栾孝驰，沙云东，赵奉同，崔现智

(沈阳航空航天大学航空航天工程学部(院)，沈阳110136)

航空发动机压气机是发动机的核心部分，压气机的工作的稳定性直接决定着整台发动机的运转性能。通常在航空发动机的设计过程中都会考虑机械激励和气动激励对叶片的影响，使其在各种预设的工作状态下不会激起叶片的共振和颤振，可是即便如此，在国内外仍然不断出现了一些航空发动机压气机叶片因振动而出现裂纹甚至折断的恶性事故［1］。近些年，国内外一些学者开始普遍关注声激励对叶片的作用，并且围绕着压气机内高强声波在压气机环形空间中的声共振激起转子叶片的高振幅级叶片振动进行了相关研究。声共振现象是叶片振动的独特来源，具有以下几个特征:①声共振发生在压气机环形空间内的叶栅中;②声共振频率一般为转频的非整数倍，并且共振转速附近存在锁频现象和声共振频率与转子叶片通过频率之间的调制现象;③多级压气机声共振时，压气机内部声场呈现螺旋状传播形式，且轴向为驻波;④旋涡脱落被假设是激发共振的主要因素。在国外:1999 年，T.R.Camp［2］在剑桥大学的四级低速压气机试验器C106上进行试验时，观测到与声共振非常类似的螺旋声模态，并且认为叶片的涡旋脱落是激发机理。2001年，Mailach等人［3］提出叶尖流动不稳定性激励空腔声模态，从而激起叶片非同步振动;2005年，Vignau － Tuquet和 Girardeau［4］在一个三级高速压气机试验台上测量到了在转频和叶片通过频率(BPF)之间的离散频率;2008年，汉诺威大学的B.Helmich 和 Joerg R.Seume［5］在一个四级高速轴流压气机上发现了管道声共振现象，并且声共振频率呈现锁频锁相现象。他们认为声共振就是围绕压气机圆周三周的旋转声模态的轴向驻波。在国内:2010年，林左鸣等人［1］对某型航空发动机压气机高压转子叶片振动故障的原因进行了分析，指出压气机在某种非定常工作状态下产生的高强度声波是激起转子叶片共振主要原因;2011—2012 年，沙云东教授等人［6，7］在某型涡扇发动机整机和压气机部件试验上都观测到了高压一级转子叶片非同步振动现象，并得出诱发转子叶片非同步振动的声源可能仅存在压气机局部范围内［8］。

本文基于某型多级轴流压气机部件试验，主要研究高压一级转子叶片出现高振幅级叶片振动时，压气机流道内部的噪声特性。重点分析换算流量(ma)的变化和静子导流叶片连动角度(S0)的变化对压气机内部噪声信号的影响。研究结果对进一步研究声共振现象有一定的参考价值。

1 某型轴流压气机内部噪声测试

某型轴流压气机部件试验中，在特殊的结构调整状态和特定的转速工况下，压气机高压一级转子叶片出现了高振幅级叶片振动，振动应力足以使叶片发生疲劳断裂故障，以前试验证明了出现这种现象与压气机内部声激励有关［6－8］。本次试验为了进一步研究出现这种现象时压气机流道内部的噪声特性，重点分析ma的变化和S0的变化对压气机内部噪声信号的影响。

本次试验克服了受实际发动机压气机测点布置、传感器安装以及数据采集传输等困难，基于刚性壁声波导管技术，采用沈航自主研制的声波导管测试系统直接在压气机内涵机匣上开孔进行内部噪声测量。该系统已经成功完成了某型发动机燃烧室内部噪声测试，试验验证了该系统对高温、高压声场测量的准确性。此次试验采用1/4英寸的电容式传声器测量机匣壁面声压，同步测量压气机内部压力脉动和转子叶片的振动情况。实验前，传声器系统通过声波导管和引气管连接到压气机内涵机匣上，保证引气管孔口与机匣内壁齐平安装。本次试验在压气机内涵机匣沿同一轴向不同周向位置布置6个测点，分别为零级导向叶片(IGV)槽道(测点1)、IGV与一级转子叶片(Rotor1)级间(测点2)、Rotor1正上方(测点3)、一级静子叶片(Stator1)正上方(测点4)、二级转子叶片(Rotor2)正上方(测点5)和二级静子叶片(Stator2)正上方(测点6)。

