發(fā)動機(jī)高壓兩級渦輪盤聯(lián)合低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)

楊俊，張貴斌，祁圣英，李承彬

發(fā)動機(jī)高壓兩級渦輪盤聯(lián)合低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)

楊俊1，2，張貴斌1，祁圣英1，李承彬3

(1.空軍西安局某軍事代表室，陜西西安710021；2.空軍工程大學(xué)工程學(xué)院，陜西西安710051；3.西安航空發(fā)動機(jī)(集團(tuán))有限公司，陜西西安710021)

以某型發(fā)動機(jī)高壓兩級渦輪盤為研究對象，通過有限元計(jì)算得到試驗(yàn)載荷系數(shù)，組裝和調(diào)試了全尺寸聯(lián)合試驗(yàn)件，完成了低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，得到了以傳動臂銷釘孔為定壽部位的兩級渦輪盤低循環(huán)疲勞壽命。兩級渦輪盤聯(lián)合低循環(huán)疲勞試驗(yàn)在國內(nèi)尚屬首次，相對于單盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，更加符合發(fā)動機(jī)實(shí)際工作狀態(tài)，將傳動臂銷釘孔作為兩級渦輪盤的定壽部位更為合理。該聯(lián)合試驗(yàn)為外場渦輪盤重新定壽提供了依據(jù)。

渦輪盤；低循環(huán)疲勞壽命；傳動臂銷釘孔；聯(lián)合試驗(yàn)；有限元方法

1 引言

渦輪盤是航空燃?xì)鉁u輪發(fā)動機(jī)的耐久性關(guān)鍵件和斷裂關(guān)鍵件，在高溫、高轉(zhuǎn)速下工作，所承受的載荷復(fù)雜，環(huán)境嚴(yán)酷，一旦發(fā)生破壞性故障將導(dǎo)致極其嚴(yán)重的后果。低循環(huán)疲勞失效是渦輪盤使用中最嚴(yán)重和耗資最大的問題之一。據(jù)統(tǒng)計(jì)，航空發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)故障占總故障的60%～70%，而疲勞破壞又占發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)故障的80%～90%[1，2]。所以對渦輪盤低循環(huán)疲勞壽命進(jìn)行研究十分必要，而真實(shí)輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)更是整個(gè)輪盤定壽最重要和最關(guān)鍵的環(huán)節(jié)。

各航空大國都在發(fā)動機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范中明確了渦輪盤要按照安全循環(huán)壽命進(jìn)行設(shè)計(jì)的要求，并積極開展渦輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)。P&W公司的輪盤低循環(huán)疲勞壽命設(shè)計(jì)系統(tǒng)，有15 000個(gè)材料低循環(huán)疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)和1 500個(gè)輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)支持。R·R公司根據(jù)多年輪盤疲勞試驗(yàn)研究成果，在假設(shè)疲勞壽命服從對數(shù)正態(tài)分布的基礎(chǔ)上，給出了考慮輪盤疲勞壽命散度的S-N曲線和分散系數(shù)典型值[3]。美國在IHPTET計(jì)劃中的“部件和發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)評估”項(xiàng)目提出了對發(fā)動機(jī)強(qiáng)度、可靠性及耐久性進(jìn)行驗(yàn)證的要求，在有關(guān)軍用標(biāo)準(zhǔn)[4，5]中給出了當(dāng)壽命分布符合二參數(shù)威布爾分布時(shí)，零件可靠壽命零故障試驗(yàn)設(shè)計(jì)示例。俄羅斯的航空發(fā)動機(jī)輪盤強(qiáng)度與壽命設(shè)計(jì)體系也有類似特點(diǎn)，僅中央航空發(fā)動機(jī)研究院就有3套輪盤與轉(zhuǎn)子循環(huán)試驗(yàn)器，積累了100多個(gè)輪盤的超轉(zhuǎn)、破裂和低循環(huán)疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

