洪亮，古遠(yuǎn)興，雷新亮，饒云松，王樂

(中國燃?xì)鉁u輪研究院，四川成都610500)

航空發(fā)動機(jī)葉片突丟后動載荷對螺栓強(qiáng)度的影響

洪亮，古遠(yuǎn)興，雷新亮，饒云松，王樂

(中國燃?xì)鉁u輪研究院，四川成都610500)

航空發(fā)動機(jī)使用過程中，若發(fā)生葉片丟失，除了會導(dǎo)致非包容性破壞外，還會產(chǎn)生動態(tài)載荷，從而可導(dǎo)致發(fā)動機(jī)的連接螺栓破壞，引發(fā)更大的故障。針對風(fēng)扇試驗件試驗時因葉片丟失而引發(fā)的連接螺栓斷裂故障，計算了單個風(fēng)扇葉片丟失后轉(zhuǎn)子支點處產(chǎn)生的動態(tài)載荷，分析了動態(tài)載荷作用下危險截面處螺栓的應(yīng)力，并結(jié)合斷口分析結(jié)果驗證了分析結(jié)果的正確性。本研究成果可為航空發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子在葉片丟失情況下的強(qiáng)度設(shè)計提供極限載荷輸入。

航空發(fā)動機(jī)；葉片丟失；螺栓；動載荷；斷裂；有限元

1 引言

隨著航空發(fā)動機(jī)性能的提高，其葉片的工作環(huán)境越發(fā)惡劣，葉片斷裂時有發(fā)生，即使是國外成熟的發(fā)動機(jī)也不能避免。如斯貝MK202發(fā)動機(jī)在英國皇家空軍使用期間，低壓壓氣機(jī)二級轉(zhuǎn)子葉片總共斷裂32起[1]。美國PW2037發(fā)動機(jī)高壓壓氣機(jī)一級葉片，在1年零4個月的時間內(nèi)連續(xù)斷裂5片葉片，其中2次在2個月內(nèi)連續(xù)斷裂[2]。

葉片丟失除了可能直接打穿機(jī)匣造成非包容性破壞之外，還會引發(fā)很大的不平衡響應(yīng)，使聯(lián)接構(gòu)件承受很大的動態(tài)載荷。為避免葉片突丟引發(fā)更大故障，文獻(xiàn)[3]中規(guī)定：“在最大允許穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速下發(fā)生葉片飛出時，發(fā)動機(jī)不得出現(xiàn)下述情況：非包容著火；轉(zhuǎn)子、軸承、軸承座或安裝節(jié)的災(zāi)難性損壞；超轉(zhuǎn)狀態(tài)；導(dǎo)管內(nèi)易燃的液體泄漏；或者使發(fā)動機(jī)喪失停車能力?！蹦壳?，部分學(xué)者對葉片丟失后的機(jī)匣包容性開展了大量研究，建立了相應(yīng)設(shè)計方法并進(jìn)行了相關(guān)試驗驗證[4-5]，開展了葉片丟失后轉(zhuǎn)子瞬態(tài)響應(yīng)方面的分析方法研究[6-9]，但對于葉片丟失后的聯(lián)接件強(qiáng)度評估分析方法還鮮有報道。

本文以風(fēng)扇試驗件轉(zhuǎn)子為對象，研究了單個風(fēng)扇葉片丟失后產(chǎn)生的不平衡響應(yīng)，得到了支點處不平衡響應(yīng)作用下的動態(tài)載荷；根據(jù)動態(tài)載荷特點，提出了一種安裝邊螺栓在動態(tài)載荷作用下的強(qiáng)度分析方法，并應(yīng)用該方法求得了螺栓危險截面的應(yīng)力，為螺栓斷裂原因分析提供了有力支撐。

2 風(fēng)扇試驗件結(jié)構(gòu)及故障簡介

風(fēng)扇試驗件結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示，主要由兩級風(fēng)扇轉(zhuǎn)子、風(fēng)扇軸、前后支撐及靜子件組成。試驗中，第二級風(fēng)扇轉(zhuǎn)子的一個葉片丟失，直接導(dǎo)致圖中標(biāo)號為4#的螺栓斷裂。4#螺栓為長D頭螺栓，故障后其斷裂形貌如圖2所示，螺栓均在螺桿上的凹槽處斷裂。斷口分析結(jié)論為螺栓被大載荷瞬時拉斷。

