鄭小漪 ZHENG Xiao-yi

（航空工業(yè)南京機電液壓工程研究中心，航空機電系統(tǒng)綜合航空科技重點實驗室，南京 211106）

0 引言

近年來，渦輪風扇排氣裝置在航空環(huán)控系統(tǒng)中使用較多，通過渦輪風扇端向外排氣形成的吹吸作用將散熱器中的高溫氣體排出。裝置工作時，具有正負壓交變、氣動載荷較大等特點，使用時考慮系統(tǒng)重量因素，多采用薄壁殼體與支架的焊接、鉚接等連接方式。因此，工程應(yīng)用時在機載振動、氣動等載荷共同作用下，存在焊縫和殼體開裂等問題。

目前，國內(nèi)大多數(shù)研究人員對排氣裝置進行振動破壞及疲勞壽命分析時，根據(jù)經(jīng)驗設(shè)計，進行試驗驗證，由于缺少理論分析基礎(chǔ)，在實際使用中出現(xiàn)問題不能及時預判破壞趨勢和定位故障原因。綜上，本文利用ANSYS軟件對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)形式的排氣裝置進行疲勞壽命仿真分析，針對薄弱區(qū)域開展優(yōu)化方案的耐久性水平研究。

1 排氣裝置運行工況分析

1.1 結(jié)構(gòu)及工作原理

渦輪風扇排氣裝置由殼體組件（包括殼體前段、殼體中段及殼體后段）、整流筒組件、接頭、支架、法蘭及型材等組成。其中殼體組件主要采用焊接及鉚接連接，整流筒組件焊接后與殼體連接。

使用時連接渦輪風扇端和初級散熱器，將風扇端的氣體排出；地面狀態(tài)，空調(diào)制冷能力主要通過風扇抽吸環(huán)境空氣實現(xiàn)，所有空氣均通過渦輪風扇端排走；具有單向調(diào)節(jié)流量的功能，當飛機飛行速度增大時，系統(tǒng)通過旁路旁通部分流量，防止通過風扇流量過大引起渦輪的超轉(zhuǎn)；當風扇出口阻力增大，渦輪風扇進氣量減小時，可以有部分氣體通過旁路回流，維持系統(tǒng)的工作穩(wěn)定。排氣裝置主要性能指標如下：

①工作壓差：-5kPa～20kPa（表壓）；

②正常工作溫度：-55℃～160℃，短時最大工作溫度：200℃；

③最大工作流量：10000kg/h；

④負壓特性：渦輪風扇排氣裝置在-5kPa的內(nèi)腔壓力狀態(tài)下，結(jié)構(gòu)應(yīng)保持完整性；

⑤外泄量：常溫、20kPa（表壓）的壓力下，外泄量不大于200kg/h；

⑥阻力特性：常溫、20kPa（表壓）的壓力狀態(tài)下，通過流量8000kg/h時，設(shè)備流阻小于5kPa。

1.2 壽命性能分析

排氣裝置的廠內(nèi)壽命試驗采用壓力循環(huán)進行考核，將壽命指標中的30000飛行小時按1次壓力循環(huán)對應(yīng)1.5飛行小時的比率進行換算，同時按（1985）科六字第1325號文確定試驗經(jīng)驗系數(shù)1.5，最終對應(yīng)壓力循環(huán)次數(shù)30000次。

根據(jù)排氣裝置承受的最高工作溫度要求，取所用材料中常溫屈服極限與160℃屈服極限的比值最大者，作為溫度系數(shù)疊加到交變壓力試驗的最大正壓和最大負壓上。經(jīng)查閱航空材料手冊，該比值的最大值nmax=1.28，則

①最大工作正壓差P1=nmax×Pmax=25.6kPa；

②最大工作負壓差P2=nmax×Pmin=-6.4kPa。

其中，最大工作壓差Pmax為20kPa，最小工作壓差Pmin為-5 kPa。

1.3 壽命驗證分析

壽命試驗時，裝置內(nèi)腔供給常溫壓縮空氣，其壓力循環(huán)按-6.4kPa～25.6kPa～-6.4kPa，穩(wěn)壓時間為2s～6s，試驗壓力允許誤差為±1.5kPa，循環(huán)頻率為（1次～1.5次）/分鐘，共計完成30000次壓力交變。

2 排氣裝置疲勞壽命分析

2.1 物理模型建立

排氣裝置的殼體中段間隔分布加強筋，排布較為緊湊，而殼體后段僅有一根加強筋，根據(jù)結(jié)構(gòu)力學基本原理，應(yīng)力一般集中出現(xiàn)在較大面積的薄壁結(jié)構(gòu)中，實際使用開裂區(qū)位于該加強筋與殼體尾部之間。因此，在本次仿真分析中，重點對殼體后段結(jié)構(gòu)進行仿真分析。去除排氣裝置其余零組件，僅保留殼體后段，簡化后模型如圖1所示。