在國內(nèi)，自20世紀(jì)70年代末開始，以現(xiàn)役發(fā)動機(jī)定壽、延壽和在研發(fā)動機(jī)疲勞壽命設(shè)計(jì)工作為背景，開展了輪盤低循環(huán)疲勞壽命研究。七五期間，國內(nèi)曾參照EGD-3[6]及蘇聯(lián)設(shè)計(jì)方法，對某型發(fā)動機(jī)I級渦輪盤進(jìn)行了較全面的壽命研究[7]。八五和九五期間，空軍和工業(yè)部門參考英國國防標(biāo)準(zhǔn)[3]開展了某型某系列發(fā)動機(jī)輪盤壽命和可靠性研究[8～11]。西安航空發(fā)動機(jī)公司曾對某型發(fā)動機(jī)高壓Ⅰ級渦輪盤進(jìn)行了低循環(huán)疲勞試驗(yàn)[12]。十五期間，輪盤低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)方法研究得到進(jìn)一步加強(qiáng)[14，15]。十一五期間，西安航空發(fā)動機(jī)(集團(tuán))有限公司對某型發(fā)動機(jī)所有輪盤開展了相關(guān)的定壽工作。文獻(xiàn)[16]、[17]在文獻(xiàn)[8]的基礎(chǔ)上，研究并提出帶扭矩的渦輪盤高溫低循環(huán)疲勞試驗(yàn)技術(shù)，驗(yàn)證了渦輪扭矩對渦輪盤-軸連接銷釘孔區(qū)域疲勞壽命有重要影響。

然而，國內(nèi)已有的渦輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，都是針對單盤的低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，并將定壽部位選擇在盤心[8～11，16]。某型發(fā)動機(jī)在使用過程中，發(fā)現(xiàn)高壓兩級渦輪盤最先在傳動臂銷釘孔處產(chǎn)生裂紋，而不是在盤心部位，故而應(yīng)將該兩級渦輪盤的定壽部位選擇在傳動臂的銷釘孔處。R·R公司曾做過五次兩級盤聯(lián)合試驗(yàn)，但只給出了試驗(yàn)結(jié)果，并沒有給出試驗(yàn)過程。為了更好地模擬發(fā)動機(jī)工作的真實(shí)狀態(tài)，本文在國內(nèi)首次采用兩級渦輪盤聯(lián)合低循環(huán)疲勞試驗(yàn)方法來為該兩級渦輪盤重新定壽。

2 高壓兩級渦輪低循環(huán)疲勞試驗(yàn)設(shè)計(jì)

2.1 兩級渦輪盤應(yīng)力計(jì)算

為保證兩級渦輪盤試驗(yàn)狀態(tài)與工作狀態(tài)承受的載荷相同，首先對兩種狀態(tài)進(jìn)行應(yīng)力分析。

(1)渦輪盤組合件有限元模型

兩級渦輪盤有限元模型如圖1所示，采用有限元計(jì)算軟件ANSYS建立。渦輪盤材料為GH901，單元采用solid45，單元尺寸為1.5，銷釘孔面單元尺寸為0.5。模型中共有161 846個(gè)單元，121 999個(gè)節(jié)點(diǎn)。傳動臂銷釘孔處的局部放大如圖2所示。

(2)工作狀態(tài)約束和載荷

工作狀態(tài)下渦輪盤轉(zhuǎn)速為12 640 r/min，Ⅰ、Ⅱ級渦輪盤輪緣外載分別為131.74 MPa和156.82 MPa。在Ⅰ級渦輪盤與軸連接處施加軸向和周向約束，在銷釘孔內(nèi)壁施加載荷，模擬其傳遞扭矩。兩級盤連接處施加位移協(xié)調(diào)條件。Ⅰ級渦輪盤內(nèi)孔溫度575℃，輪緣溫度625℃；Ⅱ級渦輪盤內(nèi)孔溫度575℃，輪緣溫度615℃。溫度按照四次方分布，如下式所示。渦輪盤溫度分布如圖3所示，等效應(yīng)力如圖4所示。

