增壓器壓氣機葉輪在高原環境下的失效分析與改進

張繼忠， 武愛軍， 胡力峰， 王林起， 裴偉， 閆瑞乾， 莊麗

(1. 中國北方發動機研究所柴油機增壓技術重點實驗室， 天津 300400；2. 中國北方通用動力集團有限公司， 天津 300400)

增壓器壓氣機葉輪在高原環境下的失效分析與改進

張繼忠1， 武愛軍1， 胡力峰1， 王林起2， 裴偉1， 閆瑞乾1， 莊麗1

(1. 中國北方發動機研究所柴油機增壓技術重點實驗室， 天津 300400；2. 中國北方通用動力集團有限公司， 天津 300400)

針對高原環境下增壓器超速引起的壓氣機葉片斷裂的問題，介紹了故障定位、故障分析、故障再現以及改進等處理全過程。從增壓器工作載荷譜入手，分析了葉輪的應力分布、葉片模態變化，確定了葉片不同部位的失效模式。從降低轉速、提高葉片固有頻率和提高出口處葉片的抗疲勞強度三方面優化了壓氣機葉輪，通過故障再現的對比性試驗、性能對比試驗等驗證，結果表明，改進后的增壓器最高許用轉速提高10%，滿足了發動機變海拔的使用要求。

壓氣機； 葉輪； 高原環境； 失效分析

增壓技術是內燃機發展過程中的里程碑技術，它可以有效地改善缸內燃燒，提高動力性，對內燃機實現節能減排具有十分重要的意義[1]。在高原環境下，廢氣增壓器會因自適應能力而提高轉速，從而使發動機在單位時間內獲得更多的進氣量[2]，因此，帶有廢氣渦輪增壓的內燃機具有一定程度的功率恢復能力，但同時也給增壓器帶來了很多可靠性隱患。

增壓器超速運行，壓氣機葉輪可能會出現以下3種失效模式：一是葉輪承受的機械應力隨轉速呈平方關系急劇增加，當超過材料的極限值時葉輪飛散[3]；二是在載荷沒有達到材料極限值情況下，葉輪長時間承受高應力或大幅度交變應力作用，會產生疲勞破壞[4]；三是轉速上升導致作用在葉片上周期性變化的激振力及其頻率增加，當激振力頻率與葉片固有頻率相等或成整數倍時，葉片就會發生共振，很快產生疲勞裂紋并斷裂[5]。

本研究通過壓氣機葉輪葉片斷裂故障處理的一個典型案例，分析增壓器在高原和平原的工作載荷剖面，利用Campbell圖、局部應力應變、疲勞損傷累積理論等方法，分析葉片斷裂的機理，找到了失效原因，并根據葉輪關鍵參數變化規律和相互影響關系對葉輪進行改進，改進后的壓氣機葉輪滿足了增壓器高原環境下的使用要求。

1 故障分析與定位

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

對葉輪進口和出口兩處斷裂部位進行了金相組織檢查，葉輪進口處的葉片斷裂基本沿葉片一階固有頻率的節線方向，裂紋起源處在葉輪進口處，較光滑，沿葉輪出口方向擴展，裂紋出口的斷面較為粗糙，屬瞬時斷裂；分析葉輪出口處的斷層，發現斷裂起源發生在葉輪出口處，逐漸向葉輪進口延伸，折轉約90°后斷裂，裂紋起源處較光滑，斷口隱約可見疲勞貝紋線，屬疲勞斷裂，折轉90°后斷面粗糙，屬瞬時斷裂。

圖1 壓氣機葉輪損壞部位示意

2 柴油機及增壓器的運行工況分析

通過提取故障柴油機的ECU記錄，分析當時運行參數，提取增壓器的轉速變化。由于存儲容量原因，ECU只記錄了故障前2.5 h左右的數據，經過分析得到增壓器損壞前9 400 s左右的發動機轉速和增壓器轉速數據(見圖2)。柴油機在平原環境下沒有發生增壓器損壞情況，為了對比分析的需要，隨機抽取1臺樣車在平原環境下運行的柴油機ECU數據，得到6 000 s時的發動機轉速和增壓器轉速數據(見圖3)。通過對比分析發現，在平原環境下，增壓器實際運行的最高轉速僅達到了最高許用轉速的84%(標定轉速的95%)，而在高原環境下達到最高許用轉速的115%。

