考慮軸向變形的錐形輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)研究

王海舟，楊 雷，楊昌祺，盧 序

（中國(guó)航發(fā)沈陽(yáng)發(fā)動(dòng)機(jī)研究所，沈陽(yáng)110015）

0 引言

輪盤作為航空發(fā)動(dòng)機(jī)的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件之一，承載著復(fù)雜交變載荷的作用，一旦破裂失效將會(huì)對(duì)飛機(jī)的安全性和可靠性帶來(lái)嚴(yán)重威脅。其中低循環(huán)疲勞破壞是最主要的失效模式[1-2]，各航空大國(guó)均在發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范中明確了關(guān)鍵件安全循環(huán)壽命設(shè)計(jì)的要求，并按照關(guān)鍵件的定壽方法開展輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)[3-4]。

國(guó)外，有關(guān)輪盤低循環(huán)疲勞壽命按常規(guī)方法和斷裂力學(xué)方法同時(shí)進(jìn)行壽命分析[5-6]，按常規(guī)方法分析得到壽命N1，按斷裂力學(xué)方法分析得到壽命N2，取二者中的低值作為輪盤的壽命值。中國(guó)也開展了大量的研究工作，在輪盤低循環(huán)疲勞壽命預(yù)測(cè)方法[7-8]的基礎(chǔ)上，通過(guò)完善總應(yīng)變壽命方程中參數(shù)的確定方法[9]并考慮應(yīng)力梯度和尺寸效應(yīng)對(duì)壽命的影響[10]，最終建立了1 套輪盤疲勞壽命評(píng)估流程，并在以渦輪轉(zhuǎn)子為模型的實(shí)例中分析了壽命評(píng)估流程的實(shí)施過(guò)程[11]。顯然，開展輪盤的低循環(huán)疲勞試驗(yàn)是評(píng)定其壽命最直接、最可靠的方法。從最初開展單級(jí)渦輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)[12]，到模擬扭矩載荷作用的渦輪盤低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)[13]，再到采用高壓2 級(jí)渦輪盤聯(lián)合低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)[14]，都證明試驗(yàn)技術(shù)在沿著模擬發(fā)動(dòng)機(jī)工作最真實(shí)狀態(tài)的方向發(fā)展。高壓壓氣機(jī)輪盤級(jí)數(shù)多，若采用整個(gè)多級(jí)輪盤轉(zhuǎn)子按發(fā)動(dòng)機(jī)真實(shí)裝配狀態(tài)進(jìn)行試驗(yàn)，較難模擬真實(shí)的溫度狀況。因此，本試驗(yàn)以壓氣機(jī)輪盤為研究對(duì)象，選擇強(qiáng)度儲(chǔ)備最低的第1 級(jí)輪盤進(jìn)行單盤試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果所得的壽命可應(yīng)用于其他級(jí)輪盤。某型發(fā)動(dòng)機(jī)高壓壓氣機(jī)Ⅰ級(jí)盤采用錐形結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在1 個(gè)壽命循環(huán)過(guò)程中，在裝配預(yù)緊力和離心力的共同作用下，輪盤會(huì)產(chǎn)生軸向變形。在中國(guó)，采用單盤進(jìn)行試驗(yàn)時(shí)，只施加離心載荷，導(dǎo)致錐形輪盤軸向變形不足或過(guò)大，難以真實(shí)地模擬發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)時(shí)考核部位的應(yīng)力情況，影響應(yīng)力分布的邊界條件約束、變形等，從而使輪盤的定壽工作產(chǎn)生較大的誤差。劉大成等[15]提出采用油缸式旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器進(jìn)行高壓壓氣機(jī)Ⅹ級(jí)盤試驗(yàn)的方案，通過(guò)調(diào)整油腔中油的體積實(shí)現(xiàn)軸向力的變化，完成了對(duì)壓氣機(jī)Ⅹ級(jí)盤的疲勞壽命試驗(yàn)。但在試驗(yàn)過(guò)程中需嚴(yán)格控制油量的精度，且需反復(fù)拆裝試驗(yàn)組件，對(duì)此產(chǎn)生的較大平衡問(wèn)題難以解決。

