王海舟，楊 雷，楊昌祺，盧 序

（中國航發(fā)沈陽發(fā)動機(jī)研究所，沈陽110015）

0 引言

輪盤作為航空發(fā)動機(jī)的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件之一，承載著復(fù)雜交變載荷的作用，一旦破裂失效將會對飛機(jī)的安全性和可靠性帶來嚴(yán)重威脅。其中低循環(huán)疲勞破壞是最主要的失效模式[1-2]，各航空大國均在發(fā)動機(jī)設(shè)計規(guī)范中明確了關(guān)鍵件安全循環(huán)壽命設(shè)計的要求，并按照關(guān)鍵件的定壽方法開展輪盤低循環(huán)疲勞試驗[3-4]。

國外，有關(guān)輪盤低循環(huán)疲勞壽命按常規(guī)方法和斷裂力學(xué)方法同時進(jìn)行壽命分析[5-6]，按常規(guī)方法分析得到壽命N1，按斷裂力學(xué)方法分析得到壽命N2，取二者中的低值作為輪盤的壽命值。中國也開展了大量的研究工作，在輪盤低循環(huán)疲勞壽命預(yù)測方法[7-8]的基礎(chǔ)上，通過完善總應(yīng)變壽命方程中參數(shù)的確定方法[9]并考慮應(yīng)力梯度和尺寸效應(yīng)對壽命的影響[10]，最終建立了1 套輪盤疲勞壽命評估流程，并在以渦輪轉(zhuǎn)子為模型的實例中分析了壽命評估流程的實施過程[11]。顯然，開展輪盤的低循環(huán)疲勞試驗是評定其壽命最直接、最可靠的方法。從最初開展單級渦輪盤低循環(huán)疲勞試驗[12]，到模擬扭矩載荷作用的渦輪盤低循環(huán)疲勞壽命試驗[13]，再到采用高壓2 級渦輪盤聯(lián)合低循環(huán)疲勞壽命試驗[14]，都證明試驗技術(shù)在沿著模擬發(fā)動機(jī)工作最真實狀態(tài)的方向發(fā)展。高壓壓氣機(jī)輪盤級數(shù)多，若采用整個多級輪盤轉(zhuǎn)子按發(fā)動機(jī)真實裝配狀態(tài)進(jìn)行試驗，較難模擬真實的溫度狀況。因此，本試驗以壓氣機(jī)輪盤為研究對象，選擇強度儲備最低的第1 級輪盤進(jìn)行單盤試驗，試驗結(jié)果所得的壽命可應(yīng)用于其他級輪盤。某型發(fā)動機(jī)高壓壓氣機(jī)Ⅰ級盤采用錐形結(jié)構(gòu)設(shè)計，在1 個壽命循環(huán)過程中，在裝配預(yù)緊力和離心力的共同作用下，輪盤會產(chǎn)生軸向變形。在中國，采用單盤進(jìn)行試驗時，只施加離心載荷，導(dǎo)致錐形輪盤軸向變形不足或過大，難以真實地模擬發(fā)動機(jī)工作狀態(tài)時考核部位的應(yīng)力情況，影響應(yīng)力分布的邊界條件約束、變形等，從而使輪盤的定壽工作產(chǎn)生較大的誤差。劉大成等[15]提出采用油缸式旋轉(zhuǎn)試驗器進(jìn)行高壓壓氣機(jī)Ⅹ級盤試驗的方案，通過調(diào)整油腔中油的體積實現(xiàn)軸向力的變化，完成了對壓氣機(jī)Ⅹ級盤的疲勞壽命試驗。但在試驗過程中需嚴(yán)格控制油量的精度，且需反復(fù)拆裝試驗組件，對此產(chǎn)生的較大平衡問題難以解決。

本文基于傳統(tǒng)輪盤低循環(huán)疲勞試驗技術(shù)，提出了考慮軸向變形的錐形輪盤低循環(huán)疲勞試驗技術(shù)，并在臥式旋轉(zhuǎn)試驗器上完成試驗件的低循環(huán)疲勞試驗。

1 錐形輪盤結(jié)構(gòu)

早期的壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子多級輪盤間采用長螺栓連接，在各級輪盤輻板上加工螺栓孔，導(dǎo)致輪盤的承載能力降低，使用壽命縮短；改進(jìn)后的壓氣機(jī)為無螺栓轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)，避免了螺栓孔處應(yīng)力過于集中萌生裂紋而影響使用壽命[16]，某典型發(fā)動機(jī)高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)

