高壓渦輪盤疲勞載荷分析與試驗

劉 闖 ，黃福增 ，王洪斌 ，劉正峰

（1.中國航發(fā)沈陽發(fā)動機研究所，2.遼寧省航空發(fā)動機沖擊力學(xué)重點實驗室：沈陽 110015）

0 引言

高壓渦輪盤是航空發(fā)動機中的關(guān)鍵零件，工作環(huán)境惡劣，承受著高溫、大溫差熱負荷、高機械負荷的共同作用，一旦失效，直接影響發(fā)動機的安全運行[1-2]，而低循環(huán)疲勞是發(fā)動機盤類零件壽命消耗的主要原因之一[3-4]。作為限制發(fā)動機服役壽命的關(guān)鍵件，在世界范圍內(nèi)的軍、民用燃氣渦輪發(fā)動機規(guī)范無一例外地對輪盤的低循環(huán)疲勞壽命做出了相關(guān)要求，內(nèi)容基本相同，概括地說就是在最苛刻的發(fā)動機工作條件下，確定限制輪盤壽命部位的疲勞壽命，確保服役輪盤在達到使用壽命前換下以保證飛行安全[5-7]。在發(fā)動機服役過程中，渦輪盤溫度分布不均且溫差較大，導(dǎo)致盤體存在較大熱應(yīng)力，特別是瞬態(tài)溫度引起的熱應(yīng)力，容易導(dǎo)致應(yīng)力水平過高及材料性能惡化，從而縮短渦輪盤的使用壽命[8]，因此在評估渦輪盤壽命時需要對復(fù)雜的溫度變化情況進行分析。

針對航空發(fā)動機輪盤壽命受交變熱應(yīng)力的影響問題，國內(nèi)外專家學(xué)者開展了廣泛研究，取得了許多成果。徐寧等[9]基于熱彈耦合理論建立了轉(zhuǎn)子熱沖擊分析模型，研究了熱沖擊載荷作用下渦輪轉(zhuǎn)子應(yīng)力變化和溫度分布特征；Bhatti 等[10]通過有限元分析的方法對瞬態(tài)溫度場作用下渦輪盤的應(yīng)力分布進行了分析，指出溫度梯度明顯提高了渦輪盤的水平；楊興宇[11]在進行某型渦輪盤的壽命研究時，采用穩(wěn)態(tài)溫度分布對渦輪盤進行了應(yīng)力分析；黎明等[12]、楊志磊等[13]對存在熱應(yīng)力條件下的汽輪機壽命進行了研究，指出輪盤溫度梯度對輪盤壽命有明顯影響?，F(xiàn)有的研究中幾乎都指出了熱負荷會對輪盤應(yīng)力產(chǎn)生顯著影響，但對如何確定輪盤在使用過程中承受的極限熱載荷研究很少，而載荷是確定輪盤低循環(huán)疲勞壽命的必要條件。在確定輪盤壽命的方法中，對其進行低循環(huán)疲勞試驗是最有效的方法之一。發(fā)動機輪盤壽命限制部位一般有多個，如盤心、螺栓孔、通氣孔等，在制定疲勞試驗方案時需盡可能對更多部位進行考核[14-15]。

本文分析了某型高壓渦輪盤試車過程中的實際溫度時間歷程，獲取了不同考核部位所對應(yīng)的溫度分布，計算了考核部位的應(yīng)力水平，而后對其進行了低循環(huán)疲勞試驗，確定了輪盤的低循環(huán)疲勞壽命。

1 輪盤模型

采用ANSYS 有限元軟件對高壓渦輪盤的應(yīng)力狀態(tài)進行分析，在計算中為考慮相鄰部件對高壓渦輪盤的影響，有限元模型中包含高壓渦輪盤和高壓渦輪軸，使用單元類型為solid45 的六面體單元。為簡化分析，提高計算效率，有限元模型中只包含榫槽底部以內(nèi)的部分，輪緣凸塊及葉片產(chǎn)生的載荷，以輪緣載荷的形式施加到有限元模型上。由于輪盤為旋轉(zhuǎn)對稱結(jié)構(gòu)，選取1/6 模型進行分析，輪盤扇區(qū)有限元網(wǎng)格模型如圖1所示。

