潘 容，高雄兵，張曉晶，曾 瑤，楊 勛

(中國航發(fā)四川燃氣渦輪研究院，成都610500)

1 引言

輪盤超轉(zhuǎn)試驗是航空發(fā)動機定型前必須通過的試驗項目，世界各主要航空發(fā)動機研制國的發(fā)動機規(guī)范或適航性條例中，均對輪盤的超轉(zhuǎn)試驗提出了具體要求[1-5]。為此，在發(fā)動機設計階段需進行大量的輪盤超轉(zhuǎn)試驗驗證工作，以校驗、修正輪盤的強度計算方法和邊界條件，并積累輪盤的設計經(jīng)驗和數(shù)據(jù)，為輪盤設計和發(fā)動機安全運行提供可靠保障。為保證輪盤試驗器上進行的輪盤超轉(zhuǎn)試驗獲得的結(jié)果能有效反映輪盤在發(fā)動機工作時的真實情況，必須保證輪盤超轉(zhuǎn)試驗轉(zhuǎn)子的邊界條件在裝配時和試驗中都不被改變，即保證試驗轉(zhuǎn)子的環(huán)境剛度不變。因試驗件結(jié)構(gòu)方面需要，試驗轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)接軸通常包含臺階、孔、花鍵槽等復雜的幾何形狀，且這些部位易產(chǎn)生應力集中，而轉(zhuǎn)接軸的壽命很大程度上取決于這些局部高應力的危險位置。此外，作為超轉(zhuǎn)試驗件中傳遞功率的重要承力件，轉(zhuǎn)接軸也面臨著復雜的載荷條件，如彎曲、扭轉(zhuǎn)、高速旋轉(zhuǎn)導致的振動及其之間的復雜組合?；谏鲜鲈蚣疤厥饨Y(jié)構(gòu)特征，轉(zhuǎn)接軸故障模式主要為疲勞斷裂和轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動破壞[6-9]。

某航空發(fā)動機低壓渦輪整體葉盤在超轉(zhuǎn)試驗中發(fā)生轉(zhuǎn)接軸斷裂故障，且轉(zhuǎn)接盤盤心出現(xiàn)異常的喇叭口和臺階。本文從斷口形貌、低壓渦輪整體葉盤超轉(zhuǎn)試驗件結(jié)構(gòu)特征和轉(zhuǎn)子動力學特性等方面進行研究，找出了故障發(fā)生的主要原因，提出了相應的改進措施并進行了試驗驗證。

2 試驗件結(jié)構(gòu)

低壓渦輪整體葉盤超轉(zhuǎn)試驗件結(jié)構(gòu)如圖1所示。試驗件通過轉(zhuǎn)接軸與試驗設備連接，轉(zhuǎn)接軸左端連接試驗器柔性軸，左端平衡凸臺用于安裝平衡用螺釘。轉(zhuǎn)接盤與低壓渦輪整體葉盤通過徑向止口和螺栓實現(xiàn)連接，與轉(zhuǎn)接軸通過兩端圓柱凸臺(圖1中I、J處)過渡配合(配合公差為 φ22H6/js5)實現(xiàn)徑向定位，轉(zhuǎn)接盤輪轂右端面通過軸端螺母預緊實現(xiàn)軸向定位，螺母由鎖片鎖緊。

圖1 低壓渦輪整體葉盤試驗件結(jié)構(gòu)Fig.1 Schematic diagram of the testing low-pressure turbine blisk

3 故障現(xiàn)象

試驗件安裝在立式輪盤旋轉(zhuǎn)試驗設備上進行室溫下105%轉(zhuǎn)速超轉(zhuǎn)試驗。試驗件保載前段時間振動較大，位移傳感器測得的振動量約為85%(相對值)。試驗件在該振動量下保載約26 s后振動量逐漸下降，持續(xù)下降約60 s后振動量降低到約60%，再迅速降到約30%；接著突然上升到100%并超過設備振動限制，設備停車，同時聽到設備腔內(nèi)有異響，到此時試驗件在105%轉(zhuǎn)速下的保載時間約為95 s。圖2為試驗監(jiān)測參數(shù)曲線。設備停車后打開艙蓋檢查發(fā)現(xiàn)，零件散落在試驗艙中，艙壁面有刮碰痕跡，試驗件轉(zhuǎn)接軸斷裂，低壓渦輪葉盤與轉(zhuǎn)接盤連接正常，低壓渦輪整體葉盤的葉片、葉冠等受到損壞。

