楊俊，張貴斌，祁圣英，李承彬

發(fā)動(dòng)機(jī)高壓兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)

楊俊1，2，張貴斌1，祁圣英1，李承彬3

(1.空軍西安局某軍事代表室，陜西西安710021；2.空軍工程大學(xué)工程學(xué)院，陜西西安710051；3.西安航空發(fā)動(dòng)機(jī)(集團(tuán))有限公司，陜西西安710021)

以某型發(fā)動(dòng)機(jī)高壓兩級(jí)渦輪盤(pán)為研究對(duì)象，通過(guò)有限元計(jì)算得到試驗(yàn)載荷系數(shù)，組裝和調(diào)試了全尺寸聯(lián)合試驗(yàn)件，完成了低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，得到了以傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔為定壽部位的兩級(jí)渦輪盤(pán)低循環(huán)疲勞壽命。兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合低循環(huán)疲勞試驗(yàn)在國(guó)內(nèi)尚屬首次，相對(duì)于單盤(pán)低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，更加符合發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作狀態(tài)，將傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔作為兩級(jí)渦輪盤(pán)的定壽部位更為合理。該聯(lián)合試驗(yàn)為外場(chǎng)渦輪盤(pán)重新定壽提供了依據(jù)。

渦輪盤(pán)；低循環(huán)疲勞壽命；傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔；聯(lián)合試驗(yàn)；有限元方法

1 引言

渦輪盤(pán)是航空燃?xì)鉁u輪發(fā)動(dòng)機(jī)的耐久性關(guān)鍵件和斷裂關(guān)鍵件，在高溫、高轉(zhuǎn)速下工作，所承受的載荷復(fù)雜，環(huán)境嚴(yán)酷，一旦發(fā)生破壞性故障將導(dǎo)致極其嚴(yán)重的后果。低循環(huán)疲勞失效是渦輪盤(pán)使用中最嚴(yán)重和耗資最大的問(wèn)題之一。據(jù)統(tǒng)計(jì)，航空發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)故障占總故障的60%～70%，而疲勞破壞又占發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)故障的80%～90%[1，2]。所以對(duì)渦輪盤(pán)低循環(huán)疲勞壽命進(jìn)行研究十分必要，而真實(shí)輪盤(pán)低循環(huán)疲勞試驗(yàn)更是整個(gè)輪盤(pán)定壽最重要和最關(guān)鍵的環(huán)節(jié)。

各航空大國(guó)都在發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范中明確了渦輪盤(pán)要按照安全循環(huán)壽命進(jìn)行設(shè)計(jì)的要求，并積極開(kāi)展渦輪盤(pán)低循環(huán)疲勞試驗(yàn)。P&W公司的輪盤(pán)低循環(huán)疲勞壽命設(shè)計(jì)系統(tǒng)，有15 000個(gè)材料低循環(huán)疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)和1 500個(gè)輪盤(pán)低循環(huán)疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)支持。R·R公司根據(jù)多年輪盤(pán)疲勞試驗(yàn)研究成果，在假設(shè)疲勞壽命服從對(duì)數(shù)正態(tài)分布的基礎(chǔ)上，給出了考慮輪盤(pán)疲勞壽命散度的S-N曲線和分散系數(shù)典型值[3]。美國(guó)在IHPTET計(jì)劃中的“部件和發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)評(píng)估”項(xiàng)目提出了對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)強(qiáng)度、可靠性及耐久性進(jìn)行驗(yàn)證的要求，在有關(guān)軍用標(biāo)準(zhǔn)[4，5]中給出了當(dāng)壽命分布符合二參數(shù)威布爾分布時(shí)，零件可靠壽命零故障試驗(yàn)設(shè)計(jì)示例。俄羅斯的航空發(fā)動(dòng)機(jī)輪盤(pán)強(qiáng)度與壽命設(shè)計(jì)體系也有類(lèi)似特點(diǎn)，僅中央航空發(fā)動(dòng)機(jī)研究院就有3套輪盤(pán)與轉(zhuǎn)子循環(huán)試驗(yàn)器，積累了100多個(gè)輪盤(pán)的超轉(zhuǎn)、破裂和低循環(huán)疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

