模擬軸向載荷作用的輪盤低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)研究

郭曉強(qiáng)

(中國航發(fā)西安航空發(fā)動機(jī)(集團(tuán))有限公司，西安710021)

模擬軸向載荷作用的輪盤低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)研究

郭曉強(qiáng)

(中國航發(fā)西安航空發(fā)動機(jī)(集團(tuán))有限公司，西安710021)

提出了可有效模擬軸向載荷的航空發(fā)動機(jī)輪盤低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)方法。在綜合考慮輪盤裝配及工作溫度場、轉(zhuǎn)速等工作狀態(tài)邊界條件和載荷的基礎(chǔ)上，對輪盤進(jìn)行線彈性有限元應(yīng)力分析，了解輪盤應(yīng)力水平及壽命關(guān)鍵考核部位。在充分考慮試驗(yàn)器能力及試驗(yàn)過程的可監(jiān)控性等因素下，設(shè)計(jì)了能有效模擬承受軸向載荷的輪盤低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)裝置、試驗(yàn)方法，并進(jìn)行試驗(yàn)。最后，對試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析，確定出輪盤預(yù)定安全循環(huán)壽命。

航空發(fā)動機(jī)；輪盤；低循環(huán)疲勞壽命；軸向載荷；試驗(yàn)裝置；試驗(yàn)方法

1 引言

輪盤作為航空燃?xì)鉁u輪發(fā)動機(jī)的關(guān)鍵件之一，在高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下工作，其工作條件非常嚴(yán)酷，承受著復(fù)雜的熱負(fù)荷及包括離心力、軸向力、裝配預(yù)應(yīng)力在內(nèi)的機(jī)械載荷，在使用過程中一旦破裂失效將產(chǎn)生嚴(yán)重的災(zāi)難性事故[1-2]。為確保輪盤在使用過程中不發(fā)生災(zāi)難性后果，國內(nèi)外發(fā)動機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范均明確提出應(yīng)按安全循環(huán)壽命進(jìn)行設(shè)計(jì)的要求。輪盤的安全循環(huán)壽命一般稱為低循環(huán)疲勞壽命(LCF)，是一種具有高可靠度的概率統(tǒng)計(jì)壽命，通常其指標(biāo)是在真實(shí)輪盤和輪盤模擬試驗(yàn)件的低循環(huán)疲勞試驗(yàn)基礎(chǔ)上，按95%置信度和99.87%可靠度水平給定[3]。真實(shí)輪盤或輪盤模擬試驗(yàn)件的低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，是發(fā)動機(jī)輪盤安全循環(huán)壽命確定中最重要、最關(guān)鍵的工作。這是由于：一方面，輪盤的壽命考核部位即低循環(huán)疲勞失效部位，集中在輪盤中心孔、偏心孔、銷釘孔、榫槽等應(yīng)力集中部位，通過理論分析計(jì)算或材料試塊試驗(yàn)無法準(zhǔn)確確定出輪盤考核部位的低循環(huán)疲勞壽命；另一方面，輪盤的安全性和可靠性要求極高，加之其破裂失效造成的后果嚴(yán)重性極大，不可能通過發(fā)動機(jī)整機(jī)試車的方法來直接給出輪盤的安全循環(huán)壽命指標(biāo)。

發(fā)動機(jī)輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)時，應(yīng)盡可能模擬真實(shí)工作載荷，并適當(dāng)調(diào)整試驗(yàn)載荷或優(yōu)化試驗(yàn)件，以達(dá)到對輪盤關(guān)鍵考核部位的有效考核。較為有效的方法是，將整個多級輪盤轉(zhuǎn)子按發(fā)動機(jī)真實(shí)裝配狀態(tài)安裝在旋轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)器上，在試驗(yàn)過程中施加循環(huán)轉(zhuǎn)速及隨轉(zhuǎn)速變化的瞬態(tài)溫度、氣動力等載荷。實(shí)際中受試驗(yàn)器條件限制，該方案基本無法實(shí)現(xiàn)。經(jīng)常需要采取單盤試驗(yàn)的方式進(jìn)行，設(shè)計(jì)專門的試驗(yàn)陪襯件、工裝及試驗(yàn)方案，能夠有效模擬輪盤所承受的旋轉(zhuǎn)、溫度及其他輪盤產(chǎn)生的軸向或徑向載荷，但在單盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)中難以有效模擬。

