程榮輝，余華蔚，汪松柏，杜林，孫大坤，孫曉峰

1．中國航發(fā)沈陽發(fā)動機研究所，沈陽 110015

2．中國航發(fā)四川燃氣渦輪研究院，成都 610500

3．北京航空航天大學 流體與聲學工程實驗室，北京 102206

葉輪機械中，葉片的非同步振動（Non-Synchronous Vibration， NSV）是指葉片振動頻率與轉子轉頻不成整數(shù)倍關系，非機械振動激勵或尾跡周期性激勵誘發(fā)。廣義上，對于壓氣機葉片非同步振動，根據(jù)其氣動激勵的誘因不同，還可分為葉尖氣動旋轉不穩(wěn)定（Rotating Instability，RI）激勵振動、失速顫振（Stall Flutter）、聲共振［1］等。失速顫振起始階段，往往伴隨葉片振幅的迅速增長，既有可能隨著阻尼的增加進入一定振幅的極限環(huán)振動狀態(tài)，也有可能由于應力過大在短時間內(nèi)出現(xiàn)葉片裂紋。然而壓氣機總壓升對該現(xiàn)象相對不敏感，甚至很難反映出變化，這也是該現(xiàn)象難以監(jiān)測的原因之一。而葉尖氣動旋轉不穩(wěn)定激勵共振的特點是葉片不會短時間內(nèi)失效，壓氣機出口總壓也不會出現(xiàn)類似失速邊界的急劇下降，壓氣機能維持穩(wěn)定的工作。與顫振現(xiàn)象不同，旋轉不穩(wěn)定現(xiàn)象一般會先出現(xiàn)葉尖附近的非定常壓力脈動，即在振動出現(xiàn)以前觀察到分離脫落渦，脫落渦在轉子葉片上產(chǎn)生非定常氣動激勵，失速團的模態(tài)數(shù)和周向傳播速度是決定激勵頻率的關鍵參數(shù)，只有當失速團的激勵頻率與葉片固有頻率相匹配時才易激發(fā)出葉片的振動。

葉尖旋轉不穩(wěn)定及其誘發(fā)葉片振動的現(xiàn)象，主要發(fā)生在發(fā)動機非設計工況。當不穩(wěn)定流體的氣流激勵頻率接近轉子葉片固有頻率，會導致葉片大幅度振動，極大幾率造成葉片高周疲勞失效，甚至在短時間內(nèi)葉片破壞斷裂。國外主要發(fā)動機公司（羅·羅、GE、普惠等）在新型發(fā)動機研制過程中，均出現(xiàn)了壓氣機轉子葉片非同步振動問題［2-6］，中國在航空發(fā)動機研制過程也出現(xiàn)類似問題［7-10］，這也是未來高性能航空發(fā)動機研制必將面臨的技術挑戰(zhàn)。

壓氣機轉子葉片非同步振動是一種機理復雜、產(chǎn)生機制尚不完全清楚的氣動彈性現(xiàn)象。目前，國內(nèi)外針對壓氣機轉子葉片非同步振動的耦合機制尚無統(tǒng)一的結論。 Baumgartner［2］、Im［11-12］、Vo［13］、Kameier［14-15］、Mailach［16-17］等認為旋轉不穩(wěn)定是誘發(fā)轉子葉片非同步振動的主要原因，旋轉不穩(wěn)定性通常發(fā)生在具有大徑向間隙的壓氣機轉子高負載工況下，與葉尖不穩(wěn)定渦的周向運動有關。葉尖不穩(wěn)定渦的產(chǎn)生除了與轉子徑向間隙大小直接相關外，還和轉子實際工作的級負荷有重要關系，而這方面的研究結果相對較少。帝國理工大學的Lu 等［18-19］認為風扇轉子喉道的激波位置振蕩對轉子葉片非同步振動影響很大，通過降低轉子葉尖氣動負荷，控制喉道的激波位置振蕩區(qū)域，可以抑制轉子葉片非同步振動的產(chǎn)生。

到目前為止，在非設計工況下，受限于湍流模型和仿真模型幾何偏差等因素，CFD 在葉尖不穩(wěn)定渦的發(fā)展演化機制方面的數(shù)值仿真不確定性較高，且要反映整個物理過程需要開展全環(huán)非定常數(shù)值模擬，計算量巨大，尤其是考慮葉片振動以后的流固耦合模擬會進一步增加數(shù)值模擬的困難，難以在研究中廣泛應用。因此，基于試驗研究非同步振動的機理和影響因素，仍然是最有效的技術途徑。

