增壓器壓氣機(jī)葉輪在高原環(huán)境下的失效分析與改進(jìn)

張繼忠， 武愛(ài)軍， 胡力峰， 王林起， 裴偉， 閆瑞乾， 莊麗

(1. 中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所柴油機(jī)增壓技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 天津 300400；2. 中國(guó)北方通用動(dòng)力集團(tuán)有限公司， 天津 300400)

增壓器壓氣機(jī)葉輪在高原環(huán)境下的失效分析與改進(jìn)

張繼忠1， 武愛(ài)軍1， 胡力峰1， 王林起2， 裴偉1， 閆瑞乾1， 莊麗1

(1. 中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所柴油機(jī)增壓技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 天津 300400；2. 中國(guó)北方通用動(dòng)力集團(tuán)有限公司， 天津 300400)

針對(duì)高原環(huán)境下增壓器超速引起的壓氣機(jī)葉片斷裂的問(wèn)題，介紹了故障定位、故障分析、故障再現(xiàn)以及改進(jìn)等處理全過(guò)程。從增壓器工作載荷譜入手，分析了葉輪的應(yīng)力分布、葉片模態(tài)變化，確定了葉片不同部位的失效模式。從降低轉(zhuǎn)速、提高葉片固有頻率和提高出口處葉片的抗疲勞強(qiáng)度三方面優(yōu)化了壓氣機(jī)葉輪，通過(guò)故障再現(xiàn)的對(duì)比性試驗(yàn)、性能對(duì)比試驗(yàn)等驗(yàn)證，結(jié)果表明，改進(jìn)后的增壓器最高許用轉(zhuǎn)速提高10%，滿足了發(fā)動(dòng)機(jī)變海拔的使用要求。

壓氣機(jī)； 葉輪； 高原環(huán)境； 失效分析

增壓技術(shù)是內(nèi)燃機(jī)發(fā)展過(guò)程中的里程碑技術(shù)，它可以有效地改善缸內(nèi)燃燒，提高動(dòng)力性，對(duì)內(nèi)燃機(jī)實(shí)現(xiàn)節(jié)能減排具有十分重要的意義[1]。在高原環(huán)境下，廢氣增壓器會(huì)因自適應(yīng)能力而提高轉(zhuǎn)速，從而使發(fā)動(dòng)機(jī)在單位時(shí)間內(nèi)獲得更多的進(jìn)氣量[2]，因此，帶有廢氣渦輪增壓的內(nèi)燃機(jī)具有一定程度的功率恢復(fù)能力，但同時(shí)也給增壓器帶來(lái)了很多可靠性隱患。

增壓器超速運(yùn)行，壓氣機(jī)葉輪可能會(huì)出現(xiàn)以下3種失效模式：一是葉輪承受的機(jī)械應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速呈平方關(guān)系急劇增加，當(dāng)超過(guò)材料的極限值時(shí)葉輪飛散[3]；二是在載荷沒(méi)有達(dá)到材料極限值情況下，葉輪長(zhǎng)時(shí)間承受高應(yīng)力或大幅度交變應(yīng)力作用，會(huì)產(chǎn)生疲勞破壞[4]；三是轉(zhuǎn)速上升導(dǎo)致作用在葉片上周期性變化的激振力及其頻率增加，當(dāng)激振力頻率與葉片固有頻率相等或成整數(shù)倍時(shí)，葉片就會(huì)發(fā)生共振，很快產(chǎn)生疲勞裂紋并斷裂[5]。

本研究通過(guò)壓氣機(jī)葉輪葉片斷裂故障處理的一個(gè)典型案例，分析增壓器在高原和平原的工作載荷剖面，利用Campbell圖、局部應(yīng)力應(yīng)變、疲勞損傷累積理論等方法，分析葉片斷裂的機(jī)理，找到了失效原因，并根據(jù)葉輪關(guān)鍵參數(shù)變化規(guī)律和相互影響關(guān)系對(duì)葉輪進(jìn)行改進(jìn)，改進(jìn)后的壓氣機(jī)葉輪滿足了增壓器高原環(huán)境下的使用要求。