在國(guó)內(nèi)，自20世紀(jì)70年代末開(kāi)始，以現(xiàn)役發(fā)動(dòng)機(jī)定壽、延壽和在研發(fā)動(dòng)機(jī)疲勞壽命設(shè)計(jì)工作為背景，開(kāi)展了輪盤(pán)低循環(huán)疲勞壽命研究。七五期間，國(guó)內(nèi)曾參照EGD-3[6]及蘇聯(lián)設(shè)計(jì)方法，對(duì)某型發(fā)動(dòng)機(jī)I級(jí)渦輪盤(pán)進(jìn)行了較全面的壽命研究[7]。八五和九五期間，空軍和工業(yè)部門(mén)參考英國(guó)國(guó)防標(biāo)準(zhǔn)[3]開(kāi)展了某型某系列發(fā)動(dòng)機(jī)輪盤(pán)壽命和可靠性研究[8～11]。西安航空發(fā)動(dòng)機(jī)公司曾對(duì)某型發(fā)動(dòng)機(jī)高壓Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)進(jìn)行了低循環(huán)疲勞試驗(yàn)[12]。十五期間，輪盤(pán)低循環(huán)疲勞壽命試驗(yàn)方法研究得到進(jìn)一步加強(qiáng)[14，15]。十一五期間，西安航空發(fā)動(dòng)機(jī)(集團(tuán))有限公司對(duì)某型發(fā)動(dòng)機(jī)所有輪盤(pán)開(kāi)展了相關(guān)的定壽工作。文獻(xiàn)[16]、[17]在文獻(xiàn)[8]的基礎(chǔ)上，研究并提出帶扭矩的渦輪盤(pán)高溫低循環(huán)疲勞試驗(yàn)技術(shù)，驗(yàn)證了渦輪扭矩對(duì)渦輪盤(pán)-軸連接銷(xiāo)釘孔區(qū)域疲勞壽命有重要影響。

然而，國(guó)內(nèi)已有的渦輪盤(pán)低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，都是針對(duì)單盤(pán)的低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，并將定壽部位選擇在盤(pán)心[8～11，16]。某型發(fā)動(dòng)機(jī)在使用過(guò)程中，發(fā)現(xiàn)高壓兩級(jí)渦輪盤(pán)最先在傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔處產(chǎn)生裂紋，而不是在盤(pán)心部位，故而應(yīng)將該兩級(jí)渦輪盤(pán)的定壽部位選擇在傳動(dòng)臂的銷(xiāo)釘孔處。R·R公司曾做過(guò)五次兩級(jí)盤(pán)聯(lián)合試驗(yàn)，但只給出了試驗(yàn)結(jié)果，并沒(méi)有給出試驗(yàn)過(guò)程。為了更好地模擬發(fā)動(dòng)機(jī)工作的真實(shí)狀態(tài)，本文在國(guó)內(nèi)首次采用兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合低循環(huán)疲勞試驗(yàn)方法來(lái)為該兩級(jí)渦輪盤(pán)重新定壽。

2 高壓兩級(jí)渦輪低循環(huán)疲勞試驗(yàn)設(shè)計(jì)

2.1 兩級(jí)渦輪盤(pán)應(yīng)力計(jì)算

為保證兩級(jí)渦輪盤(pán)試驗(yàn)狀態(tài)與工作狀態(tài)承受的載荷相同，首先對(duì)兩種狀態(tài)進(jìn)行應(yīng)力分析。

(1)渦輪盤(pán)組合件有限元模型

兩級(jí)渦輪盤(pán)有限元模型如圖1所示，采用有限元計(jì)算軟件ANSYS建立。渦輪盤(pán)材料為GH901，單元采用solid45，單元尺寸為1.5，銷(xiāo)釘孔面單元尺寸為0.5。模型中共有161 846個(gè)單元，121 999個(gè)節(jié)點(diǎn)。傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔處的局部放大如圖2所示。

(2)工作狀態(tài)約束和載荷

工作狀態(tài)下渦輪盤(pán)轉(zhuǎn)速為12 640 r/min，Ⅰ、Ⅱ級(jí)渦輪盤(pán)輪緣外載分別為131.74 MPa和156.82 MPa。在Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)與軸連接處施加軸向和周向約束，在銷(xiāo)釘孔內(nèi)壁施加載荷，模擬其傳遞扭矩。兩級(jí)盤(pán)連接處施加位移協(xié)調(diào)條件。Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)內(nèi)孔溫度575℃，輪緣溫度625℃；Ⅱ級(jí)渦輪盤(pán)內(nèi)孔溫度575℃，輪緣溫度615℃。溫度按照四次方分布，如下式所示。渦輪盤(pán)溫度分布如圖3所示，等效應(yīng)力如圖4所示。