圖1 兩級渦輪盤有限元模型Fig.1 Finite element model of the two-stage turbine disk

圖2 銷釘孔處的局部放大圖Fig.2 Partial enlargement of pin holes

式中：T為所求半徑R處溫度，T0為盤中心孔處溫度，Tb為盤輪緣處溫度，R0為盤中心孔處半徑，Rb為盤輪緣處半徑。

(3)試驗(yàn)狀態(tài)約束和載荷

蹲點(diǎn)入戶解難題 同心共謀促發(fā)展（杭州市國土資源局蕭山分局瓜瀝調(diào)研組）................................................7-47

圖3 工作狀態(tài)下兩級渦輪盤的溫度分布Fig.3 Temperature distribution of the two-stage turbine disk at working conditions

由于試驗(yàn)器施加的是均勻溫度場，為保證主要考核點(diǎn)等效應(yīng)力與工作狀態(tài)下盡可能接近，需要對載荷進(jìn)行調(diào)整。該試驗(yàn)用兩級渦輪盤采用與真實(shí)葉片離心力相同的工藝葉片，即輪緣外載保持不變。具體參數(shù)如下：轉(zhuǎn)速不變，溫度場均勻且取525℃，位移約束與工作狀態(tài)相同，銷釘孔不施加扭轉(zhuǎn)載荷。兩級渦輪盤的等效應(yīng)力如圖5所示。

圖4 工作狀態(tài)下渦輪盤的等效應(yīng)力Fig.4 Equivalent stress of the turbine disk at working conditions

圖5 試驗(yàn)狀態(tài)渦輪盤的等效應(yīng)力Fig.5 Equivalent stress of the turbine disk at test conditions

從應(yīng)力分析結(jié)果看出，渦輪盤最大應(yīng)力出現(xiàn)在傳動臂的銷釘孔處，這是由于發(fā)動機(jī)工作時(shí)扭矩主要由銷釘孔來傳遞，因此銷釘孔受力情況最為惡劣。

(4)考核點(diǎn)載荷系數(shù)確定

由于試驗(yàn)狀態(tài)和工作狀態(tài)下的應(yīng)力存在一定差異，為了描述這種差異程度，需要引入載荷系數(shù)(試驗(yàn)器系數(shù))，定義為：

式中：σr為試驗(yàn)器脈動循環(huán)的最大應(yīng)力，σst為工作狀態(tài)標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力循環(huán)的最大應(yīng)力，σbst為標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力循環(huán)溫度下材料的拉伸強(qiáng)度極限，σbr為試驗(yàn)器試驗(yàn)溫度下材料的拉伸強(qiáng)度極限，σr/σst為應(yīng)力比，σbst/σbr為考慮溫度差異對應(yīng)力比值的修正。根據(jù)式(3)確定各考核點(diǎn)的載荷系數(shù)，結(jié)果如表1所示?？梢?，考核點(diǎn)的載荷系數(shù)符合試驗(yàn)方案的設(shè)計(jì)要求[3]。

表1 各考核點(diǎn)的載荷系數(shù)Table 1 Loading coefficient of the assessment location

2.2 試驗(yàn)方案

本次試驗(yàn)采用兩級渦輪盤聯(lián)合試驗(yàn)的方式，具體試驗(yàn)裝置如圖6所示。試驗(yàn)用兩級渦輪盤為工廠正常批產(chǎn)未裝機(jī)使用過的新盤。為確保兩級渦輪盤在輪盤循環(huán)旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上安全運(yùn)轉(zhuǎn)，按試驗(yàn)載荷分別對試驗(yàn)轉(zhuǎn)子上的隔圈、工藝軸、封嚴(yán)圈等部位進(jìn)行了有限元應(yīng)力分析和強(qiáng)度校核，確認(rèn)整個(gè)試驗(yàn)件的壽命薄弱部位仍在傳動臂銷釘孔處；試驗(yàn)件在轉(zhuǎn)速10 000 r/min下進(jìn)行了動平衡，調(diào)整后試驗(yàn)轉(zhuǎn)子水平振動值為20g，滿足試驗(yàn)器對渦輪盤試驗(yàn)件振動值不超過3g的要求。