圖1 殼體后段仿真模型

考慮結(jié)構(gòu)復雜性，使用非結(jié)構(gòu)體網(wǎng)格劃分方法，并通過網(wǎng)格無關(guān)性驗證，將模型劃分為14162個單元，網(wǎng)格質(zhì)量大于0.3，滿足要求。

2.2 材料屬性和邊界條件

2.2.1 材料屬性

殼體后段選用材料為6A02-T6鋁合金（GJB 2053A-2008，δ1.5mm），加強筋材料為2A12-T4鋁合金（GJB 2053A-2008，δ1.5mm），疲勞壽命計算時不考慮熱應(yīng)力作用，忽略材料隨溫度的變化，則取該材料在常溫下的材料屬性，參數(shù)詳見表1[1]。

表1 殼體后段材料屬性

2.2.2 邊界條件

依據(jù)排氣裝置壽命試驗的要求，對模型進行約束并加載載荷。壽命試驗的操作方法是在內(nèi)腔供給常溫壓縮空氣，試驗壓力（表壓）循環(huán)按-6.4kPa～25.6kPa～-6.4kPa，穩(wěn)壓時間為2s～6s，試驗壓力允許誤差為±1.5kPa，循環(huán)頻率為（1次～1.5次）/分鐘，共計完成30000次壓力交變。根據(jù)壽命試驗的方法，仿真分析中對殼體內(nèi)表面施加壓力載荷，壓力值的大小依據(jù)不同的工況進行改變[2]。根據(jù)實際的安裝及裝配方式，對殼體后段進行固定約束。

2.3 疲勞壽命分析

靜力學分析結(jié)果顯示，裝置在循環(huán)壓力載荷施加過程中，應(yīng)力云圖顯示最大應(yīng)力為88.56MPa，位于殼體加強筋中間部位，該值不超出2A12-T4材料的屈服強度（440MPa）。變形云圖顯示最大變形值為2.0003mm，位于殼體斜面處。

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及疲勞壽命計算

3.1 優(yōu)化需求分析

實際工程使用中，排氣裝置的殼體后段出現(xiàn)了開裂問題，位于殼體后段中最后一道加強筋與殼體末端之間。目視檢查開裂區(qū)殼體表面無異常機械損傷，也未見腐蝕跡象，在殼體末端有一處裂紋，長約150mm；殼體內(nèi)外壁加工形貌正常，加強筋形態(tài)、位置正常，連接有效，如圖2所示。

圖2 殼體裂紋照片

為判定殼體斷裂原因，將開裂殼體送至失效分析中心進行裂紋分析，給出如下結(jié)論：①排氣裝置殼體裂紋均為疲勞裂紋，裂紋起始于焊縫凸起的應(yīng)力集中區(qū)，源區(qū)未見明顯缺陷；②殼體為薄壁結(jié)構(gòu)，裂紋出現(xiàn)于最后一道加強筋與殼體末端之間，形態(tài)、分布具有明顯規(guī)律，表明裂紋的產(chǎn)生與殼體在特定受力狀態(tài)（如氣動、振動）下局部應(yīng)力較大有關(guān)；③建議對該部位載荷狀態(tài)和變形情況進行計算分析，考慮鄰近加強筋對殼體的氣動影響，如無法控制相關(guān)動載荷建議進行必要的結(jié)構(gòu)補強，并控制焊縫余高；④焊縫中存在較大面積的氧化膜缺陷，也存在引發(fā)失效的風險，建議加強對焊接質(zhì)量的控制。

由于裂紋所在位置與仿真分析中應(yīng)力敏感區(qū)域相符，可能存在實際使用工況超過設(shè)計工況的情況。在上述物理模型的基礎(chǔ)上，現(xiàn)假設(shè)實際工況超出設(shè)計工況邊界值[3]，按壓力載荷為：試驗壓力循環(huán)按-10kPa～25.6kPa～-10kPa，再次計算發(fā)現(xiàn)應(yīng)力分布與形變分布規(guī)律與設(shè)計工況計算結(jié)果一致，但應(yīng)力最大值由88.56MPa變?yōu)?04.87MPa，應(yīng)變值由2.00mm變?yōu)?.23mm，壽命次數(shù)由59620次變?yōu)?369次。

應(yīng)力、應(yīng)變云圖整體趨勢與設(shè)計工況的趨勢一致，且裝置裂紋位于殼體應(yīng)力和應(yīng)變較大區(qū)域，符合實際故障現(xiàn)象，證明了該區(qū)域為應(yīng)力敏感區(qū)[4]。

經(jīng)裂紋故障的原因分析和排查，排氣裝置殼體后段開裂的故障原因為：在殼體后段下零件的加工制造過程中，鋁合金板材通過鈑金沖壓成型，按需退火，進行氬弧焊連接，焊接區(qū)存在一定應(yīng)力集中，經(jīng)斷口微觀檢測，源區(qū)未見明顯焊接缺陷，但檢查發(fā)現(xiàn)焊縫中存在較大面積的氧化膜缺陷，存在引發(fā)失效的風險。排氣裝置裝機后，受機載振動和氣動（正負壓交替）載荷等因素共同作用，在殼體最后一道加強筋與殼體末端之間的薄弱區(qū)和應(yīng)力集中區(qū)，從焊縫凸起的應(yīng)力集中區(qū)起源，逐漸形成裂縫并垂直于焊縫向兩側(cè)擴展，最終導致殼體后段局部疲勞開裂。

