某型發動機渦輪轉子溫度和應力測試研究

楊春華，李成剛，倪慧妍，劉昌華

某型發動機渦輪轉子溫度和應力測試研究

楊春華1，李成剛2，倪慧妍1，劉昌華1

（1.中國航發南方工業有限公司，湖南株洲412000；2.中國航發沈陽發動機研究所，沈陽110015）

為確保某型發動機的安全使用，通過對該發動機渦輪轉子的溫度和動應力進行實測，據此對渦輪轉子葉片和盤進行強度和壽命計算。對渦輪轉子的葉片和盤進行強度初步計算，確定應力最大點，在發動機實際工作狀態下，得到測試部位的實際溫度和動應力；利用測試結果，計算確定渦輪轉子葉片和盤的疲勞壽命。該研究首次得到了渦輪轉子葉片和盤的溫度和動應力數據。計算結果表明：渦輪轉子葉片的壽命不低于2000 h，渦輪盤的壽命不低于5000 h。

渦輪轉子；動應力；溫度；疲勞壽命；航空發動機

0 引言

某型渦槳發動機在國內廣泛應用。隨著發動機各領域日益增長的應用需求，發動機改型的系列化發展迅速增長。渦輪轉子的壽命對發動機使用起到關鍵作用。因此，需開展渦輪轉子壽命研究工作。在某型發動機上首次進行了轉子溫度和應力測試研究，測試技術居國內領先水平，申報了國家發明專利，得到了渦輪部件滿足發動機使用的確切結果。

某型發動機是在原型發動機基礎上的改型，其飛行狀態下的當量功率由3126 kW提高到3750 kW，渦輪前溫度從1065 K提高到1160 K，溫度提高了95℃；燃油油量從1030 kg/h提高到1200 kg/h。改進了渦輪轉子葉片和導向葉片材料，提高了材料的性能，導向葉片的安裝角也進行了改進，加大了燃氣的流通面積。但渦輪改進后，發動機未進行動應力、溫度場測量，缺少真實有效的基礎數據來計算評估渦輪部件壽命。通過測試研究，首次得到了所需的實際數據，準確計算了渦輪轉子的壽命。

1 發動機改裝方案及選擇

根據測試發動機排氣段相對于轉子不定心的結構特點，并參考國內其他型號發動機測試經驗，設計了以轉子為基準的信號傳輸方案。以轉子為基準，不僅起到轉、靜子轉換中的定位作用，而且承擔了引電器、冷卻系統的質量；冷卻系統通過柔性承扭架與排氣段相連，柔性承扭架可吸收轉、靜子徑向變形差；排氣段僅輔助承扭。總體方案如圖1所示。

圖1 以轉子為基準的轉、靜子信號傳輸系統

這種改裝相當于在渦輪后增加了1個柔性支承，使轉子支承布局變為準1-2-1，柔性支承具有一定的減振效果，且由于排氣段的相對軸心不定位及冷卻系統的自重所產生的橫向力為1個恒定方向的力，不產生激振效果，其力學模型如圖2所示。

圖2 改裝方案力學模型

2 測試中的問題及解決方案

2.1 轉、靜子軸向變形不協調

測試發動機首次運行約30 min，電偶測試信號為斷開狀態。停車后，轉動螺旋槳，發現轉子卡死，說明測試中發生轉子卡滯故障。將發動機分解后，定位軸的后軸承潤滑油脂丟失，軸承燒毀，該處連接引電器的航空插頭處錫焊點斷開，表明軸承超溫，且轉換基座無法從定位軸上拆下。在排氣段隔熱屏前（與第3級渦輪盤對應面）周向均布部分軸承潤滑脂。分解照片如圖3～5所示。