由于沒有完整的增壓器在壽命周期內的轉速變化數據，只能利用現有數據，近似得到壓氣機葉輪的載荷譜。將圖2高原運行工況作為一個工況循環，時長2.5 h；將圖3的平原運行工況作為一個工況循環，時長1.67 h。故障增壓器在高原和平原工況條件下累計運行了641 h，按最保守情況的估計，該增壓器共經歷了324個平原工況循環和40個高原工況循環。

圖2 高原環境下柴油機及增壓器的轉速變化

圖3 平原環境下柴油機及增壓器的轉速變化

3 葉輪不同失效部位的計算與分析

3.1 壓氣機葉輪離心應力的分布

車用發動機增壓器離心載荷對壓氣機葉輪應力的影響最大，是決定壓氣機葉輪應力的主要因素[6]。圖4示出了壓氣機葉輪在最高許用轉速下的靜強度計算結果，最大離心應力主要集中在葉輪長葉片出口的葉根部位，恰好是葉輪出口的葉片斷裂位置，應力值為313 MPa，已經接近材料的屈服極限。而在其他部位，應力值均低于材料的屈服極限。如心部應力值為208 MPa左右，葉輪進口處葉片節線附近的應力值約為183 MPa。

按照應力和轉速的平方成正比的對應關系，推算出葉輪在不同轉速下的應力值，得到壓氣機葉輪應力載荷譜。圖5示出了不同轉速區間下壓氣機葉輪不同部位的應力分布。在平原工況下，增壓器大部分運行時間集中在0.3～0.84倍最高許用轉速區間內；在高原工況下，葉輪超速，葉輪出口葉片根部的應力已達到材料的屈服極限，但累計運行時間很短，僅占總運行時間的4.27%,且不是持續運行。根據表1低周疲勞性能數據[7]判斷，葉片不會發生瞬時斷裂。同時該增壓器設計定型時，通過了一定樣本量的增壓器超速破壞試驗，按照試驗要求，增壓器破壞轉速必須大于1.4倍的標定轉速[8]，即必須大于該增壓器最高許用轉速的123.5%。因此，可以確定葉輪短時間在115%的最高許用轉速下運行是安全的，不會發生瞬時破壞。

圖4 最高許用轉速下的葉輪應力分布

圖5 不同轉速區間壓氣機葉輪關鍵部位的應力分布

鑄造方法及狀態K?=σh/σbσ＿MAX/MPaf/周·min-1總循環數/周S，T51．0487一次拉斷0．7341102200～30000．6292106400～74000．5244109000～22000

3.2 葉片的模態計算和激振響應分析

引起葉片振動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葉輪的激振力主要起因是葉輪上下游結構不對稱，造成葉輪通道內部流動周向不對稱，引起葉片振動。清華大學鄭新前、楊明洋等研究了壓氣機葉輪內部周期非對稱現象[10]，此非對稱結構會對高速旋轉的葉片施加周期性激振力，對于采用無葉擴壓器的壓氣機葉輪，由于蝸舌引起的低頻激振力頻率一般取4階以下，工作轉速與葉輪一階固有頻率應避開3～4階以下的激勵[11]，由此，壓氣機葉輪倍頻比(一階固有頻率與轉速之比)應大于3.5[3]。

分析葉片的激振響應，首先必須獲得葉片的固有頻率。從同批次增壓器產品中抽取3只葉輪樣件，測量葉片的固有頻率，測量值在5 212～5 350 Hz之間，平均值為5 290 Hz。通過模態計算可以獲得葉片前3階固有頻率，其中一階固有頻率為5 404 Hz，與實測平均值相差2.2%，可以認為計算結果正確，其他階次模態計算結果可用。

