航空發(fā)動機(jī)離心葉輪高階模態(tài)振動故障研究

雷沫枝， 胡國安， 王月華， 王國文， 閻偉巍， 劉 超

(1.中國航發(fā)湖南動力機(jī)械研究所，湖南 株洲 412002; 2.航空發(fā)動機(jī)振動技術(shù)航發(fā)科技重點實驗室，湖南 株洲 412002)

先進(jìn)的航空發(fā)動機(jī)葉片造型復(fù)雜，工作條件惡劣，承受著氣動應(yīng)力、振動應(yīng)力、離心應(yīng)力、熱應(yīng)力、高溫氧化和熱腐蝕的綜合作用，在發(fā)動機(jī)研制、使用的整個壽命周期內(nèi)，葉片斷裂故障特別突出，據(jù)不完全統(tǒng)計，發(fā)動機(jī)故障中有70%～80%是由葉片故障引起的，葉片的可靠性成為發(fā)動機(jī)的關(guān)鍵問題[1-2]。國內(nèi)外就葉片斷裂故障開展了很多基于冶金和機(jī)械的故障研究[3-7]。

離心壓氣機(jī)具有壓比高、穩(wěn)定工作裕度寬、結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點，在中小型燃?xì)廨啓C(jī)和航空發(fā)動機(jī)上得到了廣泛的應(yīng)用[8]。為了進(jìn)一步提高發(fā)動機(jī)的性能，離心壓氣機(jī)要求更高的單級壓比、效率，離心壓氣機(jī)的負(fù)荷越來越高，葉片強(qiáng)度問題也更加突出。

某航空發(fā)動機(jī)雙級離心壓氣機(jī)在150 h持久試車期間，第一級離心葉輪大葉片發(fā)生進(jìn)氣邊及排氣邊斷裂掉塊故障(見圖1和圖2)。故障葉片斷口檢查結(jié)果表明斷裂源于高周疲勞。對葉片振動特性進(jìn)行了有限元分析，選取合適的振動應(yīng)力測點，實測壓氣機(jī)第一級離心葉輪大葉片在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的振動應(yīng)力，獲得了葉片故障部位振動應(yīng)力水平及對應(yīng)的共振轉(zhuǎn)速、共振頻率和激振源信息，確認(rèn)葉片的大應(yīng)力由離心葉輪出口徑向擴(kuò)壓器結(jié)構(gòu)因素激起的高階模態(tài)共振引起，這超出了著重關(guān)注低階共振的傳統(tǒng)設(shè)計經(jīng)驗。通過計算和試驗對離心葉輪葉片高周疲勞強(qiáng)度進(jìn)行分析，結(jié)果表明：葉片故障部位的振動應(yīng)力水平超過了其許用應(yīng)力水平，從而造成葉片疲勞斷裂。

圖1 離心葉輪大葉片進(jìn)氣邊斷裂掉塊Fig.1 Leading edge rupture of the centrifugal impeller main blades

圖2 離心葉輪大葉片排氣邊斷裂掉塊Fig.2 Trailing edge rupture of the centrifugal impeller main blades

1 離心葉輪強(qiáng)度設(shè)計與振動故障

1.1 離心葉輪概況

離心葉輪設(shè)計轉(zhuǎn)速為37 500 r/min，選用材料為鈦合金TC4。

離心葉輪材料基本力學(xué)性能數(shù)據(jù)見表1。

表1 離心葉輪材料數(shù)據(jù)Tab.1 Material data of the centrifugal impeller

1.2 葉片振動設(shè)計

葉片高周疲勞多數(shù)是共振引起的，其振動可分為高階模態(tài)振動和低階模態(tài)振動。葉片的振動疲勞故障中，低階模態(tài)的振動一般為單純的彎曲、扭轉(zhuǎn)振動，或者為簡單的彎扭復(fù)合，振動能量大，振動疲勞故障模式多表現(xiàn)為靠近葉片根部的斷裂，危害性很大，傳統(tǒng)設(shè)計時考慮的是盡可能在常用工況下避開這些低階振動。高階振動相對于低階振動分散性大，高階振動疲勞損傷常見形式為葉尖部位裂紋掉塊，引起的危害性相對低階振動小，而且在發(fā)動機(jī)常用工作轉(zhuǎn)速下避開所有高階振動很難。

該離心葉輪設(shè)計時，根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則只考慮葉片前3階頻率安全裕度，要求安全裕度大于5%。葉片固有頻率的安全裕度按式(1)計算