因此，需對現(xiàn)有殼體進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，保障在實際使用中的安全性與可靠性[5]。

3.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

為避免出現(xiàn)大面積薄壁結(jié)構(gòu)帶來的局部應(yīng)力集中與變形，在殼體后段下部加強筋和尾端中間區(qū)域增加一根加強筋。新增加強筋與原有加強筋平行[6]，二者距離130mm。

3.3 計算結(jié)果分析

靜力學分析結(jié)果顯示，裝置在模擬循環(huán)壓力載荷（-10kPa～25.6kPa～-10kPa）施加過程中[7]，應(yīng)力最大時刻的應(yīng)力云圖，最大應(yīng)力為88.45MPa，位于殼體加強筋中間部位，該值不超出2A12-T4材料的屈服強度（440MPa）。變形云圖顯示最大變形值為0.94mm，位于殼體斜面處。

根據(jù)疲勞壽命和破壞分析云圖，可以看出應(yīng)力敏感區(qū)域為云圖中顏色鮮艷的位置，基本與上文應(yīng)力云圖相吻合。

根據(jù)優(yōu)化殼體壽命計算中敏感區(qū)域節(jié)點的位置及具體數(shù)值，壽命最小節(jié)點的壽命為2.92×108次，遠超過壽命試驗中要求的30000次。

表2給出了優(yōu)化前設(shè)計工況、優(yōu)化前模擬機上工況和優(yōu)化后模擬機上工況的應(yīng)力、變形和壽命對比情況，由于按設(shè)計工況進行排氣裝置疲勞壽命計算并經(jīng)過試驗驗證，結(jié)果均滿足要求。故按照模擬機上工況對比，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的應(yīng)力和變形均有所減小，壽命次數(shù)增大，能夠滿足使用要求。

表2 優(yōu)化前后結(jié)果對比表

綜上，經(jīng)過仿真分析，驗證了本次殼體結(jié)構(gòu)改進方案有效，即使在比設(shè)計工況更為嚴酷的模擬工況下也能滿足使用要求。

3.4 試驗驗證

當前結(jié)構(gòu)已完成了30000次壽命試驗（壓力循環(huán)按-6.4kPa～25.6kPa～-6.4kPa，試驗后功能性能符合要求，外觀正常，結(jié)構(gòu)完好，無變形、開裂及松動等問題。

因此，后續(xù)考慮按加嚴工況進行改進樣件的壽命驗證試驗。試驗時，被試品用專用夾具緊固在壓力循環(huán)試驗臺上，連接排氣裝置內(nèi)腔供給常溫壓縮空氣，試驗壓力循環(huán)按確定的加嚴工況進行，穩(wěn)壓時間為2s～6s,試驗壓力允許誤差為±1.5kPa，循環(huán)頻率為（1次～1.5次）/分鐘，共計完成30000次壓力交變。

4 結(jié)論

經(jīng)過故障機理分析，渦輪風扇排氣裝置殼體后段開裂的故障原因為殼體內(nèi)部焊縫凸起為應(yīng)力集中區(qū)，焊縫中存在較大面積的氧化膜缺陷；且殼體為薄壁結(jié)構(gòu)，工作時受機載振動和氣動（正負壓交替）載荷共同作用，達到一定工作時數(shù)后在殼體薄壁和受力集中區(qū)域出現(xiàn)開裂。本文在解決裂紋問題的同時得到了下述結(jié)論：

①根據(jù)本文仿真結(jié)果可知，殼體后段的應(yīng)力應(yīng)變敏感區(qū)域與實際使用出現(xiàn)的殼體后段開裂情況相符合；

②排氣裝置在設(shè)計工況下壽命可達59620次，滿足壽命要求，將工作壓差最小值由-6.4kPa放大至-10kPa后，壽命僅為2369次，并通過對實際使用出現(xiàn)的殼體開裂故障分析，發(fā)現(xiàn)當使用工況超過設(shè)計工況時，存在殼體開裂故障風險；

③通過殼體后段下部加強筋和尾端之間區(qū)域增加一根加強筋的結(jié)構(gòu)優(yōu)化方式，整體應(yīng)力水平較低，與原有結(jié)構(gòu)相比最大應(yīng)力減小了16%，最大變形減小了71%，壽命次數(shù)也同步提高。

綜上，考慮排氣裝置長期使用的可靠性，在不影響其功能性能的前提下，對裝置殼體后段設(shè)計增加加強筋優(yōu)化方案，進行疲勞壽命計算，改進方案和計算結(jié)果滿足工程化應(yīng)用需求，避免此型渦輪風扇排氣裝置殼體再次出現(xiàn)開裂，同時對后續(xù)同類渦輪風扇排氣裝置的設(shè)計研發(fā)具有重要參考價值。