圖6示出了增壓器在試車期間轉速與葉片激振響應的變化情況，可以看出由于葉片固有頻率具有一定的分散度，造成葉片共振的轉速不是一個點，而是一個轉速區域，固有頻率的分散度越大，引起共振的轉速區域也越大。分析發現，增壓器在平原工況下，轉速在最高許用轉速的84%以下，避開了葉片3階和4階激勵共振區域，葉片不會發生共振現象；在高原工況下，增壓器超速，轉速比達115%，其中在4階激勵的共振區域內運行時間占了總運行時間的2.6%，在3階激勵的共振區域內運行時間占總運行時間的4.8%。由此，可以確定故障葉輪進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 壓氣機葉片Campbell圖

3.3 葉輪出口處葉片的疲勞計算分析

3臺故障增壓器的葉輪出口處均出現葉片斷裂現象，從葉輪靜強度計算結果(見圖4)可知，葉輪出口處葉片根部的應力最大，在交變離心載荷的作用下，極可能發生疲勞斷裂，需要通過局部應力-應變法對葉輪出口部位進行進一步分析。

參照文獻[12]，利用雨流計數法，先從增壓器轉速變化計算得到葉輪出口處葉片的應力載荷譜，將實際的隨機載荷歷程簡化為全循環和半循環等不同類型循環的載荷譜，把應力值分成幾個區間，統計出每個區間內頻次和整個循環數。

表2給出了增壓器在一個工況循環(包括高原和平原)下，葉片的經歷載荷循環次數和8個應力載荷區間的頻次分布。在一個工況循環下，葉片共經歷1 398次應力載荷循環，其中葉片經歷了極小值到極大值的應力載荷循環4次，此過程為發動機高原工況下的急加速過程，增壓器轉速變化非常大，對壓氣機葉片的損傷很大。表中括號內數值是利用Goodman圖判斷超出疲勞極限的應力循環次數，共有188個，頻次分布大部分集中在表的右上區域，接近于啟動-停車的載荷循環，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力載荷譜

圖7示出壓氣機葉輪材料的疲勞極限圖(Goodman圖)。三角形標記點為平原環境下的應力載荷，其應力幅值和平均應力都很低，均在疲勞安全線內部，基本接近無限壽命。圓形標記點和方形標記點為高原環境下應力載荷，其應力幅值和平均應力分布區域較大，其中的188個應力循環(方形標記點)在疲勞安全線外。

圖7 壓氣機葉輪材料的疲勞極限圖

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

(1)

式中：σb為材料的抗拉極限；Sai為第i個循環的應力幅值；Smi為第i個循環的平均應力。

(2)

式中：ni為葉輪壽命周期內在第i個等效平均應力的實際循環數；Ni為S-N曲線上對應的循環數，可以根據每一個循環的等效平均應力值，在S-N曲線(見圖8)上找到對應的理論循環次數。式(2)表示疲勞損傷累積是材料在各個應力下獨立進行的損傷的線性疊加[14]，如果累積總損傷量D超過1，說明材料失效。

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數共有188個，這些循環對葉輪出口處葉片產生一定量的損傷；按照式(2)，將這些損傷量相加，得到葉片總損傷程度D=2.85，說明分析的危險部位(葉輪出口的葉片)已經超出了疲勞失效的臨界值，出口處的葉片會發生疲勞斷裂。按照上述載荷數據處理方法，增壓器在高原運行100h后損壞，意味著增壓器共經歷了40個最惡劣的工作載荷后發生故障，比真實的工況更加惡劣。通過式(2)計算，可以確定增壓器只要經過6個高原工況循環，葉片總損傷程度D已經達到了1。因此，該計算結果可以作為故障再現試驗的依據。

