渦輪增壓器葉輪軸心孔斷裂故障分析及改善 Failure Analysis and Improvement of the Fracture of the Inner Hole of the Turbocharger Impeller

李偉LI Wei 李國祥LI Guo-xiang 張健健ZHANG Jian-jian 李建平LI Jian-ping 王寧寧WANG Ning-ning 張曉林ZHANG Xiao-lin

摘要：針對(duì)可靠性試驗(yàn)過程中出現(xiàn)的葉輪從軸心孔位置斷裂的故障，進(jìn)行了故障分析及復(fù)現(xiàn)試驗(yàn)。通過仿真分析確認(rèn)葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力在133000r/min時(shí)為413.5MPa，明顯超出葉輪材料C354-T61-HIP的330MPa的抗拉強(qiáng)度，是導(dǎo)致葉輪斷裂的根本原因。優(yōu)化方案調(diào)整了輪背加工形式，葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力為350.5MPa，比原葉輪的413.5MPa減小15.2%，成功完成200小時(shí)可靠性試驗(yàn)?；诜抡娣治黾翱煽啃栽囼?yàn)驗(yàn)證，建議在實(shí)際使用工況下的葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力≤350MPa。

Abstract： Aiming at the failure of the impeller to break from the position of the inner hole during the reliability test， the failure analysis and recurrence test were carried out. Through simulation analysis， it is confirmed that the maximum centrifugal stress of the impeller inner hole is 413.5MPa at 133000r/min， which obviously exceeds the 330MPa tensile strength of the impeller material C354-T61-HIP， which is the root cause of impeller fracture. The optimization plan adjusted the impeller back processing form， the maximum centrifugal stress of the impeller inner hole is 350.5MPa， which is15.2% less than the original impeller's 413.5MPa， and the 200-hour reliability test was successfully completed. Based on simulation analysis and reliability test，it is suggested that the maximum centrifugal stress of impeller inner hole should be less than 350MPa under actual operating conditions.

關(guān)鍵詞：渦輪增壓器;葉輪斷裂;軸心孔;葉輪輪背;離心應(yīng)力

Key words： turbocharger;impeller fracture;inner hole;impeller back;centrifugal stress

中圖分類號(hào)：U463.1? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號(hào)：1674-957X（2021）22-0042-03