本文針對某型發(fā)動機(jī)高壓壓氣機(jī)第10級輪盤盤心孔部位低循環(huán)疲勞定壽需要，在傳統(tǒng)輪盤旋轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)技術(shù)的基礎(chǔ)上，研究提出了帶軸向載荷的輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)技術(shù)，優(yōu)化設(shè)計(jì)了能有效考核盤心孔部位壽命的試驗(yàn)件、陪襯件及試驗(yàn)工裝，并在立式旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上對試驗(yàn)件進(jìn)行了低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，確定出了輪盤預(yù)定安全循環(huán)壽命，為發(fā)動機(jī)翻修壽命控制提供了依據(jù)。

2 帶軸向載荷輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)設(shè)計(jì)

高壓壓氣機(jī)第10級輪盤二維裝配簡圖見圖1，第10級輪盤外緣裝配有燕尾形連接的壓氣機(jī)葉片，外隔圈、內(nèi)隔圈前端裝有1—9級高壓壓氣機(jī)輪盤及盤間隔圈。為設(shè)計(jì)科學(xué)合理的試驗(yàn)方案，應(yīng)對輪盤工作狀態(tài)的應(yīng)力狀態(tài)進(jìn)行分析，了解各類載荷循環(huán)狀態(tài)，并據(jù)此設(shè)計(jì)試驗(yàn)載荷、相關(guān)陪襯件及工裝。

圖1 高壓壓氣機(jī)第10級輪盤二維裝配簡圖Fig.1 Two-dimensional assembly diagram of the 10thstage disk

2.1 輪盤工作狀態(tài)應(yīng)力分析

高壓壓氣機(jī)第10級輪盤在工作狀態(tài)中，主要承受著裝配時的預(yù)緊力，高速旋轉(zhuǎn)時盤身及所裝葉片產(chǎn)生的離心力、盤身溫度載荷、1—9級輪盤及盤間隔圈在高速旋轉(zhuǎn)下產(chǎn)生的軸向壓緊力(或位移)及熱膨脹產(chǎn)生的軸向載荷(位移)。為有效考慮這些載荷對輪盤應(yīng)力的影響，分別從以下幾方面進(jìn)行分析：

(1)裝配條件。按裝配要求，第10級輪盤裝配時，選擇合適的調(diào)整墊厚度，使圖1中輪緣X處相對安裝座前安裝邊Z處產(chǎn)生向后的軸向位移0.75～0.80 mm；選擇隔圈軸向長度，使得第10級輪盤與內(nèi)隔圈接觸后Y處產(chǎn)生0.02 mm過盈量。

(2)溫度場。依據(jù)發(fā)動機(jī)設(shè)計(jì)資料及相關(guān)溫度測量數(shù)據(jù)，發(fā)動機(jī)從起動達(dá)到98.12%高壓轉(zhuǎn)速時，第10級輪盤盤身瞬態(tài)溫差最大，此時盤緣445.130℃，盤心151.227℃，溫差293.903℃。達(dá)到穩(wěn)態(tài)時，盤緣478.040℃，盤心345.440℃，溫差132.600℃。

參考EGD-3中ASR4329《壓氣機(jī)盤的溫度估算》給出的輪盤溫度梯度計(jì)算方法：

式中：對于鐵素體鋼和鈦合金，m=2；對于鎳基合金，m=4。

高壓壓氣機(jī)第10級輪盤材料為鎳基合金，取m= 4，利用有限元法計(jì)算得到第10級輪盤的溫度場分布見圖2。經(jīng)反復(fù)試算，當(dāng)高壓壓氣機(jī)第10級輪盤溫度場達(dá)到穩(wěn)態(tài)后，工作轉(zhuǎn)速達(dá)到100%時其中心孔應(yīng)力達(dá)到最大，故本文應(yīng)力計(jì)算時采用穩(wěn)態(tài)溫度場。