4 壓氣機葉輪的結構優化設計

通過上述分析可知，超速是此次故障的根本原因，但葉輪進、出口部位的葉片斷裂是由不同的影響因素造成的，葉輪進口部位是共振斷裂，葉輪出口部位是疲勞斷裂。因此，根據這兩種情況，從降低轉速、提高葉片固有頻率和提高出口處葉片的抗疲勞強度三方面入手，優化設計壓氣機葉輪。

4.1 壓氣機降轉速優化設計

對于結構尺寸相對固定的壓氣機來講，轉速越高，壓比越高[15]，要降低轉速，必須提高壓比，也就是說在達到相同的壓比需求下，高壓比會使增壓器的轉速下降，同時還必須保證壓氣機流量范圍和效率基本不變，以滿足壓氣機和發動機的匹配關系，因此壓氣機降轉速優化設計是一個氣體流動優化的過程。

壓頭是表征壓氣機葉輪壓縮空氣的能力，壓頭越高表示壓縮能力越強，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；β2為出口后彎角。

陳前臺高興地說：“真的？”想了想，又猶豫了，“范總會不會罵我？”一杭堅定地說：“沒事，到時我給他說，是我換的。”陳前臺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，可以增加壓氣機葉輪的壓頭，提升增壓壓比。利用CFD仿真對葉型進行優化，葉輪的出口后彎角β2減小了17°，相同壓比下，標定轉速下降了5.5%左右。圖9示出了CFD優化后葉型的變化，實體部分為優化后的葉輪。同時通過葉片對比的模態計算發現，葉型變化造成固有頻率增加了約8%。

圖9 優化前后的葉型變化

4.2 提高葉片固有頻率的優化設計

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，式(4)給出了其關系表達式：

(4)

式中：TRi為葉片第i個截面的錐度；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，適當降低葉片高度、增加葉片根部厚度都會提高葉片的固有頻率，對葉輪通道內部氣體流動方向不會有很大影響，但會減小流道內部的喉口面積，使壓氣機的堵塞流量減小[11]。

根據上面分析，分別將葉輪進、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，通過對葉片的幾何造型和模態計算，得到根部厚度、葉片高度相對葉輪喉口面積和固有頻率的變化關系。從圖10可以看出，降低葉片高度會大幅度提高固有頻率，但對喉口面積的影響也非常大，相比較而言，增加葉片根部厚對喉口面積影響不大，固有頻率也會得到一定的提升。

圖10 葉高、根部厚度對固有頻率的影響

通過優選，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%(見圖11)，在高原工況下超速達115%時，葉片的倍頻比仍大于3.5，滿足葉輪模態設計的標準。

圖11 改進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度

圖12示出壓氣機葉輪根部圓角沿流線方向的分布，橫坐標為葉片流線方向，縱坐標為根部圓角值，虛線為原葉輪根部圓角分布，實線為優化后葉輪根部圓角分布。進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的0.9mm增加為1.5mm，同時根部厚度增加了15%，通過有限元計算，此處葉片根部的應力值由原來的313MPa降低為169MPa，抗疲勞強度提升了85.2%。

圖12 葉輪出口改進措施的對比

5 對比試驗驗證

針對改進前后的增壓器，分別進行了兩類對比性試驗。

第一類對比性試驗，在增壓器試驗臺架上進行了故障再現的對比試驗，評估優化后增壓器可靠性提升水平。原增壓器在經過2.5～3h的考核后，壓氣機葉輪出口葉片再次發生斷裂，而改進后的增壓器持續工作了15h，拆解后無任何異常情況，增壓器耐久性至少提高了5倍。

第二類對比性試驗，在增壓器試驗臺架進行性能對比試驗，評估結構變化對壓氣機性能的影響。圖13示出改進前后增壓器和壓氣機特性對比情況，試驗結果表明，相同轉速下，壓比最大增加了4.2%，即相同壓比下，增壓器轉速最大下降了4 000r/min左右，通過優化設計，增壓器的最高許用轉速提升了10%。