圖3 軸承超溫燒蝕

圖4 隔熱屏前（第3級渦輪盤對應面）的軸承潤滑脂

圖5 航空插頭焊點全部脫開

經分析，軸承油脂是被冷卻氣所吹走。該結構的冷卻氣流路如圖6所示。

更換定位軸和轉換基座，且在定位軸軸向后軸承處加封嚴齒，如圖7所示。

圖6 氣流方向

圖7 軸承后側封嚴齒

第2次臺架試車運行時間約20 min，電偶測試信號斷開。停車后，轉動螺旋槳，發現轉子再次抱死。分解后，封嚴齒與引電器安裝座偏摩嚴重，定位軸的后軸承燒毀，引電器航空插頭超溫損壞，轉換基座與定位軸無法分解。實物照片如圖8所示。

檢查2次測試的定位軸與轉換基座。第1次測試用軸向軸承前部還有部分潤滑油脂，定位軸部分超溫變色；第2次測試用定位軸上2個軸承都損壞，有潤滑油脂超溫焦化的痕跡，軸承抱軸，定位軸有較深磨痕。

經分析，首次測試故障是由軸承潤滑脂丟失引起的軸承超溫導致引電器航空插頭處焊點失效。經實測，發動機第3級盤后壓力盤心處略高于大氣壓，冷卻氣表壓為0.28 MPa，雖然冷卻套內有直徑為10 mm的排氣孔，但在軸承前、后仍形成壓力差，從分解后定位軸前端軸承仍有少量油脂也能證明氣體流動方向為順航向。

圖8 軸承燒毀、航空插頭超溫損壞

第2次測試故障為封嚴齒與引電器安裝座摩擦產生高溫，引起潤滑油脂結焦，軸承與定位軸抱死，超高溫導致引電器損壞。從分解后軸承端面有結焦，定位軸有磨痕可以得出此結論。且摩擦產生偏心的溫度場，進一步加劇了轉、靜子不同軸度，使碰摩進一步惡化。原開放式軸承自加潤滑油脂有缺陷，加油脂過多引起自身溫度升高，且油脂無處排放，焦化后破壞更嚴重。

在發動機實際工作狀態下，第3級渦輪盤后最大軸向變形不協調量可達4 mm，而原方案設計的轉、靜子軸向變形容差能力僅為0.5 mm，為此，對原改裝方案進行分析，具體如下：

（1）第1次試車信號正常傳輸時間近30 min，進入起飛階段后信號紊亂；第2次試車信號正常傳輸時間近20 min，之后信號傳輸紊亂。根據測試用發動機的轉速特性為恒定12300 r/min的轉速，可知采用以轉子為定位基準的轉、靜子不定位結構改裝方案是成功的，國內在該類測試中采用過以靜子為基準、柔軸連接的方案，最高工作轉速約8000 r/min，在發動機起動瞬間柔軸扭斷。該結構和所達到的轉速信號傳輸在國內還是首次取得成功，經2次試車冷卻系統工作完好，也證明方向是正確的。

（2）第1次試車后將定位軸和轉換基座分解后發現，定位軸軸向前端軸承還有部分油脂，軸承還可轉動，后端軸承滾珠發黑，油脂全無，在軸承的內、外剛套未發現軸向磨痕，原方案為軸承在定位軸上可有0.5 mm的軸向串動量，外剛套相對轉換基座軸向定位，即該方案允許靜子比轉子向后多變形0.5 mm，超過該值則軸向變形不協調量產生的軸向力為后端軸承所承擔，前端軸承處于自由狀態，不受軸向力作用。從第1次試車分解結果看，支持軸向變形量超限的結論，但4 mm為渦輪轉、靜子間隙，是實際工作中轉、靜子軸向變形差的極限值。