本文利用曾出現(xiàn)過非同步振動現(xiàn)象的多級壓氣機開展試驗研究，通過調(diào)節(jié)導葉/靜葉角度改變轉子級負荷，重點分析了轉子級負荷對壓氣機葉片非同步振動的影響機理。試驗測量的主要手段是在機匣上安裝非定常壓力脈動測試和同步的轉子葉片應變測試，分析二者的頻率和模態(tài)關系，闡明旋轉失穩(wěn)誘發(fā)轉子葉片非同步振動這一復雜的物理現(xiàn)象。本文的研究工作分為3 部分，第1 節(jié)將基于多級壓氣機整機試驗數(shù)據(jù)，結合非定常數(shù)值計算，分析導葉偏關引起的轉子負荷偏高，進而誘發(fā)旋轉失穩(wěn)和葉片振動的物理現(xiàn)象。第2 節(jié)，為了進一步深入研究葉片負荷對多級壓氣機旋轉失穩(wěn)現(xiàn)象的產(chǎn)生機理，開展了一系列靜子葉片角度的分析，給出了對應的轉子負荷隨葉片調(diào)節(jié)角度偏離的變化規(guī)律，為進一步的機理試驗研究提供了理論指導。根據(jù)第2 節(jié)的理論預測結果，第3 節(jié)針對性地開展了導葉/靜葉角度調(diào)節(jié)試驗，詳細分析了導葉調(diào)節(jié)、負荷變化對非定常壓力脈動、應變信號的產(chǎn)生關聯(lián)，探討了葉片負荷對旋轉失穩(wěn)現(xiàn)象的產(chǎn)生機理。

1 旋轉失穩(wěn)誘發(fā)的葉片振動現(xiàn)象及機理

1.1 整機試驗多級壓氣機旋轉失穩(wěn)誘發(fā)葉片振動信號分析

本節(jié)試驗工作在某整機試驗臺上展開，試驗中主要觀察到第1 級轉子出現(xiàn)異常情況，其轉子葉片數(shù)為47，葉尖馬赫數(shù)為1.125，氣動彎角為10.2°。試驗中，采用了圖1 所示的測試布局方案。其中圖1（a）給出了葉尖動態(tài)壓力傳感器測點軸向位置的示意圖，圖1（b）是對應的周向測點位置，3 個測點夾角為20°和40°，用于識別旋轉失穩(wěn)流動結構的頻率、模態(tài)。本節(jié)的整機試驗測試中為了避免應變片對性能測試結果的影響，沒有布置應變測量。在第3 節(jié)的部件測試中，增加了葉片表面的應變測量以分析葉片的振動響應。壓氣機試驗過程中，第1 級轉子壁面脈動壓力傳感器感受的是絕對坐標系下的流場壓力激勵頻率fS，而壓氣機轉子葉片感受的脈動壓力是在相對坐標系下進行的，轉子葉片感受的擾動頻率為fR，因此，只有當fR與轉子葉片固有頻率接近時，才會引起葉片的強迫振動，而fS與轉子葉片固有頻率的匹配并不會引起系統(tǒng)的振動。如果轉子轉頻為EO，且轉子葉片已經(jīng)出現(xiàn)振動鎖定，脈動激勵旋轉速度與轉速一致，fS和fR滿足

式中：m為任意正整數(shù)［15］，由轉子葉片數(shù)和振動節(jié)徑數(shù)共同決定。此時fR為葉片振動頻率。

旋轉失穩(wěn)誘發(fā)葉片振動的試驗結果在國際上報道很少，尤其是多級壓氣機更為少見，這主要由于其試驗測量難度與風險很大。用于本文研究的是一臺核心機試驗出現(xiàn)的異常結果，核心機降低轉速時壓氣機靜葉調(diào)節(jié)機構出現(xiàn)故障，葉片調(diào)節(jié)角度異常偏關、各排葉片調(diào)節(jié)比例失調(diào)，導致壓氣機未按預計工作線降低轉速至目標工作點，而是向堵塞邊界嚴重偏移，第1 級轉子葉尖對應機匣的壁面動態(tài)靜壓出現(xiàn)脈動幅值突增現(xiàn)象，葉尖動態(tài)壓力時域脈動幅值從6% 增大至20%（見圖2（a）），同時頻譜出現(xiàn)一系列非整數(shù)倍轉頻的異常信號，且各異常頻率間隔是轉頻的整數(shù)倍。試驗后分解檢查發(fā)現(xiàn)第1 級轉子有5 個葉片根部出現(xiàn)裂紋，斷口分析起裂原因為高周疲勞。

