某型發(fā)動機(jī)渦輪轉(zhuǎn)子溫度和應(yīng)力測試研究

楊春華，李成剛，倪慧妍，劉昌華

某型發(fā)動機(jī)渦輪轉(zhuǎn)子溫度和應(yīng)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(fā)南方工業(yè)有限公司，湖南株洲412000；2.中國航發(fā)沈陽發(fā)動機(jī)研究所，沈陽110015）

為確保某型發(fā)動機(jī)的安全使用，通過對該發(fā)動機(jī)渦輪轉(zhuǎn)子的溫度和動應(yīng)力進(jìn)行實(shí)測，據(jù)此對渦輪轉(zhuǎn)子葉片和盤進(jìn)行強(qiáng)度和壽命計算。對渦輪轉(zhuǎn)子的葉片和盤進(jìn)行強(qiáng)度初步計算，確定應(yīng)力最大點(diǎn)，在發(fā)動機(jī)實(shí)際工作狀態(tài)下，得到測試部位的實(shí)際溫度和動應(yīng)力；利用測試結(jié)果，計算確定渦輪轉(zhuǎn)子葉片和盤的疲勞壽命。該研究首次得到了渦輪轉(zhuǎn)子葉片和盤的溫度和動應(yīng)力數(shù)據(jù)。計算結(jié)果表明：渦輪轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子；動應(yīng)力；溫度；疲勞壽命；航空發(fā)動機(jī)

0 引言

某型渦槳發(fā)動機(jī)在國內(nèi)廣泛應(yīng)用。隨著發(fā)動機(jī)各領(lǐng)域日益增長的應(yīng)用需求，發(fā)動機(jī)改型的系列化發(fā)展迅速增長。渦輪轉(zhuǎn)子的壽命對發(fā)動機(jī)使用起到關(guān)鍵作用。因此，需開展渦輪轉(zhuǎn)子壽命研究工作。在某型發(fā)動機(jī)上首次進(jìn)行了轉(zhuǎn)子溫度和應(yīng)力測試研究，測試技術(shù)居國內(nèi)領(lǐng)先水平，申報了國家發(fā)明專利，得到了渦輪部件滿足發(fā)動機(jī)使用的確切結(jié)果。

某型發(fā)動機(jī)是在原型發(fā)動機(jī)基礎(chǔ)上的改型，其飛行狀態(tài)下的當(dāng)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(jìn)了渦輪轉(zhuǎn)子葉片和導(dǎo)向葉片材料，提高了材料的性能，導(dǎo)向葉片的安裝角也進(jìn)行了改進(jìn)，加大了燃?xì)獾牧魍娣e。但渦輪改進(jìn)后，發(fā)動機(jī)未進(jìn)行動應(yīng)力、溫度場測量，缺少真實(shí)有效的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)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(shí)際數(shù)據(jù)，準(zhǔn)確計算了渦輪轉(zhuǎn)子的壽命。

1 發(fā)動機(jī)改裝方案及選擇

根據(jù)測試發(fā)動機(jī)排氣段相對于轉(zhuǎn)子不定心的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，并參考國內(nèi)其他型號發(fā)動機(jī)測試經(jīng)驗，設(shè)計了以轉(zhuǎn)子為基準(zhǔn)的信號傳輸方案。以轉(zhuǎn)子為基準(zhǔn)，不僅起到轉(zhuǎn)、靜子轉(zhuǎn)換中的定位作用，而且承擔(dān)了引電器、冷卻系統(tǒng)的質(zhì)量；冷卻系統(tǒng)通過柔性承扭架與排氣段相連，柔性承扭架可吸收轉(zhuǎn)、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(zhuǎn)子為基準(zhǔn)的轉(zhuǎn)、靜子信號傳輸系統(tǒng)