圖6 兩級渦輪盤聯(lián)合試驗(yàn)結(jié)構(gòu)圖Fig.6 Joint test structure of the two-stage turbine disk

由于渦輪盤中心孔出現(xiàn)裂紋時(shí)擴(kuò)展速率較快，可能導(dǎo)致盤破裂引發(fā)危險(xiǎn)性故障，而傳動臂銷釘孔出現(xiàn)裂紋時(shí)影響可能不大(根據(jù)具體試驗(yàn)裂紋萌生壽命、擴(kuò)展速率及方向確定)。所以，試驗(yàn)過程中若中心孔未出現(xiàn)裂紋時(shí)，傳動臂銷釘孔已出現(xiàn)裂紋，只要裂紋局限在傳動臂安裝邊，未通過傳動臂向輪盤本體擴(kuò)展，則繼續(xù)試驗(yàn)；若發(fā)現(xiàn)裂紋已通過傳動臂向輪盤本體擴(kuò)展，則終止試驗(yàn)，輪盤壽命按此時(shí)的循環(huán)數(shù)確定。

2.3 試驗(yàn)結(jié)果

在完成2 000次試驗(yàn)循環(huán)后，對試驗(yàn)件進(jìn)行目視檢查，未發(fā)現(xiàn)裂紋；在完成3 500次試驗(yàn)循環(huán)后，對試驗(yàn)件進(jìn)行熒光探傷檢查，發(fā)現(xiàn)傳動臂銷釘孔全部出現(xiàn)裂紋。其中Ⅱ級渦輪盤傳動臂銷釘孔(與榫齒第0齒相對應(yīng)的銷釘孔為1#孔，其余按順時(shí)針方向排序，如圖7所示)13#、16#孔12點(diǎn)方向的裂紋已穿透。試驗(yàn)繼續(xù)進(jìn)行，每500次試驗(yàn)循環(huán)進(jìn)行一次無損探傷檢查，完成5 000次試驗(yàn)循環(huán)后終止試驗(yàn)。在完成4 000次試驗(yàn)循環(huán)后，Ⅱ級渦輪盤傳動臂銷釘孔13#、16#孔6點(diǎn)方向裂紋較長，裂紋已延伸至封嚴(yán)齒處，最長為24 mm。在完成5 000次試驗(yàn)循環(huán)后，Ⅰ級渦輪盤裂紋擴(kuò)展緩慢，Ⅱ級渦輪盤擴(kuò)展快，其中13#、16#、4#孔6點(diǎn)方向裂紋較長，已擴(kuò)展至轉(zhuǎn)接r處，最長35 mm。其中13#孔裂紋如圖8所示。對高壓兩級渦輪盤進(jìn)行特征尺寸檢查，均無明顯變形。為此，將聯(lián)合試驗(yàn)循環(huán)數(shù)定為5 000次循環(huán)。

圖8 5000次試驗(yàn)循環(huán)后Ⅱ級渦輪盤傳動臂13#銷釘孔的裂紋Fig.8 The Crack of the 2ndstage turbine disk transmission arm pin hole No.13 in 5 000 test cycles