圖2 壓氣機異常脈動壓力時域-頻域分析Fig.2 Joint time-frequency-amplitude analysis of abnormal pressure fluctuation of compressor

脈動幅值是對試驗監(jiān)測到的原始脈動壓力信號直接進行相對峰-峰值計算，計算式為

式中：pmax為最大脈動壓力值；pmin為最小脈動壓力值；pm為時均脈動壓力值。

對第1 級轉子葉尖的壁面動態(tài)壓力進行頻譜分析，動態(tài)壓力時域-頻域分析如圖2 所示，3 個階段的典型動態(tài)壓力頻譜分析如圖3 所示，階段1為正常工作階段，階段2 第1 級轉子葉尖壓力脈動的幅值大幅增大，轉子葉尖壓力時均值也迅速增大（圖2（a）中紅色線為時均值），表明第1 級轉子葉尖的氣動負荷急劇增大，此時第1 級轉子葉尖流場中的頻譜較為豐富，最先突起的是5.88EO，之后為3.88、6.88、7.88、8.88、4.88 倍的EO，且這些頻率信號的幅值均大于轉頻EO 幅值（見圖2 和圖3）。進入階段3 后，第1 級轉子葉尖脈動壓力時均值維持較高的量值且趨于穩(wěn)定，壓力頻譜中的5.88EO 幅值迅速下降，而3.88EO幅值迅速增大，而6.88、7.88、8.88、4.88 倍EO的幅值依然較高，比基頻及其倍頻幅值高得多，同時流場中還能較明顯捕捉到0.88EO 和1.88EO的信號。上述脈動壓力信號具備2 個特征：① 峰值頻率非轉頻整數(shù)倍；② 頻率間隔正好為轉頻。

圖3 壓氣機異常脈動壓力頻譜分析Fig.3 Spectrum analysis of abnormal pressure fluctuation of compressor

第1 級轉子葉片的一彎固有頻率為3.88EO，即可根據(jù)式（1）對本次試驗中捕捉的氣流異常脈動信號進行流固耦合的模態(tài)分析。階段1 時壓力信號正常，只有轉頻整數(shù)倍的壓力尖峰，且都在1 kPa 以下。階段2 氣流脈動時域信號幅值從6%大幅提高至15%左右（見圖2（a）），更為重要的是，出現(xiàn)的fS=5.88EO 的脈動尖峰，幅值高達7 kPa 以上，遠遠高于階段1（見圖2（b））。此時m=2，說明流動激勵5.88EO 和葉片的一彎固有頻率達到m=2 的耦合，相互激勵增大。繼續(xù)發(fā)展到階段3 時，氣流脈動時域信號幅值繼續(xù)提高至20%（見圖2（a）），出現(xiàn)fS=3.88EO，幅值高達16 kPa，已經(jīng)遠遠超出常規(guī)試驗監(jiān)測脈動壓力范圍（見圖3（c））。此時m=0，說明轉子盤的振動節(jié)徑數(shù)發(fā)生了變化，流動激勵3.88EO 和葉片的一彎固有頻率已經(jīng)完全耦合了，相互激勵增大，而轉子葉片的振動應力幅值也大幅提高，導致葉片萌生裂紋。

上述試驗捕獲到非同步振動是在壓氣機的中高轉速，第1 級轉子葉片出現(xiàn)的非同步振動正是由于葉尖流場出現(xiàn)旋轉不穩(wěn)定后，流動激勵頻率與葉片固有頻率產(chǎn)生耦合而發(fā)生的。需要指出的是，該核心機經(jīng)過多輪試驗，同轉速下，當靜葉調(diào)節(jié)角度沒有發(fā)生偏離、轉子負荷正常時，并未觀察到類似的壓力脈動信號。表明此次試驗中的現(xiàn)象并非由于通常認識的單純?nèi)~尖間隙過大引起，而是與導葉異常偏關帶來的葉尖負荷過高緊密相關，分析認為轉子負荷系數(shù)決定了葉背流動的分離程度以及葉尖壓差，進而影響了周向流動激勵的形成，葉尖泄漏流并非旋轉不穩(wěn)定發(fā)生的必要條件，壓氣機處于非設計狀態(tài)時，轉子負荷系數(shù)的變化對非同步振動的影響鮮有報道。為進一步確認以上結論并揭示其物理機制，將開展調(diào)節(jié)各級靜葉角度的多級壓氣機試驗，以探究轉子負荷與葉尖旋轉失穩(wěn)結構以及葉片動應力之間的影響規(guī)律。