為此，按轉、靜子軸向變形容差4 mm的能力進行修改：

（1）重新設計定位軸，在軸端面加封嚴齒，且使該齒與引電器座徑向間隙為0.5 mm；

（2）改制引電器安裝座，與封嚴齒配合面以軸承軸線為基準，同軸度為0.02 mm；

（3）選灌好油脂的帶防塵蓋軸承，油量合適且不易丟失；

（4）軸承軸向壓緊量可調節，用于改善發動機在不同狀態下轉、靜子軸向變形量的不協調；

（5）根據排氣段安裝端面同軸度測試結果，增大承扭架與排氣段止口徑向配合間隙到1 mm，減小承扭架徑向剛度約為現值一半；

（6）原前端軸承工作方式、定位方式不變，仍不承受軸向力，后端軸承在定位軸和轉換基座上均有2 mm的軸向允許串動量，軸向允許總變形量為4 mm。如圖9所示。

在后續試車過程中，定位軸、軸承完好。

2.2 有效數據記錄時間

在測試過程中發現，隨著試車時間的延長，引電器有超溫現象，有效數據記錄時間僅為10 min。

由于第3級盤后溫度較高，經定位軸熱傳導，在10 min內，轉換基座溫度可達150℃，產生長時間測試失效的問題。解決方案如下：

（1）隔熱。調整轉子定位軸，原與盤心相通的孔加1個隔熱套，防止熱氣流通過引線孔直達引電器插頭焊接點；在盤心與第3級盤連接處增加1個石棉墊，降低熱傳導速度。在轉換基座與引電器座間，以及定位軸與引導器插頭間各加1隔熱石棉墊。

（2）冷卻。原排氣段5個支板內均設置了1個引氣或引水、引氣復合軟管，其中7點鐘和5點鐘方向為復合冷卻管，即冷水管內含冷氣管，保證引入的氣流不受經過流道時熱氣流的影響。2個冷氣進入冷卻水套內后均一分二，其中經減壓閥減壓后的冷氣，接入引電器；未經減壓的冷氣則接入冷卻水套前端面的環腔。經4個放氣口吹至定位軸前軸承的封嚴齒前端，給定位軸冷卻。測試車臺改造后，測試數據有效記錄時間可達20 min。管路結構與實體如圖10、11所示。

圖9 轉、靜子軸向變形容差結構

圖10 復合冷卻管路

3 測試結果

3.1 轉子溫度測試

3.1.1 測點布局

測點布置情況如圖12所示并見表1。

3.1.2 測試結果

由于發動機在額定狀態下使用時間最長，而在起飛狀態下溫度最高，這2個狀態下各位置的溫度值如圖13所示，同時給出之前測試相關位置的腔溫和導葉壁溫值以作對比分析。

圖11 冷卻水、氣臺架

圖12 轉子溫度測試點位置

表1 零件測點數

圖13 各狀態下的溫度值

3.2 動應力測試

應變計至起飛狀態有完整數據的10點，成活率50%。

3.2.1 測點布局

共設置20個測點測量轉子葉片，詳見表2，具體位置與溫度測試位置相同。

表2 葉片動應力測試測點數目分配

3.2.2 測試結果

動測信號經引電器引出至后端采集分析系統，動測時試車程序為慢掃描，即從發動機慢車狀態開始以恒定速率在1～2 min內由推至起飛狀態而后勻速下拉回慢車。2次動測結果見表3。渦輪葉片在發動機工作狀態下部分振動響應如圖14所示。

表3 基本動測結果

圖14 渦輪葉片在發動機工作狀態下部分振動響應

4 創新性

本次測試，在以下幾個方面具有創新性：

（1）是國內首次提出并實施以轉子為基準、靜子為輔助隨動的轉、靜子信號傳輸方式，即主體質量由轉子承擔，采用柔性承扭結構與靜子相連，實現轉、靜子徑向變形不協調的容差。

（2）首次實現軸向、徑向雙向大容差能力轉、靜子信號傳輸設計，軸向轉、靜子變形差容差能力達4 mm；排氣段安裝邊在試驗后檢查中，徑向變形達2 mm。

（3）轉、靜子轉換采用雙推力軸承支承布局，雖然與傳統意義上的轉子采用推力軸承與棒軸承相組合的結構相左，主要考慮推力軸承徑向間隙大，雙推力軸承可使冷卻系統相對定位軸有微小的角度擺動，對發動機轉子施加的橫向力更柔和，且試車為短時間，不會對軸承造成輕載損壞。經實踐證明，方案可行。