本文基于傳統(tǒng)輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)技術(shù)，提出了考慮軸向變形的錐形輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)技術(shù)，并在臥式旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上完成試驗(yàn)件的低循環(huán)疲勞試驗(yàn)。

1 錐形輪盤結(jié)構(gòu)

早期的壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子多級(jí)輪盤間采用長(zhǎng)螺栓連接，在各級(jí)輪盤輻板上加工螺栓孔，導(dǎo)致輪盤的承載能力降低，使用壽命縮短；改進(jìn)后的壓氣機(jī)為無(wú)螺栓轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)，避免了螺栓孔處應(yīng)力過(guò)于集中萌生裂紋而影響使用壽命[16]，某典型發(fā)動(dòng)機(jī)高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)

該高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子共11 級(jí)輪盤，采用前后螺母壓緊的方式固定于高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子軸上，其中Ⅰ級(jí)盤為錐形結(jié)構(gòu)（如圖2 所示），中心孔帶有套齒，既可通過(guò)轉(zhuǎn)子軸傳遞扭矩，又能適當(dāng)改善前端壓緊螺母的受力情況。Ⅰ級(jí)盤后端通過(guò)中介環(huán)（外緣處）和轉(zhuǎn)接短管（內(nèi)孔處）與另外10 級(jí)輪盤間能平滑過(guò)渡連接。

在高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子裝配時(shí)，先將中間2 級(jí)輪盤與轉(zhuǎn)子軸安裝在一起，然后由內(nèi)向外逐級(jí)推入壓氣機(jī)輪盤，為使整個(gè)轉(zhuǎn)子軸向定位，約需3×105N 的力分別壓緊Ⅰ級(jí)盤和Ⅺ級(jí)盤的盤心端面，在壓緊力作用下使用約2000 N·m 的力矩?cái)Q緊轉(zhuǎn)子軸兩端的螺母，使之成為整體。

圖2 錐形結(jié)構(gòu)輪盤

2 錐形輪盤軸向變形分析

2.1 裝配時(shí)的軸向變形要求

按照高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子的裝配要求，在裝配前測(cè)量自由狀態(tài)下Ⅰ級(jí)盤盤緣與盤心端面間相對(duì)尺寸T1。在轉(zhuǎn)子裝配后，在盤心壓緊力及盤緣中介環(huán)的共同作用下，Ⅰ級(jí)盤外緣端面與盤心端面間相對(duì)尺寸增大，通過(guò)調(diào)整盤心壓緊力、壓緊螺母的擰緊力矩及轉(zhuǎn)接短管的軸向長(zhǎng)度，保證裝配完成后盤緣端面與盤心端面相對(duì)尺寸T1′較T1的變形量ΔS在+0.55～+0.80 mm 范圍內(nèi)，在裝配時(shí)Ⅰ級(jí)盤軸向變形趨勢(shì)如圖3 所示。

圖3 在裝配時(shí)軸向變形趨勢(shì)

2.2 在工作狀態(tài)下的軸向變形趨勢(shì)

在工作狀態(tài)下，Ⅰ級(jí)盤受裝配預(yù)緊力、離心力共同作用，由于輪盤為錐形結(jié)構(gòu)，盤緣向后變形壓縮后10 級(jí)盤緣與中介環(huán)，盤心向前變形拉伸轉(zhuǎn)子軸，在工作狀態(tài)下Ⅰ級(jí)盤T1" 尺寸較T1′變化趨勢(shì)如圖4 所示。

圖4 在工作狀態(tài)下軸向變形趨勢(shì)