1 故障分析與定位

某款廢氣渦輪增壓柴油機(jī)完成平原環(huán)境耐久考核后，在高原環(huán)境試車試驗(yàn)中，先后有3臺(tái)增壓器出現(xiàn)故障，每臺(tái)增壓器的工作時(shí)間在600～700 h，其中高原環(huán)境運(yùn)行時(shí)間占總運(yùn)行時(shí)間的11%～15%。故障模式均為壓氣機(jī)葉輪葉片斷裂，其中損壞最為嚴(yán)重的增壓器總運(yùn)行時(shí)間為641 h，高原運(yùn)行100 h。如圖1所示，葉輪進(jìn)口有一處葉片斷裂，出口有2處葉片斷裂，由于軸系失穩(wěn)，其余葉片與蝸殼相蹭。增壓器壓氣機(jī)上游的零部件均完好，排除了進(jìn)異物的可能。

對(duì)葉輪進(jìn)口和出口兩處斷裂部位進(jìn)行了金相組織檢查，葉輪進(jìn)口處的葉片斷裂基本沿葉片一階固有頻率的節(jié)線方向，裂紋起源處在葉輪進(jìn)口處，較光滑，沿葉輪出口方向擴(kuò)展，裂紋出口的斷面較為粗糙，屬瞬時(shí)斷裂；分析葉輪出口處的斷層，發(fā)現(xiàn)斷裂起源發(fā)生在葉輪出口處，逐漸向葉輪進(jìn)口延伸，折轉(zhuǎn)約90°后斷裂，裂紋起源處較光滑，斷口隱約可見(jiàn)疲勞貝紋線，屬疲勞斷裂，折轉(zhuǎn)90°后斷面粗糙，屬瞬時(shí)斷裂。

圖1 壓氣機(jī)葉輪損壞部位示意

2 柴油機(jī)及增壓器的運(yùn)行工況分析

通過(guò)提取故障柴油機(jī)的ECU記錄，分析當(dāng)時(shí)運(yùn)行參數(shù)，提取增壓器的轉(zhuǎn)速變化。由于存儲(chǔ)容量原因，ECU只記錄了故障前2.5 h左右的數(shù)據(jù)，經(jīng)過(guò)分析得到增壓器損壞前9 400 s左右的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和增壓器轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)(見(jiàn)圖2)。柴油機(jī)在平原環(huán)境下沒(méi)有發(fā)生增壓器損壞情況，為了對(duì)比分析的需要，隨機(jī)抽取1臺(tái)樣車在平原環(huán)境下運(yùn)行的柴油機(jī)ECU數(shù)據(jù)，得到6 000 s時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和增壓器轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)(見(jiàn)圖3)。通過(guò)對(duì)比分析發(fā)現(xiàn)，在平原環(huán)境下，增壓器實(shí)際運(yùn)行的最高轉(zhuǎn)速僅達(dá)到了最高許用轉(zhuǎn)速的84%(標(biāo)定轉(zhuǎn)速的95%)，而在高原環(huán)境下達(dá)到最高許用轉(zhuǎn)速的115%。

由于沒(méi)有完整的增壓器在壽命周期內(nèi)的轉(zhuǎn)速變化數(shù)據(jù)，只能利用現(xiàn)有數(shù)據(jù)，近似得到壓氣機(jī)葉輪的載荷譜。將圖2高原運(yùn)行工況作為一個(gè)工況循環(huán)，時(shí)長(zhǎng)2.5 h；將圖3的平原運(yùn)行工況作為一個(gè)工況循環(huán)，時(shí)長(zhǎng)1.67 h。故障增壓器在高原和平原工況條件下累計(jì)運(yùn)行了641 h，按最保守情況的估計(jì)，該增壓器共經(jīng)歷了324個(gè)平原工況循環(huán)和40個(gè)高原工況循環(huán)。

圖2 高原環(huán)境下柴油機(jī)及增壓器的轉(zhuǎn)速變化

圖3 平原環(huán)境下柴油機(jī)及增壓器的轉(zhuǎn)速變化

3 葉輪不同失效部位的計(jì)算與分析

3.1 壓氣機(jī)葉輪離心應(yīng)力的分布

車用發(fā)動(dòng)機(jī)增壓器離心載荷對(duì)壓氣機(jī)葉輪應(yīng)力的影響最大，是決定壓氣機(jī)葉輪應(yīng)力的主要因素[6]。圖4示出了壓氣機(jī)葉輪在最高許用轉(zhuǎn)速下的靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果，最大離心應(yīng)力主要集中在葉輪長(zhǎng)葉片出口的葉根部位，恰好是葉輪出口的葉片斷裂位置，應(yīng)力值為313 MPa，已經(jīng)接近材料的屈服極限。而在其他部位，應(yīng)力值均低于材料的屈服極限。如心部應(yīng)力值為208 MPa左右，葉輪進(jìn)口處葉片節(jié)線附近的應(yīng)力值約為183 MPa。