根據(jù)文獻(xiàn)[3]，批準(zhǔn)預(yù)定安全循環(huán)壽命Fr為：

式中：Y為壽命散度系數(shù)，N為試驗(yàn)器循環(huán)數(shù)。

這樣，公式(4)提供了一個(gè)既有強(qiáng)度又有壽命散度的安全保障。根據(jù)文獻(xiàn)[3]處理方法，當(dāng)只有一個(gè)試驗(yàn)結(jié)果時(shí)，壽命散度系數(shù)為4。但考慮到銷釘孔處應(yīng)力較高，疲勞壽命分散度小，壽命分散系數(shù)取4不是很合理。傳動臂銷釘孔共有16個(gè)，按照銷釘孔裂紋擴(kuò)展到盤轉(zhuǎn)接r處作為故障，符合基于正態(tài)分布任意第k個(gè)試驗(yàn)壽命次序來確定散度系數(shù)[12]。根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果，確定由3個(gè)銷釘孔裂紋擴(kuò)展到盤轉(zhuǎn)接r處作為故障。故而得到16個(gè)樣本的第4個(gè)壽命次序量散度系數(shù)為2.297 2[12](可靠度p=99.87%、置信度γ=95%，對數(shù)壽命方差σ=0.13)，由該散度系數(shù)得到的預(yù)定安全循環(huán)數(shù)如表2所示。但最終的安全循環(huán)壽命需根據(jù)發(fā)動機(jī)外場使用和返廠抽檢情況來最終決定。

圖7 試驗(yàn)渦輪盤銷釘孔編號示意圖Fig.7 Pin holes number of the test turbine disk

表2 兩級渦輪盤預(yù)定安全壽命Table 2 Predicted safety life of two-stage turbine disk

3 與早期單盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)的對比分析

上世紀(jì)90年代，西安航空發(fā)動機(jī)公司曾在立式旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上對該型發(fā)動機(jī)高壓Ⅰ級渦輪盤進(jìn)行過低循環(huán)疲勞試驗(yàn)。當(dāng)時(shí)該型發(fā)動機(jī)剛剛國產(chǎn)化，高壓Ⅰ級渦輪盤疲勞壽命考核點(diǎn)定在盤心。試驗(yàn)采用截短的工藝葉片，同時(shí)切斷了傳動臂(如圖9所示)，在500℃均勻溫度場下進(jìn)行，試驗(yàn)循環(huán)轉(zhuǎn)速下限為750 r/min、上限為14 700 r/min。最后得到輪盤循環(huán)總壽命為13 388[13]，散度系數(shù)采用2.3[13]，得到輪盤標(biāo)準(zhǔn)循環(huán)數(shù)為5 820。采用同樣的換算率1.86，當(dāng)時(shí)高壓Ⅰ級渦輪盤的壽命應(yīng)為3 129 h，如果按照該型發(fā)動機(jī)整機(jī)壽命650 h計(jì)算，須經(jīng)過4次大修，高壓Ⅰ級渦輪盤才需要更換。但根據(jù)傳動臂銷釘孔的小時(shí)壽命，此時(shí)銷釘孔的裂紋早已擴(kuò)展至與盤身轉(zhuǎn)接r處，若不及時(shí)更換，會對發(fā)動機(jī)的使用造成極大的安全隱患。通過兩種試驗(yàn)對比分析，有：

(1)由于單盤試驗(yàn)按照傳統(tǒng)的盤心定壽方法來進(jìn)行低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，并且考核過程中切斷了傳動臂，加之盤心所承受的應(yīng)力比傳動臂銷釘孔的要低得多(如圖10所示)，故而通過盤心定壽的循環(huán)數(shù)較多，通過傳動臂銷釘孔定壽循環(huán)數(shù)較少。

(2)大量的部隊(duì)反饋信息和發(fā)動機(jī)修理信息表明，該高壓渦輪盤最先在傳動臂銷釘孔出現(xiàn)裂紋，而不在盤心，當(dāng)傳動臂銷釘孔的裂紋擴(kuò)展到盤體，將對發(fā)動機(jī)的安全產(chǎn)生很大影響，故而按照兩級渦輪盤的傳動臂銷釘孔來定壽更加合理。

