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

0 引言

高壓渦輪盤是航空發動機中的關鍵零件，工作環境惡劣，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，直接影響發動機的安全運行[1-2]，而低循環疲勞是發動機盤類零件壽命消耗的主要原因之一[3-4]。作為限制發動機服役壽命的關鍵件，在世界范圍內的軍、民用燃氣渦輪發動機規范無一例外地對輪盤的低循環疲勞壽命做出了相關要求，內容基本相同，概括地說就是在最苛刻的發動機工作條件下，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]。在發動機服役過程中，渦輪盤溫度分布不均且溫差較大，導致盤體存在較大熱應力，特別是瞬態溫度引起的熱應力，容易導致應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雜的溫度變化情況進行分析。

針對航空發動機輪盤壽命受交變熱應力的影響問題，國內外專家學者開展了廣泛研究，取得了許多成果。徐寧等[9]基于熱彈耦合理論建立了轉子熱沖擊分析模型，研究了熱沖擊載荷作用下渦輪轉子應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溫度場作用下渦輪盤的應力分布進行了分析，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，采用穩態溫度分布對渦輪盤進行了應力分析；黎明等[12]、楊志磊等[13]對存在熱應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。現有的研究中幾乎都指出了熱負荷會對輪盤應力產生顯著影響，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，對其進行低循環疲勞試驗是最有效的方法之一。發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的溫度分布，計算了考核部位的應力水平，而后對其進行了低循環疲勞試驗，確定了輪盤的低循環疲勞壽命。

1 輪盤模型

采用ANSYS 有限元軟件對高壓渦輪盤的應力狀態進行分析，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的部分，輪緣凸塊及葉片產生的載荷，以輪緣載荷的形式施加到有限元模型上。由于輪盤為旋轉對稱結構，選取1/6 模型進行分析，輪盤扇區有限元網格模型如圖1所示。

圖1 輪盤扇區有限元網格模型

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力區，但在發動機運行狀態下榫槽除受離心力作用外，還受氣動和振動載荷共同作用，無法在旋轉試驗器上為榫槽定壽。

高壓渦輪盤材料為GH698 合金，其性能數據見表1[16]。

表1 GH698合金性能

2 載荷與應力分析

輪盤載荷主要包括離心載荷和溫度載荷。在高壓渦輪工作轉速下輪緣凸塊及葉片產生的離心載荷為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力。在發動機試車過程中，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遞增發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到單調遞增狀態，且溫度分布逐漸趨于穩定。

為考慮溫度分布變化對熱應力的影響，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，螺栓孔最大溫度應力所對應的時間點應在第58～112 s。為獲得螺栓孔的最大應力，對第58～112 s 的不同時間點溫度場數據進行了分析，分別選取了第58、72、86、98、112 s 時的溫度場結合高壓渦輪盤離心載荷（最高物理轉速的100%）進行了計算，螺栓孔及盤心總應力值隨時間的變化關系如圖6 所示。從圖中可見，螺栓孔總應力值第58 s 和112 s時均為1240 MPa，但由于第112 s時螺栓孔溫度更高，因此選取瞬態第112 s 時的溫度場用于螺栓孔循環應力計算，此時輪盤溫度分布如圖7所示。

圖6 第58～112 s螺栓孔及盤心熱應力峰值隨時間的變化

圖7 第112 s時輪盤瞬態溫度分布

約在第406 s 以后，溫度沿輪盤徑向的分布開始出現單調上升，此時熱應力對盤心產生拉應力影響；輪盤溫度分布在第550 s 后趨于穩定，選取試車第588 s 時的溫度場用于盤心應力計算，此時的輪盤穩態溫度分布如圖8所示。

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

表2 不同溫度分布下考核部位應力水平

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

表3 考核部位的應力和溫度

圖9 高壓渦輪盤螺栓孔應力分布

圖10 高壓渦輪盤盤心應力分布

3 低循環疲勞試驗

在試驗中按照盤心考核狀態選定試驗溫度為356 ℃，全盤施加均勻溫度場，溫度誤差控制為±10 ℃。對于熱應力的作用引起考核應力水平提高，試驗中采用提升轉速的方法來進行修正，將試驗上限轉速選為最高物理轉速的121%，下限轉速為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動機狀態下的89%。

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

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

為實現輪盤均勻溫度場，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：篦齒內側上下各布置1 個熱電偶，篦齒外側上下各布置1個熱電偶。

（3）榫頭處：榫頭上下各布置1個熱電偶。

（4）葉尖、轉接段處各布置1個。

對試驗轉子進行加溫，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

按照試驗轉速和溫度進行了高壓渦輪盤的低循環疲勞試驗，試驗中溫度不隨時間變化，當試驗進行至51788次循環時，輪盤破裂失效，試驗結束。

4 試驗結果分析

4.1 失效分析

在輪盤失效后，將試驗件碎片從試驗艙內撿出，發現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，源區均可見明顯的疲勞臺階，擴展區可見明顯的放射棱線及疲勞弧線，這與應力分析相符合。由于輪盤試驗是在高溫環境下進行的，隨著裂紋擴展，在斷口處出現了明顯的氧化痕跡，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壁表面，源區均未見材質及冶金缺陷，未見異常接觸擠壓痕跡，螺栓孔內壁表面可見褶皺形貌，擴展區可見明顯的疲勞條帶，瞬斷區呈沿晶韌窩形貌，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壽命法確定關鍵部位的安全壽命[20]，使用下式即可根據應力系數確定關鍵部位的安全壽命Fr。

式中：α為應力系數；Y為壽命散度系數，本次試驗為單件試驗，Y值為4.0。

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

5 結論

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

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

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