(1)

激振源一般考慮低階激振以及葉輪前后靜子激振源，激振源和激振倍頻數(shù)列于表2。

表2 激振源和激振倍頻數(shù)Tab.2 Exciting source and engine orders

葉輪穩(wěn)定工作轉(zhuǎn)速為NG1,NG2,NG3三個轉(zhuǎn)速(分別為設(shè)計轉(zhuǎn)速的72%,93%,109%)。葉片前3階固有頻率(n1,n2,n3)的共振Campbell圖如圖3所示，其中k=3,k=5的激振源在NG1,NG3的轉(zhuǎn)速下與葉片第1階固有頻率的安全裕度最小，按式(1)進(jìn)行安全裕度計算，其結(jié)果列于表3，可見葉片前3階模態(tài)頻率的安全裕度滿足要求。

圖3 葉片前3階頻率Campbell圖Fig.3 The Campbell diagram for blade 1st to 3rd modes

轉(zhuǎn)速模態(tài)階次安全裕度/%K=3K=5NG1155.4 6.8 NG3111.0 33.4

1.3 故障檢查

葉片斷裂故障發(fā)生后，進(jìn)行了材料、設(shè)計、制造方面的復(fù)查，除葉片表面存在劃痕及粗糙度超差外，其它均符合要求，不排除存在影響鈦合金疲勞強(qiáng)度的加工損傷。用掃描電鏡對斷口進(jìn)行分析，結(jié)果顯示葉片斷裂性質(zhì)為高周疲勞斷裂，疲勞源區(qū)呈線源，可見放射棱線特征，見圖4。疲勞源區(qū)附近可見高周疲勞擴(kuò)展，疲勞條帶寬度為0.06～0.07 μm，見圖5。

圖4 排氣邊故障部位疲勞源區(qū)Fig.4 Fatigue initiation of trailing edge rupture

圖5 排氣邊故障部位疲勞條帶Fig.5 Fatigue striation of trailing edge rupture

2 葉片高階振動特性分析

對葉輪在激振頻率范圍內(nèi)共20階振動模態(tài)及應(yīng)力分布進(jìn)行分析。采用ANSYS軟件進(jìn)行有限元前、后處理并進(jìn)行振動特性計算。葉片共有10對大、小葉片，結(jié)構(gòu)上具有循環(huán)對稱的特點，在計算時截取了包含一組大、小葉片的循環(huán)段進(jìn)行計算。采用十節(jié)點四面體單元劃分有限元網(wǎng)格，葉輪循環(huán)對稱段有限元模型共有87 245個單元，143 827個節(jié)點。在循環(huán)對稱面施加循環(huán)對稱約束，在輪盤上選取一個節(jié)點約束其軸向和周向位移。模態(tài)分析計算了0%,109%轉(zhuǎn)速下的頻率，用于創(chuàng)建Campbell圖，應(yīng)力分布分析計算工況為109%轉(zhuǎn)速。

Campbell分析結(jié)果表明離心葉輪在NG1～NG3穩(wěn)定工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在由激振源K=17激起n11～n20高階模態(tài)振動的可能(見圖6)。

圖6 葉輪高階振動Campbell圖分析Fig.6 The Campbell diagram of impeller high order

通過振動應(yīng)力分布分析和應(yīng)力敏感性分析，在故障部位附近選取對各階模態(tài)敏感的測點，用于確定振動應(yīng)力測試時應(yīng)變計粘貼的位置和方向，通常要求測點敏感度大于30%。所選測點局部坐標(biāo)系下的應(yīng)力分量與葉輪最大模態(tài)應(yīng)力的比值定義為測點敏感度。應(yīng)變計按照選取的測點坐標(biāo)和方向安裝，測量值可以通過敏感度換算為葉輪最大應(yīng)力部位的應(yīng)力或其它關(guān)注部位的應(yīng)力。

選取的振動應(yīng)力測點如圖7所示A點和B點，A點靠近葉片進(jìn)氣邊故障部位，B點靠近葉片排氣邊故障部位。A,B測點對各階模態(tài)的敏感性見表4，前20階振動模態(tài)中，有些階次是以小葉片振動為主，大葉片幾乎沒有什么振動，選擇測點時可以不考慮這些模態(tài)階次。A,B測點除第2階葉輪模態(tài)外，能反映其它各階以大葉片振動為主的葉輪模態(tài)，前述分析表明在已知激振源激勵下，第2階模態(tài)具有足夠的共振裕度。