0? 引言

渦輪增壓器（以下簡稱增壓器）是一種高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械，一旦運(yùn)動(dòng)部件發(fā)生故障，將導(dǎo)致整個(gè)增壓器在極短時(shí)間內(nèi)損壞?，F(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)小型化及高升功率的發(fā)展趨勢使得增壓器轉(zhuǎn)速呈明顯增加趨勢。壓氣機(jī)葉輪（以下簡稱葉輪）作為高速旋轉(zhuǎn)零部件，是影響增壓器可靠性及壽命的關(guān)鍵零部件之一。葉輪的離心應(yīng)力與轉(zhuǎn)速的平方成正比，同時(shí)高轉(zhuǎn)速下氣流的不穩(wěn)定性明顯惡化，葉輪受到振動(dòng)應(yīng)力也明顯增加，葉輪的可靠性收到嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。國內(nèi)外很多學(xué)者對(duì)葉輪的故障及其改善進(jìn)行了大量研究。周怡[1]研究發(fā)現(xiàn)影響葉輪應(yīng)力的載荷因素中，離心載荷影響最大，熱載荷影響次之，壓力載荷影響最小。對(duì)離心壓氣機(jī)葉輪在不同工況下多載荷條件進(jìn)行耦合分析，對(duì)比了在不同加載方式下離心壓氣機(jī)最大等效應(yīng)力發(fā)生的位置及其強(qiáng)度大?。弘x心載荷和熱載荷共同作用、離心載荷和氣動(dòng)載荷共同作用、離心載荷、熱載荷和氣動(dòng)載荷三者共同作用時(shí)，最大等效應(yīng)力均發(fā)生在軸心孔底部，熱載荷對(duì)其起到加劇作用，氣動(dòng)載荷對(duì)其起到減弱作用，均不影響最大等效應(yīng)力發(fā)生的位置。嚴(yán)勇等[2]研究發(fā)現(xiàn)葉輪的輪背區(qū)域應(yīng)力主要集中在軸心孔底部和輪背中央?yún)^(qū)域。眭敏等[3]對(duì)某大型集中式空調(diào)系統(tǒng)的離心式冷水機(jī)組的一級(jí)葉輪的裂紋運(yùn)用多種失效分析手段并結(jié)合結(jié)構(gòu)建模及仿真，確定一級(jí)葉輪進(jìn)風(fēng)口葉片裂紋為工作環(huán)境下的應(yīng)力腐蝕，并采取降低焊接應(yīng)力及優(yōu)化葉片結(jié)構(gòu)方案，使其滿足腐蝕工作環(huán)境下的安全要求。童正明等[4]針對(duì)葉輪輪盤邊緣斷裂故障進(jìn)行有限元強(qiáng)度及模態(tài)分析，葉輪在61550r/min轉(zhuǎn)速附近和葉片旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的氣動(dòng)激振力共振，導(dǎo)致輪盤邊緣斷裂。通過優(yōu)化葉輪幾何參數(shù)解決了斷裂故障。馬辰生等[5]對(duì)導(dǎo)風(fēng)輪葉片進(jìn)行斷口形貌觀察、化學(xué)成分測定及強(qiáng)度校核計(jì)算分析失效原因，發(fā)現(xiàn)導(dǎo)風(fēng)輪毛坯鍛造變形不足，未將硬質(zhì)相充分擊碎分散，降低了材料的疲勞壽命。葉輪高速旋轉(zhuǎn)離心力作用下，在導(dǎo)風(fēng)輪葉片的進(jìn)氣邊硬質(zhì)相聚集區(qū)萌生了疲勞裂紋并擴(kuò)展，最終導(dǎo)致葉片斷裂。通過這些論文不難看出，對(duì)葉輪軸心孔斷裂故障研究較少，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)小型化及高升功率的發(fā)展，現(xiàn)在很多機(jī)型增壓器實(shí)際應(yīng)用轉(zhuǎn)速已達(dá)到最高設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速，使得葉輪的結(jié)構(gòu)可靠性分析變得愈為重要?？煽啃栽囼?yàn)驗(yàn)證過程中發(fā)生1起葉輪從軸心孔位置斷裂，為查找葉輪斷裂原因及解決葉輪斷裂問題，在仿真分析基礎(chǔ)上進(jìn)行葉輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，并對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證，以驗(yàn)證實(shí)際效果。

1? 增壓器參數(shù)、故障描述及復(fù)現(xiàn)試驗(yàn)

1.1 增壓器主要技術(shù)參數(shù)

增壓器型號(hào)JP85K，葉輪葉片為7長7短，葉型為前傾后彎式，葉輪進(jìn)、出口直徑分別為?58.5mm、?83mm、材料為C354-T61-HIP，屈服強(qiáng)度≥255MPa，抗拉強(qiáng)度≥330 MPa，延伸率≥3.5%，硬度≥98 HBW。渦輪進(jìn)、出口直徑分別為?69.5mm、?60mm，渦輪轉(zhuǎn)子浮動(dòng)軸承配合直徑?11mm。

1.2 故障描述

在機(jī)械工業(yè)內(nèi)燃機(jī)增壓系統(tǒng)重點(diǎn)試驗(yàn)室進(jìn)行JP85K型號(hào)增壓器可靠性試驗(yàn)到75小時(shí)的時(shí)候，試驗(yàn)人員突然聽到砰的一聲，停機(jī)發(fā)現(xiàn)葉輪從軸心孔位置斷裂成2塊，具體故障照片見圖1（a）?？煽啃栽囼?yàn)的具體工況：增壓器轉(zhuǎn)速133000r/min，渦輪進(jìn)口溫度750℃，潤滑油壓力400kPa，環(huán)境溫度30℃，壓氣機(jī)出口壓力及溫度分別為225kPa，200℃。