圖1 輪盤扇區(qū)有限元網(wǎng)格模型

將螺栓孔和盤心作為主要考核部位，輪緣榫槽雖然也是高應(yīng)力區(qū)，但在發(fā)動機運行狀態(tài)下榫槽除受離心力作用外，還受氣動和振動載荷共同作用，無法在旋轉(zhuǎn)試驗器上為榫槽定壽。

高壓渦輪盤材料為GH698 合金，其性能數(shù)據(jù)見表1[16]。

表1 GH698合金性能

2 載荷與應(yīng)力分析

輪盤載荷主要包括離心載荷和溫度載荷。在高壓渦輪工作轉(zhuǎn)速下輪緣凸塊及葉片產(chǎn)生的離心載荷為3179.9 kN，以均布載荷的形式施加在輪緣上。

溫度載荷對輪盤的影響主要是由于溫度變化及分布不均引起了熱應(yīng)力。在發(fā)動機試車過程中，輪盤表面沿徑向從盤心到盤緣間隔5 mm 布置測溫點，獲取了輪盤表面的溫度分布，輪盤徑向尺寸及測溫點分布如圖2 所示，在試車過程中高壓渦輪盤轉(zhuǎn)速及沿徑向溫度的變化曲線分別如圖3、4所示。

圖2 輪盤徑向尺寸及測溫點分布

圖3 試車過程中高壓渦輪盤轉(zhuǎn)速變化

從圖4（a）中可見，從試車開始到第112 s之間，螺栓孔位置溫度上升速度明顯低于盤心和盤緣處溫度上升速度，使輪盤溫度分布從試車開始時的沿徑向單調(diào)遞增發(fā)展為先下降后上升的過程，溫度沿輪盤徑向方向呈“V”型分布，溫度曲線在螺栓孔位置出現(xiàn)了1個明顯的“凹坑”。隨著時間的延長，“凹坑”不斷加深，至112 s時深度達到最大。

圖4 試車過程中高壓渦輪盤沿徑向溫度變化

從圖4（b）中可見，從試車第112 s以后，螺栓孔處溫度上升速度開始明顯加快，“凹坑”不斷變淺，至第406 s 以后，溫度沿輪盤徑向分布恢復(fù)到單調(diào)遞增狀態(tài)，且溫度分布逐漸趨于穩(wěn)定。

為考慮溫度分布變化對熱應(yīng)力的影響，分別計算了溫度歷程中盤心與螺栓孔（6 點鐘位置）溫差、盤緣與螺栓孔（6 點鐘位置）溫差、盤心與盤緣溫差，各溫差隨時間變化如圖5所示。

從圖中可見，在溫度-時間歷程中，存在螺栓孔處溫度明顯低于盤心、盤緣溫度的情況，此時螺栓孔處熱應(yīng)力同時受到盤心、盤緣的雙向拉伸作用，按照圖中曲線變化分析可知，螺栓孔最大溫度應(yīng)力所對應(yīng)的時間點應(yīng)在第58～112 s。為獲得螺栓孔的最大應(yīng)力，對第58～112 s 的不同時間點溫度場數(shù)據(jù)進行了分析，分別選取了第58、72、86、98、112 s 時的溫度場結(jié)合高壓渦輪盤離心載荷（最高物理轉(zhuǎn)速的100%）進行了計算，螺栓孔及盤心總應(yīng)力值隨時間的變化關(guān)系如圖6 所示。從圖中可見，螺栓孔總應(yīng)力值第58 s 和112 s時均為1240 MPa，但由于第112 s時螺栓孔溫度更高，因此選取瞬態(tài)第112 s 時的溫度場用于螺栓孔循環(huán)應(yīng)力計算，此時輪盤溫度分布如圖7所示。