圖7 葉輪振動應(yīng)力測試測點Fig.7 Impeller dynamic stress measurement points

階次頻率?敏感度/%AB12 20646.523 86234 29469.744 53855 65245.865 84724.576 02886 43844.497 14963.2107 492117 80163.1128 667138 83230.6149 54744.1159 9321610 26531.71710 62542.41810 7171911 21827.379.32011 377注:1)?頻率為109%轉(zhuǎn)速下的動頻;2)表中第4、第7、第10、第12、第15、第18、第20階為以小葉片振動為主的模態(tài),以灰色背景顯示;3)“-”為敏感度較差,小于20%

3 葉片動應(yīng)力測試

轉(zhuǎn)子葉片的動應(yīng)力測試由于能獲得葉片在氣動載荷和機(jī)械載荷下的振動響應(yīng)，評估葉片在整個工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的振動應(yīng)力水平，已成為發(fā)動機(jī)研制、排故必不可少的一種測試手段。轉(zhuǎn)子葉片動應(yīng)力測試技術(shù)雖然難度較大，但經(jīng)過多年的發(fā)展也取得了較大的突破[9-12]。

對該離心葉輪進(jìn)行了動應(yīng)力測試，A,B測點各周向分布于3個葉片上，共測試6個葉片，如圖8所示。A測點分布于1#,4#,7#葉片，B測點分布于2#,5#,8#葉片。測點標(biāo)記為1A,4A,7A,2B,5B,8B。

圖8 測點在葉輪上的周向分布Fig.8 Circumferential distribution of measurement point

測試結(jié)果見表5和圖9，表5為動應(yīng)力測試A,B測點的振動應(yīng)力峰值列表。

表5 動應(yīng)力測量測點峰值列表Tab.5 Peak value sheet of dynamic stress

由表5可見分布在不同葉片上的同一測試部位識別的共振轉(zhuǎn)速、共振頻率一致性較好，振動幅值具有一定分散性，體現(xiàn)了葉片之間振動特性的差異。其中1A，5B振動應(yīng)力最大。對于葉輪中其它未測量的葉片，其最大應(yīng)力值還有可能更高。A，B測點測到的最大應(yīng)變均出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速 39 300 r/min左右，共振頻率為11 150 Hz左右。結(jié)合葉輪的應(yīng)力分布分析結(jié)果和表4的頻率和敏感度分析結(jié)果，可以判斷：大葉片11 150 Hz附近的頻率為葉輪的第19階模態(tài)頻率。測到的其它振動頻率包含葉輪的第3、第8、第9、第11、第18階頻率，對應(yīng)的振動應(yīng)力峰值相對較小。基于表5數(shù)據(jù)進(jìn)行葉片共振Campbell圖分析(見圖9)，葉片的振動主要是由轉(zhuǎn)速頻率的17倍頻激起，激振源與離心葉輪出口有17個徑向擴(kuò)壓器葉片相關(guān)。

圖9 葉片動應(yīng)力測試結(jié)果Campbell圖Fig.9 The Campbell diagram of the dynamic stress

4 故障部位動應(yīng)力

根據(jù)振動應(yīng)力分布圖(見圖10)，以大葉片振動為主的葉輪第19階模態(tài)在大葉片進(jìn)氣邊及排氣邊故障部位屬于高應(yīng)力區(qū)。為了解葉片裂紋起源部位的振動應(yīng)力水平，需將測點A，B測點處的應(yīng)力換算到裂紋起源部位。基于葉輪應(yīng)力分布結(jié)果，進(jìn)行測點相對于裂紋起源部位的應(yīng)力敏感度分析，獲得測點處應(yīng)力相對于葉片裂紋起源部位應(yīng)力的百分比，以此換算出葉片裂紋起源部位的應(yīng)力水平。測點相對于故障部位的應(yīng)力敏感度計算結(jié)果列于表6。

圖10 第19階振動應(yīng)力分布Fig.10 Dynamic stress distribution of the 19th mode

測點19階進(jìn)氣邊裂紋起源部位排氣邊裂紋起源部位A66.6%B99.7%

葉片裂紋起源部位最大振動應(yīng)力換算結(jié)果見表7(葉片材料彈性模量E取110 GPa)。

表7 故障部位最大動應(yīng)力換算結(jié)果Tab.7 Maximum dynamic stress of the failure origin

5 葉片高周疲勞強(qiáng)度分析

葉片材料拉伸性能數(shù)據(jù)見表8，S-N疲勞強(qiáng)度數(shù)據(jù)見表9。

表8 材料拉伸性能Tab.8 Material tensile strength

表9 材料鍛坯室溫疲勞強(qiáng)度(R=-1,Kt=1)Tab.9 Wrought material fatigue strength at room temperature(R=-1,Kt=1)