這種改裝相當(dāng)于在渦輪后增加了1個柔性支承，使轉(zhuǎn)子支承布局變?yōu)闇?zhǔn)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(tǒng)的自重所產(chǎn)生的橫向力為1個恒定方向的力，不產(chǎn)生激振效果，其力學(xué)模型如圖2所示。

圖2 改裝方案力學(xué)模型

2 測試中的問題及解決方案

2.1 轉(zhuǎn)、靜子軸向變形不協(xié)調(diào)

測試發(fā)動機(jī)首次運(yùn)行約30 min，電偶測試信號為斷開狀態(tài)。停車后，轉(zhuǎn)動螺旋槳，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子卡死，說明測試中發(fā)生轉(zhuǎn)子卡滯故障。將發(fā)動機(jī)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(diǎn)斷開，表明軸承超溫，且轉(zhuǎn)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(yīng)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?zé)g

圖4 隔熱屏前（第3級渦輪盤對應(yīng)面）的軸承潤滑脂

圖5 航空插頭焊點(diǎn)全部脫開

經(jīng)分析，軸承油脂是被冷卻氣所吹走。該結(jié)構(gòu)的冷卻氣流路如圖6所示。

更換定位軸和轉(zhuǎn)換基座，且在定位軸軸向后軸承處加封嚴(yán)齒，如圖7所示。

圖6 氣流方向

圖7 軸承后側(cè)封嚴(yán)齒

第2次臺架試車運(yùn)行時間約20 min，電偶測試信號斷開。停車后，轉(zhuǎn)動螺旋槳，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子再次抱死。分解后，封嚴(yán)齒與引電器安裝座偏摩嚴(yán)重，定位軸的后軸承燒毀，引電器航空插頭超溫?fù)p壞，轉(zhuǎn)換基座與定位軸無法分解。實(shí)物照片如圖8所示。

檢查2次測試的定位軸與轉(zhuǎn)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(jīng)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(dǎo)致引電器航空插頭處焊點(diǎn)失效。經(jīng)實(shí)測，發(fā)動機(jī)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(nèi)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?fù)p壞

第2次測試故障為封嚴(yán)齒與引電器安裝座摩擦產(chǎn)生高溫，引起潤滑油脂結(jié)焦，軸承與定位軸抱死，超高溫導(dǎo)致引電器損壞。從分解后軸承端面有結(jié)焦，定位軸有磨痕可以得出此結(jié)論。且摩擦產(chǎn)生偏心的溫度場，進(jìn)一步加劇了轉(zhuǎn)、靜子不同軸度，使碰摩進(jìn)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(yán)重。

在發(fā)動機(jī)實(shí)際工作狀態(tài)下，第3級渦輪盤后最大軸向變形不協(xié)調(diào)量可達(dá)4 mm，而原方案設(shè)計的轉(zhuǎn)、靜子軸向變形容差能力僅為0.5 mm，為此，對原改裝方案進(jìn)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(jìn)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(jù)測試用發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速特性為恒定12300 r/min的轉(zhuǎn)速，可知采用以轉(zhuǎn)子為定位基準(zhǔn)的轉(zhuǎn)、靜子不定位結(jié)構(gòu)改裝方案是成功的，國內(nèi)在該類測試中采用過以靜子為基準(zhǔn)、柔軸連接的方案，最高工作轉(zhuǎn)速約8000 r/min，在發(fā)動機(jī)起動瞬間柔軸扭斷。該結(jié)構(gòu)和所達(dá)到的轉(zhuǎn)速信號傳輸在國內(nèi)還是首次取得成功，經(jīng)2次試車?yán)鋮s系統(tǒng)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(zhuǎn)換基座分解后發(fā)現(xiàn)，定位軸軸向前端軸承還有部分油脂，軸承還可轉(zhuǎn)動，后端軸承滾珠發(fā)黑，油脂全無，在軸承的內(nèi)、外剛套未發(fā)現(xiàn)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(zhuǎn)換基座軸向定位，即該方案允許靜子比轉(zhuǎn)子向后多變形0.5 mm，超過該值則軸向變形不協(xié)調(diào)量產(chǎn)生的軸向力為后端軸承所承擔(dān)，前端軸承處于自由狀態(tài)，不受軸向力作用。從第1次試車分解結(jié)果看，支持軸向變形量超限的結(jié)論，但4 mm為渦輪轉(zhuǎn)、靜子間隙，是實(shí)際工作中轉(zhuǎn)、靜子軸向變形差的極限值。