該高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子共11 級輪盤，采用前后螺母壓緊的方式固定于高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子軸上，其中Ⅰ級盤為錐形結(jié)構(gòu)（如圖2 所示），中心孔帶有套齒，既可通過轉(zhuǎn)子軸傳遞扭矩，又能適當(dāng)改善前端壓緊螺母的受力情況。Ⅰ級盤后端通過中介環(huán)（外緣處）和轉(zhuǎn)接短管（內(nèi)孔處）與另外10 級輪盤間能平滑過渡連接。

在高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子裝配時，先將中間2 級輪盤與轉(zhuǎn)子軸安裝在一起，然后由內(nèi)向外逐級推入壓氣機(jī)輪盤，為使整個轉(zhuǎn)子軸向定位，約需3×105N 的力分別壓緊Ⅰ級盤和Ⅺ級盤的盤心端面，在壓緊力作用下使用約2000 N·m 的力矩擰緊轉(zhuǎn)子軸兩端的螺母，使之成為整體。

圖2 錐形結(jié)構(gòu)輪盤

2 錐形輪盤軸向變形分析

2.1 裝配時的軸向變形要求

按照高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子的裝配要求，在裝配前測量自由狀態(tài)下Ⅰ級盤盤緣與盤心端面間相對尺寸T1。在轉(zhuǎn)子裝配后，在盤心壓緊力及盤緣中介環(huán)的共同作用下，Ⅰ級盤外緣端面與盤心端面間相對尺寸增大，通過調(diào)整盤心壓緊力、壓緊螺母的擰緊力矩及轉(zhuǎn)接短管的軸向長度，保證裝配完成后盤緣端面與盤心端面相對尺寸T1′較T1的變形量ΔS在+0.55～+0.80 mm 范圍內(nèi)，在裝配時Ⅰ級盤軸向變形趨勢如圖3 所示。

圖3 在裝配時軸向變形趨勢

2.2 在工作狀態(tài)下的軸向變形趨勢

在工作狀態(tài)下，Ⅰ級盤受裝配預(yù)緊力、離心力共同作用，由于輪盤為錐形結(jié)構(gòu)，盤緣向后變形壓縮后10 級盤緣與中介環(huán)，盤心向前變形拉伸轉(zhuǎn)子軸，在工作狀態(tài)下Ⅰ級盤T1" 尺寸較T1′變化趨勢如圖4 所示。

圖4 在工作狀態(tài)下軸向變形趨勢

2.3 在工作狀態(tài)下的軸向變形定量分析

建立高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子2 維有限元模型，如圖5 所示。通過ANSYS 軟件模擬Ⅰ級盤在裝配預(yù)緊力下的變形條件，分別調(diào)整固定螺母過盈量、間隔套尺寸，使變形量ΔS=+0.79 mm。在裝配狀態(tài)下，對高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子施加離心載荷、溫度載荷，獲得在工作狀態(tài)下Ⅰ級盤的軸向變形，如圖6 所示。通過分析表明，在工作狀態(tài)下Ⅰ級盤T1"較在裝配狀態(tài)下T1′變化量ΔS′在-0.85～-0.90 mm 范圍內(nèi)。

圖5 高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子2 維有限元模型

圖6 在工作條件下Ⅰ級盤軸向變形量

3 試驗方案

3.1 設(shè)計思路

輪盤低循環(huán)疲勞試驗的主要目的是用試驗件準(zhǔn)確地模擬實際發(fā)動機(jī)輪盤危險部位應(yīng)力應(yīng)變的循環(huán)過程。鑒于試驗器的能力和試驗成本，對高壓壓氣機(jī)Ⅰ級盤在專門設(shè)計的陪試件配合下進(jìn)行單盤試驗。錐形結(jié)構(gòu)的輪盤在離心力的作用下產(chǎn)生軸向變形，同時受到其他級輪盤的影響，變形情況及應(yīng)力狀態(tài)難以有效模擬。為考慮Ⅰ級輪盤所受主要載荷，有效考核輪盤壽命關(guān)鍵考核部位，設(shè)計試驗方案（如圖7 所示），包括如下內(nèi)容：