傳統(tǒng)疲勞理論認(rèn)為當(dāng)材料循環(huán)次數(shù)超過1.0×107，S-N曲線趨于平緩，如果振動應(yīng)力幅度低于材料疲勞極限則材料具有無限壽命。近代超高周疲勞研究發(fā)現(xiàn)[13]，大多數(shù)材料都不存在傳統(tǒng)意義上的疲勞極限，鈦合金材料在超過1.0×107次循環(huán)后的疲勞強(qiáng)度仍然可以出現(xiàn)較大幅度的下降，如Ti-6Al-4V在4.0×107循環(huán)后S-N曲線出現(xiàn)第二個斜率拐點。動應(yīng)力實測結(jié)果表明大應(yīng)力共振的振動頻率在11 100 Hz左右，共振轉(zhuǎn)速為39 300 r/min(即設(shè)計轉(zhuǎn)速的104.8%)左右，考慮到不同葉片的頻率存在一定的分散性，對故障試驗件在故障發(fā)生前高轉(zhuǎn)速狀態(tài)(≥設(shè)計轉(zhuǎn)速的103.5%，對應(yīng)共振頻率≥11 000 Hz)的累計運行時間進(jìn)行了統(tǒng)計，在0.774～3.4 h，對應(yīng)的工作循環(huán)次數(shù)為3.0×107～1.3×108。因共振僅發(fā)生在該轉(zhuǎn)速區(qū)間的某一轉(zhuǎn)速下，實際振動循環(huán)次數(shù)應(yīng)低于此值。本文中故障疲勞源位于葉片表面，與超高周疲勞源更易發(fā)生于試驗件內(nèi)部的現(xiàn)象不是十分符合。從故障發(fā)生前的循環(huán)次數(shù)及斷口特征來看，更傾向于較大應(yīng)力的高周疲勞行為。

根據(jù)裂紋起源部位穩(wěn)態(tài)應(yīng)力分析結(jié)果和實測的振動應(yīng)力，繪制了裂紋起源部位的Goodman圖(見圖11、圖12)，其中排氣邊故障部位穩(wěn)態(tài)應(yīng)力較高，且穩(wěn)態(tài)應(yīng)力與振動應(yīng)力的大應(yīng)力區(qū)非常接近。進(jìn)、排氣邊兩處裂紋起源部位的工作溫度不同，在Goodman圖中振動應(yīng)力疲勞極限和穩(wěn)態(tài)應(yīng)力極限值不同。振動應(yīng)力疲勞極限取構(gòu)件振動疲勞試驗獲得的數(shù)據(jù)，低于材料疲勞極限。其中，考慮到構(gòu)件振動特性的差異和疲勞極限的分散性，許用振動應(yīng)力考慮了0.6的系數(shù)[14]。

大葉片進(jìn)氣邊裂紋起源處的實測最大振動應(yīng)力為120.1 MPa，高于考慮了安全系數(shù)的許用振動應(yīng)力113.8 MPa，大葉片排氣邊裂紋起源處的實測最大振動應(yīng)力為82.6 MPa，高于考慮了安全系數(shù)的許用振動應(yīng)力41.8 MPa。

圖11 大葉片進(jìn)氣邊裂紋起源部位的Goodman圖Fig.11 The Goodman diagram of the main blade leading edge failure origin

圖12 大葉片排氣邊裂紋起源處的Goodman圖Fig.12 The Goodman diagram of the main blade trailing edge failure origin

6 排故措施及驗證

根據(jù)動應(yīng)力測試和葉片疲勞強(qiáng)度分析結(jié)果，可以推斷葉片進(jìn)、排氣邊斷裂原因是裂紋起源部位的實測最大振動應(yīng)力超過了許用振動應(yīng)力。針對故障原因提出了排除這一故障的幾個途徑：

(1)由于葉片振動疲勞極限遠(yuǎn)低于材料疲勞極限，說明制造過程中損失了材料強(qiáng)度(經(jīng)檢測，葉片表面粗糙度存在超差，對葉片振動疲勞極限具有一定的影響)，通過優(yōu)化加工工藝，提高表面質(zhì)量和構(gòu)件疲勞極限，可以提高許用振動應(yīng)力。

