文紅武，劉瑜，孫景凱

（1.海軍裝備部，西安710077；2.西安航空動力控制科技有限公司，西安710077）

燃油增壓泵誘導輪葉片斷裂故障仿真分析與改進

文紅武1，劉瑜2，孫景凱2

（1.海軍裝備部，西安710077；2.西安航空動力控制科技有限公司，西安710077）

針對燃油增壓泵在外場使用過程中連續(xù)出現(xiàn)的三起誘導輪葉片斷裂故障，在失效分析的基礎上，利用Pumplinx軟件和Nastran軟件，對誘導輪進行流場分析和疲勞壽命計算。結(jié)構(gòu)強度校核結(jié)果表明，誘導輪的葉片強度和疲勞壽命存在設計裕度不足的設計缺陷。為此，提出改變?nèi)~片形狀和增加葉片厚度的改進方案。廠內(nèi)試驗、發(fā)動機試車、試飛驗證與考核證明，改進措施可行、有效。

航空發(fā)動機；燃油增壓泵；誘導輪；高周疲勞；強度系數(shù)；疲勞壽命；流體仿真；結(jié)構(gòu)改進

1　引言

誘導輪是一種軸流式葉輪，主要作用是通過一級增壓，將進口燃油以一定的流速均勻引向葉輪，并提高離心泵抗氣蝕性能［1］。誘導輪前端為發(fā)動機燃油進口，與飛機燃油系統(tǒng)管路相連接，誘導輪后端通過管路與發(fā)動機燃油濾相連，經(jīng)過燃油濾后，與發(fā)動機燃油系統(tǒng)主燃油泵、加力燃油泵、噴口油源泵等附件相連接［2］。

某型燃油增壓泵在外場使用過程中，連續(xù)出現(xiàn)三起誘導輪葉片斷裂故障，且三起故障的誘導輪葉片掉塊部位及形貌相似，故障情況如表1所示。中航工業(yè)失效分析中心對故障進行失效分析后認為，誘導輪斷口起源于誘導輪葉背側(cè)根部倒角處，呈點源特征，整個斷面疲勞擴展充分，為高周疲勞斷裂。為此，特進行誘導輪葉片強度計算與疲勞壽命計算，查找誘導輪葉片斷裂故障原因，并提出改進措施。

2　誘導輪流場壓力分布

根據(jù)誘導輪實際裝配關系及工作狀態(tài)，利用Pumlink軟件計算誘導輪流場壓力分布。

建立誘導輪流體仿真模型。該仿真模型由誘導輪、穩(wěn)流襯套所行程的流體環(huán)腔組成，包含附件進口、低壓回油口、誘導輪出口。

設定流體仿真計算邊界條件：進口壓力p1=0.35 MPa，流量Q=67 000 L/h，轉(zhuǎn)速n=9 210 r/min，回油壓力p回=0.6 MPa。

Pumlink軟件仿真模型選?。哼x擇Centrifugal模型（離心泵模型），并勾選Turbulence（湍流）和Cavitation（氣蝕），仿真方法設置為Transient（動態(tài)網(wǎng)格）。

通過仿真計算，即可得到設計狀態(tài)下誘導輪的流場壓力分布（圖2、圖3），及湍流強度分布（圖4）。為準確得到誘導輪葉片受力，分別在誘導輪進口、出口設定壓力監(jiān)測點，其壓力實時變化曲線如圖5所示。

根據(jù)仿真結(jié)果可以得出，誘導輪葉根處壓力p葉根=0.368 MPa，進口葉尖處壓力p葉尖=0.596 MPa；葉片所受最大壓力pmax=0.596 MPa，位于誘導輪進口葉尖部位，相應的葉片根部倒角處所受的應力最大，正好處于本次葉片斷裂斷口起源處。