圖1 風(fēng)扇試驗件結(jié)構(gòu)簡圖Fig.1 Test rotor structure

圖2 螺栓斷裂形貌Fig.2 Appearance of fractured bolt

3 動態(tài)載荷分析

3.1 分析方法

3.1.1 支點動態(tài)載荷獲取方法

葉片掉塊或折斷飛脫時，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的響應(yīng)為突加不平衡響應(yīng)，屬瞬態(tài)響應(yīng)，本文主要分析穩(wěn)態(tài)工作轉(zhuǎn)速下的突加不平衡響應(yīng)。為模擬葉片突然飛出而突加的不平衡量效果，假設(shè)不平衡響應(yīng)發(fā)生的時間段在0.1～1.0 s之間，計算時后考慮支點處阻尼對動態(tài)載荷的影響，獲得不同阻尼時支點處的動態(tài)載荷。

3.1.2 動態(tài)載荷作用下螺栓安裝邊受力分析方法

動態(tài)載荷會通過支點傳遞到4#螺栓所處的安裝邊。4#螺栓的止口結(jié)構(gòu)承受支點處傳來的剪力，而4#螺栓不承受剪力，僅承受動態(tài)載荷產(chǎn)生的彎矩。在該動態(tài)載荷作用下，安裝邊處的彎矩大小可利用理論力學(xué)的方法求得。安裝邊受力分析如圖3所示。

由于轉(zhuǎn)子為對稱結(jié)構(gòu)，故只需分析水平或垂直方向上的受力。根據(jù)受力分析，垂直方向的平衡方程式為：

圖3 4#螺栓所處安裝邊受力分析圖Fig.3 Force analysis of bolt 4#mounting side

根據(jù)公式(1)可求得安裝邊處垂直方向合力FX與水平方向彎矩MY大小，同理可得水平方向合力FY與垂直方向彎矩MX大小。代入公式(2)，可求得安裝邊合力與彎矩的絕對值。

3.2 分析結(jié)果

3.2.1 支點動態(tài)載荷分析結(jié)果

利用軸承單元中的支點監(jiān)測功能，獲得支點動態(tài)載荷隨時間的變化。圖4、圖5分別為前支點阻尼等于2 000(N·s)/m和10 000(N·s)/m時，前后支點動態(tài)載荷隨時間的變化曲線。可見：在葉片丟失后瞬間，支點動態(tài)載荷會瞬間升高，然后在阻尼作用下趨于穩(wěn)定；阻尼越大，支點動態(tài)載荷趨于穩(wěn)定所需時間越短。

圖4 前支點阻尼為2 000(N·s)/m時前、后支點動載荷變化曲線Fig.4 The change of dynamic loads at the damp of 2 000(N·s)/m

圖5 前支點阻尼為10 000(N·s)/m時前、后支點動載荷變化曲線Fig.5 The change of dynamic loads at the damp of 10 000(N·s)/m

3.2.2 動態(tài)載荷作用下安裝邊螺栓分析結(jié)果

前支點在兩種阻尼下安裝邊載荷隨時間的變化曲線如圖6、圖7所示。可見，在動態(tài)載荷作用下，傳遞到螺栓安裝邊上的彎矩及外力也是瞬時增加，而后在阻尼作用下逐漸趨于穩(wěn)定，并且阻尼對于彎矩及外力的收斂速度影響明顯。

圖6 前支點阻尼為2 000(N·s)/m時安裝邊載荷變化曲線Fig.6 The load change of bolt mounting side at the damp of 2 000(N·s)/m

圖7 前支點阻尼為10 000(N·s)/m時安裝邊載荷變化曲線Fig.7 The load change of bolt mounting side at the damp of 10 000(N·s)/m