1.3 故障復(fù)現(xiàn)

對(duì)葉輪軸心孔斷裂進(jìn)行FTA分析，故障件葉輪的材料成分、力學(xué)性能，渦輪轉(zhuǎn)子的葉輪配合軸徑均符合設(shè)計(jì)要求。核實(shí)原先的測量數(shù)據(jù)，葉輪軸心孔的尺寸及形位公差、壓氣機(jī)葉前間隙等符合設(shè)計(jì)要求。對(duì)斷口進(jìn)行掃描電鏡分析，斷口處未發(fā)現(xiàn)明顯鑄造缺陷。基本排除過程控制因素后，初步懷疑是設(shè)計(jì)因素導(dǎo)致葉輪從軸心孔位置斷裂，為此進(jìn)行故障復(fù)現(xiàn)試驗(yàn)。新裝配1臺(tái)增壓器，試驗(yàn)前仔細(xì)核實(shí)葉輪材料成分、力學(xué)性能、軸心孔直徑及形位公差、壓氣機(jī)葉前間隙、渦輪轉(zhuǎn)子的葉輪配合軸徑等關(guān)鍵尺寸，確保故障復(fù)現(xiàn)試驗(yàn)樣機(jī)符合標(biāo)準(zhǔn)要求。為進(jìn)一步核實(shí)葉輪狀態(tài)，額外增加采用內(nèi)窺鏡觀察葉輪軸心孔內(nèi)部，確保缺陷尺寸等在限值范圍內(nèi)。故障復(fù)現(xiàn)的試驗(yàn)工況與當(dāng)初的故障工況保持一致。故障復(fù)現(xiàn)試驗(yàn)在進(jìn)行到85小時(shí)的時(shí)候，葉輪突然從軸心孔位置斷裂成2塊，認(rèn)真進(jìn)行了掃描電鏡斷口分析，確認(rèn)故障復(fù)現(xiàn)試驗(yàn)現(xiàn)象與原損壞增壓器相同，故障成功復(fù)現(xiàn)，后面將重點(diǎn)對(duì)葉輪軸心孔位置的應(yīng)力情況進(jìn)行分析及驗(yàn)證。

2? 模型及分析

2.1 仿真模型

葉輪在實(shí)際工作過程中，在氣動(dòng)載荷和離心力的共同作用下受力情況比較復(fù)雜。但由于壓氣機(jī)所壓縮的是新鮮的空氣，氣動(dòng)力對(duì)葉輪的作用相對(duì)于離心力而言并不是很大，本文分析只考慮離心應(yīng)力。采用Workbench2019 R1進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，具體分析步驟見圖1（b）。葉輪采用C354-T61-HIP材料，主要材料屬性為密度2690kg/m3，楊氏模量7.31*1010Pa，泊松比0.33。采用四面體網(wǎng)格，全局網(wǎng)格設(shè)置為1.4mm，考慮到葉根位置由于空間限制倒角很難做到很大，葉根網(wǎng)格設(shè)置為0.6mm，原斷裂狀態(tài)葉輪（以下簡稱原葉輪）網(wǎng)格數(shù)量為352095。靜強(qiáng)度分析過程中，葉輪約束形式必須和實(shí)際情況相吻合，葉輪大端、小端的端面分別與軸封、鎖緊緊固端面緊密配合，通過鎖緊螺母將葉輪與軸系旋轉(zhuǎn)部件緊固在一起，設(shè)置葉輪大端、小端的端面軸向位移為0mm。計(jì)算設(shè)置中弱彈簧打開，轉(zhuǎn)速設(shè)置133000r/min，與故障轉(zhuǎn)速相同。離心應(yīng)力統(tǒng)一采用等效應(yīng)力。