圖1 兩級(jí)渦輪盤(pán)有限元模型Fig.1 Finite element model of the two-stage turbine disk

圖2 銷(xiāo)釘孔處的局部放大圖Fig.2 Partial enlargement of pin holes

式中：T為所求半徑R處溫度，T0為盤(pán)中心孔處溫度，Tb為盤(pán)輪緣處溫度，R0為盤(pán)中心孔處半徑，Rb為盤(pán)輪緣處半徑。

(3)試驗(yàn)狀態(tài)約束和載荷

蹲點(diǎn)入戶解難題 同心共謀促發(fā)展（杭州市國(guó)土資源局蕭山分局瓜瀝調(diào)研組）................................................7-47

圖3 工作狀態(tài)下兩級(jí)渦輪盤(pán)的溫度分布Fig.3 Temperature distribution of the two-stage turbine disk at working conditions

由于試驗(yàn)器施加的是均勻溫度場(chǎng)，為保證主要考核點(diǎn)等效應(yīng)力與工作狀態(tài)下盡可能接近，需要對(duì)載荷進(jìn)行調(diào)整。該試驗(yàn)用兩級(jí)渦輪盤(pán)采用與真實(shí)葉片離心力相同的工藝葉片，即輪緣外載保持不變。具體參數(shù)如下：轉(zhuǎn)速不變，溫度場(chǎng)均勻且取525℃，位移約束與工作狀態(tài)相同，銷(xiāo)釘孔不施加扭轉(zhuǎn)載荷。兩級(jí)渦輪盤(pán)的等效應(yīng)力如圖5所示。

圖4 工作狀態(tài)下渦輪盤(pán)的等效應(yīng)力Fig.4 Equivalent stress of the turbine disk at working conditions

圖5 試驗(yàn)狀態(tài)渦輪盤(pán)的等效應(yīng)力Fig.5 Equivalent stress of the turbine disk at test conditions

從應(yīng)力分析結(jié)果看出，渦輪盤(pán)最大應(yīng)力出現(xiàn)在傳動(dòng)臂的銷(xiāo)釘孔處，這是由于發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)扭矩主要由銷(xiāo)釘孔來(lái)傳遞，因此銷(xiāo)釘孔受力情況最為惡劣。

(4)考核點(diǎn)載荷系數(shù)確定

由于試驗(yàn)狀態(tài)和工作狀態(tài)下的應(yīng)力存在一定差異，為了描述這種差異程度，需要引入載荷系數(shù)(試驗(yàn)器系數(shù))，定義為：

式中：σr為試驗(yàn)器脈動(dòng)循環(huán)的最大應(yīng)力，σst為工作狀態(tài)標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力循環(huán)的最大應(yīng)力，σbst為標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力循環(huán)溫度下材料的拉伸強(qiáng)度極限，σbr為試驗(yàn)器試驗(yàn)溫度下材料的拉伸強(qiáng)度極限，σr/σst為應(yīng)力比，σbst/σbr為考慮溫度差異對(duì)應(yīng)力比值的修正。根據(jù)式(3)確定各考核點(diǎn)的載荷系數(shù)，結(jié)果如表1所示?？梢?jiàn)，考核點(diǎn)的載荷系數(shù)符合試驗(yàn)方案的設(shè)計(jì)要求[3]。

表1 各考核點(diǎn)的載荷系數(shù)Table 1 Loading coefficient of the assessment location

2.2 試驗(yàn)方案

本次試驗(yàn)采用兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合試驗(yàn)的方式，具體試驗(yàn)裝置如圖6所示。試驗(yàn)用兩級(jí)渦輪盤(pán)為工廠正常批產(chǎn)未裝機(jī)使用過(guò)的新盤(pán)。為確保兩級(jí)渦輪盤(pán)在輪盤(pán)循環(huán)旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上安全運(yùn)轉(zhuǎn)，按試驗(yàn)載荷分別對(duì)試驗(yàn)轉(zhuǎn)子上的隔圈、工藝軸、封嚴(yán)圈等部位進(jìn)行了有限元應(yīng)力分析和強(qiáng)度校核，確認(rèn)整個(gè)試驗(yàn)件的壽命薄弱部位仍在傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔處；試驗(yàn)件在轉(zhuǎn)速10 000 r/min下進(jìn)行了動(dòng)平衡，調(diào)整后試驗(yàn)轉(zhuǎn)子水平振動(dòng)值為20g，滿足試驗(yàn)器對(duì)渦輪盤(pán)試驗(yàn)件振動(dòng)值不超過(guò)3g的要求。