4 動態(tài)載荷作用下螺栓應(yīng)力及壽命分析

4.1 螺栓應(yīng)力集中系數(shù)分析

得到動態(tài)載荷作用下的螺栓合力及彎矩后，利用EGD-3[10]中關(guān)于螺栓在外載荷作用下的應(yīng)力計算方法，可以計算螺栓最大名義應(yīng)力。為避免螺栓凹槽結(jié)構(gòu)處應(yīng)力集中導(dǎo)致局部應(yīng)力過大，需考慮螺栓疲勞問題。螺栓有限元模型如圖8所示，在圖中C面分別施加拉力或扭矩，得到螺栓的應(yīng)力集中系數(shù)(局部應(yīng)力與名義應(yīng)力之比)，如表1所示。

4.2 動態(tài)載荷作用下的螺栓應(yīng)力分析

在不同支點阻尼時的動態(tài)載荷作用下，螺栓危險截面名義應(yīng)力隨時間的變化曲線如圖9所示，凹槽處局部應(yīng)力隨時間的變化曲線如圖10所示。根據(jù)圖中應(yīng)力隨時間變化的特點，將應(yīng)力分為三個階段(圖9(a)中的A、B、C三段)對螺栓進(jìn)行評估：在A點評估螺栓的靜強(qiáng)度，在B區(qū)評估螺栓的低周疲勞壽命，在C區(qū)評估螺栓的高周疲勞壽命。

根據(jù)計算結(jié)果可以看出，在0.1 s后，危險截面的名義應(yīng)力和局部應(yīng)力都發(fā)生了巨大的變化。4#螺栓安裝截面在葉片丟失后，危險截面的名義應(yīng)力745 MPa，未超過材料的拉伸強(qiáng)度極限1 080 MPa，滿足靜強(qiáng)度要求?？紤]應(yīng)力集中效應(yīng)后，螺栓凹槽處局部應(yīng)力在葉片丟失后瞬時接近2 000 MPa，壽命評估求得螺栓的壽命為4個循環(huán)。由此可見，螺栓在動載荷作用下會很快失效斷裂，并且由于螺栓的壽命循環(huán)數(shù)極少，斷裂性質(zhì)應(yīng)與瞬斷類似。

圖8 螺栓有限元模型Fig.8 The finite element model of bolt

表1 螺栓應(yīng)力集中系數(shù)Table 1 Bolt stress concentration coefficient

圖9 葉片丟失前后螺栓名義應(yīng)力隨時間的變化曲線Fig.9 Bolt nominal stress versus time before and after blade-out

圖10 葉片丟失前后螺栓局部應(yīng)力隨時間的變化曲線Fig.10 Bolt local stress versus time before and after blade-out

5 結(jié)論

(1)葉片丟失后，螺栓在承受正常載荷的基礎(chǔ)上會疊加一動態(tài)載荷。根據(jù)載荷特點，應(yīng)從螺栓的靜強(qiáng)度、低周疲勞壽命及高周疲勞壽命三方面，對螺栓進(jìn)行強(qiáng)度壽命評估。

(2)理論分析與斷口分析結(jié)果一致，證明了本文計算分析葉片丟失后動態(tài)載荷方法的正確性。

(3)試驗結(jié)果及理論分析結(jié)果均表明，葉片丟失后產(chǎn)生的動態(tài)載荷對航空發(fā)動機(jī)安全影響巨大，在相關(guān)零部件評估時應(yīng)考慮該極限載荷的影響。

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Effects of dynamic load on aero-engine bolts after blade-out

HONG Liang，GU Yuan-xing，LEI Xin-liang，RAO Yun-song，WANG Le
(China Gas Turbine Establishment，Chengdu 610500，China)

If aero-engine blade-out occurs in engine operation,it may cause engine connecting bolts fail?ure besides the non-containment destruction.By calculating the dynamic loads after a single blade-out,the bolt stress of the dangerous section caused by dynamic loads was analyzed.Combining with fracture analy?sis results,it can be found the theoretical analysis is correct.This research provides a theoretical basis for the safe operation of aero-engine rotor.

aero-engine；blade-out；bolt；dynamic loads；fracture；finite element model

V231.9

A

1672-2620(2016)01-0021-04

2014-03-15；

2015-01-16

洪亮(1989-)，男，回族，四川新都人，助理工程師，碩士，主要從事航空發(fā)動機(jī)強(qiáng)度及壽命研究工作。