（4）首創復合式冷氣結構，在冷卻水管中設置冷卻氣管，保證經過排氣段支板后引入引電器的冷卻氣的冷卻效果。

（5）首次采用冷卻與封嚴轉子結構，冷卻氣經周向多孔吹于封嚴環處，即阻斷渦輪后熱氣進入引電器腔，有冷卻定位軸，并在盤軸間加石棉墊，減緩盤對軸的熱傳導，延長引電器工作時間。

5 結論

（1）轉子溫度測試較為成功，獲得了各測試位置的溫度數據，能反映發動機各狀態的變化規律，為某型發動機渦輪部件的壽命評估提供基礎數據。

（2）對比導葉壁溫和盤腔溫度測試結果，第1級轉子葉片1、2、3測點和第3級轉子葉片9測點的溫度數據是可信的，而第2級轉子葉片5測點的溫度偏低，在起飛狀態時該測點已損壞，在對比圖中起飛狀態以額定狀態測試結果代替，使用該點溫度時建議同時參考腔溫測試結果。

（3）輪盤壁面溫度測試結果與腔溫測試結果在規律上吻合，其中第2級盤心處沒有腔溫測試結果做比對，但在測試定位軸附近（第3級盤心后）的測試結果（124℃）表明，該溫度具有一定的可信性。但受引電器工作時間限制，整個測試程序各狀態的停留時間較短，使得輪盤難以達到熱平衡，此次所測輪盤溫度低于輪盤熱平衡下的溫度值，應用該數據時建議參考腔溫及示溫漆測試結果。

（4）在發動機工作狀態下（慢車至起飛），渦輪轉子葉片沒有出現明顯的共振現象。第1級轉子葉片最大振動應力為84 MPa，振動頻率為206 Hz；第2級轉子葉片最大振動應力為58 MPa，振動頻率為1030 Hz；第3級轉子葉片最大振動應力為49 MPa，振動頻率為194 Hz。

[1]張寶誠.航空發動機試驗技術 [M].北京：航空工業出版社，1989:26-29.ZHANG Baocheng.Aeroengine test technology[M].Beijing：Aviation Industry Press,1989:26-29.（in Chinese）

[2]閆曉軍，聶景旭.渦輪葉片疲勞[M].北京：科學出版社，2014:60-96.YAN Xiaojun,NIE Jingxu.Turbine blade fatigue[M].Beijing：Science Press,2014:60-96.（in Chinese）

[3]尹澤勇.航空發動機設計手冊 [M].北京：航空工業出版社，2011:120-196.YIN Zeyong.Aeroengine design manual[M].Beijing：Aviation Industry Press,2011:120-196.（in Chinese）

[4]國防科學技術工業委員會.GJB242-1987航空渦輪螺旋槳和渦輪軸發動機通用規范[S].北京：航空工業出版社，2005:89-168.Commission of Science Technology and Industry for National Defense.GJB242-1987 General specification for aircraft turbine propeller and turbine shaft engine[S].Beijing：Aviation Industry Press,2005:89-168.（in Chinese）

[5]吳大觀.國產斯貝MK202航空發動機與部件的考核試驗 [M].北京：國營紅旗機械廠，1981:28-88.WU Daguan.Testing of aircraft engines and components[M].Beijing：Red Flag Machinery Factory,1981:28-88.（in Chinese）

[6]劉昌華.KT-JB-1050某型發動機渦輪部件溫度與動應力測試改裝件強度、振動分析報告[R].西安:西北工業大學,2014.LIU Changhua.KT-JB-1050 the strength and vibration analysis of the temperature and dynamic stress test of the engine turbine unit[R].Xi’an：Northwestern Polytechnical University,2014.（in Chinese）

[7]閆曉軍.某型發動機渦輪工作葉片高低周復合疲勞壽命研究[R].北京:北京航空航天大學，2013.YAN Xiaojun.Study on high and low cycle fatigue life of a turbine blade in a certain type of engine [R].Beijing：Beihang University,2013.（in Chinese）

[8]楊春華.某型發動機渦輪部件動應變、溫度、壓力測試技術協議[R].株洲:中航工業南方航空工業（集團）有限公司，2014.YANG Chunhua.Dynamic strain,temperature,pressure testing technology of the engine turbine components[R].Zhuzhou：AVIC South Aviation Industry Limited Corporation,2014.（in Chinese）