圖2 超轉(zhuǎn)試驗監(jiān)測曲線Fig.2 Monitoring curve of the overspeed test

4 故障原因分析

4.1 斷口宏觀分析

轉(zhuǎn)接軸斷口(圖3)位于左側(cè)止口φ22mm與φ20mm的轉(zhuǎn)接位置(圖1)。斷口邊緣存在寬度約1.4 mm的環(huán)形變形區(qū)，該處斷面傾斜，可見擠壓、磨損痕跡；斷面其他區(qū)域粗糙、平坦，未見明顯塑性變形。

圖3 轉(zhuǎn)接軸斷裂位置及斷口Fig.3 Fracture location and morphology of the connection shaft

轉(zhuǎn)接盤盤心圓柱面上出現(xiàn)一個臺階，轉(zhuǎn)接軸斷口位置與轉(zhuǎn)接盤盤心臺階的軸向位置相近，臺階一側(cè)的轉(zhuǎn)接盤輪轂外壁R9圓角(圖1)處存在嚴重的塑性變形痕跡。試驗前轉(zhuǎn)接盤盤心A、B、C區(qū)(圖4)內(nèi)外徑分別相同，試驗后將轉(zhuǎn)接盤沿子午面剖開，對比發(fā)現(xiàn)盤心A區(qū)呈喇叭狀并出現(xiàn)臺階，盤心B區(qū)也存在輕微的塑性變形，A區(qū)擴孔角度約15°，B區(qū)擴孔角度約5°。測量A區(qū)臺階的徑向高度，剖面兩端的臺階高度接近，分別為0.97 mm、1.10 mm。觀察盤心孔內(nèi)壁形貌，由于A區(qū)、B區(qū)均為與轉(zhuǎn)接軸過渡配合部位，在裝配過程中推入轉(zhuǎn)接軸時導致孔壁產(chǎn)生軸向磨損，試驗造成A區(qū)臺階附近周向磨損嚴重，B區(qū)也可見周向磨損痕跡且形成了類似于A區(qū)的臺階(臺階高度相比A區(qū)較小)，C區(qū)無明顯磨損。

圖4 轉(zhuǎn)接盤子午面與設計差異對比Fig.4 Actual morphology and design requirements of thecoupling disc meridian plane

4.2 微觀分析與金相檢查

將故障斷口及轉(zhuǎn)接盤清洗后放入掃描電鏡觀察。發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)接軸左側(cè)(φ22mm側(cè))斷口表面有大量的擠壓、刮蹭傷，未見裂紋；轉(zhuǎn)接軸右側(cè)(φ20mm側(cè))斷口邊緣可見環(huán)形區(qū)(圖5)，低倍可見反復接觸碾壓形成的片狀磨損特征，斷口其他區(qū)域微觀形貌為韌窩特征。

圖5 轉(zhuǎn)接軸右側(cè)斷口微觀形貌Fig.5 Micro morphology of the right side fracture in connection shaft

在轉(zhuǎn)接盤子午剖面金相試樣上對轉(zhuǎn)接盤A、B區(qū)輪轂壁厚進行測量。A區(qū)臺階附近壁厚約3.92 mm，比A區(qū)頭部位置薄0.16 mm、比B區(qū)臺階位置薄0.23 mm，但兩區(qū)厚度差遠小于A區(qū)臺階高度。

觀察轉(zhuǎn)接軸金相組織發(fā)現(xiàn)，除左側(cè)斷口邊緣高倍下可見沿斷口邊緣輪廓變形的馬氏體組織外，左側(cè)斷口中心部位、右側(cè)斷口、橫截面組織未見差異，均為粗大板條狀馬氏體組織，見圖6。

圖6 轉(zhuǎn)接軸斷口縱截面邊緣高倍組織Fig.6 Microstrucure of the connection shaft section

觀察轉(zhuǎn)接盤金相組織發(fā)現(xiàn)，盤心A區(qū)臺階轉(zhuǎn)角根部及附近可見沿臺階輪廓分布的流線特征，為擠壓變形的馬氏體組織，內(nèi)壁其他區(qū)域、中心部位區(qū)域為粗大的馬氏體組織(圖7)；盤心B區(qū)與A區(qū)臺階對應處未見流線，為馬氏體組織，B區(qū)其他區(qū)域與C區(qū)各處組織也未見異常。這說明轉(zhuǎn)接盤盤心的臺階為擠壓摩擦產(chǎn)生。

圖7 轉(zhuǎn)接盤A區(qū)金相組織Fig.7 Metallurgical structure of the coupling disc zone A

對轉(zhuǎn)接軸、轉(zhuǎn)接盤試樣進行維氏硬度檢測。轉(zhuǎn)接軸左、右兩側(cè)斷口邊緣硬度(約540)比其他位置硬度(約 480)高；轉(zhuǎn)接盤 B區(qū)、C區(qū)硬度均勻(約334)，而A區(qū)臺階處從內(nèi)向外整體硬度高(平均約358)且臺階內(nèi)壁較中心部位硬度更高。轉(zhuǎn)接軸比轉(zhuǎn)接盤硬度明顯偏高。