1.2 全環(huán)非定常數(shù)值模擬對導葉偏關誘發(fā)旋轉失穩(wěn)探究

在實際問題中，如何分辨顫振和旋轉失穩(wěn)誘發(fā)的振動在實際中是非常困難的問題，二者都具有非同步振動共同具備的特征。為此，本文開展了全環(huán)非定常數(shù)值模擬探究導葉偏關誘發(fā)旋轉失穩(wěn)現(xiàn)象，來幫助分析1.1 節(jié)中的工況是否有出現(xiàn)旋轉失穩(wěn)現(xiàn)象的可能。在上述試驗中無法定量地獲取第1 級靜葉實際的偏關量，更無法獲得葉尖附近的流場細節(jié)。為了定量模擬壓氣機轉子葉片負荷變化對旋轉失穩(wěn)現(xiàn)象產(chǎn)生及葉片氣流激勵的影響?？紤]整個壓氣機部件多級非定常數(shù)值計算量規(guī)模超大，本文計算模型選取壓氣機前1.5 級，如圖4 所示。采用H-O 型結構化網(wǎng)格，無量綱參數(shù)Y+為20～30，全環(huán)模型網(wǎng)格總節(jié)點數(shù)約為4 200 萬，如圖5 所示。湍流模型采用k-ε模型，非定常時間步長為4.17×10-6s。非定常數(shù)值計算流量的收斂情況如圖6 所示。

圖4 非定常數(shù)值模擬全環(huán)模型Fig.4 Full-annulus unsteady numerical simulation model

圖5 非定常數(shù)值模擬網(wǎng)格Fig.5 Mesh of unsteady numerical simulation

圖6 非定常數(shù)值計算收斂情況（進口流量）Fig.6 Convergence of unsteady numerical simulation（inlet mass flow）

為了探究第1 級轉子葉尖負荷增大的影響，在保持進出口靜壓不變的前提下，模擬第1 級靜葉在3 種設計調(diào)節(jié)角度基礎上偏關角度2°、4°、6°下的非定常流動引起的壓力脈動。仿真計算中在第1 級轉子葉片90%葉高前緣設置監(jiān)測點，圖7 為第1 級靜葉3 種偏關角度下第1 級轉子葉尖的壓力脈動時域信號，可見第1 級可調(diào)靜葉偏關使得壓氣機轉子葉片表面非定常壓力脈動幅值增大。偏關2°時，轉子壓力脈動幅值（式（2）定義的峰-峰值脈動幅值）為1%左右；隨靜葉偏關量增大至4°，脈動幅值增大到2%左右；當偏關角度增大至6°時，壓力脈動幅值可達6%，且波動較大?？芍S第1 級轉子葉尖負荷的增大，葉尖壓力脈動幅值逐漸增加，表明轉子不穩(wěn)定流動加劇，轉子葉尖流場逐漸惡化。

圖7 第1 級轉子90%葉高前緣監(jiān)測點壓力脈動隨靜葉偏關角度變化Fig.7 Variation of pressure fluctuation at leading edge monitoring points of 90% span on the first-stage rotor with closing angle of stator

對于氣彈現(xiàn)象更為重要的是氣動激勵的頻率，圖8 為第1 級靜葉不同偏關角度下轉子葉片上由于旋轉失穩(wěn)流動引起的氣動激勵力對比，通過葉片表面兩側的壓力積分獲得，其中F為瞬時值，F(xiàn)ˉ為時均值。從圖中可以看出，第1 級靜葉偏關2°時流場的氣流激勵頻率為葉片的1 倍通過頻率（1BPF），沒有發(fā)現(xiàn)非同步氣流激勵頻率。在低于葉片1BPF 的頻率帶內(nèi)，導葉偏關4°和6°均導致轉子出現(xiàn)非同步氣流激勵頻率（1.9EO，根據(jù)式（1），可以計算得到對應的旋轉失穩(wěn)模態(tài)數(shù)為23），且偏關6°時非同步氣流激勵頻率幅值相對偏關4°增大了67%左右。該非整階次激勵產(chǎn)生的氣動力幅值遠高于在52EO 處由于IGV 尾跡激勵產(chǎn)生的非定常力?？芍?shù)? 級靜葉偏關較多導致第1 級轉子葉尖負荷增大時，周向不穩(wěn)定氣流使得轉子出現(xiàn)非同步氣流激勵頻率，非同步氣流激勵幅值隨轉子負荷增加而急劇增大。圖9 為第1 級靜葉不同偏關角度下葉尖非定常流場，靜葉偏關角度增加使得轉子葉尖負荷增重、流場惡化，葉背側出現(xiàn)氣流分離現(xiàn)象。圖10 為靜葉偏關6°時的葉尖分離渦與間隙泄漏流，圖11 為靜葉偏關6°時的轉子出口相對馬赫數(shù)周向分布，可見其相互作用卷起的“龍卷渦”，使得葉尖流動不穩(wěn)定，是導致轉子出現(xiàn)非同步氣流激勵的主要原因。這也表明轉子葉片尖部負荷增大與大間隙葉尖泄漏流動同樣能引起葉尖流動不穩(wěn)定，導致出現(xiàn)非同步氣流激勵。