按照應(yīng)力和轉(zhuǎn)速的平方成正比的對(duì)應(yīng)關(guān)系，推算出葉輪在不同轉(zhuǎn)速下的應(yīng)力值，得到壓氣機(jī)葉輪應(yīng)力載荷譜。圖5示出了不同轉(zhuǎn)速區(qū)間下壓氣機(jī)葉輪不同部位的應(yīng)力分布。在平原工況下，增壓器大部分運(yùn)行時(shí)間集中在0.3～0.84倍最高許用轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)；在高原工況下，葉輪超速，葉輪出口葉片根部的應(yīng)力已達(dá)到材料的屈服極限，但累計(jì)運(yùn)行時(shí)間很短，僅占總運(yùn)行時(shí)間的4.27%,且不是持續(xù)運(yùn)行。根據(jù)表1低周疲勞性能數(shù)據(jù)[7]判斷，葉片不會(huì)發(fā)生瞬時(shí)斷裂。同時(shí)該增壓器設(shè)計(jì)定型時(shí)，通過(guò)了一定樣本量的增壓器超速破壞試驗(yàn)，按照試驗(yàn)要求，增壓器破壞轉(zhuǎn)速必須大于1.4倍的標(biāo)定轉(zhuǎn)速[8]，即必須大于該增壓器最高許用轉(zhuǎn)速的123.5%。因此，可以確定葉輪短時(shí)間在115%的最高許用轉(zhuǎn)速下運(yùn)行是安全的，不會(huì)發(fā)生瞬時(shí)破壞。

圖4 最高許用轉(zhuǎn)速下的葉輪應(yīng)力分布

圖5 不同轉(zhuǎn)速區(qū)間壓氣機(jī)葉輪關(guān)鍵部位的應(yīng)力分布

鑄造方法及狀態(tài)K?=σh/σbσ＿M(jìn)AX/MPaf/周·min-1總循環(huán)數(shù)/周S，T51．0487一次拉斷0．7341102200～30000．6292106400～74000．5244109000～22000

3.2 葉片的模態(tài)計(jì)算和激振響應(yīng)分析

引起葉片振動(dòng)的原因主要是葉片受到周期性氣流激振力[9]，而作用在增壓器壓氣機(jī)葉輪的激振力主要起因是葉輪上下游結(jié)構(gòu)不對(duì)稱，造成葉輪通道內(nèi)部流動(dòng)周向不對(duì)稱，引起葉片振動(dòng)。清華大學(xué)鄭新前、楊明洋等研究了壓氣機(jī)葉輪內(nèi)部周期非對(duì)稱現(xiàn)象[10]，此非對(duì)稱結(jié)構(gòu)會(huì)對(duì)高速旋轉(zhuǎn)的葉片施加周期性激振力，對(duì)于采用無(wú)葉擴(kuò)壓器的壓氣機(jī)葉輪，由于蝸舌引起的低頻激振力頻率一般取4階以下，工作轉(zhuǎn)速與葉輪一階固有頻率應(yīng)避開(kāi)3～4階以下的激勵(lì)[11]，由此，壓氣機(jī)葉輪倍頻比(一階固有頻率與轉(zhuǎn)速之比)應(yīng)大于3.5[3]。

分析葉片的激振響應(yīng)，首先必須獲得葉片的固有頻率。從同批次增壓器產(chǎn)品中抽取3只葉輪樣件，測(cè)量葉片的固有頻率，測(cè)量值在5 212～5 350 Hz之間，平均值為5 290 Hz。通過(guò)模態(tài)計(jì)算可以獲得葉片前3階固有頻率，其中一階固有頻率為5 404 Hz，與實(shí)測(cè)平均值相差2.2%，可以認(rèn)為計(jì)算結(jié)果正確，其他階次模態(tài)計(jì)算結(jié)果可用。