表1　誘導輪葉片斷裂故障情況Table 1 The statistic of induced wheel blade fracture faults

圖1　誘導輪葉片斷裂形貌Fig.1 Induced wheel blade fracture morphology

圖2　誘導輪葉片表面壓力分布Fig.2 Surface pressure distribution

圖3　誘導輪葉片進口邊壓力分布Fig.3 Inlet side pressure distribution

圖4　誘導輪流場湍流強度分布Fig.4 Turbulence distribution

圖5　壓力監(jiān)測點壓力變化曲線Fig.5 Pressure curve changes of pressure monitoring points

3　誘導輪強度與疲勞壽命計算

3.1誘導輪葉片強度計算

3.1.1誘導輪葉片最小強度計算

給定條件：葉片進口半徑a=3.65 cm，輪轂平均半徑b=1.00 cm，葉片平均厚度δ=0.20 cm，抗拉強度σb= 485.0 MPa（材料為2A14-T6）［3］。根據(jù)誘導輪葉片所受最大應力計算公式（式（1））［4］計算，σmax=218.4 MPa。

因此，誘導輪葉片最小強度系數(shù)c=σb/σmax=2.22。

3.1.2葉片進口強度計算

由于誘導輪葉片進口為直線型，進口半徑與葉片整體半徑相同，因此其進口葉片強度系數(shù)仍為2.22。

3.2誘導輪疲勞壽命計算

軟件邊界條件設置如下：

（1）疲勞規(guī)則設置

應力安全因子應力準則：強度極限；

設計壽命準則：無限壽命；

疲勞壽命準則：Smith-Watson-Topper（一般）［5］；

疲勞載荷變化：半周期載荷函數(shù)（即初始處于靜止狀態(tài)或應力釋放狀態(tài)，結(jié)構(gòu)被加載到最大應力，然后卸載回到平衡狀態(tài)）。

（2）載荷設置

給定離心載荷及葉片壓力載荷，即轉(zhuǎn)速n=9 210 r/min，誘導輪葉片所受平均壓力p=235 kPa。

通過仿真計算，可得出誘導輪最小疲勞壽命分布（圖6）和平均疲勞壽命分布（圖7）。其中最小疲勞壽命為282.9次循環(huán)，平均疲勞壽命為544.1次循環(huán)。最先出現(xiàn)疲勞的部位，位于葉片背面根部倒角處。

由上述強度計算與疲勞壽命計算結(jié)果可以看出，誘導輪葉片強度裕度和疲勞壽命裕度均偏小。

圖6　誘導輪葉片最小疲勞壽命分布Fig.6 The distribution of the minimum fatigue life of induced wheel blades

圖7　誘導輪葉片平均疲勞壽命分布Fig.7 The distribution of average fatigue life of induced wheel blades

4　設計改進

根據(jù)計算分析和仿真結(jié)果，影響葉片強度的參數(shù)有葉片厚度、葉片半徑、輪轂半徑等。因此，在葉片基本形狀確定的前提下，按照流體力學原理對誘導輪進行優(yōu)化設計，將葉片進口形狀改進為阿基米德螺線形，并適當增加葉片厚度。改進前后誘導輪模型如圖8所示。

圖8　改進前后的誘導輪模型Fig.8 The induced wheel models before and after improvement

按照改進后誘導輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)和3.1節(jié)方法，重新計算葉片最小強度、葉片進口邊強度及強度系數(shù)。

建立改進后誘導輪的流體模型，在與改進前相同邊界條件下，分別利用Pumplinx軟件和Nastran軟件，計算改進結(jié)構(gòu)后誘導輪的流場分布和疲勞壽命。其中流場壓力和湍流強度分布分別見圖9、圖10，最小疲勞壽命和平均疲勞壽命分布分別見圖11、圖12。

對比結(jié)構(gòu)改進前后誘導輪的強度參數(shù)（表2）可以看出，結(jié)構(gòu)改進后誘導輪葉片最小強度系數(shù)提高2倍多，葉片進口強度系數(shù)提高近7倍，葉片疲勞壽命大幅改善。