2.3 在工作狀態(tài)下的軸向變形定量分析

建立高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子2 維有限元模型，如圖5 所示。通過(guò)ANSYS 軟件模擬Ⅰ級(jí)盤在裝配預(yù)緊力下的變形條件，分別調(diào)整固定螺母過(guò)盈量、間隔套尺寸，使變形量ΔS=+0.79 mm。在裝配狀態(tài)下，對(duì)高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子施加離心載荷、溫度載荷，獲得在工作狀態(tài)下Ⅰ級(jí)盤的軸向變形，如圖6 所示。通過(guò)分析表明，在工作狀態(tài)下Ⅰ級(jí)盤T1"較在裝配狀態(tài)下T1′變化量ΔS′在-0.85～-0.90 mm 范圍內(nèi)。

圖5 高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子2 維有限元模型

圖6 在工作條件下Ⅰ級(jí)盤軸向變形量

3 試驗(yàn)方案

3.1 設(shè)計(jì)思路

輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)的主要目的是用試驗(yàn)件準(zhǔn)確地模擬實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)輪盤危險(xiǎn)部位應(yīng)力應(yīng)變的循環(huán)過(guò)程。鑒于試驗(yàn)器的能力和試驗(yàn)成本，對(duì)高壓壓氣機(jī)Ⅰ級(jí)盤在專門設(shè)計(jì)的陪試件配合下進(jìn)行單盤試驗(yàn)。錐形結(jié)構(gòu)的輪盤在離心力的作用下產(chǎn)生軸向變形，同時(shí)受到其他級(jí)輪盤的影響，變形情況及應(yīng)力狀態(tài)難以有效模擬。為考慮Ⅰ級(jí)輪盤所受主要載荷，有效考核輪盤壽命關(guān)鍵考核部位，設(shè)計(jì)試驗(yàn)方案（如圖7 所示），包括如下內(nèi)容：

圖7 試驗(yàn)方案

（1）考慮試驗(yàn)在臥式轉(zhuǎn)子試驗(yàn)器上進(jìn)行，設(shè)計(jì)雙支點(diǎn)試驗(yàn)軸模擬發(fā)動(dòng)機(jī)軸，通過(guò)套齒對(duì)Ⅰ級(jí)盤傳扭，為盡可能模擬Ⅰ級(jí)盤的邊界條件，保留了Ⅰ級(jí)盤前端的壓緊螺母和后端的中介環(huán)及轉(zhuǎn)接短管。

（2）為模擬裝配狀態(tài)變形條件，設(shè)計(jì)了錐盤模擬高壓壓氣機(jī)后10 級(jí)輪盤的剛性，錐盤前端分別通過(guò)Ⅰ級(jí)中介環(huán)和轉(zhuǎn)接短管與Ⅰ級(jí)盤相連，盤心后端設(shè)計(jì)梯臺(tái)結(jié)構(gòu)與轉(zhuǎn)子軸上的T 型凸臺(tái)配合。

（3）軸上的T 型凸臺(tái)設(shè)計(jì)對(duì)轉(zhuǎn)子起到軸向和徑向雙定位的作用。裝配時(shí)以T 形凸臺(tái)為基準(zhǔn)，如圖7 所示依次向前安裝錐盤、Ⅰ級(jí)中介環(huán)、轉(zhuǎn)接短管、Ⅰ級(jí)盤、測(cè)試環(huán)和壓緊螺母，在施加壓緊力和T 形凸臺(tái)的共同作用下，保證Ⅰ級(jí)盤在裝配狀態(tài)下的軸向變形。

（4）在工作狀態(tài)下Ⅰ級(jí)盤盤緣向后變形（圖4），為此設(shè)計(jì)了1 級(jí)擋盤和后端螺母來(lái)控制錐盤盤緣在工作中的軸向變形量，在裝配時(shí)選擇適當(dāng)尺寸的調(diào)整墊圈并擰緊后端螺母，使壓緊后Ⅱ級(jí)中介環(huán)和擋盤之間保留一定間隙；在工作狀態(tài)下，Ⅰ級(jí)盤和錐盤的盤緣在離心力作用下向后變形，直到被擋盤擋住，利用位移傳感器測(cè)量Ⅰ級(jí)盤的軸向變形量，若不滿足要求，則停車后下臺(tái)分解T 形凸臺(tái)后端螺母與擋盤，維持Ⅰ級(jí)盤的裝配狀態(tài)，通過(guò)調(diào)整墊圈的軸向尺寸來(lái)控制Ⅰ級(jí)盤工作狀態(tài)下的變形量。