圖6示出了增壓器在試車期間轉(zhuǎn)速與葉片激振響應(yīng)的變化情況，可以看出由于葉片固有頻率具有一定的分散度，造成葉片共振的轉(zhuǎn)速不是一個(gè)點(diǎn)，而是一個(gè)轉(zhuǎn)速區(qū)域，固有頻率的分散度越大，引起共振的轉(zhuǎn)速區(qū)域也越大。分析發(fā)現(xiàn)，增壓器在平原工況下，轉(zhuǎn)速在最高許用轉(zhuǎn)速的84%以下，避開(kāi)了葉片3階和4階激勵(lì)共振區(qū)域，葉片不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象；在高原工況下，增壓器超速，轉(zhuǎn)速比達(dá)115%，其中在4階激勵(lì)的共振區(qū)域內(nèi)運(yùn)行時(shí)間占了總運(yùn)行時(shí)間的2.6%，在3階激勵(lì)的共振區(qū)域內(nèi)運(yùn)行時(shí)間占總運(yùn)行時(shí)間的4.8%。由此，可以確定故障葉輪進(jìn)口部位的葉片斷裂是由葉片一階固有頻率共振造成的。

圖6 壓氣機(jī)葉片Campbell圖

3.3 葉輪出口處葉片的疲勞計(jì)算分析

3臺(tái)故障增壓器的葉輪出口處均出現(xiàn)葉片斷裂現(xiàn)象，從葉輪靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果(見(jiàn)圖4)可知，葉輪出口處葉片根部的應(yīng)力最大，在交變離心載荷的作用下，極可能發(fā)生疲勞斷裂，需要通過(guò)局部應(yīng)力-應(yīng)變法對(duì)葉輪出口部位進(jìn)行進(jìn)一步分析。

參照文獻(xiàn)[12]，利用雨流計(jì)數(shù)法，先從增壓器轉(zhuǎn)速變化計(jì)算得到葉輪出口處葉片的應(yīng)力載荷譜，將實(shí)際的隨機(jī)載荷歷程簡(jiǎn)化為全循環(huán)和半循環(huán)等不同類型循環(huán)的載荷譜，把應(yīng)力值分成幾個(gè)區(qū)間，統(tǒng)計(jì)出每個(gè)區(qū)間內(nèi)頻次和整個(gè)循環(huán)數(shù)。

表2給出了增壓器在一個(gè)工況循環(huán)(包括高原和平原)下，葉片的經(jīng)歷載荷循環(huán)次數(shù)和8個(gè)應(yīng)力載荷區(qū)間的頻次分布。在一個(gè)工況循環(huán)下，葉片共經(jīng)歷1 398次應(yīng)力載荷循環(huán)，其中葉片經(jīng)歷了極小值到極大值的應(yīng)力載荷循環(huán)4次，此過(guò)程為發(fā)動(dòng)機(jī)高原工況下的急加速過(guò)程，增壓器轉(zhuǎn)速變化非常大，對(duì)壓氣機(jī)葉片的損傷很大。表中括號(hào)內(nèi)數(shù)值是利用Goodman圖判斷超出疲勞極限的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，共有188個(gè)，頻次分布大部分集中在表的右上區(qū)域，接近于啟動(dòng)-停車的載荷循環(huán)，交變載荷幅值越大，葉片疲勞斷裂的可能性越大。

表2 葉輪出口部位葉片應(yīng)力載荷譜

圖7示出壓氣機(jī)葉輪材料的疲勞極限圖(Goodman圖)。三角形標(biāo)記點(diǎn)為平原環(huán)境下的應(yīng)力載荷，其應(yīng)力幅值和平均應(yīng)力都很低，均在疲勞安全線內(nèi)部，基本接近無(wú)限壽命。圓形標(biāo)記點(diǎn)和方形標(biāo)記點(diǎn)為高原環(huán)境下應(yīng)力載荷，其應(yīng)力幅值和平均應(yīng)力分布區(qū)域較大，其中的188個(gè)應(yīng)力循環(huán)(方形標(biāo)記點(diǎn))在疲勞安全線外。