圖2 高壓壓氣機(jī)第10級輪盤溫度分布Fig.2 The temperature distribution of the 10thstage disk

(3)高壓壓氣機(jī)1—9級輪盤及盤間隔圈對第10級輪盤的影響。工作狀態(tài)下，1—9級輪盤及盤間隔圈在高速旋轉(zhuǎn)下會產(chǎn)生軸向壓緊力或位移，且這些零件尤其是盤間隔圈在高溫下會熱膨脹產(chǎn)生軸向位移，同時發(fā)動機(jī)工作時會產(chǎn)生沿軸向向前214 kN的氣體軸向力。綜合考慮，1—9級輪盤及盤間隔圈在工作狀態(tài)下對第10級輪盤的影響，相當(dāng)于使第10級輪盤輪緣相對安裝座前安裝邊有0.48 mm的向后位移量。

后來，隨著我們姐妹幾個出去上學(xué)、工作，我們更多的是到店里買成衣，店里新潮的服裝琳瑯滿目，看中什么樣的掏錢買下就行，沒人再穿母親的縫紉機(jī)縫制的衣服，母親的縫紉機(jī)正式下崗了，這讓辛苦了一輩子的母親內(nèi)心有些失落?？刹痪煤?，母親就想到讓縫紉機(jī)繼續(xù)發(fā)揮作用的辦法，她把舊衣服洗干凈、裁剪、上漿，然后在縫紉機(jī)上做成厚厚的鞋墊給我們姐妹幾個送來，鞋墊上密密匝匝的針腳里壓滿了母親的愛。

綜合考慮裝配條件、溫度場和1—9級輪盤及盤間隔圈對第10級輪盤的影響，并在第10級輪盤計(jì)算模型上施加100%的工作旋轉(zhuǎn)速度、葉片離心力等載荷，利用有限元分析軟件對圖1所示第10級輪盤二維模型進(jìn)行線彈性有限元分析[4]，其應(yīng)力計(jì)算結(jié)果如圖3所示。圖中最大應(yīng)力為836 MPa，位于輪盤中心孔部位。

圖3 高壓壓氣機(jī)第10級輪盤工作狀態(tài)應(yīng)力分布Fig.3 The stress distribution of the 10thstage disk at working state

2.2 試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)

考慮到試驗(yàn)器能力及試驗(yàn)成本，采用了第10級輪盤單盤試驗(yàn)的方式。為全面考慮第10級輪盤所受主要載荷，并有效考核輪盤壽命關(guān)鍵考核部位盤心孔，通過有限元迭代分析，設(shè)計(jì)出如圖4所示的試驗(yàn)裝置。試驗(yàn)方案為：

圖4 試驗(yàn)裝置Fig.4 Test device

(1)試驗(yàn)件為高壓壓氣機(jī)第10級輪盤，去掉高壓壓氣機(jī)空氣封嚴(yán)圈，輪緣不開榫槽并適當(dāng)增大外緣半徑以模擬葉片產(chǎn)生的離心力，加厚輪盤外部腹板以模擬高壓壓氣機(jī)空氣封嚴(yán)圈對輪盤中心孔應(yīng)力的影響。裝配試驗(yàn)組件時選擇合適的內(nèi)隔圈，使安裝座前安裝邊(Z處)相對于第10級輪盤輪緣(X處)產(chǎn)生向前0.80 mm軸向位移。

(2)設(shè)計(jì)能模擬1—9級輪盤及盤間隔圈對第10級輪盤影響的陪襯支撐盤，使其產(chǎn)生在試驗(yàn)轉(zhuǎn)速下對第10級輪盤產(chǎn)生與工作狀態(tài)下相同的軸向力或位移；為消除理論計(jì)算存在的誤差，同時設(shè)計(jì)容易進(jìn)行補(bǔ)加工的配重環(huán)裝配在支撐盤上，以此滿足第10級輪盤試驗(yàn)件考核部位應(yīng)力達(dá)到要求時盤心和盤緣處相對軸向位移的監(jiān)測要求。

