杜鵬飛，楊純輝，李 勛，劉躍聰，秋洪燕

（1.中國航發(fā)沈陽發(fā)動機研究所，沈陽 110015；2.空軍裝備部駐沈陽地區(qū)第二軍事代表室，沈陽 110043）

0 引言

航空發(fā)動機零部件在工作時在周期性激振力作用下產(chǎn)生振動，當振動應力超過許用值，則可能發(fā)生高周疲勞失效。在發(fā)動機研制過程中，各種零部件的高周疲勞失效故障占發(fā)動機總故障的50%以上。在對發(fā)動機零部件進行動強度儲備和疲勞壽命評估時，主要考慮高周疲勞和低周疲勞以及其相互作用引起的損傷。國內外學者對發(fā)動機的主要零部件的高周疲勞失效問題進行了相關研究。宋兆泓對發(fā)動機典型結構故障進行了研究和總結，列舉了故障相關的理論、計算分析、試驗研究、故障結論、排故方法和使用效果等；洪杰等總結了目前葉片高周疲勞壽命研究的方法和特點，并將概率設計用于高周疲勞壽命評估；劉本武等系統(tǒng)地研究了某型燃氣輪機封嚴盤故障的現(xiàn)象、機理、特點和原因；董延陽研究了航空發(fā)動機轉子啟停及穩(wěn)態(tài)運行過程中的振動因素對轉子疲勞壽命的影響；沙云東等研究了薄壁結構隨機振動疲勞的壽命分析方法，采用改進的雨流計數(shù)法，結合疲勞累積損傷理論，估算了薄壁結構的疲勞壽命，并通過試驗驗證了仿真結果的正確性；周凌波利用統(tǒng)計原理獲得了薄壁試驗件在隨機激勵下的PSD函數(shù)的統(tǒng)計參數(shù)，結合應力的概率密度函數(shù)進行了壽命估算。上述研究多關注發(fā)動機轉子件（如葉片、輪盤）的高周疲勞失效機理和隨機激勵下薄壁結構的疲勞壽命評估方法，而對發(fā)動機薄壁結構的振動模式、激振因素和高周疲勞失效問題的公開報道較少。

內涵噴管是大涵道比航空發(fā)動機的重要組成部分。其典型的薄壁結構，不僅構成了內涵氣流的流道邊界，也是外涵氣流的流道內邊界的一部分，對發(fā)動機內涵排出的氣流起整流作用。本文對航空發(fā)動機內涵噴管尾緣裂紋的機理進行了分析，確定了故障原因，并針對性地提出了改進措施。

1 裂紋形貌與斷口分析

1.1 裂紋形貌

某型大涵道比發(fā)動機內涵噴管在裝配試車過程中，尾緣出口位置先后發(fā)生4次裂紋故障，故障信息見表1。

表1 內涵噴管尾緣裂紋信息

從表中可見，4次故障均在短時間內發(fā)生，裂紋位置不盡相同。內涵噴管的尾緣由加強環(huán)與筒體采用縫焊連接，以增大外壁出口的剛度和強度，減小出口端的變形。本文中均以第1次裂紋為例說明其斷口性質，第1次裂紋故障形貌如圖1所示。從圖中可見，2條裂紋位于順航向12點半方向，呈T字形。第1條裂紋從內涵噴管尾緣沿軸向向前，長約56 mm；第2條裂紋與第1條裂紋正交，在第1圖1條裂紋終止處沿圓周方向向兩端擴展，分別長約25、35 mm。

圖1 第1次裂紋故障形貌

1.2 斷口分析

將裂紋部位解剖，裂紋斷口宏觀放大形貌如圖2所示。從圖中可見，斷口表面呈灰白色，存在明顯起伏，呈現(xiàn)疲勞弧線和放射棱線形貌，表明該斷口為疲勞斷口。根據(jù)疲勞弧線和放射棱線的方向判斷，疲勞源區(qū)位于加強環(huán)外表面，長約為4.9 mm。