圖8 第1 級靜葉不同偏關角度下由于旋轉失穩(wěn)流動引起的氣動激勵力對比Fig.8 Comparison of unsteady forces induced by RI flow structure at different closing angles on the first-stage stator

圖9 第1 級靜葉不同偏關角度下轉子葉尖流場對比Fig.9 Comparison of rotor blade tip flow field with different closing angles on the first-stage stator

圖10 轉子葉尖分離渦與間隙泄漏流相互作用（偏關6°）Fig.10 Interaction of rotor blade tip separation vortex with leakage flow （close stator by 6°）

圖11 轉子出口相對馬赫數(shù)周向分布（偏關6°）Fig.11 Circumferential distribution of relative Mach number at outlet of rotor （close stator by 6°）

2 多級壓氣機轉子葉尖負荷系數(shù)計算

1.2節(jié)所述1.5 級壓氣機全環(huán)非定常計算初步解釋了調(diào)節(jié)葉片角度偏關對相鄰上游轉子旋轉失穩(wěn)現(xiàn)象的影響機理，然而其計算量對于多級壓氣機非定常模擬是難以接受的。為研究在更為復雜的多級壓氣機環(huán)境下導葉/靜葉角度對旋轉失穩(wěn)現(xiàn)象的影響規(guī)律，開展6 級壓氣機部件試驗研究。為了給試驗研究提供理論支持，采用二維（軸對稱）數(shù)學模型、應用流線曲率法，定量分析不同導葉/靜葉偏轉角度下，多級壓氣機負荷系數(shù)隨轉速的變化規(guī)律。

本文研究的6 級跨聲壓氣機第1 級轉子的葉片數(shù)、葉尖馬赫數(shù)和氣動彎角等設計參數(shù)與1.1 節(jié)中的參數(shù)完全一致，但進氣條件為常溫常壓。包括進口導葉和第1、第2 級靜子葉片共3排可調(diào)葉片。為指導試驗調(diào)試策略，獲得6 級壓氣機各級級負荷隨導葉/靜子葉片調(diào)節(jié)的變化規(guī)律，本文采用文獻［20］研究的一種工程實用的軸流壓氣機特性二維預估方法，包含二維（軸對稱）數(shù)學模型、應用流線曲率法求解完全徑向平衡方程來得到壓氣機內(nèi)部流場，計算站設在葉片排軸向間隙中，用堵塞系數(shù)來考慮環(huán)壁附面層的堵塞影響，采用了較精準的葉片排的損失和落后角模型，能真實地反映各種工況下壓氣機的特性和內(nèi)部流場，可用于多級軸流壓氣機的特性計算，已在技術研究和產(chǎn)品研制中廣泛使用。

2.1 落后角和損失模型

為能夠比較真實地反映多級軸流壓氣機內(nèi)部的流動，獲得轉子負荷系數(shù)隨導葉/靜葉調(diào)節(jié)角度的變化規(guī)律，本文采用了文獻［20］建立的落后角和損失模型。落后角的計算公式為

式中：δmin為最小損失落后角；δi為攻角偏離最小損失攻角時的落后角修正；δVA為流管面積變化對落后角的修正；δMa為馬赫數(shù)對落后角的修正；δn為葉型過扭對落后角的修正；δk為徑向間隙對落后角的修正。

損失模型為

式中：ωmin為葉型最小損失；ωM為激波損失；ωt為端區(qū)損失；ωk徑向間隙造成的損失；i為當前攻角；im為最小損失攻角；iw為可用攻角范圍的一半。

2.2 負荷系數(shù)計算結果

壓氣機氣動設計中一般常用無量綱性能參數(shù)——負荷系數(shù)ψ*（Loading Coefficient）來衡量各級負荷。負荷系數(shù)又稱載荷系數(shù)、加功因子，它的定義為