圖6 兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合試驗(yàn)結(jié)構(gòu)圖Fig.6 Joint test structure of the two-stage turbine disk

由于渦輪盤(pán)中心孔出現(xiàn)裂紋時(shí)擴(kuò)展速率較快，可能導(dǎo)致盤(pán)破裂引發(fā)危險(xiǎn)性故障，而傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔出現(xiàn)裂紋時(shí)影響可能不大(根據(jù)具體試驗(yàn)裂紋萌生壽命、擴(kuò)展速率及方向確定)。所以，試驗(yàn)過(guò)程中若中心孔未出現(xiàn)裂紋時(shí)，傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔已出現(xiàn)裂紋，只要裂紋局限在傳動(dòng)臂安裝邊，未通過(guò)傳動(dòng)臂向輪盤(pán)本體擴(kuò)展，則繼續(xù)試驗(yàn)；若發(fā)現(xiàn)裂紋已通過(guò)傳動(dòng)臂向輪盤(pán)本體擴(kuò)展，則終止試驗(yàn)，輪盤(pán)壽命按此時(shí)的循環(huán)數(shù)確定。

2.3 試驗(yàn)結(jié)果

在完成2 000次試驗(yàn)循環(huán)后，對(duì)試驗(yàn)件進(jìn)行目視檢查，未發(fā)現(xiàn)裂紋；在完成3 500次試驗(yàn)循環(huán)后，對(duì)試驗(yàn)件進(jìn)行熒光探傷檢查，發(fā)現(xiàn)傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔全部出現(xiàn)裂紋。其中Ⅱ級(jí)渦輪盤(pán)傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔(與榫齒第0齒相對(duì)應(yīng)的銷(xiāo)釘孔為1#孔，其余按順時(shí)針?lè)较蚺判?，如圖7所示)13#、16#孔12點(diǎn)方向的裂紋已穿透。試驗(yàn)繼續(xù)進(jìn)行，每500次試驗(yàn)循環(huán)進(jìn)行一次無(wú)損探傷檢查，完成5 000次試驗(yàn)循環(huán)后終止試驗(yàn)。在完成4 000次試驗(yàn)循環(huán)后，Ⅱ級(jí)渦輪盤(pán)傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔13#、16#孔6點(diǎn)方向裂紋較長(zhǎng)，裂紋已延伸至封嚴(yán)齒處，最長(zhǎng)為24 mm。在完成5 000次試驗(yàn)循環(huán)后，Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)裂紋擴(kuò)展緩慢，Ⅱ級(jí)渦輪盤(pán)擴(kuò)展快，其中13#、16#、4#孔6點(diǎn)方向裂紋較長(zhǎng)，已擴(kuò)展至轉(zhuǎn)接r處，最長(zhǎng)35 mm。其中13#孔裂紋如圖8所示。對(duì)高壓兩級(jí)渦輪盤(pán)進(jìn)行特征尺寸檢查，均無(wú)明顯變形。為此，將聯(lián)合試驗(yàn)循環(huán)數(shù)定為5 000次循環(huán)。

圖8 5000次試驗(yàn)循環(huán)后Ⅱ級(jí)渦輪盤(pán)傳動(dòng)臂13#銷(xiāo)釘孔的裂紋Fig.8 The Crack of the 2ndstage turbine disk transmission arm pin hole No.13 in 5 000 test cycles