(3)試驗(yàn)在常溫下進(jìn)行，并施加15 400 r/min的機(jī)械轉(zhuǎn)速。

(4)試驗(yàn)到輪盤考核部位出現(xiàn)工程裂紋或試驗(yàn)件破壞。

圖5 高壓壓氣機(jī)第10級輪盤試驗(yàn)件試驗(yàn)狀態(tài)下的應(yīng)力分布Fig.5 The stress distribution of the 10thstage disk at test state

3 帶軸向載荷輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)

按照上述試驗(yàn)方案加工完成試驗(yàn)件、支撐盤及試驗(yàn)工裝等試驗(yàn)組件，裝配并平衡符合要求后，安裝在帶有柔性轉(zhuǎn)接頭的立式旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上進(jìn)行運(yùn)轉(zhuǎn)調(diào)試。過程中，多次對試驗(yàn)組件上的配重環(huán)進(jìn)行補(bǔ)加工，使位移傳感器的檢測值達(dá)到要求。調(diào)整后試驗(yàn)轉(zhuǎn)子的振動值為1.9g，滿足試驗(yàn)器輪盤試驗(yàn)件振動值不超過3.0g的裝配要求。

試驗(yàn)在室溫下進(jìn)行。試驗(yàn)轉(zhuǎn)速下限800 r/min，上限15 400 r/min；轉(zhuǎn)速上升時間20 s，下降時間17 s；下限不保載，上限保載2 s。

表1 高壓壓氣機(jī)第10級輪盤標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Table 1 The standard stress cycle number of the 10thstage disk

試驗(yàn)過程中運(yùn)行穩(wěn)定，并分階段進(jìn)行目視檢查和可探部位無損熒光檢查均未見異常，試驗(yàn)至18 284次試驗(yàn)器循環(huán)時輪盤破裂。

試驗(yàn)后，對試驗(yàn)載荷、試驗(yàn)監(jiān)控參數(shù)復(fù)查，均未發(fā)現(xiàn)異常。對試驗(yàn)件進(jìn)行理化檢測分析，試驗(yàn)件斷裂斷口特征主要為沿晶+韌窩，表現(xiàn)為過載斷裂特征，屬于大應(yīng)力疲勞斷裂。斷口及金相顯微組織正常，未見材料及冶金缺陷，室溫拉伸性能及硬度符合標(biāo)準(zhǔn)要求。由此認(rèn)為，此次高壓壓氣機(jī)第10級輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)結(jié)果真實(shí)有效。

4 試驗(yàn)結(jié)果分析

依據(jù)DEF STAN 00-971《飛機(jī)燃?xì)鉁u輪發(fā)動機(jī)通用規(guī)范》中的公式(式(2))，確定預(yù)定安全循環(huán)數(shù)：

式中：Fr為標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)；N為試驗(yàn)器循環(huán)次數(shù)；系數(shù)Y對于單件試驗(yàn)取4；α為載荷系數(shù)，通過下式確定

式中：σr為試驗(yàn)器循環(huán)的峰值應(yīng)力，即試驗(yàn)狀態(tài)下考核部位的最大應(yīng)力；σst為標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力循環(huán)的峰值應(yīng)力，即工作狀態(tài)下考核部位的最大應(yīng)力；σbst為標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力循環(huán)溫度下材料的極限強(qiáng)度σb；σbr為試驗(yàn)溫度下材料的極限強(qiáng)度σb。

DEF STAN 00-971中給出了兩種可以接受的確定N的方法：

(1)N的計(jì)算基于裂紋出現(xiàn)前或開始出現(xiàn)時所達(dá)到的試驗(yàn)循環(huán)數(shù)。該裂紋用常規(guī)的檢驗(yàn)方法可以檢查出來(典型的是一條0.75 mm的表面裂紋)。