圖6 第58～112 s螺栓孔及盤心熱應(yīng)力峰值隨時間的變化

圖7 第112 s時輪盤瞬態(tài)溫度分布

約在第406 s 以后，溫度沿輪盤徑向的分布開始出現(xiàn)單調(diào)上升，此時熱應(yīng)力對盤心產(chǎn)生拉應(yīng)力影響；輪盤溫度分布在第550 s 后趨于穩(wěn)定，選取試車第588 s 時的溫度場用于盤心應(yīng)力計算，此時的輪盤穩(wěn)態(tài)溫度分布如圖8所示。

按照計算點溫度分布對高壓渦輪盤應(yīng)力分布進行了計算，不同溫度分布下考核部位應(yīng)力水平見表2。在瞬態(tài)溫度分布（第112 s）和穩(wěn)態(tài)溫度分布（第588 s）條件下，中心孔和螺栓孔的應(yīng)力見表2。從表中可見，當轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在最大轉(zhuǎn)速時，溫度變化對輪盤應(yīng)力的影響明顯，盤心應(yīng)力在穩(wěn)態(tài)溫度分布時比在瞬態(tài)溫度時提高了14.8%，螺栓孔應(yīng)力在瞬態(tài)溫度分布時比在穩(wěn)態(tài)溫度時提高了25.9%。

表2 不同溫度分布下考核部位應(yīng)力水平

螺栓孔、盤心的應(yīng)力計算結(jié)果分別如圖9、10 所示。確定的考核部位應(yīng)力和溫度見表3。

表3 考核部位的應(yīng)力和溫度

圖9 高壓渦輪盤螺栓孔應(yīng)力分布

圖10 高壓渦輪盤盤心應(yīng)力分布

3 低循環(huán)疲勞試驗

在試驗中按照盤心考核狀態(tài)選定試驗溫度為356 ℃，全盤施加均勻溫度場，溫度誤差控制為±10 ℃。對于熱應(yīng)力的作用引起考核應(yīng)力水平提高，試驗中采用提升轉(zhuǎn)速的方法來進行修正，將試驗上限轉(zhuǎn)速選為最高物理轉(zhuǎn)速的121%，下限轉(zhuǎn)速為1000 r/min。為了防止榫槽部位先于輪盤破壞，影響輪盤疲勞試驗的進行，采用了將葉片截短的方法[17]。試驗中將渦輪葉片截短50%，此時截短葉片的離心載荷為發(fā)動機狀態(tài)下的89%。

按照試驗狀態(tài)的溫度和轉(zhuǎn)速，進行了試驗器條件下高壓渦輪盤的應(yīng)力分析，應(yīng)力分析方法及有限元網(wǎng)格均與發(fā)動機狀態(tài)應(yīng)力分析相同。分析得出高壓渦輪盤最高應(yīng)力位于螺栓孔處，應(yīng)力為1160 MPa，盤心應(yīng)力為741 MPa。計算了螺栓孔和盤心部位的應(yīng)力系數(shù)，分別為0.9502和1.1107。按照Def Stan00-971，鎳基合金合理的應(yīng)力系數(shù)為0.9～1.14，上述計算結(jié)果仍為可以接受的應(yīng)力水平。

試驗在立式旋轉(zhuǎn)試驗器上進行，為便于與試驗器連接，設(shè)計了轉(zhuǎn)接芯軸和試驗轉(zhuǎn)接段，并設(shè)計了加溫爐對輪盤進行加溫。

為實現(xiàn)輪盤均勻溫度場，對輪盤進行溫度場標定，在輪盤上多個位置布置熱電偶進行測溫；布置方式如圖11所示：

圖11 溫度場標定爐內(nèi)熱電偶布置

（1）盤心：在90°2個相位布置2個熱電偶。

（2）輻板：篦齒內(nèi)側(cè)上下各布置1 個熱電偶，篦齒外側(cè)上下各布置1個熱電偶。

（3）榫頭處：榫頭上下各布置1個熱電偶。

（4）葉尖、轉(zhuǎn)接段處各布置1個。

對試驗轉(zhuǎn)子進行加溫，各測點溫度變化如圖12所示，輪盤最高溫度為358 ℃，最低溫度為355 ℃，均在溫度要求范圍內(nèi)且誤差很小，符合均溫要求。