圖7 試驗方案

（1）考慮試驗在臥式轉(zhuǎn)子試驗器上進(jìn)行，設(shè)計雙支點試驗軸模擬發(fā)動機(jī)軸，通過套齒對Ⅰ級盤傳扭，為盡可能模擬Ⅰ級盤的邊界條件，保留了Ⅰ級盤前端的壓緊螺母和后端的中介環(huán)及轉(zhuǎn)接短管。

（2）為模擬裝配狀態(tài)變形條件，設(shè)計了錐盤模擬高壓壓氣機(jī)后10 級輪盤的剛性，錐盤前端分別通過Ⅰ級中介環(huán)和轉(zhuǎn)接短管與Ⅰ級盤相連，盤心后端設(shè)計梯臺結(jié)構(gòu)與轉(zhuǎn)子軸上的T 型凸臺配合。

（3）軸上的T 型凸臺設(shè)計對轉(zhuǎn)子起到軸向和徑向雙定位的作用。裝配時以T 形凸臺為基準(zhǔn)，如圖7 所示依次向前安裝錐盤、Ⅰ級中介環(huán)、轉(zhuǎn)接短管、Ⅰ級盤、測試環(huán)和壓緊螺母，在施加壓緊力和T 形凸臺的共同作用下，保證Ⅰ級盤在裝配狀態(tài)下的軸向變形。

（4）在工作狀態(tài)下Ⅰ級盤盤緣向后變形（圖4），為此設(shè)計了1 級擋盤和后端螺母來控制錐盤盤緣在工作中的軸向變形量，在裝配時選擇適當(dāng)尺寸的調(diào)整墊圈并擰緊后端螺母，使壓緊后Ⅱ級中介環(huán)和擋盤之間保留一定間隙；在工作狀態(tài)下，Ⅰ級盤和錐盤的盤緣在離心力作用下向后變形，直到被擋盤擋住，利用位移傳感器測量Ⅰ級盤的軸向變形量，若不滿足要求，則停車后下臺分解T 形凸臺后端螺母與擋盤，維持Ⅰ級盤的裝配狀態(tài)，通過調(diào)整墊圈的軸向尺寸來控制Ⅰ級盤工作狀態(tài)下的變形量。

（5）為降低試驗成本、減小高速旋轉(zhuǎn)時葉片的鼓風(fēng)影響，采用配重塊替代真實葉片進(jìn)行試驗。

3.2 測試方案

在Ⅰ級盤的盤緣和盤心的前端分別安裝位移傳感器，用于實時監(jiān)測Ⅰ級盤的軸向變形?？紤]在Ⅰ級盤盤心處安裝壓緊螺母，因徑向空間不滿足位移傳感器測量范圍要求，為此設(shè)計了與Ⅰ級盤材質(zhì)相同的測試環(huán)，在工作狀態(tài)下測量測試環(huán)與盤緣處的相對軸向位移來反映ΔS′的變化。測試方案如圖8 所示。

圖8 測試方案

3.3 有效性分析

3.3.1 在工作狀態(tài)下應(yīng)力分析

圖9 整機(jī)狀態(tài)下應(yīng)力分布

采用有限元計算軟件ANSYS 建立2 維模型（圖5）。通過調(diào)整轉(zhuǎn)接短管的軸向尺寸和Ⅰ級盤左側(cè)壓緊螺母的過盈量來滿足裝配條件，再對輪盤施加離心載荷、溫度載荷，得到整機(jī)工作狀態(tài)下高壓Ⅰ級盤的應(yīng)力分布，如圖9 所示。在工作狀態(tài)下Ⅰ級盤平均應(yīng)力較低，局部存在應(yīng)力較高的情況，集中出現(xiàn)在槽底銷釘孔和腹板排氣側(cè)與輪緣轉(zhuǎn)接圓角處（脖頸部位），確定為考核部位。

建立試驗方案的有限元模型，當(dāng)滿足裝配條件后，對輪盤施加離心載荷，得到試驗工作狀態(tài)下高壓Ⅰ級盤的應(yīng)力分布，如圖10 所示。

圖10 試驗狀態(tài)下應(yīng)力分布

3.3.2 考核部位載荷系數(shù)確定

為驗證試驗設(shè)計方案的有效性，對比試驗件考核部位分別在整機(jī)與試驗狀態(tài)下的應(yīng)力結(jié)果，需要確定載荷系數(shù)（試驗器系數(shù)）

