.4 整机倍频振动特性

图7和图8为燃气轮机前垂直2倍频、3倍频振动随转速变化图，可以看出:(1)在34 000 r/min前，2倍频幅值较小，且31 000～33 000 r/min区间已变为0 mm/s，说明2倍频出现的原因可能与燃气轮机首次装配转静子之间的小间隙涂层磨合有关;3倍频幅值较大且随转速变化特性与基频相似，推测可能由于转子不对中引起;(2)在34 000 r/min后，2倍频、3倍频出现振荡波形，2倍频瞬时峰值急剧增加。

图7 燃气轮机前垂直2倍频振动随转速变化图

图8 燃气轮机前垂直3倍频振动随转速变化图

图9和图10所示为燃气轮机稳定运行在38 000 r/min时燃气轮机2倍频、3倍频振动随时间变化值。可以看出倍频幅值均呈“梳状”振荡波形，即燃气轮机在某一转速下稳定运行的全过程中，倍频振动值反复出现忽而上升、忽而恢复正常的大幅度摆动现象。2倍频在0 mm/s幅值基础上波动;3倍频在约0.15 mm/s幅值基础上波动。可以认为在34 000 r/min后，除常伴3倍频外，2倍频幅值稳态值为零，排除转静子碰磨的可能。

结合时域图进行分析，33 000 r/min时，前垂直测点的振动时域波形为光滑正弦波形，进一步说明此时转静子由于初始装配原因产生的磨合已消除，如图11所示。同图11相比，图12显示了在35 000 r/min时随着倍频信号的出现，振动时域波形发生严重畸变的现象。

图9 38 000 r/min稳定运行时2倍频随时间变化值

图10 38 000 r/min稳定运行时3倍频随时间变化值

图11 燃气轮机33 000 r/min时域波形

图12 燃气轮机35 000 r/min时域波形

上述分析已排除转静子碰磨因素，结合故障判定依据，认为振荡的波形产生的较大可能性原因为结构连接松动。对燃气轮机转静子连接结构进行检查，分析可能原因有两处:(1)前轴承座连接松动;(2)转子中心拉杆结构预紧力消除或降低。如图13和图14所示，前轴承座与轴承座机匣之间属过盈定位配合，由于连接件之间无防转定位结构，在燃气轮机工作过程中出现轴承座周向滑动，引起燃气轮机振动;中心拉杆采用了线膨胀系数较大的材料，随燃气轮机转速升高，涡轮向中心拉杆导热，中心拉杆热膨胀引起叶轮转子预紧力消失或降低。

图13 前轴承支承结构图

图14 叶轮转子中心拉杆预紧结构图

以上内容根据常用振动故障判定依据对倍频振动现象进行了分析，目前已根据可能原因对燃气轮机进行了针对性设计改进，故障判定结论有待于进一步实验验证。