2.2 結(jié)果及分析

如圖2（a）所示，A為輪背厚度，B為葉輪的軸封配合直徑。原葉輪的具體輪背尺寸為黑色線所示：A為1.2mm、B為?15mm、12.5°斜邊和R60mm圓角結(jié)構(gòu)。原葉輪在133000r/min時(shí)軸心孔最大離心應(yīng)力為413.5MPa，已超出330kPa的抗拉強(qiáng)度標(biāo)準(zhǔn)。再結(jié)合故障件的材料成分、力學(xué)性能、關(guān)鍵尺寸測量及故障復(fù)現(xiàn)試驗(yàn)，確認(rèn)導(dǎo)致葉輪從軸心孔位置斷裂的根本原因是在133000r/min轉(zhuǎn)速時(shí)，葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力最大達(dá)到413.5MPa，明顯超出330MPa的抗拉強(qiáng)度，軸心孔產(chǎn)生緩慢塑性變形，經(jīng)歷一段時(shí)間后最終從軸心孔位置突然斷裂。

如圖2（a）所示，輪背厚度A分別為1mm、1.2mm、1.4mm和1.6mm時(shí)，軸心孔最大離心應(yīng)力分別為411.1MPa、413.5MPa、436.9MPa和439.2MPa。輪背厚度越小，軸心孔最大離心應(yīng)力越小。輪背厚度從1.6mm減小到1mm，軸心孔最大離心應(yīng)力從439.2MPa減小到411.1MPa，減小28.1MPa，有所改善，但仍明顯超出材料的拉伸強(qiáng)度。葉輪加工完成后，一般從輪背位置進(jìn)行單體平衡，單體平衡一般采用去除材料的方式進(jìn)行，單體平衡最小去除厚度一般是0.2mm，輪背厚度過小會(huì)導(dǎo)致結(jié)構(gòu)強(qiáng)度偏低，可能會(huì)引起葉輪輪背斷裂等其他故障。綜合考慮這些因素，優(yōu)化方案并沒有調(diào)整葉輪輪背厚度。將原葉輪輪背的12.5°斜邊結(jié)構(gòu)調(diào)整為圖2（a）所示的紅色R圓弧結(jié)構(gòu)。R圓弧分別為R20mm、R30mm、R40mm和R50mm時(shí)，軸心孔最大離心應(yīng)力分別為334.9MPa、333.8MPa、350.5MPa和362.1MPa，分別比原葉輪減小19%、19.3%、15.2%和12.4%，R20mm和R30mm差異較小，R30mm～R50mm間，隨著R圓弧增加，軸心孔最大離心應(yīng)力逐步增加。R圓弧為R40mm時(shí)，葉輪軸封配合直徑B依次為?12mm、?13mm、?15mm和?16mm時(shí)，軸心孔最大離心應(yīng)力分別為369.4MPa、359.2MPa、350.5MPa和347.9MPa，分別比原葉輪降低10.7%、13.1%、15.2%和15.9%。隨著葉輪的軸封配合直徑的增加，軸心孔最大離心應(yīng)力逐步降低。葉輪軸封配合直徑從?12mm增加到?16mm時(shí)，軸心孔最大離心應(yīng)力由369.4MPa降低到347.9MPa，降低21.5MPa，降低5.8%。調(diào)整葉輪的輪背厚度A、R圓弧和軸封配合直徑B，都可以通過調(diào)整加工程序的方式獲得，容易實(shí)施，加工工時(shí)、成本等基本不發(fā)生變化。