圖9 Ⅰ級渦輪盤切掉傳動臂示意圖Fig.9 The 1ststage turbine disk without transmission arm

圖10 Ⅰ級渦輪盤切掉傳動臂應(yīng)力云圖Fig.10 Equivalent stress of the 1ststage turbine disk without transmission arm

(3)單盤試驗(yàn)因固定問題不能直接驗(yàn)證傳動臂銷釘孔的循環(huán)數(shù)，這與實(shí)際情況有很大不同；而兩級渦輪盤聯(lián)合試驗(yàn)可直接針對傳動臂銷釘孔進(jìn)行低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，試驗(yàn)狀態(tài)與發(fā)動機(jī)實(shí)際工作狀態(tài)十分接近，并且在換算標(biāo)準(zhǔn)循環(huán)數(shù)時(shí)考慮了載荷系數(shù)和散度系數(shù)，使得試驗(yàn)結(jié)果更加可靠。

4 結(jié)論

(1)考慮到某型發(fā)動機(jī)高壓兩級渦輪盤傳動臂銷釘孔比盤心先產(chǎn)生裂紋，提出采用兩級渦輪盤聯(lián)合低循環(huán)疲勞試驗(yàn)方案，并以該型發(fā)動機(jī)渦輪盤為對象，組裝和調(diào)試了一件全尺寸兩級渦輪盤轉(zhuǎn)子試驗(yàn)件。該試驗(yàn)件的成功制作，標(biāo)志著兩級渦輪盤聯(lián)合低循環(huán)疲勞試驗(yàn)的設(shè)計(jì)方法切實(shí)可行。

(2)通過有限元分析，計(jì)算了渦輪盤工作狀態(tài)和試驗(yàn)狀態(tài)的應(yīng)力，以及兩級盤試驗(yàn)載荷系數(shù)，證明試驗(yàn)方案較為合理。在立式旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上完成了一個(gè)全尺寸兩級渦輪盤高溫低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，試驗(yàn)過程中，高壓兩級渦輪盤特征尺寸均無明顯變化，盤心和榫齒部位均未發(fā)現(xiàn)裂紋，且試驗(yàn)結(jié)果與外場輪盤真實(shí)裂紋情況一致，驗(yàn)證了兩級渦輪盤聯(lián)合試驗(yàn)轉(zhuǎn)子能夠在旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上進(jìn)行有效考核。

(3)高壓兩級渦輪盤聯(lián)合試驗(yàn)循環(huán)數(shù)為5 000循環(huán)，兩級盤批準(zhǔn)預(yù)定安全循環(huán)數(shù)分別為2 531、2 354，明顯低于按照盤心定壽的單盤5 820個(gè)批準(zhǔn)預(yù)定安全循環(huán)數(shù)。故而為了保證該型發(fā)動機(jī)的安全，應(yīng)將兩級渦輪盤定壽部位選擇在傳動臂銷釘孔處。本次試驗(yàn)采用兩級渦輪盤聯(lián)合試驗(yàn)，輪盤的連接方式與在發(fā)動機(jī)上的完全一致，相比切掉傳動臂的單盤試驗(yàn)，更加接近實(shí)際工作狀態(tài)，試驗(yàn)結(jié)果也更加可信、有效，同時(shí)也為該型發(fā)動機(jī)渦輪盤重新定壽提供了極為關(guān)鍵的試驗(yàn)依據(jù)。

[1]呂文林.航空渦噴、渦扇發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則(研究報(bào)告)：第二冊——輪盤[K].北京：中國航空發(fā)動機(jī)總公司發(fā)動機(jī)系統(tǒng)工程局，1997.

[2]蘇清友.航空渦噴渦扇發(fā)動機(jī)主要零部件定壽指南[M].北京：航空工業(yè)出版社，2004.

[3]DEF STAN 00-971，General Specification for Aircraft Gas Turbine Engines[S].

[4]MIL-STD-1783，Engine Structural Integrity Program[S].