圖13 改進前后的增壓器壓氣機特性對比

同時，對改進前后的增壓器在發動機性能試驗臺架上分別進行了平原和高原環境下的性能匹配試驗，對比試驗數據可知，改進后增壓器能夠覆蓋平原和高原環境下發動機外特性。

6 結論

a) 增壓器轉速升高會帶來葉片的倍頻比下降，工作轉速進入葉片的共振區域，葉片發生共振而斷裂；同時離心應力的增加使葉輪應力集中部位極易發生疲勞破壞;

b) 在受到幾何尺寸限制的前提下，針對兩種失效模式，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承載能力，但會帶來壓氣機氣動性能的下降;

c) 載荷譜是開展疲勞分析和壽命預測的基礎，由于其時變性、周期性和隨機性，會使零件疲勞破壞故障分析更為復雜和不精確。本案例的載荷譜處理，尤其是高原工況下的數據，只是利用故障前采集的幾個小時的數據來近似替代故障增壓器壓氣機葉輪壽命內的載荷譜，具有很大的局限性，從后期的分析結果來看，該假設放大了增壓器承受的實際載荷。

[1] 王增全,張繼忠,胡力峰,等.節能減排與增壓技術[J].柴油機,2013,35:48-51.

[2] 王建昕,帥石金.汽車發動機原理[M].北京:清華大學出版社,2011.

[3] 朱大鑫.渦輪增壓與渦輪增壓器[M].北京:機械工業出版社,1992.

[4] 王明武.動力機械強度[M].長沙:國防工業出版社,1990.

[5] 丁彥闖,兆文忠.增壓器壓氣機葉片結構/振動一體化優化設計[J].內燃機工程,2009,30(2):78-82.

[6] 王增全,王正.車用渦輪增壓器結構可靠性[M].北京:科學出版社,2013.

[7] 中國航空材料手冊編輯委員會.中國航空材料手冊[M].2版.北京：中國標準出版社,2001.

[8] 上海內燃機研究所.GB/T23341.1—2009 渦輪增壓器第一部分:一般技術條件[S].北京：中國標準出版社，2009.

[9]BeirowB，KuhhornA，NipkauJ.OntheinfluenceofStrainGaugeInstrumentationonBladeVibrationsofIntegralBliskCompressorRotorsApplyingaDiscreteModel[J].ProceedingsoftheASMETurboExpo2009,GT2009-59207.

[10]ZHENGXinqian,HuentelerJ,YANGMingyang,etal.Influenceofthevoluteontheflowinacentrifugalcompressorofahigh-pressureratioturbocharger[J].ProceedingsoftheinstitutionofMechanicalEnginesPartA-JournalofPowerandEnergy,2010,224(A8):1157-1169.

[11]CastanierMP，PierreC.ModelingandAnalysisofMistunedBladedDiskVibration:StatusandEmergingDirections[J].JournalofPropulsionandPower, 2006,22(2):384-396.

[12] 郝晉峰,石全,史憲銘,等.機械零件疲勞載荷譜的編制方法研究[J].機械與電子,2009(1):76-78.

[13]GierschT，HonischP，BeirowB，etal.ForcedResponseAnalysisofMistunedRadialInflowTurbines[J].JournalofTurbomachinery,2013,135(3);1559-1570.

[14] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊[M].北京:機械工業出版社,2004.

[15]NicholasC.Baines.FundamentalsofTurbocharging[M].USA:ConceptsETIInc，2005.

[16]DavidJapikse.CentrifugalCompressorDesignandPerformance[M].USA:ConceptsETIInc，1996.

[17] 于世元,王義在,周湘寅.渦輪增壓器原理、結構和使用[M].北京:國防工業出版社,1985.

[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

國防科技重點實驗室基金(61422120303162212004)

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

莊麗(1980—)，女，助理研究員，主要研究方向系統調節；lzhuang@nlett.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.01.003

TK413.5

B

1001-2222(2017)01-0014-07