圖2 裂紋斷口宏觀放大形貌

裂紋斷口疲勞源區(qū)形貌如圖3所示。從圖中可見，斷口源區(qū)主要為放射棱線與斷裂形貌，呈多源起始特征，未見明顯的冶金缺陷。經(jīng)放大觀察，在距離斷口疲勞源區(qū)約為0.2 mm的區(qū)域發(fā)現(xiàn)疲勞條帶形貌（如圖4所示），表明導致內涵噴管外壁組件產(chǎn)生疲勞開裂的起始應力較大。

圖3 裂紋斷口疲勞源區(qū)形貌（100倍）

圖4 裂紋斷口源區(qū)附近的疲勞條帶形貌（2000倍）

在疲勞擴展區(qū)可見明顯的疲勞弧線及疲勞條帶形貌，且疲勞條帶細密，表明該裂紋斷口為高周疲勞斷口。

2 內涵噴管靜強度分析

2.1 有限元模型及載荷

為確定裂紋位置的靜應力水平，對內涵噴管進行有限元分析，噴管外壁和尾緣位置有限元模型如圖5、6所示。選用2維軸對稱平面單元PLANE183，約束與渦輪后機匣連接部位的軸向位移。

圖5 噴管外壁有限元模型

圖6 尾緣位置有限元模型

溫度載荷取自內涵噴管工作狀態(tài)下表面壁溫測試結果。因內涵噴管筒體厚度僅為1.5 mm，在壁溫測試中同一位置內、外壁面溫差最大為15℃，因此筒體部分簡化為沿軸向1維溫度場；而在尾緣位置內、外壁面溫差較大，計算時采用2維溫度場。內涵噴管外壁組件和尾緣局部的溫度場分布如圖7、8所示。

圖7 內涵噴管外壁組件溫度場分布

壓力載荷為軸向1維壓力，內涵噴管外壁組件壓力分布如圖9所示。

圖8 尾緣位置溫度分布

圖9 內涵噴管外壁組件壓力分布

2.2 靜強度計算結果

將以上外部載荷輸入到有限元模型中如圖10、11所示，經(jīng)計算在發(fā)動機臺架試車狀態(tài)下內涵噴管尾緣最大等效應力為311.60 MPa，應力組成主要為溫度應力。

圖10 內壁筒體等效應力分布

圖11 加強環(huán)等效應力分布

尾緣位置等效應力水平較高的原因是，故障位置內、外壁面的溫度梯度較大，最大達到221℃。而故障位置溫度梯度較大的原因是，在軸向寬度為15 mm的加強環(huán)上，只有在中間寬度為5 mm處滾焊與筒體進行了連接，直接導致兩邊剩余的5 mm加強環(huán)沿徑向翹曲，加強環(huán)實際焊接狀態(tài)如圖12所示。從圖中可見，加強環(huán)與筒體之間出現(xiàn)了一定的空隙，而金屬材料與氣體的導熱系數(shù)差距很大，使外壁筒體與加強環(huán)溫度差異大，導致局部溫度應力水平高。

圖12 加強環(huán)實際焊接狀態(tài)

3 內涵噴管模態(tài)試驗分析

3.1 模態(tài)試驗

模態(tài)試驗采用單點激勵單點輸出的方式進行，所用力錘型號為ENDEVCO-2302-10，使用鋁制錘頭可保證1 kHz內力譜基本平直，選用ENDEVCO-4508B型加速度傳感器測量振動響應。

參考內涵噴管模態(tài)有限元計算結果和內涵噴管外壁組件的結構特點，以不發(fā)生模態(tài)混疊為原則確定內涵噴管測點布置位置，沿周向均勻布置20個節(jié)點，沿軸向均勻分布3層，整個模型共60個節(jié)點，模態(tài)試驗幾何模型如圖13所示。在每個測點測量其徑向振動以獲得模態(tài)振型。為消除來自力錘通道的噪聲，對激勵信號施加力窗，防止產(chǎn)生泄漏，對響應信號施加指數(shù)窗。在內涵噴管實際安裝狀態(tài)下進行模態(tài)試驗，在試驗中移動力錘對每個測點進行2次敲擊，獲得振動信號及頻響函數(shù)等。