（5）為降低試驗(yàn)成本、減小高速旋轉(zhuǎn)時(shí)葉片的鼓風(fēng)影響，采用配重塊替代真實(shí)葉片進(jìn)行試驗(yàn)。

3.2 測(cè)試方案

在Ⅰ級(jí)盤的盤緣和盤心的前端分別安裝位移傳感器，用于實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)Ⅰ級(jí)盤的軸向變形?？紤]在Ⅰ級(jí)盤盤心處安裝壓緊螺母，因徑向空間不滿足位移傳感器測(cè)量范圍要求，為此設(shè)計(jì)了與Ⅰ級(jí)盤材質(zhì)相同的測(cè)試環(huán)，在工作狀態(tài)下測(cè)量測(cè)試環(huán)與盤緣處的相對(duì)軸向位移來(lái)反映ΔS′的變化。測(cè)試方案如圖8 所示。

圖8 測(cè)試方案

3.3 有效性分析

3.3.1 在工作狀態(tài)下應(yīng)力分析

圖9 整機(jī)狀態(tài)下應(yīng)力分布

采用有限元計(jì)算軟件ANSYS 建立2 維模型（圖5）。通過(guò)調(diào)整轉(zhuǎn)接短管的軸向尺寸和Ⅰ級(jí)盤左側(cè)壓緊螺母的過(guò)盈量來(lái)滿足裝配條件，再對(duì)輪盤施加離心載荷、溫度載荷，得到整機(jī)工作狀態(tài)下高壓Ⅰ級(jí)盤的應(yīng)力分布，如圖9 所示。在工作狀態(tài)下Ⅰ級(jí)盤平均應(yīng)力較低，局部存在應(yīng)力較高的情況，集中出現(xiàn)在槽底銷釘孔和腹板排氣側(cè)與輪緣轉(zhuǎn)接圓角處（脖頸部位），確定為考核部位。

建立試驗(yàn)方案的有限元模型，當(dāng)滿足裝配條件后，對(duì)輪盤施加離心載荷，得到試驗(yàn)工作狀態(tài)下高壓Ⅰ級(jí)盤的應(yīng)力分布，如圖10 所示。

圖10 試驗(yàn)狀態(tài)下應(yīng)力分布

3.3.2 考核部位載荷系數(shù)確定

為驗(yàn)證試驗(yàn)設(shè)計(jì)方案的有效性，對(duì)比試驗(yàn)件考核部位分別在整機(jī)與試驗(yàn)狀態(tài)下的應(yīng)力結(jié)果，需要確定載荷系數(shù)（試驗(yàn)器系數(shù)）

式中：σr為試驗(yàn)狀態(tài)下最大應(yīng)力；σst為整機(jī)狀態(tài)下的最大應(yīng)力；σbst為整機(jī)溫度下材料的強(qiáng)度極限；σbr為試驗(yàn)溫度下材料的強(qiáng)度極限；σr/σst為應(yīng)力比；σbst/σbr為考慮溫度差異對(duì)應(yīng)力比值的修正。

根據(jù)式（1）確定考核部位的載荷系數(shù)，結(jié)果見表1。從表中可見在工作狀態(tài)下載荷系數(shù)符合試驗(yàn)方案的設(shè)計(jì)要求[17]，該試驗(yàn)方案能模擬Ⅰ級(jí)盤在整機(jī)狀態(tài)下的應(yīng)力水平。

表1 考核部位的載荷系數(shù)

4 錐形輪盤低循環(huán)疲勞試驗(yàn)