(2)N的計(jì)算基于試驗(yàn)到破壞或試驗(yàn)到出現(xiàn)一條長裂紋的試驗(yàn)循環(huán)數(shù)。由試驗(yàn)結(jié)果除以一個系數(shù)(典型值為1.5)得到，以保證一定的安全裕度。

本次試驗(yàn)中，在預(yù)定試驗(yàn)載荷下共計(jì)完成18 284次循環(huán)后試驗(yàn)盤發(fā)生了破裂。依據(jù)上述方法，可得實(shí)際用于確定預(yù)定安全循環(huán)壽命的試驗(yàn)循環(huán)數(shù)。

依據(jù)式(2)、式(3)，應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，輪盤材料參數(shù)[5]，以及上述分析，給出標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為4 575次，如表1所示。

5 結(jié)論

(1)在傳統(tǒng)輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，完成了帶軸向載荷的輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)組件及工裝的設(shè)計(jì)。并以某型發(fā)動機(jī)高壓壓氣機(jī)第10級輪盤為對象，組裝和調(diào)試了一件帶有軸向載荷的輪盤試驗(yàn)組件。該試驗(yàn)組件的成功設(shè)計(jì)制作，標(biāo)志著在輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)中模擬軸向載荷作用的設(shè)計(jì)方法切實(shí)可行。

(2)在立式輪盤旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上進(jìn)行了發(fā)動機(jī)高壓壓氣機(jī)第10級輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，試驗(yàn)過程中轉(zhuǎn)子扭矩平衡穩(wěn)定，轉(zhuǎn)子振動無異常，試驗(yàn)中各項(xiàng)監(jiān)控參數(shù)正常，說明帶軸向載荷的輪盤能夠在旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上進(jìn)行有效考核。

(3)帶有軸向載荷的壓氣機(jī)輪盤在試驗(yàn)器上經(jīng)18 284次循環(huán)后，輪盤中心孔起裂且輪盤破裂，經(jīng)采用DEF STAN 00-971的相關(guān)試驗(yàn)結(jié)果分析方法確定了可批準(zhǔn)的預(yù)定安全標(biāo)準(zhǔn)循環(huán)數(shù)。預(yù)定安全標(biāo)準(zhǔn)循環(huán)數(shù)的確定，為該輪盤使用壽命控制提供了關(guān)鍵依據(jù)。

[1]蘇清友.航空發(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.

[2]江和甫.對渦輪盤材料的需求及展望[J].燃?xì)鉁u輪試驗(yàn)與研究，2002，15(4)：1—6.

[3]高鎮(zhèn)同，熊峻江.疲勞/斷裂可靠性研究現(xiàn)狀與展望[J].機(jī)械強(qiáng)度，1995，(3)：61—80.

[4]ANSYS 10.0有限元分析理論與工程應(yīng)用[M].北京：電子工業(yè)出版社，2006.

[5]《中國航空材料手冊》編輯委員會.中國航空材料手冊[K].北京：中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，2001.

Test investigation on the low cycle fatigue life of a disk with simulated axial load

GUO Xiao-qiang
(AECC Xi’an Aero-Engine(Group)LTD.，Xi’an 710021)

The test method for low cycle fatigue life of aircraft engine disk which can effectively simulate the axial load was presented.Considering the disk assembly and the temperature field,speed and other state boundary conditions and loads on the disk,elastic finite element stress analysis was carried out to understand the disk stress level and assessment of key parts of life.Considering the tester ability and tested monitoring factors,test device and method of low cycle fatigue life of a disk were designed to effectively simulate the axial load.Finally test results were analyzed to determine the safe life cycle of the disk.

aero-engine；disk；low cycle fatigue life；axial load；test device；test method

V231.95

A

1672-2620(2016)06-0006-04

2016-04-11；

2016-12-04

郭曉強(qiáng)(1961-)，男，山西長治人，研究員級高級工程師，主要從事航空發(fā)動機(jī)總體綜合設(shè)計(jì)研究。