圖7 壓氣機(jī)葉輪材料的疲勞極限圖

由于目前得到的載荷譜中實(shí)際應(yīng)力循環(huán)的平均應(yīng)力不為零，按照式(1)(Goodman線性疲勞公式)，以等損傷原則，將非零平均應(yīng)力的應(yīng)力循環(huán)等效轉(zhuǎn)換為零平均應(yīng)力的應(yīng)力循環(huán)[13-14]。

(1)

式中：σb為材料的抗拉極限；Sai為第i個(gè)循環(huán)的應(yīng)力幅值；Smi為第i個(gè)循環(huán)的平均應(yīng)力。

(2)

式中：ni為葉輪壽命周期內(nèi)在第i個(gè)等效平均應(yīng)力的實(shí)際循環(huán)數(shù)；Ni為S-N曲線上對(duì)應(yīng)的循環(huán)數(shù)，可以根據(jù)每一個(gè)循環(huán)的等效平均應(yīng)力值，在S-N曲線(見(jiàn)圖8)上找到對(duì)應(yīng)的理論循環(huán)次數(shù)。式(2)表示疲勞損傷累積是材料在各個(gè)應(yīng)力下獨(dú)立進(jìn)行的損傷的線性疊加[14]，如果累積總損傷量D超過(guò)1，說(shuō)明材料失效。

圖8 S-N曲線

按照疲勞損傷累積理論，超出疲勞安全極限的循環(huán)數(shù)共有188個(gè)，這些循環(huán)對(duì)葉輪出口處葉片產(chǎn)生一定量的損傷；按照式(2)，將這些損傷量相加，得到葉片總損傷程度D=2.85，說(shuō)明分析的危險(xiǎn)部位(葉輪出口的葉片)已經(jīng)超出了疲勞失效的臨界值，出口處的葉片會(huì)發(fā)生疲勞斷裂。按照上述載荷數(shù)據(jù)處理方法，增壓器在高原運(yùn)行100h后損壞，意味著增壓器共經(jīng)歷了40個(gè)最惡劣的工作載荷后發(fā)生故障，比真實(shí)的工況更加惡劣。通過(guò)式(2)計(jì)算，可以確定增壓器只要經(jīng)過(guò)6個(gè)高原工況循環(huán)，葉片總損傷程度D已經(jīng)達(dá)到了1。因此，該計(jì)算結(jié)果可以作為故障再現(xiàn)試驗(yàn)的依據(jù)。

4 壓氣機(jī)葉輪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

通過(guò)上述分析可知，超速是此次故障的根本原因，但葉輪進(jìn)、出口部位的葉片斷裂是由不同的影響因素造成的，葉輪進(jìn)口部位是共振斷裂，葉輪出口部位是疲勞斷裂。因此，根據(jù)這兩種情況，從降低轉(zhuǎn)速、提高葉片固有頻率和提高出口處葉片的抗疲勞強(qiáng)度三方面入手，優(yōu)化設(shè)計(jì)壓氣機(jī)葉輪。

4.1 壓氣機(jī)降轉(zhuǎn)速優(yōu)化設(shè)計(jì)

對(duì)于結(jié)構(gòu)尺寸相對(duì)固定的壓氣機(jī)來(lái)講，轉(zhuǎn)速越高，壓比越高[15]，要降低轉(zhuǎn)速，必須提高壓比，也就是說(shuō)在達(dá)到相同的壓比需求下，高壓比會(huì)使增壓器的轉(zhuǎn)速下降，同時(shí)還必須保證壓氣機(jī)流量范圍和效率基本不變，以滿足壓氣機(jī)和發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配關(guān)系，因此壓氣機(jī)降轉(zhuǎn)速優(yōu)化設(shè)計(jì)是一個(gè)氣體流動(dòng)優(yōu)化的過(guò)程。

壓頭是表征壓氣機(jī)葉輪壓縮空氣的能力，壓頭越高表示壓縮能力越強(qiáng)，壓比越高[16]。壓頭Δh可由式(3)描述：

Δh=1-φ2×tgβ2。

(3)

式中：φ2為流量系數(shù)；β2為出口后彎角。

陳前臺(tái)高興地說(shuō)：“真的？”想了想，又猶豫了，“范總會(huì)不會(huì)罵我？”一杭堅(jiān)定地說(shuō)：“沒(méi)事，到時(shí)我給他說(shuō)，是我換的?！标惽芭_(tái)像只燕子一樣飛出了辦公室。