為此，按轉(zhuǎn)、靜子軸向變形容差4 mm的能力進(jìn)行修改：

（1）重新設(shè)計定位軸，在軸端面加封嚴(yán)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(yán)齒配合面以軸承軸線為基準(zhǔn)，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(diào)節(jié)，用于改善發(fā)動機(jī)在不同狀態(tài)下轉(zhuǎn)、靜子軸向變形量的不協(xié)調(diào)；

（5）根據(jù)排氣段安裝端面同軸度測試結(jié)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(xiàn)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(zhuǎn)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(xù)試車過程中，定位軸、軸承完好。

2.2 有效數(shù)據(jù)記錄時間

在測試過程中發(fā)現(xiàn)，隨著試車時間的延長，引電器有超溫現(xiàn)象，有效數(shù)據(jù)記錄時間僅為10 min。

由于第3級盤后溫度較高，經(jīng)定位軸熱傳導(dǎo)，在10 min內(nèi)，轉(zhuǎn)換基座溫度可達(dá)150℃，產(chǎn)生長時間測試失效的問題。解決方案如下：

（1）隔熱。調(diào)整轉(zhuǎn)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(dá)引電器插頭焊接點(diǎn)；在盤心與第3級盤連接處增加1個石棉墊，降低熱傳導(dǎo)速度。在轉(zhuǎn)換基座與引電器座間，以及定位軸與引導(dǎo)器插頭間各加1隔熱石棉墊。

（2）冷卻。原排氣段5個支板內(nèi)均設(shè)置了1個引氣或引水、引氣復(fù)合軟管，其中7點(diǎn)鐘和5點(diǎn)鐘方向為復(fù)合冷卻管，即冷水管內(nèi)含冷氣管，保證引入的氣流不受經(jīng)過流道時熱氣流的影響。2個冷氣進(jìn)入冷卻水套內(nèi)后均一分二，其中經(jīng)減壓閥減壓后的冷氣，接入引電器；未經(jīng)減壓的冷氣則接入冷卻水套前端面的環(huán)腔。經(jīng)4個放氣口吹至定位軸前軸承的封嚴(yán)齒前端，給定位軸冷卻。測試車臺改造后，測試數(shù)據(jù)有效記錄時間可達(dá)20 min。管路結(jié)構(gòu)與實(shí)體如圖10、11所示。

圖9 轉(zhuǎn)、靜子軸向變形容差結(jié)構(gòu)

圖10 復(fù)合冷卻管路

3 測試結(jié)果

3.1 轉(zhuǎn)子溫度測試

3.1.1 測點(diǎn)布局

測點(diǎn)布置情況如圖12所示并見表1。

3.1.2 測試結(jié)果

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

圖11 冷卻水、氣臺架

圖12 轉(zhuǎn)子溫度測試點(diǎn)位置

表1 零件測點(diǎn)數(shù)

圖13 各狀態(tài)下的溫度值

3.2 動應(yīng)力測試

應(yīng)變計至起飛狀態(tài)有完整數(shù)據(jù)的10點(diǎn)，成活率50%。

3.2.1 測點(diǎn)布局

共設(shè)置20個測點(diǎn)測量轉(zhuǎn)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(yīng)力測試測點(diǎn)數(shù)目分配

