侯玉峰 ，高 巖 ，徐顯亮

（1.空軍裝備部駐西安地區(qū)第九軍事代表室，西安 710077；2.空軍裝備部駐青島地區(qū)軍事代表室，山東 青島 266111）

0 引言

燃油調節(jié)器作為航空發(fā)動機的核心部件，用于調節(jié)發(fā)動機燃油流量和幾何通道等參數(shù)。殼體作為燃油調節(jié)器的主要零件，是電氣、液壓和機械等元件的集成器；是工作介質流動傳輸?shù)耐ǖ?；是高溫、高壓、濕熱、鹽霧等嚴酷環(huán)境的載具；是燃油調節(jié)器正常運轉的必要條件。燃油調節(jié)器殼體的可靠性直接關系到發(fā)動機乃至飛機的安全。

隨著中國航空發(fā)動機技術的發(fā)展，具有自主知識產權的燃油調節(jié)器在控制系統(tǒng)中的需求不斷提升，裝機配套數(shù)量不斷增加，使用環(huán)境也更加多樣，由此造成燃油調節(jié)器工程結構失效的因素也隨之增多。某型燃油調節(jié)器隨發(fā)動機進行高周疲勞試車時，發(fā)現(xiàn)殼體上有燃油滲出，嚴重影響發(fā)動機正常使用，經(jīng)初步分析振動與疲勞是引起燃油調節(jié)器結構失效的重要因素。

振動載荷是航空發(fā)動機運行中必須承受的載荷，因振動造成的事故屢見不鮮。當激勵頻率分布與工程結構的共振頻率分布具有交集或相接近時，結構發(fā)生共振而產生更大的響應，容易引起共振失效。王巖等在力學模型和有限元模型基礎上探究了航空柱塞泵缸體薄弱部位及影響疲勞壽命的因素，并得到試驗驗證；高天陽等通過建立齒輪箱箱體有限元模型，對比了齒輪箱體模態(tài)分析和實測加速度頻譜分析結果，判斷齒輪箱箱體失效的主要原因為橫向激勵與齒輪箱箱體模態(tài)發(fā)生共振；李廣全等對齒輪箱體進行斷口分析，明確了裂紋源區(qū)存在應力集中，根據(jù)振動加速度信號和動應力響應測試結果表明，振動頻率與齒輪箱體固有頻率發(fā)生共振，從而導致箱體失效；何柏林等對基于斷裂力學的相關理論所建立的預測方法在疲勞失效預測方向進行了展望；崔智勇通過逆向工程對燃油調節(jié)器殼體結構進行設計，進行了強度分析和試驗；張治華等對某型燃油調節(jié)器進行時變磨損可靠性研究，將分析結果與外場數(shù)據(jù)比較，驗證了理論分析的正確性，分析結果可為燃油調節(jié)器的壽命篩選提供依據(jù)。

本文以某型燃油調節(jié)器殼體為研究對象，對殼體結構及強度進行了分析，采用梯形法計算殼體斷面擴展壽命確定裂紋斷口萌生壽命，通過對高周疲勞試車譜和試車數(shù)據(jù)進行分析與統(tǒng)計，得到與發(fā)動機轉速相關的激勵頻率，并與燃油調節(jié)器殼體固有頻率進行對比。

1 燃油調節(jié)器殼體裂紋故障概述

某型燃油調節(jié)器殼體疑似出現(xiàn)裂紋，導致內部燃油從裂紋部位滲出。殼體采用鍛件毛坯通過機械加工成型，熱處理后硬度要求HB≥110，表面處理采用鉻酸陽極化。

對疑似出現(xiàn)裂紋的殼體進行了分解，并在專用氣密試驗臺上確認了漏油及裂紋部位。沿垂直于裂紋的方向對殼體進行了剖切，裂紋起始于殼體內壁，大部分沿一圓形加工臺階根部轉角擴展，尾端偏離轉角，在殼體縱向剖面上可見裂紋傾斜穿透殼體。因此認定殼體出現(xiàn)裂紋并貫穿殼體是漏油的根本原因，裂紋具體位置及局部放大如圖1、2所示。