[9]李成剛.某型發動機渦輪轉子測溫技術方案[R].沈陽:沈陽發動機設計研究所，2014.LI Chenggang.Temperature measurement technology for the engine turbine rotor[R].Shenyang:Shenyang Engine Design and Research Institute,2014.（in Chinese）

[10]李成剛.某型發動機渦輪轉子葉片動應變測量技術方案[R].沈陽:沈陽發動機設計研究所，2014.LI Chenggang.Dynamic strain measurement technique for a turbine rotor blade of a certain type of engine[R].Shenyang:Shenyang Engine Design and Research Institute,2014.（in Chinese）

[11]倪慧妍.某型發動機渦輪部件壽命評估及動應力與溫度測點布局方案[R].株洲:中航工業南方航空工業（集團）有限公司，2014.NI Huiyan.Service life assessment and dynamic stress and temperature measuring point layout for the engine turbine[R].Zhuzhou：AVIC South Aviation Industry Limited Corporation,2014.（in Chinese）

[12]劉昌華.某型發動機動應力、溫度測試技術條件[R].株洲:中航工業南方航空工業（集團）有限公司，2014.LIU Changhua.The motor stress,temperature test technology conditions[R].Zhuzhou：AVIC South Aviation Industry Limited Corporation,2014.（in Chinese）

[13]李成剛.某型發動機渦輪轉子動應變、溫度測試大綱[R].沈陽:沈陽發動機設計研究所，2014.LI Chenggang.Dynamic strain and temperature test outline of the engine turbine rotor[R].Shenyang:Shenyang Engine Design and Research Institute,2014.（in Chinese）

[14]李成剛.某型發動機渦輪轉子溫度測試報告 [R].沈陽:沈陽發動機設計研究所，2014.LI Chenggang.Temperature test report of a turbine rotor of the engine[R].Shenyang:Shenyang Engine Design and Research Institute,2014.（in Chinese）

[15]李成剛.某型發動機渦輪轉子葉片動應力測試報告 [R].沈陽:沈陽發動機設計研究所，2014.LI Chenggang.Test report on dynamic stress of a turbine rotor blade of the engine[R].Shenyang:Shenyang Engine Design and Research Institute,2014.（in Chinese）

Research on Temperature and Stress Testing of an Engine Turbine Rotor

YANG Chun-hua1，LI Cheng-gang2，NI Hui-yan1，LIU Chang-hua1
（1.AECC South Industry Company Limited,Zhuzhou Hunan 412000,China；2.AECC Shenyang Engine Research Institute,Shenyang 110015,China）

In order to ensure the safety of an engine,the temperature test and the stress test of the turbine rotors had been performed,the strength and the life of the turbine rotors were calculated based on the test results.The strength of the turbine rotor blades and disks were initially calculated,and the biggest stress points were determined.The actual temperature and dynamic stress of the testing positions were obtained under the real engine operation conditions.The fatigue life of the turbine rotor blades and disks were determined by using the test results.The temperature and stress data of the turbine rotors blades and disks were firstly analyzed from the research.The results show that the life of the turbine rotor blades are not less than 2000 hours and the life of the turbine rotor disks are not less than 5000 hours.

turbine rotor;active stress;temperature;fatigue life;aeroengine

V 231 1 9

A

1 0.1 3477/j.cnki.aeroengine.201 7.02.01 5

2016-10-29

楊春華（1970），女，研究員級高級工程師，主要從事航空發動機渦輪技術研究工作；E-mail：909919195@qq.com。

楊春華，李成剛，倪慧妍，等.某型發動機渦輪轉子溫度和應力測試研究[J].航空發動機，2017,43（2）：85-90.YANG Chunhua，LI Chenggang，NI Huiyan，etal.Research on temperature and stresstesting ofan engine turbine rotor[J].Aeroengine，2017,43（2）：85-90.

（編輯：栗樞）