[5]JSGS-87231A，航空渦噴渦扇渦軸渦槳發(fā)動機(jī)通用規(guī)范[S].

[6]斯貝MK202發(fā)動機(jī)應(yīng)力標(biāo)準(zhǔn)(EGD-3)[M].丁愛祥，吳君可，譯.北京：國際航空編輯部，1979.

[7]某型發(fā)動機(jī)壽命研究[R].北京：航空工業(yè)部發(fā)動機(jī)管理局，1988.

[8]龔夢賢，黃慶東，肖玉祥，等.某型發(fā)動機(jī)第Ⅰ級渦輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)研究[J].航空動力學(xué)報(bào)，1999，14(4)：361—365.

[9]龔夢賢，古遠(yuǎn)興，王旅生，等.某型發(fā)動機(jī)Ⅰ級渦輪盤的技術(shù)壽命[J].燃?xì)鉁u輪試驗(yàn)與研究，2000，13(4)：22—25.

[10]蔚奪魁，邵丕仁.某型發(fā)動機(jī)渦輪盤銷釘孔邊低循環(huán)疲勞壽命分析[J].航空發(fā)動機(jī)，2000，(2)：37—51.

[11]曹鳳蘭，王旅生，黃慶東，等.某發(fā)動機(jī)低壓渦輪盤技術(shù)壽命研究[J].航空動力學(xué)報(bào)，2001，16(4)：312—315.

[12]盧小艷，陸山.基于對數(shù)正態(tài)分布第k試驗(yàn)壽命的分散系數(shù)法[J].航空動力學(xué)報(bào)，2006，21(4)：738—740.

[13]某型發(fā)動機(jī)高壓第一級渦輪盤旋轉(zhuǎn)循環(huán)疲勞試驗(yàn)技術(shù)總結(jié)[R].西安：西安航空發(fā)動機(jī)公司設(shè)計(jì)所，1992.

[14]王衛(wèi)國.輪盤低循環(huán)疲勞壽命預(yù)測模型和試驗(yàn)評估方法研究[D].南京：南京航空航天大學(xué)，2006.

[15]杜文軍.某壓氣機(jī)輪盤低循環(huán)疲勞壽命研究[D].成都：中國燃?xì)鉁u輪研究院，2005.

[16]李偉，董立偉，耿中行，等.模擬扭矩載荷作用的渦輪盤低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)[J].航空動力學(xué)報(bào)，2010，25(6)：1346—1351.

[17]李偉，董立偉，蔡向暉，等.某型發(fā)動機(jī)渦輪盤銷釘孔結(jié)構(gòu)分析與壽命評估[J].航空動力學(xué)報(bào)，2009，24(8)：1699—1706.

Joint Test of Two-Stage HP Turbine Disk Low Cycle Fatigue Life

YANG Jun1，2，ZHANG Gui-bin1，QI Sheng-ying1，LI Cheng-bin3
(1.A Military Representative Office，Airforce Xi’an Bureau，Xi’an 710021，China；2.Engineering Institute，Airforce Engineering University，Xi’an 710051，China；3.Xi’an Aero-engine(Group)Ltd.，Xi’an 710021，China)

Taking a two-stage turbine disk as the study object,the test loading coefficient was got by finite element calculation,a full-scale turbine disk test rig was fabricated and debugged,and then was tested for LCF.Comparing with the life assessment of single disk low cycle fatigue life,the test of two-stage turbine disk low cycle fatigue life which was firstly implemented in China was more accordant with the practical working conditions.It was more reasonable to take the transmission arm pin holes as the life assessment part of the two-stage turbine disk and the joint test provided the field basis for the disk life reassessment.

turbine disk；low cycle fatigue life；transmission arm pin hole；joint test；finite element method

V231.95

A

1672-2620(2012)01-0009-05

2011-05-31；

2011-12-13

楊俊(1979-)，男，山西太原人，博士研究生，主要從事航空發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度壽命的研究。