從式(3)可以看出，減小葉片的出口后彎角β2，可以增加壓氣機(jī)葉輪的壓頭，提升增壓壓比。利用CFD仿真對(duì)葉型進(jìn)行優(yōu)化，葉輪的出口后彎角β2減小了17°，相同壓比下，標(biāo)定轉(zhuǎn)速下降了5.5%左右。圖9示出了CFD優(yōu)化后葉型的變化，實(shí)體部分為優(yōu)化后的葉輪。同時(shí)通過(guò)葉片對(duì)比的模態(tài)計(jì)算發(fā)現(xiàn)，葉型變化造成固有頻率增加了約8%。

圖9 優(yōu)化前后的葉型變化

4.2 提高葉片固有頻率的優(yōu)化設(shè)計(jì)

在葉型固定的情況下，固有頻率與葉高、葉片梯形截面錐度及材料有關(guān)，式(4)給出了其關(guān)系表達(dá)式：

(4)

式中：TRi為葉片第i個(gè)截面的錐度；h為葉片高度；E為彈性模量；ρ為材料密度。

從式(4)可以看出，葉片的固有頻率與葉高的平方成反比，與葉片第i個(gè)截面的錐度成正比，而葉片截面的錐度為葉根厚度與葉頂厚度之比[16]。因此，適當(dāng)降低葉片高度、增加葉片根部厚度都會(huì)提高葉片的固有頻率，對(duì)葉輪通道內(nèi)部氣體流動(dòng)方向不會(huì)有很大影響，但會(huì)減小流道內(nèi)部的喉口面積，使壓氣機(jī)的堵塞流量減小[11]。

根據(jù)上面分析，分別將葉輪進(jìn)、出口部位的葉高降低0%～7%，根部厚度增加0%～28%，建立DOE正交分析表，通過(guò)對(duì)葉片的幾何造型和模態(tài)計(jì)算，得到根部厚度、葉片高度相對(duì)葉輪喉口面積和固有頻率的變化關(guān)系。從圖10可以看出，降低葉片高度會(huì)大幅度提高固有頻率，但對(duì)喉口面積的影響也非常大，相比較而言，增加葉片根部厚對(duì)喉口面積影響不大，固有頻率也會(huì)得到一定的提升。

圖10 葉高、根部厚度對(duì)固有頻率的影響

通過(guò)優(yōu)選，確定葉片根部厚度平均增加22%，固有頻率提高了27%，喉口面積僅減小了1.28%，加之葉型變化所引起的固有頻率的提高量，最終葉片的倍頻比提高了37%(見(jiàn)圖11)，在高原工況下超速達(dá)115%時(shí)，葉片的倍頻比仍大于3.5，滿足葉輪模態(tài)設(shè)計(jì)的標(biāo)準(zhǔn)。

圖11 改進(jìn)前后葉片倍頻比的比較

4.3 提高葉輪出口處葉片的抗疲勞強(qiáng)度

圖12示出壓氣機(jī)葉輪根部圓角沿流線方向的分布，橫坐標(biāo)為葉片流線方向，縱坐標(biāo)為根部圓角值，虛線為原葉輪根部圓角分布，實(shí)線為優(yōu)化后葉輪根部圓角分布。進(jìn)口處根部圓角半徑仍保持2mm，出口處的根部圓角半徑由原來(lái)的0.9mm增加為1.5mm，同時(shí)根部厚度增加了15%，通過(guò)有限元計(jì)算，此處葉片根部的應(yīng)力值由原來(lái)的313MPa降低為169MPa，抗疲勞強(qiáng)度提升了85.2%。

圖12 葉輪出口改進(jìn)措施的對(duì)比

5 對(duì)比試驗(yàn)驗(yàn)證

針對(duì)改進(jìn)前后的增壓器，分別進(jìn)行了兩類對(duì)比性試驗(yàn)。

第一類對(duì)比性試驗(yàn)，在增壓器試驗(yàn)臺(tái)架上進(jìn)行了故障再現(xiàn)的對(duì)比試驗(yàn)，評(píng)估優(yōu)化后增壓器可靠性提升水平。原增壓器在經(jīng)過(guò)2.5～3h的考核后，壓氣機(jī)葉輪出口葉片再次發(fā)生斷裂，而改進(jìn)后的增壓器持續(xù)工作了15h，拆解后無(wú)任何異常情況，增壓器耐久性至少提高了5倍。