根據(jù)文獻(xiàn)[3]，批準(zhǔn)預(yù)定安全循環(huán)壽命Fr為：

式中：Y為壽命散度系數(shù)，N為試驗(yàn)器循環(huán)數(shù)。

這樣，公式(4)提供了一個(gè)既有強(qiáng)度又有壽命散度的安全保障。根據(jù)文獻(xiàn)[3]處理方法，當(dāng)只有一個(gè)試驗(yàn)結(jié)果時(shí)，壽命散度系數(shù)為4。但考慮到銷(xiāo)釘孔處應(yīng)力較高，疲勞壽命分散度小，壽命分散系數(shù)取4不是很合理。傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔共有16個(gè)，按照銷(xiāo)釘孔裂紋擴(kuò)展到盤(pán)轉(zhuǎn)接r處作為故障，符合基于正態(tài)分布任意第k個(gè)試驗(yàn)壽命次序來(lái)確定散度系數(shù)[12]。根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果，確定由3個(gè)銷(xiāo)釘孔裂紋擴(kuò)展到盤(pán)轉(zhuǎn)接r處作為故障。故而得到16個(gè)樣本的第4個(gè)壽命次序量散度系數(shù)為2.297 2[12](可靠度p=99.87%、置信度γ=95%，對(duì)數(shù)壽命方差σ=0.13)，由該散度系數(shù)得到的預(yù)定安全循環(huán)數(shù)如表2所示。但最終的安全循環(huán)壽命需根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)外場(chǎng)使用和返廠抽檢情況來(lái)最終決定。

圖7 試驗(yàn)渦輪盤(pán)銷(xiāo)釘孔編號(hào)示意圖Fig.7 Pin holes number of the test turbine disk

表2 兩級(jí)渦輪盤(pán)預(yù)定安全壽命Table 2 Predicted safety life of two-stage turbine disk

3 與早期單盤(pán)低循環(huán)疲勞試驗(yàn)的對(duì)比分析

上世紀(jì)90年代，西安航空發(fā)動(dòng)機(jī)公司曾在立式旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上對(duì)該型發(fā)動(dòng)機(jī)高壓Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)進(jìn)行過(guò)低循環(huán)疲勞試驗(yàn)。當(dāng)時(shí)該型發(fā)動(dòng)機(jī)剛剛國(guó)產(chǎn)化，高壓Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)疲勞壽命考核點(diǎn)定在盤(pán)心。試驗(yàn)采用截短的工藝葉片，同時(shí)切斷了傳動(dòng)臂(如圖9所示)，在500℃均勻溫度場(chǎng)下進(jìn)行，試驗(yàn)循環(huán)轉(zhuǎn)速下限為750 r/min、上限為14 700 r/min。最后得到輪盤(pán)循環(huán)總壽命為13 388[13]，散度系數(shù)采用2.3[13]，得到輪盤(pán)標(biāo)準(zhǔn)循環(huán)數(shù)為5 820。采用同樣的換算率1.86，當(dāng)時(shí)高壓Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)的壽命應(yīng)為3 129 h，如果按照該型發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)壽命650 h計(jì)算，須經(jīng)過(guò)4次大修，高壓Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)才需要更換。但根據(jù)傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔的小時(shí)壽命，此時(shí)銷(xiāo)釘孔的裂紋早已擴(kuò)展至與盤(pán)身轉(zhuǎn)接r處，若不及時(shí)更換，會(huì)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的使用造成極大的安全隱患。通過(guò)兩種試驗(yàn)對(duì)比分析，有：

(1)由于單盤(pán)試驗(yàn)按照傳統(tǒng)的盤(pán)心定壽方法來(lái)進(jìn)行低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，并且考核過(guò)程中切斷了傳動(dòng)臂，加之盤(pán)心所承受的應(yīng)力比傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔的要低得多(如圖10所示)，故而通過(guò)盤(pán)心定壽的循環(huán)數(shù)較多，通過(guò)傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔定壽循環(huán)數(shù)較少。

(2)大量的部隊(duì)反饋信息和發(fā)動(dòng)機(jī)修理信息表明，該高壓渦輪盤(pán)最先在傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔出現(xiàn)裂紋，而不在盤(pán)心，當(dāng)傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔的裂紋擴(kuò)展到盤(pán)體，將對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的安全產(chǎn)生很大影響，故而按照兩級(jí)渦輪盤(pán)的傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔來(lái)定壽更加合理。

圖9 Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)切掉傳動(dòng)臂示意圖Fig.9 The 1ststage turbine disk without transmission arm

圖10 Ⅰ級(jí)渦輪盤(pán)切掉傳動(dòng)臂應(yīng)力云圖Fig.10 Equivalent stress of the 1ststage turbine disk without transmission arm

(3)單盤(pán)試驗(yàn)因固定問(wèn)題不能直接驗(yàn)證傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔的循環(huán)數(shù)，這與實(shí)際情況有很大不同；而兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合試驗(yàn)可直接針對(duì)傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔進(jìn)行低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，試驗(yàn)狀態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作狀態(tài)十分接近，并且在換算標(biāo)準(zhǔn)循環(huán)數(shù)時(shí)考慮了載荷系數(shù)和散度系數(shù)，使得試驗(yàn)結(jié)果更加可靠。