普通增壓器葉輪軸心孔是通孔，通過鎖緊螺母將葉輪和軸系零部件緊固在一起，此安裝形式以其成本低、容易實(shí)施而在國內(nèi)外增壓器上面得到廣泛應(yīng)用。如圖2（b）所示，將葉輪軸心孔由原先的通孔調(diào)整為盲孔，這樣裝配時(shí)不再需要鎖緊螺母，葉輪和渦輪轉(zhuǎn)子直接通過螺紋配合聯(lián)接在一起。盲孔葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力為317MPa，比原葉輪的413.5MPa降低96.5MPa，降低23.3%，改善效果非常明顯。盲孔與通孔相比，對(duì)設(shè)備的加工精度要求更高，需更換能夠從刀具中心出切削液的特殊刀具、專用的盲孔葉輪單體平衡機(jī)、加工工藝及工裝等。采用通孔葉輪的核心轉(zhuǎn)子總成整體動(dòng)平衡時(shí)一般是在鎖緊螺母上面去重，操作方便。盲孔葉輪由于沒有鎖緊螺母結(jié)構(gòu)，整體動(dòng)平衡只能在葉輪上面去重，需對(duì)整體動(dòng)平衡工藝進(jìn)行調(diào)整。此外，與通孔葉輪配合的鎖緊螺母和渦輪轉(zhuǎn)子軸都采用42CrMo材料，其硬度一般為HRC38～44，螺紋聯(lián)接強(qiáng)度高。而盲孔葉輪材料一般是鋁合金，其強(qiáng)度、硬度等要明顯低于42CrMo材料，因此盲孔葉輪的材料需進(jìn)行提升，同時(shí)還需要對(duì)軸心孔進(jìn)行適當(dāng)熱處理來提升強(qiáng)度。因此盲孔葉輪需對(duì)材料、工藝、設(shè)備等進(jìn)行系統(tǒng)性調(diào)整，成本要明顯高于通孔葉輪。

3? 試驗(yàn)驗(yàn)證及分析

綜合考慮成本及實(shí)施難度，可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證選擇如下優(yōu)化方案：輪背厚度A為1.2mm，軸封配合直徑B為?15mm，R圓弧為R40mm。優(yōu)化方案與原葉輪相比，只是將12.5°斜邊結(jié)構(gòu)調(diào)整為R40mm圓弧結(jié)構(gòu)。優(yōu)化方案133000r/min時(shí)，葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力為350.5MPa，比原葉輪的413.5MPa減小63MPa，減小15.2%。增壓器200小時(shí)可靠性試驗(yàn)在機(jī)械工業(yè)內(nèi)燃機(jī)增壓系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行。樣件準(zhǔn)備時(shí)重點(diǎn)對(duì)葉輪的材料成分、金相、軸心孔的尺寸及形位公差、壓氣機(jī)葉前間隙等進(jìn)行檢驗(yàn)控制，確保符合設(shè)計(jì)要求。

可靠性試驗(yàn)方法：增壓器運(yùn)行在120000r/min熱車20分鐘，然后進(jìn)行180小時(shí)額定工況試驗(yàn)：增壓器轉(zhuǎn)速133000r/min，渦輪進(jìn)口溫度750℃，潤滑油壓力400kPa，壓氣機(jī)出口壓力及溫度分別為225kPa，200℃。180小時(shí)額定工況試驗(yàn)后，進(jìn)行20小時(shí)的90000r/min～133000min循環(huán)工況試驗(yàn)，具體工況為：133000r/min穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)30分鐘，然后2分鐘從133000r/min降低到90000r/min，在90000r/min穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)30分鐘，然后2分鐘從90000r/min上升到133000r/min。90000r/min時(shí)，壓氣機(jī)出口壓力180kPa，133000r/min時(shí)的邊界與額定工況相同。循環(huán)工況試驗(yàn)后，進(jìn)行1小時(shí)超速超溫試驗(yàn)：增壓器轉(zhuǎn)速138000r/min，渦前溫度800℃，潤滑油壓力450kPa，壓氣機(jī)出口壓力及溫度分別為235kPa、215℃。潤滑油溫度、壓氣機(jī)出口溫度、進(jìn)氣溫度采用Pt100傳感器，精度IEC 751 B 級(jí);渦前溫度采用K型熱電偶，精度IEC 584 2級(jí);增壓器轉(zhuǎn)速采用電渦流轉(zhuǎn)速測試儀，精度0.01%。200小時(shí)可靠性試驗(yàn)完成后，增壓器正常。葉輪軸心孔尺寸、形位公差等均在設(shè)計(jì)范圍內(nèi)，用內(nèi)窺鏡觀察葉輪軸心孔，未見裂紋等異常問題，優(yōu)化整改方案基本滿足預(yù)期目標(biāo)。