式中：L為有效加功量；U為切線速度。

當3 排可調(diào)葉片在設計角度時，通過二維流場計算，獲取在壓氣機工作點和近喘振邊界點（近喘點）的第1 級轉子葉片葉尖的負荷系數(shù)隨轉速的變化趨勢，如圖12 所示。當壓氣機工作狀態(tài)沿發(fā)動機工作線從1.0 設計轉速逐漸降低轉速時，第1 級轉子葉片葉尖的負荷系數(shù)隨轉速的降低變化比較平穩(wěn)（圖12（a）），而沿近喘點，其負荷系數(shù)隨轉速降低呈現(xiàn)出明顯的增長趨勢（圖12（b））。如圖13 所示，在近喘點，下游靜葉角度偏關，會使第1 級轉子葉片的負荷增大，負荷系數(shù)也明顯提高；下游靜葉角度偏開，使第1級轉子葉片的負荷降低，負荷系數(shù)也明顯降低。說明本文1.1 節(jié)壓氣機試驗過程中由于調(diào)節(jié)機構故障導致下游葉片偏關增大了第1 級轉子葉片葉尖負荷，使之更容易發(fā)生流動不穩(wěn)定，進而引發(fā)旋轉不穩(wěn)定現(xiàn)象。據(jù)此結果可以判斷：通過打開下游葉片的措施可降低該處負荷，可降低第1 級轉子葉片葉尖負荷，避免出現(xiàn)非同步振動。

圖12 各排轉子葉尖的負荷系數(shù)隨轉速變化的計算結果Fig.12 Computed results of change of loading coefficient of each rotor blade tip with rotation speed

圖13 近喘邊界下游靜葉偏開/偏關對第1 級轉子葉尖負荷系數(shù)的影響Fig.13 Effect of downstream stator open/close on the first-stage rotor blade tip loading coefficient near surge boundary

3 試驗研究

本節(jié)開展了6 級壓氣機部件試驗，定量調(diào)節(jié)可調(diào)葉片角度，改變第1 級轉子葉片負荷，研究多級壓氣機負荷系數(shù)對非同步振動的影響規(guī)律。基于第2 節(jié)的多級壓氣機負荷分析，針對增大轉子葉尖負荷設計了多個試驗方案，一方面獲取第1 級轉子葉片的負荷對葉片非同步振動的影響情況，另一方面研究對第1 級轉子葉片非同步振動影響最敏感的葉片排。需要指出的是本節(jié)試驗與第1 節(jié)中的試驗進氣條件、物理轉速不同，因而各階葉片固有頻率相對轉頻倍數(shù)也不同。

3.1 試驗裝置及測試方案

本試驗在敞開節(jié)流式軸流壓氣機試驗器上開展。在壓氣機進、出口和各級間布置多支多點總溫、總壓測點，以獲取壓氣機總性能和各級級性能；在壓氣機進出口布置了動態(tài)壓力測點，以監(jiān)測壓氣機中的異常流動引起的壓力變化情況，可達到快速退喘或其他異常狀態(tài)的目的。本次試驗還增加了第1 級轉子葉片葉尖的動態(tài)壁面靜壓Ps-R1 監(jiān)測，以采集第1 級轉子葉尖出現(xiàn)旋轉不穩(wěn)定時的氣流脈動壓力信號。試驗中在第1 級轉子葉片葉尖對應機匣布置周向3 點動態(tài)壁面靜壓測點：Ps-R1-1、Ps-R1-2、Ps-R1-3，如圖1 所示，可見3 個測點夾角為20°和40°，這樣布置的目的是為了識別更多旋轉失穩(wěn)模態(tài)。傳感器采用齊平壁面安裝方式，傳感器為Kulite XTEH-10L-190M 系列壓阻式動態(tài)壓力傳感器，采樣率≥20 kHz，帶寬≥10 kHz。