第二類對(duì)比性試驗(yàn)，在增壓器試驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行性能對(duì)比試驗(yàn)，評(píng)估結(jié)構(gòu)變化對(duì)壓氣機(jī)性能的影響。圖13示出改進(jìn)前后增壓器和壓氣機(jī)特性對(duì)比情況，試驗(yàn)結(jié)果表明，相同轉(zhuǎn)速下，壓比最大增加了4.2%，即相同壓比下，增壓器轉(zhuǎn)速最大下降了4 000r/min左右，通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，增壓器的最高許用轉(zhuǎn)速提升了10%。

圖13 改進(jìn)前后的增壓器壓氣機(jī)特性對(duì)比

同時(shí)，對(duì)改進(jìn)前后的增壓器在發(fā)動(dòng)機(jī)性能試驗(yàn)臺(tái)架上分別進(jìn)行了平原和高原環(huán)境下的性能匹配試驗(yàn)，對(duì)比試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知，改進(jìn)后增壓器能夠覆蓋平原和高原環(huán)境下發(fā)動(dòng)機(jī)外特性。

6 結(jié)論

a) 增壓器轉(zhuǎn)速升高會(huì)帶來(lái)葉片的倍頻比下降，工作轉(zhuǎn)速進(jìn)入葉片的共振區(qū)域，葉片發(fā)生共振而斷裂；同時(shí)離心應(yīng)力的增加使葉輪應(yīng)力集中部位極易發(fā)生疲勞破壞;

b) 在受到幾何尺寸限制的前提下，針對(duì)兩種失效模式，采取減小出口后彎角、增加根部厚度和增大根部圓角三方面措施，可以提高葉片的力學(xué)承載能力，但會(huì)帶來(lái)壓氣機(jī)氣動(dòng)性能的下降;

c) 載荷譜是開(kāi)展疲勞分析和壽命預(yù)測(cè)的基礎(chǔ)，由于其時(shí)變性、周期性和隨機(jī)性，會(huì)使零件疲勞破壞故障分析更為復(fù)雜和不精確。本案例的載荷譜處理，尤其是高原工況下的數(shù)據(jù)，只是利用故障前采集的幾個(gè)小時(shí)的數(shù)據(jù)來(lái)近似替代故障增壓器壓氣機(jī)葉輪壽命內(nèi)的載荷譜，具有很大的局限性，從后期的分析結(jié)果來(lái)看，該假設(shè)放大了增壓器承受的實(shí)際載荷。

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[編輯: 李建新]

Failure Analysis and Improvement of Turbocharger Compressor Impeller under Plateau Condition

ZHANG Jizhong1， WU Aijun1， HU Lifeng1， WANG Linqi2，PEI Wei1， YAN Ruiqian1， ZHUANG Li1

(1. Scinece and Technology on Diesel Engine Turbocharging Laboratory,China North Engine Research Institute, Tianjin 300400, China;2. North General Power Group Co., Ltd., Tianjin 300400, China)

For the fracture problem of impeller blade due to turbocharger overspeed at plateau, the whole process of fault location, fault analysis, fault reproduction and improvement was introduced. Based on the working load spectrum of turbocharger, the stress distribution and the blade mode change of impeller were analyzed and the failure modes for different parts of the blade were determined. Finally, the compressor impeller was optimized by decreasing the rotation speed, increasing the natural frequency of blade and improving the fatigue strength of the impeller exit. The fault reproduction test and the compressor performance test show that the maximum allowable speed of turbocharger increases by 10%, meeting the working requirements desired by the engine for different altitudes.

compressor; impeller; plateau condition; failure analysis

2016-01-26;

2017-02-24

國(guó)防科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室基金(61422120303162212004)

張繼忠(1970—)，男，研究員，主要研究方向增壓技術(shù)；dtzjz@163.com。

莊麗(1980—)，女，助理研究員，主要研究方向系統(tǒng)調(diào)節(jié)；lzhuang@nlett.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.01.003

TK413.5

B

1001-2222(2017)01-0014-07