(2)排氣邊故障部位穩(wěn)態(tài)應(yīng)力較高，穩(wěn)態(tài)應(yīng)力與振動應(yīng)力的大應(yīng)力區(qū)非常接近，通過優(yōu)化葉型，降低排氣邊故障部位穩(wěn)態(tài)應(yīng)力，將穩(wěn)態(tài)應(yīng)力與振動應(yīng)力的大應(yīng)力區(qū)分離，從而提高許用振動應(yīng)力。

(3)調(diào)低葉片高階共振頻率，在激振源階次不變的情況下共振轉(zhuǎn)速降低，減小該共振狀態(tài)的激振力，從而降低葉片在該狀態(tài)下的穩(wěn)態(tài)應(yīng)力和振動應(yīng)力。

從上述途徑入手，在不降低壓氣機(jī)氣動性能的前提下，開展制造工藝優(yōu)化、葉型設(shè)計優(yōu)化。

通過制造工藝優(yōu)化，葉片的疲勞極限由210 MPa提高至287 MPa。葉型優(yōu)化后，第19階模態(tài)振動大應(yīng)力區(qū)避開了位于葉輪出口的穩(wěn)態(tài)大應(yīng)力區(qū)，如圖13所示。各階模態(tài)頻率相比原設(shè)計幾乎都有所下降(見表10)。葉輪實測振動應(yīng)力水平降低，最大振動應(yīng)力為101 MPa。

圖13 改進(jìn)前后第19階振動應(yīng)力分布對比Fig.13 Comparison of the 19th mode dynamic stress distribution before and after improvement

模態(tài)階次模態(tài)頻率改進(jìn)前改進(jìn)后改進(jìn)前后比較12 2062 163-1.9%23 8623 691-4.4%34 2943 909-9.0%44 5384 195-7.6%55 6524 835-14.5%65 8475 588-4.4%76 0286 0370.1%86 4386 335-1.6%97 1496 862-4.0%107 4926 903-7.9%117 8017 414-5.0%128 6677 652-11.7%138 8328 420-4.7%149 5478 542-10.5%159 9329 127-8.1%1610 2659 309-9.3%1710 6259 816-7.6%1810 71710 143-5.4%1911 21810 347-7.8%2011 37710 667-6.2%

對改進(jìn)后的離心葉輪進(jìn)行強(qiáng)度分析，如圖14所示，表明葉片疲勞強(qiáng)度儲備滿足要求，且改進(jìn)后的離心葉輪通過了150 h持久試車考核驗證。

圖14 改進(jìn)后大葉片最大振動應(yīng)力處的Goodman圖Fig.14 The Goodman diagram of the main blade maximum dynamic stress location

7 結(jié) 論

(1)葉片動應(yīng)力測試結(jié)果表明，葉輪存在由發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速頻率的17倍頻激起的第19階共振，在大葉片進(jìn)、排氣邊故障部位形成較大動應(yīng)力。

(2)葉片動應(yīng)力測試和高周疲勞強(qiáng)度分析結(jié)果表明，葉片斷裂掉塊的故障原因與葉輪存在大應(yīng)力高階共振、葉片疲勞抗力偏低有關(guān)。

(3)針對故障原因采取了有效的綜合排故措施，包括：提高葉片自身抗疲勞性能、降低振動應(yīng)力、降低穩(wěn)態(tài)應(yīng)力等，增加了振動應(yīng)力裕度。

(4)設(shè)計準(zhǔn)則僅考慮避開離心葉輪低階(前3階)共振，實踐表明存在高階振動破壞，應(yīng)提高對葉輪高階、高頻振動問題的認(rèn)識，完善相應(yīng)設(shè)計準(zhǔn)則。研制過程中應(yīng)通過計算分析和動應(yīng)力測試充分研究激振頻率范圍內(nèi)的各階振動，特別是要關(guān)注重要激振因素可能激起的重要模態(tài)。

(5)中小型航空發(fā)動機(jī)工作轉(zhuǎn)速高，工作葉片激振頻率范圍寬，葉片固有頻率階次多，設(shè)計中無法完全避開共振，實測葉片振動應(yīng)力是評估葉片強(qiáng)度和改進(jìn)優(yōu)化設(shè)計的重要手段。