圖1 殼體外壁裂紋

圖2 殼體內壁裂紋

2 燃油調節(jié)器殼體質量分析

根據(jù)殼體的裝配部位和使用情況，對殼體實物質量開展分析。

2.1 材料缺陷分析

依據(jù)光譜分析結果，殼體成分符合2A70 材料的要求，結果見表1。殼體硬度為128HBW5/250，符合HB≥110的要求。檢查裂紋部位金相組織，無過燒。

表1 殼體光譜（2A70材料）

對裂紋斷口觀察，斷面整體呈亮銀色，未見腐蝕等異?，F(xiàn)象。在殼體斷口縱剖面上測試維氏硬度HV，3次測試結果分別為140.17、143.17、138.71，均符合HV≥105的技術要求。

上述檢測表明殼體材料無原始缺陷。

2.2 強度分析

2.2.1 殼體裂紋部位壁厚

對裂紋殼體剖切面進行殼體壁厚測量，結果如圖3 所示。裂紋部位殼體符合壁厚大于4 mm 的產品規(guī)定。

圖3 裂紋壁厚測量

2.2.2 殼體裂紋部位轉角

計量檢測結果顯示，在殼體縱向剖面上可見內壁加工轉角基本為直角，無明顯圓角；在殼體外壁其它部位可見圓形加工臺階，根部輪廓較明顯。

對裂紋部位轉角表面粗糙度進行檢查，結果顯示4 個剖切樣本的表面粗糙度=1.6~3.2，符合技術要求≤3.2。

2.2.3 不同殼體轉角尺寸的強度分析

采用ANSYS 對殼體開展結構分析。對全幾何體按單元尺寸2 mm 進行了網(wǎng)格劃分，模擬中比較關注殼體出現(xiàn)裂紋部位的應力分布情況，針對該部位進行了局部網(wǎng)格細化，在單元尺寸分別為1.0、0.5、0.2 mm條件下，選取了3 個特征點（出現(xiàn)裂紋部位）進行網(wǎng)格無關性驗證。根據(jù)計算結果，當單元尺寸由0.5 mm變化至0.2 mm 時，隨著網(wǎng)格數(shù)的增加，3 個特征點的應力值變化很小，說明當單元尺寸為0.5 mm 時對計算結果的影響很小，認為單元格為0.5 mm 時的網(wǎng)格已達到網(wǎng)格無關，因此取單元尺寸為0.5 mm 時的網(wǎng)格作為計算網(wǎng)格。

殼體承受的載荷主要來自回油壓力，殼體由2 處螺樁和2處螺母固定。設定回油壓力為0.42 MPa，當殼體3維模型內表面由0.2 mm變?yōu)?.5 mm時，殼體產生裂紋部位的局部應力由139 MPa降低至83 MPa，小于材料的許用拉伸屈服應力（284 MPa），如圖4所示。

圖4 殼體應力分布

當殼體內表面圓角較小時，在應力集中、疲勞抗力減小的情況下，可能導致殼體內表面產生疲勞裂紋源，擴展成貫通殼體的裂紋，形成漏油通道而漏油。根據(jù)仿真分析結果本殼體的圓角盡管較小，但該處的局部應力小于材料的許用屈服應力。

3 裂紋斷口萌生壽命定量分析

疲勞斷裂過程分為疲勞裂紋的萌生、擴展和失穩(wěn)斷裂3 個階段。短裂紋形成后的裂紋擴展是1 個連續(xù)過程，與循環(huán)載荷有關，在載荷循環(huán)的過程中，裂紋擴展形成1 條疲勞條帶，即當疲勞裂紋長度為時，1 次疲勞載荷循環(huán)d使疲勞裂紋擴展d的距離，疲勞條帶間距呈逐漸加寬的趨勢。