圖12 輪盤與加溫爐溫度變化

按照試驗轉(zhuǎn)速和溫度進行了高壓渦輪盤的低循環(huán)疲勞試驗，試驗中溫度不隨時間變化，當試驗進行至51788次循環(huán)時，輪盤破裂失效，試驗結(jié)束。

4 試驗結(jié)果分析

4.1 失效分析

在輪盤失效后，將試驗件碎片從試驗艙內(nèi)撿出，發(fā)現(xiàn)高壓渦輪盤大致破裂成2 塊，拼合后如圖13 所示，裂紋在2#螺栓孔及6#螺栓孔位置沿徑向斷裂，螺栓孔斷口宏觀形貌如圖14 所示，渦輪盤整體存在明顯的塑性變形。

圖13 輪盤碎片照片

圖14 螺栓孔斷口宏觀形貌

從圖14 可見，疲勞源起始于螺栓孔壁6、12 點鐘方向，為多源分布，由螺栓孔孔壁沿徑向向盤心及盤緣擴展，源區(qū)均可見明顯的疲勞臺階，擴展區(qū)可見明顯的放射棱線及疲勞弧線，這與應(yīng)力分析相符合。由于輪盤試驗是在高溫環(huán)境下進行的，隨著裂紋擴展，在斷口處出現(xiàn)了明顯的氧化痕跡，且疲勞源處由于擴展周期長而著色更為明顯。2#螺栓孔的疲勞斷口氧化區(qū)域明顯大于6#螺栓孔的，且疲勞擴展更充分，分析認為2#螺栓孔最先發(fā)生疲勞開裂。使用掃描電鏡對2#螺栓孔斷口進行微觀觀察，螺栓孔疲勞裂紋均起始于螺栓孔內(nèi)壁表面，源區(qū)均未見材質(zhì)及冶金缺陷，未見異常接觸擠壓痕跡，螺栓孔內(nèi)壁表面可見褶皺形貌，擴展區(qū)可見明顯的疲勞條帶，瞬斷區(qū)呈沿晶韌窩形貌，2#螺栓孔斷口微觀形貌如圖15所示。

圖15 2#螺栓孔斷口微觀形貌

4.2 壽命分析

采用“安全壽命法”確定高壓渦輪盤低循環(huán)壽命。由于試驗件破裂，為確保使用安全，按照2/3壽命法確定關(guān)鍵部位的安全壽命[20]，使用下式即可根據(jù)應(yīng)力系數(shù)確定關(guān)鍵部位的安全壽命Fr。

式中：α為應(yīng)力系數(shù)；Y為壽命散度系數(shù)，本次試驗為單件試驗，Y值為4.0。

據(jù)此確定螺栓孔壽命為6590 次循環(huán)（不可延長壽命），中心孔的壽命為15025次循環(huán)（可延長壽命）。

5 結(jié)論

（1）在發(fā)動機瞬態(tài)工作狀態(tài)下，高壓渦輪盤沿徑向存在的“V”型溫度分布，導(dǎo)致螺栓孔部位應(yīng)力水平較高，成為渦輪盤的限壽部位；

（2）各考核部位的低循環(huán)峰值應(yīng)力受溫度變化影響明顯，在瞬態(tài)溫度分布條件下（第122 s）螺栓孔的應(yīng)力達到峰值，在穩(wěn)態(tài)溫度分布條件下（第588 s）中心孔的應(yīng)力達到峰值；

（3）螺栓孔的失效方式為低循環(huán)疲勞破壞，可批準的預(yù)定安全壽命為6590 次循環(huán)，結(jié)合飛行換算率即可獲得此渦輪盤的使用壽命。