根據(jù)式（1），機匣布置的動態(tài)靜壓測點獲取的是絕對坐標系下的氣流脈動頻率fS，而還需同步獲取葉片振動頻率fR，因此試驗中在第1 級轉子葉片（共47 片）的其中9 個葉片上各布置一點振動應力監(jiān)測點，位置見圖1（c）。圖中測點A 主要監(jiān)測1 階振動（一彎）、測點B 監(jiān)測2 階振動（一扭），測點C 監(jiān)測3 階振動（一階弦彎），將轉子葉片上的應變測量與機匣上的動態(tài)壓力測量同步分析，來研究旋轉失穩(wěn)誘發(fā)葉片振動現(xiàn)象。本文中應變信號編號如“R1-3-B”，“R1”代表第1 級轉子，“3”代表葉片編號（測試中在若干轉子上布置了同樣的A、B、C 測點），“B”代表測點位置。試驗在相對換算轉速為90%時進行。

3.2 上游導葉出口氣流角的影響

在壓氣機試驗中，單獨調(diào)節(jié)進口導葉（IGV）安裝角，在各級間設置總壓監(jiān)測，獲取了各級級壓比隨IGV 角度偏開（+）和偏關（-）的變化規(guī)律，如圖14 所示，圖中數(shù)值表示角度值?？梢姰擨GV 逐漸偏開時，第1 級壓比逐漸增大，負荷逐漸增大，而后5 級的壓比變化很小。原因是IGV 打開時，第1 級轉子葉片進口預旋降低，導致負荷增大。試驗中氣流脈動壓力監(jiān)測和葉片振動應力監(jiān)測正常，沒有出現(xiàn)異常信號。

圖14 IGV 偏開/偏關對各級壓比的影響Fig.14 Effect of IGV open/close on pressure ratio of each stage

3.3 下游靜子偏關的影響

試驗通過單獨偏關第1 級靜子葉片S1、第2級靜子葉片S2 和同時偏關S1 和S2，定量研究偏關S1 和S2 時，第1 級轉子的氣動負荷增大的規(guī)律。

3.3.1 單獨偏關第1 級靜葉S1

保持IGV 和S2 設計安裝角不變，在相對換算轉速為90%時，逐漸偏關（-）S1，此時第1 級轉子葉片壓比逐漸提高，第2 級壓比逐漸下降，后4 級壓比變化不大，如圖15 所示。

圖15 偏關S1 對各級壓比的影響Fig.15 Effect of closing S1 on pressure ratio of each stage

在S1 從設計安裝角偏關4°～8°的過程中，R1處的機匣壁面動態(tài)壓力傳感器首先出現(xiàn)壓力脈動幅值增大，各測點頻率成分增加，出現(xiàn)豐富的非整數(shù)倍氣流激勵頻譜，以7.16EO 幅值最大，脈動幅值約為2.6%，此時壓氣機工作穩(wěn)定，轉子葉片振動應力明顯增大。當S1 偏關至8°時，壁面動態(tài)壓力幅值進一步增加，頻譜中5.16EO 的幅值最高，同時第1 級轉子葉片的振動應力突增，應變片振動應力超限，頻率為葉片一彎頻率4.16EO。葉片振動應力和氣流脈動壓力見圖16 和圖17（圖17 中壁面脈動壓力強度系數(shù)為測量點的脈動壓力幅值與進口來流壓力脈動幅值均方根的比值），將過程分為以下3 個階段：

圖16 第1 級轉子葉片動應力時域圖Fig.16 Time-domain vibration stress of the first-stage rotor blade

圖17 第1 級轉子葉片葉尖脈動壓力Fig.17 Blade tip pressure fluctuation of the first-stage rotor blade

階段1偏關4°～8°過程中，該區(qū)域內(nèi)擾動較弱且較為穩(wěn)定，氣流脈動壓力的脈動幅值約為2.6%。

階段2偏關穩(wěn)定在8°時，該區(qū)域為氣動擾動與葉片振動耦合作用區(qū)域，脈動壓力的脈動幅值由4.78%突增至18.58%，同時葉片振動與流場耦合頻率較不穩(wěn)定，葉片的振動應力急劇增加。氣流脈動頻率fS=7.16EO，葉片振動頻率fR=4.16EO，由式（1）可知m=7.16-4.16=3，說明流場中的分離流擾動已經(jīng)與葉片一彎固有頻率產(chǎn)生耦合。

階段3迅速打開壓氣機出口節(jié)氣門，氣流脈動壓力的脈動幅值略有下降，但整體平均的脈動幅值依然保持在約15.93%的高水平區(qū)間，葉片振動處于高應力水平。氣流脈動頻率fS=5.16EO 頻率，葉片振動頻率fR=4.16EO，由式（1）可知m=5.16-4.16=1，說明流場中的分離流擾動增大，與葉片一彎固有頻率的耦合加深，相互的激勵也進一步增強。隨著節(jié)氣門繼續(xù)打開并降低轉速、恢復S1 葉片安裝角到設計位置后該異常信號均消失。