該殼體裝配某型燃油調節(jié)器隨發(fā)動機共運行372 h 45 min，前222 h 45 min 隨其他發(fā)動機試車，后150 h 隨發(fā)動機進行高周疲勞試車，決定通過斷口定量分析確定裂紋萌生壽命。

殼體斷裂形態(tài)如圖5 所示。殼體斷口宏觀可見小弧線特征（以下定義為弧線），如圖5（a）所示；微觀也可見多條未能分開的疲勞條帶組成的更小疲勞小弧線特征（以下定義為小弧線），如圖5（b）所示。

圖5 殼體斷裂形態(tài)

對后150 h 疲勞試驗載荷譜進行分析，可知1 個起落載荷譜工作時間為11315 s（3.143 h），包含2個大的應力變化，等效為2 個三角波載荷譜塊，如圖6 所示。每個起落變化中還包含72 個階梯轉速變化，由于階梯轉速運轉時間不一，后續(xù)定量數(shù)據(jù)采集和分析較困難，因此本次定量分析采用疲勞弧線進行反推。結合斷口和后150 h 疲勞試驗載荷譜分析可知，每個起落包含2條弧線。

圖6 150 h疲勞試驗載荷譜

殼體裂紋擴展前、中、后期疲勞弧線寬度分別為0.20、0.23、0.33 mm，裂紋擴展總長度為6.6 mm，采用列表梯形法（見表2）對該斷面疲勞裂紋所經(jīng)歷的擴展壽命進行計算

表2 殼體疲勞弧線數(shù)據(jù)

式中：a、a分別為第、-1點距離源區(qū)的裂紋長度；d/d為裂紋擴展速率；為第點距離源區(qū)的疲勞弧線條數(shù)；為疲勞弧線條數(shù)之和。

按照式（1）計算可得殼體疲勞弧線條數(shù)為29 條，即殼體的擴展壽命為29÷2×3.143 =45.6 h，由于殼體的總壽命為372 h 45 min（372.75 h），萌生壽命等于總壽命減去擴展壽命，那么殼體的裂紋萌生壽命為327.15 h，即裂紋萌生于進行高周疲勞試車的后150 h之內。

4 高周疲勞試車分析

從斷口結果看，殼體斷面低倍為類解理，高倍疲勞條帶細密，具有高周疲勞特征，殼體疲勞裂紋出現(xiàn)在高應力區(qū)，呈現(xiàn)線源、起伏大、多弧線等特征，表明殼體隨發(fā)動機試車時應該受到了較大的、頻繁變化的交變載荷。因此，載荷應該是導致殼體疲勞開裂的主要原因，斷口定量分析表明殼體裂紋萌生于后150 h試車階段，以下對發(fā)動機高周疲勞試車開展分析研究。

4.1 發(fā)動機轉速頻率特性

在航空發(fā)動機高壓轉速為72%～85%～90%～100%（中間）～100%（全加力）共5 個狀態(tài)下，對燃油調節(jié)器在固有模態(tài)下的最大振動應力位置（安裝支點處3 個方向）的頻率和幅值進行測試，結果如圖7所示。從圖中可見，在頻率為862 Hz處響應幅值較大。

圖7 航空發(fā)動機頻率幅值特性

對發(fā)動機高壓轉速（70%~100%）與某型燃油調節(jié)器安裝支點處的頻率特性（835.3~1139.5 Hz）之間的關系進行最小二乘法擬合，如圖8所示。

圖8 航空發(fā)動機轉速頻率特性

4.2 燃油調節(jié)器固有頻率

燃油調節(jié)器的結構較為復雜，且內部充滿工作介質，通過有限元分析計算得到的固有頻率與實物間存在較大偏差。因此，本文通過振動試驗確定燃油調節(jié)器的固有頻率。在振動試驗中附件處在油封狀態(tài)（模擬工作狀態(tài)的燃油調節(jié)器）的振動量值按標準曲線（如圖9所示）給定，用對數(shù)掃頻方式，沿3個主正交軸（安裝方位如圖10 所示），分別對被試品進行正弦掃頻，殼體出現(xiàn)裂紋部位即安裝支點處的固有頻率掃頻結果見表3。