式中：σr為試驗狀態(tài)下最大應(yīng)力；σst為整機(jī)狀態(tài)下的最大應(yīng)力；σbst為整機(jī)溫度下材料的強度極限；σbr為試驗溫度下材料的強度極限；σr/σst為應(yīng)力比；σbst/σbr為考慮溫度差異對應(yīng)力比值的修正。

根據(jù)式（1）確定考核部位的載荷系數(shù)，結(jié)果見表1。從表中可見在工作狀態(tài)下載荷系數(shù)符合試驗方案的設(shè)計要求[17]，該試驗方案能模擬Ⅰ級盤在整機(jī)狀態(tài)下的應(yīng)力水平。

表1 考核部位的載荷系數(shù)

4 錐形輪盤低循環(huán)疲勞試驗

4.1 試驗過程

為滿足試驗件在工作狀態(tài)下的變形條件，試驗前需進(jìn)行調(diào)試。將平衡后的Ⅰ級盤試驗組件以簡支的形式安裝在臥式旋轉(zhuǎn)試驗器真空箱內(nèi)的2 個單支點上，通過聯(lián)軸節(jié)與設(shè)備的傳動雙支點相連，如圖11 所示。并按照圖12 所示的試驗調(diào)試流程對Ⅰ級盤工作狀態(tài)下的軸向變形進(jìn)行調(diào)試。

圖11 試驗裝置

圖12 試驗調(diào)試流程

經(jīng)過多次更換不同軸向尺寸的墊圈，保證了Ⅰ級盤在規(guī)定的轉(zhuǎn)速下滿足工作狀態(tài)的變形要求，然后進(jìn)行正式試驗。試驗轉(zhuǎn)速下限為500 r/min，上限為11970 r/min；上升時間為20 s，下降時間為17 s，由于試驗器控制原因，需要載荷穩(wěn)定使得材料變形充分，確定上、下限轉(zhuǎn)速各保載時間為2 s，試驗全程對盤緣、盤心的端面軸向位移變化進(jìn)行監(jiān)控并記錄。

4.2 試驗結(jié)果

選取試驗各階段上限轉(zhuǎn)速對應(yīng)Ⅰ級盤軸向變形，結(jié)果記錄見表2。試驗結(jié)果表明，Ⅰ級盤到達(dá)上限轉(zhuǎn)速要求的軸向變形ΔS′均在-0.85～-0.90 mm 范圍內(nèi)，試驗方案可行且結(jié)果有效。

表2 Ⅰ級盤軸向變形結(jié)果

在試驗前進(jìn)行目視檢查，在試驗過程中使用振動傳感器對試驗器狀態(tài)進(jìn)行監(jiān)測，經(jīng)驗表明振動變化能有效監(jiān)測輪盤裂紋產(chǎn)生，經(jīng)過3 個階段下臺熒光著色檢查，共完成9240 次標(biāo)準(zhǔn)循環(huán)，在檢查中未發(fā)現(xiàn)試驗件尺寸變化和裂紋出現(xiàn)。

按照上述方法對輪盤進(jìn)行延壽試驗，每隔500 次循環(huán)后，使用孔探儀對輪盤進(jìn)行無損檢測，當(dāng)輪盤出現(xiàn)長裂紋或輪盤破裂時，停止試驗，根據(jù)完成的試驗循環(huán)數(shù)來確定輪盤壽命。

5 結(jié)論

（1）提出了1 種模擬錐形輪盤軸向變形的低循環(huán)疲勞壽命試驗方法，試驗結(jié)果驗證了采用該方法可使該輪盤試驗轉(zhuǎn)子在旋轉(zhuǎn)試驗器上進(jìn)行有效考核；

（2）錐盤和軸上T 型凸臺的設(shè)計在保證Ⅰ級盤裝配狀態(tài)的同時，避免了在工作狀態(tài)下試驗件調(diào)試反復(fù)拆裝，提高了效率；

（3）對擋盤和調(diào)整墊圈軸向尺寸的設(shè)計，有效解決了輪盤在工作狀態(tài)下軸向變形控制難題；

（4）高壓Ⅰ級盤的安全循環(huán)壽命通過了試驗考核，通過該試驗方法結(jié)合裂紋監(jiān)測等方法可持續(xù)進(jìn)行輪盤延壽工作研究。