3.3.2 單獨偏關第2 級靜葉S2

在相對換算轉速為90%時，保持IGV 和S1設計安裝角度不變，研究S2 設計安裝角從偏關8°調(diào)節(jié)至偏開8°對R1 氣動性能、振動性能的影響情況。試驗結果表明當S2 偏開（+）時，第3 級壓比顯著提高，第2 級壓比顯著下降，而S2 偏關（-）時，壓比趨勢相反，如圖18 所示。整個試驗過程中，壓氣機工作穩(wěn)定，機匣振動、氣流壓力脈動、葉片振動應力等信號均無異常，當S2 調(diào)節(jié)至偏關最大8°時，第1 級轉子葉片葉尖流場中沒有出現(xiàn)異常的壓力脈動頻率，葉片振動應力也沒有增大趨勢。

圖18 偏開/偏關S2 對各級壓比的影響Fig.18 Effect of opening/closing S2 on pressure ratio of each stage

3.3.3 同時偏關第1 級靜葉S1 和第2 級靜葉S2

相對換算轉速為90%時，保持IGV 設計安裝角不變，同時偏關S1 和S2 葉片至4°、3.6°時，壓氣機流量-壓比特性如圖19 所示。R1 葉尖的氣流脈動壓力和葉片振動壓力時域圖如圖20 所示，可見隨著R1 的負荷逐漸加重，尖部氣流脈動幅值有所增大。在階段1，壓比已經(jīng)快接近喘點壓比，該階段機匣監(jiān)測到氣流脈動出現(xiàn)fS=33.7EO 的頻率（模態(tài)數(shù)m= 33.7+4.3= 38），脈動幅值從3%增大至5.3%，葉片振動應力也從35 MPa 逐漸增大至100 MPa。階段2 繼續(xù)關閉節(jié)氣門，增大R1 負荷，從圖20 中可見，氣流脈動頻率fS=33.7EO，頻率幅值略有增大，但突然增加的fS=6.3EO，其頻率（模態(tài)數(shù)m=6.3-4.3=2）幅值更大，導致脈動幅值從5.3%迅速增大至9.3%，同時葉片振動應力從100 MPa 提高到198 MPa，超限報警，臺架降低轉速停車。

圖19 相對換算轉速為90%時的流量-壓比試驗特性Fig.19 Experimental characteristics of mass flow and pressure ratio under 90% relative corrected rotation speed

圖20 第1 級轉子葉片的氣流脈動壓力和葉片振動應力Fig.20 Flow pressure fluctuation and blade vibration stress of the first-stage rotor blades

4 結 論

本文開展了理論與試驗相結合的研究，通過全環(huán)非定常數(shù)值計算解釋了核心機試驗中調(diào)節(jié)葉片異常偏關引起的轉子負荷增加，進而誘發(fā)旋轉失穩(wěn)流動與氣動脈動激勵的物理機制，分析了旋轉失穩(wěn)的流動結構及頻率特征；通過6 級壓氣機二維通流計算分析，給出了不同導葉/靜葉角度下，第1 級轉子負荷隨轉速的變化規(guī)律；通過6級壓氣機試驗研究，獲取了導葉/靜葉角度對轉子負荷的影響規(guī)律，揭示了旋轉失穩(wěn)誘發(fā)葉片振動的物理現(xiàn)象，主要結論如下：

1） 除葉尖徑向間隙大外，轉子葉尖高負荷是產(chǎn)生旋轉失穩(wěn)流動現(xiàn)象，誘發(fā)轉子葉片非同步振動的重要原因。

2） 轉子葉片上下游可調(diào)葉片角度均對轉子負荷有著顯著的影響，且相鄰下游葉片影響更為敏感?？烧{(diào)葉片調(diào)節(jié)角度不合理可能引起轉子負荷異常升高，導致葉尖區(qū)域流動不穩(wěn)定進而誘發(fā)葉尖旋轉失穩(wěn)現(xiàn)象。當旋轉失穩(wěn)的頻率與葉片固有頻率匹配時，葉片應力短時間內(nèi)顯著增大，存在導致葉片疲勞裂紋的風險。

3） 控制轉子葉尖負荷可以避免出現(xiàn)非同步振動，優(yōu)化轉子葉片鄰近可調(diào)葉片角度是排除非同步振動的有效手段。