表3 X、Y、Z 3個方向掃頻結果

圖9 振動標準曲線

圖10 安裝方位

3 個方向掃頻結果顯示，殼體響應幅值在20以上的狀態(tài)對應安裝支點處的頻率大部分位于200~600 Hz，響應幅值隨安裝支點處頻率的提高而減小。但Y 方向有1 個響應幅值在20以上的狀態(tài)，對應安裝支點處頻率為848 Hz 時響應幅值為27.7（1.39倍安裝支點處的頻率），如圖11所示。

圖11 燃油調節(jié)器的速度頻率幅值特性

振動試驗結果顯示，頻率為848 Hz、幅值為27.7狀態(tài)與發(fā)動機高壓轉速為72%時，安裝支點處的頻率較為接近。對轉速頻率特性（圖8）進行外推，如圖12 所示，安裝支點頻率為848 Hz 時發(fā)動機高壓轉速為71%，對應于發(fā)動機慢車狀態(tài)。

圖12 燃油調節(jié)器的速度頻率特性

4.3 試車載荷譜工作時間統(tǒng)計[23]

發(fā)動機高周疲勞試車共點火80 次。排除各種原因產生的無效數(shù)據(jù)，統(tǒng)計了77 次點火的試車數(shù)據(jù)，高周疲勞試車載荷譜規(guī)定的高壓轉速各臺階累計和要求的工作時間如圖13所示。

圖13 高壓轉速各臺階累計和要求的工作時間

從圖中可見，在高壓轉速各臺階中，絕大部分臺階已經(jīng)超出載荷譜要求的停留時間，僅有70%和73%轉速在載荷譜要求的停留時間范圍內。

考慮到計算結果與實際的偏差情況，在燃油調節(jié)器固有頻率為848 Hz 時選取頻率帶848~860 Hz 進行分析，對應發(fā)動機高壓轉速為71%~72%。依據(jù)發(fā)動機高周疲勞試車高壓轉速各臺階工作時間的統(tǒng)計結果，當發(fā)動機高壓轉速為71%~72%時，累計停留時間合計426.7 min（7.1 h）。

4.4 產品狀態(tài)驗證

根據(jù)發(fā)動機的裝配調整情況，交付使用的發(fā)動機地面慢車狀態(tài)的高壓轉速為72.5%~73%，對應頻率約為865.8~871.8 Hz，燃油調節(jié)器固有頻率點848 Hz低于該頻率范圍。因此，某型燃油調節(jié)器在配裝發(fā)動機完成其他各類試車中均未出現(xiàn)該殼體漏油故障。

在發(fā)動機高周疲勞試車中，長時間停留目前發(fā)動機使用的慢車轉速以下（高壓相對物理轉速為70%~72%，對應頻率約為835.3Hz~859.8 Hz），與燃油調節(jié)器的固有頻率出現(xiàn)重疊，發(fā)生共振，最終導致殼體最大振動應力位置——安裝支點處出現(xiàn)裂紋。

5 結束語

本文針對某型燃油調節(jié)器殼體裂紋故障，經(jīng)過實物質量分析排除了因缺陷導致裂紋的機理，通過斷口定量分析和高周疲勞試車分析等手段，逐步篩查并最終確定了殼體形成裂紋導致漏油的原因為：隨發(fā)動機進行高周疲勞試車中，產品長時間工作于固有頻率點，容易導致殼體裂紋。后續(xù)在燃油調節(jié)器設計及發(fā)動機工作時應錯開燃油調節(jié)器固有頻率及其在發(fā)動機安裝支點處的頻率帶。同時，在燃油調節(jié)器殼體的加工過程中，應增大圓角，減弱應力集中。研究中某型燃油調節(jié)器殼體裂紋部位的實際振動幅值缺少更多試驗數(shù)據(jù)的支持，需進行進一步的測試與分析。