4.1 試驗(yàn)過(guò)程

為滿足試驗(yàn)件在工作狀態(tài)下的變形條件，試驗(yàn)前需進(jìn)行調(diào)試。將平衡后的Ⅰ級(jí)盤試驗(yàn)組件以簡(jiǎn)支的形式安裝在臥式旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器真空箱內(nèi)的2 個(gè)單支點(diǎn)上，通過(guò)聯(lián)軸節(jié)與設(shè)備的傳動(dòng)雙支點(diǎn)相連，如圖11 所示。并按照?qǐng)D12 所示的試驗(yàn)調(diào)試流程對(duì)Ⅰ級(jí)盤工作狀態(tài)下的軸向變形進(jìn)行調(diào)試。

圖11 試驗(yàn)裝置

圖12 試驗(yàn)調(diào)試流程

經(jīng)過(guò)多次更換不同軸向尺寸的墊圈，保證了Ⅰ級(jí)盤在規(guī)定的轉(zhuǎn)速下滿足工作狀態(tài)的變形要求，然后進(jìn)行正式試驗(yàn)。試驗(yàn)轉(zhuǎn)速下限為500 r/min，上限為11970 r/min；上升時(shí)間為20 s，下降時(shí)間為17 s，由于試驗(yàn)器控制原因，需要載荷穩(wěn)定使得材料變形充分，確定上、下限轉(zhuǎn)速各保載時(shí)間為2 s，試驗(yàn)全程對(duì)盤緣、盤心的端面軸向位移變化進(jìn)行監(jiān)控并記錄。

4.2 試驗(yàn)結(jié)果

選取試驗(yàn)各階段上限轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)Ⅰ級(jí)盤軸向變形，結(jié)果記錄見表2。試驗(yàn)結(jié)果表明，Ⅰ級(jí)盤到達(dá)上限轉(zhuǎn)速要求的軸向變形ΔS′均在-0.85～-0.90 mm 范圍內(nèi)，試驗(yàn)方案可行且結(jié)果有效。

表2 Ⅰ級(jí)盤軸向變形結(jié)果

在試驗(yàn)前進(jìn)行目視檢查，在試驗(yàn)過(guò)程中使用振動(dòng)傳感器對(duì)試驗(yàn)器狀態(tài)進(jìn)行監(jiān)測(cè)，經(jīng)驗(yàn)表明振動(dòng)變化能有效監(jiān)測(cè)輪盤裂紋產(chǎn)生，經(jīng)過(guò)3 個(gè)階段下臺(tái)熒光著色檢查，共完成9240 次標(biāo)準(zhǔn)循環(huán)，在檢查中未發(fā)現(xiàn)試驗(yàn)件尺寸變化和裂紋出現(xiàn)。

按照上述方法對(duì)輪盤進(jìn)行延壽試驗(yàn)，每隔500 次循環(huán)后，使用孔探儀對(duì)輪盤進(jìn)行無(wú)損檢測(cè)，當(dāng)輪盤出現(xiàn)長(zhǎng)裂紋或輪盤破裂時(shí)，停止試驗(yàn)，根據(jù)完成的試驗(yàn)循環(huán)數(shù)來(lái)確定輪盤壽命。

5 結(jié)論

（1）提出了1 種模擬錐形輪盤軸向變形的低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)方法，試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了采用該方法可使該輪盤試驗(yàn)轉(zhuǎn)子在旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上進(jìn)行有效考核；

（2）錐盤和軸上T 型凸臺(tái)的設(shè)計(jì)在保證Ⅰ級(jí)盤裝配狀態(tài)的同時(shí)，避免了在工作狀態(tài)下試驗(yàn)件調(diào)試反復(fù)拆裝，提高了效率；

（3）對(duì)擋盤和調(diào)整墊圈軸向尺寸的設(shè)計(jì)，有效解決了輪盤在工作狀態(tài)下軸向變形控制難題；

（4）高壓Ⅰ級(jí)盤的安全循環(huán)壽命通過(guò)了試驗(yàn)考核，通過(guò)該試驗(yàn)方法結(jié)合裂紋監(jiān)測(cè)等方法可持續(xù)進(jìn)行輪盤延壽工作研究。