3.2.2 測試結(jié)果

動測信號經(jīng)引電器引出至后端采集分析系統(tǒng)，動測時試車程序為慢掃描，即從發(fā)動機(jī)慢車狀態(tài)開始以恒定速率在1～2 min內(nèi)由推至起飛狀態(tài)而后勻速下拉回慢車。2次動測結(jié)果見表3。渦輪葉片在發(fā)動機(jī)工作狀態(tài)下部分振動響應(yīng)如圖14所示。

表3 基本動測結(jié)果

圖14 渦輪葉片在發(fā)動機(jī)工作狀態(tài)下部分振動響應(yīng)

4 創(chuàng)新性

本次測試，在以下幾個方面具有創(chuàng)新性：

（1）是國內(nèi)首次提出并實(shí)施以轉(zhuǎn)子為基準(zhǔn)、靜子為輔助隨動的轉(zhuǎn)、靜子信號傳輸方式，即主體質(zhì)量由轉(zhuǎn)子承擔(dān)，采用柔性承扭結(jié)構(gòu)與靜子相連，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)、靜子徑向變形不協(xié)調(diào)的容差。

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

（3）轉(zhuǎn)、靜子轉(zhuǎn)換采用雙推力軸承支承布局，雖然與傳統(tǒng)意義上的轉(zhuǎn)子采用推力軸承與棒軸承相組合的結(jié)構(gòu)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(tǒng)相對定位軸有微小的角度擺動，對發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)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(jīng)實(shí)踐證明，方案可行。

（4）首創(chuàng)復(fù)合式冷氣結(jié)構(gòu)，在冷卻水管中設(shè)置冷卻氣管，保證經(jīng)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(yán)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)，冷卻氣經(jīng)周向多孔吹于封嚴(yán)環(huán)處，即阻斷渦輪后熱氣進(jìn)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(dǎo)，延長引電器工作時間。

5 結(jié)論

（1）轉(zhuǎn)子溫度測試較為成功，獲得了各測試位置的溫度數(shù)據(jù)，能反映發(fā)動機(jī)各狀態(tài)的變化規(guī)律，為某型發(fā)動機(jī)渦輪部件的壽命評估提供基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。

（2）對比導(dǎo)葉壁溫和盤腔溫度測試結(jié)果，第1級轉(zhuǎn)子葉片1、2、3測點(diǎn)和第3級轉(zhuǎn)子葉片9測點(diǎn)的溫度數(shù)據(jù)是可信的，而第2級轉(zhuǎn)子葉片5測點(diǎn)的溫度偏低，在起飛狀態(tài)時該測點(diǎn)已損壞，在對比圖中起飛狀態(tài)以額定狀態(tài)測試結(jié)果代替，使用該點(diǎn)溫度時建議同時參考腔溫測試結(jié)果。

（3）輪盤壁面溫度測試結(jié)果與腔溫測試結(jié)果在規(guī)律上吻合，其中第2級盤心處沒有腔溫測試結(jié)果做比對，但在測試定位軸附近（第3級盤心后）的測試結(jié)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(tài)的停留時間較短，使得輪盤難以達(dá)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(yīng)用該數(shù)據(jù)時建議參考腔溫及示溫漆測試結(jié)果。

（4）在發(fā)動機(jī)工作狀態(tài)下（慢車至起飛），渦輪轉(zhuǎn)子葉片沒有出現(xiàn)明顯的共振現(xiàn)象。第1級轉(zhuǎn)子葉片最大振動應(yīng)力為84 MPa，振動頻率為206 Hz；第2級轉(zhuǎn)子葉片最大振動應(yīng)力為58 MPa，振動頻率為1030 Hz；第3級轉(zhuǎn)子葉片最大振動應(yīng)力為49 MPa，振動頻率為194 Hz。

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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(fā)動機(jī)渦輪技術(shù)研究工作；E-mail：909919195@qq.com。

楊春華，李成剛，倪慧妍，等.某型發(fā)動機(jī)渦輪轉(zhuǎn)子溫度和應(yīng)力測試研究[J].航空發(fā)動機(jī)，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）