基于斷口分析與金相檢查得出：轉(zhuǎn)接盤的喇叭口和盤心臺階均為擠壓變形所致，臺階形成處對應轉(zhuǎn)接軸斷裂位置，與此處匹配的轉(zhuǎn)接軸軸徑存在徑向1.00 mm的臺階，即轉(zhuǎn)接盤盤心臺階與轉(zhuǎn)接軸臺階輪廓匹配。由此判斷，工作過程中轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸之間產(chǎn)生了相對轉(zhuǎn)動。

4.3 結(jié)構(gòu)分析

根據(jù)設計要求，對于轉(zhuǎn)接盤的盤心軸向尺寸45.00 mm(圖8)以及與之配合的轉(zhuǎn)接軸軸向尺寸44.00 mm(圖 9)，按一般公差(HB 5800-1999[10])執(zhí)行；根據(jù)標準規(guī)定的極限公差±0.31 mm，加工的轉(zhuǎn)接盤盤心軸向尺寸最短為44.69 mm，轉(zhuǎn)接軸尺寸最長為44.31 mm，能保證裝配后軸端螺母可頂緊轉(zhuǎn)接盤。

圖8 轉(zhuǎn)接盤結(jié)構(gòu)Fig.8 Schematic diagram of the coupling disc

圖9 轉(zhuǎn)接軸結(jié)構(gòu)Fig.9 Schematic diagram of the connection shaft

圖10 試驗件徑向位移分布Fig.10 The radial displacement of test rotor

變形分析表明，在軸端螺母頂緊轉(zhuǎn)接盤狀態(tài)下進行超轉(zhuǎn)試驗，轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸徑向止口無間隙(圖10)，徑向止口定心可靠；軸端螺母在軸向配合面產(chǎn)生的擠壓力為72 013 N，可使軸向定位可靠。尺寸測量顯示，試驗后轉(zhuǎn)接盤盤心軸向長度43.62 mm，因轉(zhuǎn)接盤盤心左端喇叭口變形及右端輕微變形可導致軸向尺寸縮短0.40 mm，因此在試驗前裝配時轉(zhuǎn)接盤盤心軸向尺寸為44.02 mm，不滿足HB 5800-1999規(guī)定的公差范圍。試驗前轉(zhuǎn)接軸的軸向配合尺寸為44.27 mm，這表明裝配時軸端螺母不能壓緊轉(zhuǎn)接盤，試驗時轉(zhuǎn)接軸與轉(zhuǎn)接盤的軸向配合出現(xiàn)了松動。

4.4 數(shù)值分析

采用SAMCEF軟件對試驗件轉(zhuǎn)子進行動力學特性分析，計算模型見圖11。根據(jù)試驗設備內(nèi)轉(zhuǎn)子支承方式，K1、K2支點為剛性支承，K3支點帶阻尼器。試驗轉(zhuǎn)子定位可靠時，假定低壓渦輪整體葉盤處有一大小為5 g·mm的不平衡量，其相位角為0°，得到K3支點和低壓渦輪整體葉盤的位移隨旋轉(zhuǎn)頻率變化的響應，見圖12。由圖可知，各考察點的位移在試驗件轉(zhuǎn)子第一、第二階臨界轉(zhuǎn)速處(6.25 Hz、362.00 Hz)出現(xiàn)峰值。

圖11 轉(zhuǎn)子動力學計算模型Fig.11 The finite element model of rotor dynamics

由于軸向定位面松動導致試驗過程中轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸發(fā)生相對滑動。此時將整個試驗件轉(zhuǎn)子看做一個雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，其中轉(zhuǎn)接盤與低壓渦輪整體葉盤作為一個轉(zhuǎn)子系統(tǒng)(簡稱外轉(zhuǎn)子系統(tǒng))，轉(zhuǎn)接軸連同設備柔性軸作為另一個轉(zhuǎn)子系統(tǒng)(簡稱內(nèi)轉(zhuǎn)子系統(tǒng))。內(nèi)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)以固定105%轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動，外轉(zhuǎn)子系統(tǒng)轉(zhuǎn)速逐漸減小。內(nèi)、外轉(zhuǎn)子系統(tǒng)之間的連接通過Bearing單元模擬，分別將轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸的左右兩端徑向止口部分定義為K4和K5，其剛度取1×108N/m，其余各支點剛度保持不變。室溫下，以轉(zhuǎn)接盤-低壓渦輪整體葉盤系統(tǒng)為主激勵時，不平衡量大小及相位角施加同上，得到K3支點和低壓渦輪整體葉盤的位移在試驗件雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)第一、第二階臨界轉(zhuǎn)速處(6.00 Hz、288.00 Hz)出現(xiàn)峰值，雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的第二階臨界轉(zhuǎn)速離保載轉(zhuǎn)速裕度小于10%。