4 結(jié)論

(1)考慮到某型發(fā)動(dòng)機(jī)高壓兩級(jí)渦輪盤(pán)傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔比盤(pán)心先產(chǎn)生裂紋，提出采用兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合低循環(huán)疲勞試驗(yàn)方案，并以該型發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪盤(pán)為對(duì)象，組裝和調(diào)試了一件全尺寸兩級(jí)渦輪盤(pán)轉(zhuǎn)子試驗(yàn)件。該試驗(yàn)件的成功制作，標(biāo)志著兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合低循環(huán)疲勞試驗(yàn)的設(shè)計(jì)方法切實(shí)可行。

(2)通過(guò)有限元分析，計(jì)算了渦輪盤(pán)工作狀態(tài)和試驗(yàn)狀態(tài)的應(yīng)力，以及兩級(jí)盤(pán)試驗(yàn)載荷系數(shù)，證明試驗(yàn)方案較為合理。在立式旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上完成了一個(gè)全尺寸兩級(jí)渦輪盤(pán)高溫低循環(huán)疲勞試驗(yàn)，試驗(yàn)過(guò)程中，高壓兩級(jí)渦輪盤(pán)特征尺寸均無(wú)明顯變化，盤(pán)心和榫齒部位均未發(fā)現(xiàn)裂紋，且試驗(yàn)結(jié)果與外場(chǎng)輪盤(pán)真實(shí)裂紋情況一致，驗(yàn)證了兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合試驗(yàn)轉(zhuǎn)子能夠在旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)器上進(jìn)行有效考核。

(3)高壓兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合試驗(yàn)循環(huán)數(shù)為5 000循環(huán)，兩級(jí)盤(pán)批準(zhǔn)預(yù)定安全循環(huán)數(shù)分別為2 531、2 354，明顯低于按照盤(pán)心定壽的單盤(pán)5 820個(gè)批準(zhǔn)預(yù)定安全循環(huán)數(shù)。故而為了保證該型發(fā)動(dòng)機(jī)的安全，應(yīng)將兩級(jí)渦輪盤(pán)定壽部位選擇在傳動(dòng)臂銷(xiāo)釘孔處。本次試驗(yàn)采用兩級(jí)渦輪盤(pán)聯(lián)合試驗(yàn)，輪盤(pán)的連接方式與在發(fā)動(dòng)機(jī)上的完全一致，相比切掉傳動(dòng)臂的單盤(pán)試驗(yàn)，更加接近實(shí)際工作狀態(tài)，試驗(yàn)結(jié)果也更加可信、有效，同時(shí)也為該型發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪盤(pán)重新定壽提供了極為關(guān)鍵的試驗(yàn)依據(jù)。

[1]呂文林.航空渦噴、渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則(研究報(bào)告)：第二冊(cè)——輪盤(pán)[K].北京：中國(guó)航空發(fā)動(dòng)機(jī)總公司發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)工程局，1997.

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Joint Test of Two-Stage HP Turbine Disk Low Cycle Fatigue Life

YANG Jun1，2，ZHANG Gui-bin1，QI Sheng-ying1，LI Cheng-bin3
(1.A Military Representative Office，Airforce Xi’an Bureau，Xi’an 710021，China；2.Engineering Institute，Airforce Engineering University，Xi’an 710051，China；3.Xi’an Aero-engine(Group)Ltd.，Xi’an 710021，China)

Taking a two-stage turbine disk as the study object,the test loading coefficient was got by finite element calculation,a full-scale turbine disk test rig was fabricated and debugged,and then was tested for LCF.Comparing with the life assessment of single disk low cycle fatigue life,the test of two-stage turbine disk low cycle fatigue life which was firstly implemented in China was more accordant with the practical working conditions.It was more reasonable to take the transmission arm pin holes as the life assessment part of the two-stage turbine disk and the joint test provided the field basis for the disk life reassessment.

turbine disk；low cycle fatigue life；transmission arm pin hole；joint test；finite element method

V231.95

A

1672-2620(2012)01-0009-05

2011-05-31；

2011-12-13

楊俊(1979-)，男，山西太原人，博士研究生，主要從事航空發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度壽命的研究。