2 压气机内部噪声信号分析

某型轴流压气机部件试验时，发动机转速沿工作线缓慢上推过程中，在特定的结构调整状态和转速工况下，压气机高压一级转子叶片突然出现高振幅级叶片振动，此时压气机高压二级转子叶片与高压一级转子叶片振动并不同步，高压二级转子叶片振动不大。压气机高压一级转子叶片出现这种现象可能与压气机环形空间中的声共振有关，故对压气机内部噪声信号的特性研究具有重要意义。

为了研究压气机高压一级转子叶片出现高振幅级叶片振动时压气机内部噪声信号的频谱特性，对6个测点的噪声信号进行快速傅里叶变换(FFT)，分析频率间隔为15 Hz，噪声信号频谱结构如图1所示。

图1 某型轴流压气机内部噪声信号频谱结构

分析发现:当压气机高压一级转子叶片出现高振幅级叶片振动时，压气机内涵机匣上6个测点位置处都测出共有的共振频率(AR)，说明了压气机中发生的所有共振都在一个频率下，即声共振频率呈现锁频现象;共振频率/基频=7.8阶次，即共振频率不与轴转频(基频)及其谐波发生共振;同时噪声信号频谱结构呈现特殊的结构关系和特定的频率组合关系，即出现了1BPF±AR;通常认为旋涡脱落作为声共振的激发机制，故特征频率1BPF－AR与1BPF+AR可能是旋涡脱落频率(AR)与转子叶片通过频率(1BPF)调制后产生的频率。以上出现的现象与德国汉诺威大学的B.Helmich 和 Joerg R.Seume［6］在四级高速轴流压气机中观测到的声共振现象相类似，如图2和图3所示，当压气机在近喘振边界运行时，在机匣壁面压力脉动传感器上观测到与轴转频非整数倍关系的声共振频率，并且造成第一级静子叶片根部断裂;压气机各级壁面均测量到声共振频率AR、2AR、3AR，以及AR与BPF调制产生的频率;声共振发生时，共振频率处的声压级已经大大超过了BPF处的声压级。

3 压气机内部噪声信号影响因素分析

3.1 换算流量(ma)变化对噪声信号的影响

图2 汉诺威大学四级高速轴流压气机内部噪声测试结果

当压气机高压一级转子叶片出现高振幅级叶片振动时，保持转速不变，调整压气机进口流量(a～e流量逐渐减小，即ma↓)，研究压气机内部噪声和转子叶片振动应力幅值的变化情况。对5个状态点下高压一级转子叶片正上方(测点3)测得噪声信号进行声压级谱分析，如图4所示;声共振频率处声压级、1BPF处声压级和噪声信号总声压级随ma↓的变化情况，如图5所示。

图3 压气机内部噪声各测点处频谱结构

图4 谐振最大时测点3处噪声信号的频谱

图5 谐振最大时噪声信号声压级随的变化规律

分析发现:谐振最大时，声共振频率(AR)处的声能量超过了通常较大的叶片通过频率(BPF)处的声能量，在整个声压级谱中占主导地位;随着压气机流道内部ma↓，声共振频率没有改变，即在一定的调节范围内，声共振频率不受ma↓的变化的影响，此结论 T.R.Camp［2］在剑桥大学的四级低速压气机试验器C106上观测到的结果相同;随着压气机流道内部ma↓，声共振频率处声压级呈现上升趋势，1BPF处声压级呈现下降趋势，压气机内部噪声信号总声压级基本保持不变，叶片振动应力呈现增大趋势，说明声共振频率处的能级与叶片振动应力幅值同步变化，谐振最大时，ma↓的变化对压气机内部总声压级的影响较小。

3.2 可调静子导流叶片连动角度(S0)的变化对噪声信号的影响

当压气机高压一级转子叶片出现高振幅级叶片振动时，研究静子导流叶片连动角度(S0)的变化对压气机内部噪声信号的影响。下面分析随着S0的变化，测点3处测得的噪声信号的声压级谱如图6和图7所示。

图6 谐振最大时测点3处噪声信号的频谱(S0增大)