圖12 單轉(zhuǎn)子各考察點的位移頻響曲線Fig.12 Amplitude and frequency response curves of each investigation point on single-rotor

穩(wěn)態(tài)試驗載荷下轉(zhuǎn)接軸的最大應力為166 MPa(圖13(a))，位于轉(zhuǎn)接軸左端徑向止口根部倒圓處。室溫下轉(zhuǎn)接軸的拉伸極限[11]為1 080 MPa，高周疲勞極限為500 MPa，依據(jù)Goodman曲線分析得到轉(zhuǎn)接軸左端徑向止口根部倒圓處的許用振動應力為423 MPa。根據(jù)動力學計算結(jié)果，當轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸之間相對滑動時，由于轉(zhuǎn)子彎曲臨界產(chǎn)生的轉(zhuǎn)接軸最大振動應力位置與穩(wěn)態(tài)試驗載荷下最大應力位置重合(圖13(b))，其值為718 MPa，遠高于其許用振動應力。因此，試驗中經(jīng)歷臨界轉(zhuǎn)速時轉(zhuǎn)接軸左端徑向止口根部倒圓處發(fā)生斷裂。

圖13 轉(zhuǎn)接軸應力分布云圖Fig.13 Stress distribution of the connection shaft

4.5 分析與討論

低壓渦輪整體葉盤試驗件在超轉(zhuǎn)試驗過程中轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸之間產(chǎn)生了相對轉(zhuǎn)動，兩者相互擠壓摩擦且硬度差異較大，使轉(zhuǎn)接盤盤心孔形成了喇叭口和臺階，轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸的配合處連接剛度變化導致低壓渦輪整體葉盤試驗件由單轉(zhuǎn)子系統(tǒng)變?yōu)椴环€(wěn)定的雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)。懸臂的試驗件轉(zhuǎn)子一邊高速轉(zhuǎn)動，一邊偏擺，轉(zhuǎn)接軸產(chǎn)生了較大的旋轉(zhuǎn)彎曲應力。隨著喇叭口及臺階的不斷擴大，整個轉(zhuǎn)子系統(tǒng)更加不穩(wěn)定，且彎曲臨界轉(zhuǎn)速接近超轉(zhuǎn)保載轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)接軸左端徑向止口根部倒圓處的振動應力超過許用振動應力以致轉(zhuǎn)接軸斷裂。

5 改進與驗證

相同結(jié)構(gòu)的低壓渦輪整體葉盤試驗件，在試驗件裝配前測得轉(zhuǎn)接盤盤心軸向尺寸為44.83 mm，與之配合的轉(zhuǎn)接軸軸向尺寸為44.15 mm；待轉(zhuǎn)接軸推入轉(zhuǎn)接盤盤心孔后，測得轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸配合右端面之間的軸向距離為0.71 mm，能保證軸端螺母壓緊轉(zhuǎn)接盤，使轉(zhuǎn)接軸與轉(zhuǎn)接盤軸向定位可靠，確保試驗中兩者不產(chǎn)生相對滑動。隨后再次進行了相同載荷狀態(tài)的超轉(zhuǎn)試驗，整個保載過程約5 min內(nèi)，試驗件振動量維持在50%～60%的水平，振動情況良好，試驗順利完成。驗證試驗監(jiān)測參數(shù)曲線見圖14。

圖14 驗證試驗監(jiān)測曲線Fig.14 Monitoring curve of verification test

6 結(jié)論

(1)低壓渦輪整體葉盤試驗件轉(zhuǎn)接盤的喇叭口和盤心臺階均為擠壓變形所致。

(2)低壓渦輪整體葉盤試驗件發(fā)生斷軸故障的主要原因是，轉(zhuǎn)接盤盤心軸向尺寸比與之配合的轉(zhuǎn)接軸短，軸端螺母未能有效壓緊轉(zhuǎn)接盤，試驗過程中轉(zhuǎn)接盤相對轉(zhuǎn)接軸發(fā)生了轉(zhuǎn)動。

(3)在試驗件裝配前增加對轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸的軸向配合尺寸的檢測，在轉(zhuǎn)接盤與轉(zhuǎn)接軸裝配完成后再次檢測兩者配合右端面之間的軸向距離，保證其軸向定位可靠，能有效避免類似故障發(fā)生。