4? 結(jié)論

針對(duì)可靠性試驗(yàn)過程中出現(xiàn)的葉輪從軸心孔位置斷裂的故障，進(jìn)行了故障分析及復(fù)現(xiàn)試驗(yàn)，通過仿真計(jì)算分析確認(rèn)葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力明顯超出材料抗拉強(qiáng)度是導(dǎo)致葉輪斷裂的根本原因?；诜抡嬗?jì)算分析，綜合考慮成本及實(shí)施難度，制定了優(yōu)化方案，優(yōu)化方案完成200小時(shí)可靠性試驗(yàn)，基本滿足預(yù)期可靠性目標(biāo)。

①原葉輪在133000r/min時(shí)，葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力達(dá)到413.5MPa，明顯超出葉輪材料C354-T61-HIP的330MPa的抗拉強(qiáng)度，是導(dǎo)致葉輪從軸心孔位置斷裂的根本原因。

②原葉輪輪背的12.5°斜邊加工調(diào)整為R圓弧，可以明顯改善葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力。R圓弧分別為R20mm、R30mm、R40mm和R50mm時(shí)，軸心孔最大離心應(yīng)力分別為334.9MPa、333.8MPa、350.5MPa和362.1MPa，分別比原狀態(tài)減小19%、19.3%、15.2%和12.4%。

③將葉輪軸心孔由原先的通孔調(diào)整為盲孔，軸心孔最大離心應(yīng)力為317MPa，比原狀態(tài)的413.5MPa降低96.5mPa，降低23.3%，改善效果非常明顯。但盲孔葉輪需要對(duì)工藝、設(shè)備等進(jìn)行系統(tǒng)性調(diào)整，成本要明顯高于通孔葉輪。增壓器常時(shí)間運(yùn)行在最高設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速或要求超高可靠性的場合，盲孔葉輪因其可以明顯改善葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力的優(yōu)勢會(huì)得到推廣應(yīng)用。

④葉輪輪背厚度對(duì)軸心孔最大離心應(yīng)力影響較小。葉輪輪背厚度分別為1mm、1.2mm、1.4mm和1.6mm，軸心孔最大應(yīng)力分別為411.1MPa、413.5MPa、436.9MPa和439.2MPa。輪背厚度越小，軸心孔最大離心應(yīng)力越小。

⑤優(yōu)化方案只是在原葉輪基礎(chǔ)上將輪背的12.5°調(diào)整為R40mm，在133000r/min時(shí)，軸心孔最大離心應(yīng)力為350.5MPa，比原狀態(tài)的413.5MPa減小15.2%。雖然略微超出抗拉強(qiáng)度，但該處壁厚較厚，實(shí)際應(yīng)用沒有發(fā)現(xiàn)異常問題。優(yōu)化方案完成200小時(shí)可靠性試驗(yàn)，基本滿足預(yù)期。基于仿真分析及可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證，建議在實(shí)際使用工況下的葉輪軸心孔最大離心應(yīng)力≤350MPa。

參考文獻(xiàn)：

[1]周怡.車用汽油機(jī)增壓器葉輪應(yīng)力-振動(dòng)失效計(jì)算與分析[D].北京理工大學(xué)，2016.

[2]嚴(yán)勇，倪計(jì)民，王琦瑋，石秀勇.基于ANSYS Workbench的葉輪有限元分析[J].上海汽車，2014，4（02）：20-23.

[3]眭敏，袁耀剛，陳景愛.離心式壓縮機(jī)葉輪裂紋成因分析及預(yù)防[J].制冷與空調(diào)，2020，20（10）：40-44.

[4]童正明，劉金龍，倪計(jì)民，王琦瑋，侯偉.離心壓氣機(jī)葉輪邊緣斷裂有限元分析[J].內(nèi)燃機(jī)工程，2014，35（02）：107-112.

[5]馬辰生，趙理志.某型增壓器導(dǎo)風(fēng)輪葉片斷裂失效分析[J].鐵道機(jī)車與動(dòng)車，2021，4（06）：41-43，6.