图7 谐振最大时测点3处噪声信号的频谱(S0减小)

(1)S0增大

由图6分析发现:谐振最大时，随着S0增大，声共振频率(AR)处的声压级和1BPF处的声压级同步减小，压气机内部噪声信号的声压级谱结构发生变化，1BPF±AR频率消失;同时1BPF处的声能量超过了声共振频率处的声能量，在声压级谱中占主导地位，此时高压一级转子叶片的振动幅值也明显降低;压气机内部噪声信号的总声压级基本保持不变，说明谐振最大时，S0增大对压气机内部总声压级的影响较小;声共振的频率随着S0增大未发生变化，说明声共振的频率不受S0减小的影响;

(2)S0减小

由图7分析发现:谐振最大时，随着S0减小，声共振频率(AR)处的声压级逐渐减小，而1BPF处的声压级逐渐增大，压气机内部噪声信号的声压级谱结构发生变化，1BPF±AR频率消失;同时1BPF处的声能量超过了声共振频率处的声能量，在声压级谱中占主导地位，此时高压一级转子叶片的振动幅值也明显降低;压气机内部噪声信号的总声压级基本保持不变，说明谐振最大时，S0增大对压气机内部总声压级的影响较小;声共振的频率随着S0减小未发生变化，说明声共振的频率不受S0减小的影响。

4 结论

本文基于某型多级轴流压气机内部噪声测试，进一步研究高压一级转子叶片出现高振幅级叶片振动时，压气机流道内部的噪声特性，重点分析ma的变化和S0的变化对噪声信号的影响。得出结论如下:

(1)在特定的结构调整状态和转速工况下，压气机高压一级转子叶片突然出现高振幅级叶片振动，此现象可能与压气机环状空间中的声共振有关;压气机内涵机匣上6个测点位置处均存在与转频非整数倍关系的共振频率(AR)，说明压气机中发生的所有共振都在一个频率下，即声共振频率呈现锁频现象;噪声信号频谱结构呈现特殊的频率组合关系;同时谐振最大时，声共振频率处的声能量超过了通常较大的叶片通过频率处的声能量，在整个声压级谱中占主导地位;

(2)谐振最大时，ma和S0变化对声共振的频率不产生影响;随着压气机流道内部ma↓，高压一级转子叶片的振动应力幅值和声共振频率处声压级都呈现增大趋势，而1BPF处声压级呈现下降趋势;随着S0增大或减小，高压一级转子叶片的振动应力幅值和声共振频率处的声压级都呈现减小的趋势，而1BPF处的声压级的变化趋势相反;以上说明ma和S0的变化对压气机内部噪声信号特征和转子叶片振动应力幅值的影响较大。

［1］林左鸣，李克安，杨胜群.航空发动机压气机转子叶片声激振试验研究［J］.动力学与控制学报，2010，8(1):12－18.

［2］Camp T R.A study of acoustic resonance in a low －speed multistage compressor［J］.ASME J.Turbomach，1999，121:36 －43.

［3］Mailach R，Lehman I，Vogeler K.rotating instabilities in a axial compressor originating from the blade tip vortex［J］.ASME J.Turbomach，2001，123:453 －463.

［4］Vignau-Tuquet F，Girardeau D.Aerodynamic rotating vortex instability in a multi-stage axial compressor［C］.17th ISABE，Munich，Germany，2005.

［5］Hellmich B，Seume J R.Causes of acoustic resonance in a high-speed axial compressor［J］.Journal of Turbomachinery，2008，130:031003(1 －9).

［6］Sha Yudong，Zhao Fengtong，Han Jia.Investigation into noise frequency spectrum characteristics corresponding to blade Nonsynchronous Vibration in Multi-stage Axial Compressor［J］.Mechatronics and Information Technology，2011，2 －3:870 －875.

［7］Sha Yundong，Cui Xianzhi，Zhao Fengtong，et al.Investigation into the noise characteristics based on rotating instabilities mechanism in a multi-stage axial compressor［J］.Advances in Intelligent Structure and Vibration Control，2012，160:366 －372.

［8］栾孝驰，沙云东，赵奉同，等.多级轴流压气机内部噪声测试及频谱演化特征分析［J］.沈阳航空航天大学学报，2012，29(4):10 －15.