圖9　改進后誘導輪葉片表面壓力分布Fig.9 Improved blade pressure distribution

圖10　改進后誘導輪湍流強度分布Fig.10 Improved blade turbulence distribution

圖11　改進后誘導輪最小疲勞壽命分布Fig.11 The distribution of the minimum fatigue life of induced wheel blades after the improvement

改進結(jié)構(gòu)后的誘導輪，隨產(chǎn)品進行了振動試驗、750 h壽命試驗、汽蝕試驗、模擬工作試驗（高溫試驗、室溫持久試驗、低溫試驗）；隨發(fā)動機進行了600 h發(fā)動機地面試車考核和試飛考核。在以上試驗、試車及試飛考核過程中，誘導輪工作穩(wěn)定，性能正常；試驗后檢查外觀完好，無異常磨損、汽蝕及結(jié)構(gòu)破壞。

通過上述試驗考核，充分證明了結(jié)構(gòu)改進措施的可行性和合理性。

圖12　改進后誘導輪平均疲勞壽命分布Fig.12 The distribution of average fatigue life of induced wheel blades after the improvement

5　結(jié)束語

針對燃油增壓泵在外場使用中連續(xù)出現(xiàn)的誘導輪葉片斷裂故障，在中航工業(yè)失效分析中心失效分析的基礎上，對誘導輪結(jié)構(gòu)的流場分布、葉片強度系數(shù)及疲勞壽命進行了計算，發(fā)現(xiàn)該誘導輪存在葉片強度與疲勞壽命設計裕度不足的設計缺陷。為此，結(jié)合流體力學原理，對葉片結(jié)構(gòu)進行改進，將葉片進口形狀改進為阿基米德螺線形，并適當增加葉片厚度，使得誘導輪葉片強度得到很大提高。相關試驗考核證明，改進后的誘導輪結(jié)構(gòu)能更好地滿足產(chǎn)品使用需要。

表2　結(jié)構(gòu)改進前后誘導輪強度參數(shù)對比Table 2 Comparison of strength parameters of induced wheel before and after structure improvement

［1］吳琪華，賀惠珠，張加楨.航空發(fā)動機調(diào)節(jié)［M］.北京：國防工業(yè)出版社，1986.

［2］謝壽生.某型加力渦扇發(fā)動機［M］.西安：空軍工程學院出版社，2002.

［3］張玉龍，趙中魁.實用輕金屬材料手冊［M］.北京：化學工業(yè)出版社，2006.

［4］徐灝.機械設計手冊［M］.2版.北京：機械工業(yè)出版社，2001.

［5］沈春根，王貴成，王樹林，等.UG NX7.0有限元分析入門與實例精講［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2012.

Fault simulation analysis and improvement of the induced wheel blade in the fuel booster pump

WEN Hong-wu1，LIU Yu2，SUN Jing-kai2
（1.Naval Equipment Department，Xi'an 710077，China；2.Xi'an Aviation Power Control Technology Co.，Ltd.，Xi'an 710077，China）

In allusion to three fractures of induced wheel blade of fuel booster pump in the field，based on failure analysis，Pumplinx and Nastran software were used to analyze and calculate the flowfield and fatigue life of induced wheel.The structural strength check results show that there are design defects in the strength and the fatigue life of the fuel booster pump inducer that cannot meet requirements.Thus the improvement scheme of changing the shape and increasing the thickness of the blade was proposed.After the field test，engine test and flight test，the improvements were proved effectively and feasible.

aero-engine；fuel booster pump；induced wheel；high-cycle fatigue；strength factor；fatigue life；flow simulation；structure improvement

V233.0+2；V231.95

A

1672-2620（2015）04-0027-05

2015-01-13；

2015-08-20

文紅武（1977-），男，湖南長沙人，工程師，碩士，主要從事航空航天發(fā)動機燃油控制技術研究及質(zhì)量監(jiān)督工作。