圖13 模態(tài)試驗幾何模型

3.2 模態(tài)參數(shù)識別

將60個測點的頻響函數(shù)導入Me’scope處理軟件中，采用正交多項式頻響擬合方法辨識出分析頻段內的各階模態(tài)參數(shù)，內涵噴管的模態(tài)測試結果見表2。典型模態(tài)傳遞函數(shù)如圖14所示，內涵噴管外壁組件前8階模態(tài)振型如圖15所示。

圖14 模態(tài)傳遞函數(shù)

圖15 內涵噴管外壁組件前8階模態(tài)振型

表2 模態(tài)試驗結果

從測試結果可知，內涵噴管的模態(tài)密度較大，在0～150 Hz頻率內共出現(xiàn)7階模態(tài)振型，說明內涵噴管的結構剛度較低。

4 振動應力分析

4.1 貼片方案

為確定在發(fā)動機工作狀態(tài)下加強環(huán)位置的振動應力，對加強環(huán)粘貼應變片進行振動應力測量。根據(jù)裂紋位置和模態(tài)試驗結果在加強環(huán)周向90°內均勻貼片，如圖16所示。應變片絲柵方向為周向，以便根據(jù)動測結果分析出加強環(huán)在工作狀態(tài)下的振動模式。

圖16 動應力測量貼片

4.2 動應力測試結果與分析

在動應力測試程序中，在2～3 min內發(fā)動機轉速均勻地由慢車推至最大，典型應變計的振動響應如圖17所示。從圖中可見，在發(fā)動機轉速升高過程中，瀑布中呈現(xiàn)多條明顯的振動應力響應峰，其幅值隨機變化，其頻率保持不變，分別為40、60、80、104 Hz。典型振動響應時域頻域分布如圖18所示。從圖中可見，在同一時刻出現(xiàn)多個振動應力峰值，其頻率與瀑布圖一致，相應的時域圖表現(xiàn)為多個頻率信號的疊加。

圖17 典型應變計的振動響應

圖18 典型振動響應頻域時域分布

提取在發(fā)動機升轉過程中10個應變計測點的最大振動應力、頻率和相應的低壓轉速結果見表3。從表中可見，在發(fā)動機工作轉速范圍內，在加強環(huán)上測得的最大振動應力為38 MPa，頻率為60 Hz，相應的低壓轉速為4349 r/min。

表3 最大振動應力、頻率和相應的低壓轉速結果

為確定內涵噴管的振動模式，對比了動應力較大的振動頻率與模態(tài)試驗的固有頻率，見表4。從表中可見，動應力較大的4階頻率均能在模態(tài)試驗結果中找到相應的固有頻率。為進一步確定內涵噴管的振動模式，以2號應變計為參考點，其余9個應變計為響應點，使用應變計測得的時域數(shù)據(jù)計算出自功率譜、響應點和參考點之間的互功率譜（幅值和相位），并繪制各頻率下尾緣位置在90°內的應力分布，如圖19所示。

表4 動應力較大的振動頻率與模態(tài)試驗的固有頻率結果對比

圖19 加強環(huán)處各頻率下動應力分布

由以上對比可知，在工作狀態(tài)下內涵噴管動應力頻率與模態(tài)測試的固有頻率相同，在各頻率下實測動應力分布與相應模態(tài)振型的應力分布相符，說明在工作狀態(tài)下，內涵噴管的振動響應為結構的模態(tài)振型，分別為=4、5、6、7的波瓣型振型。綜上結果分析，內涵噴管的振動模式為尖峰共振系統(tǒng)對寬帶輸入的響應。

由內涵噴管的振動模式結合其工作環(huán)境分析可知，在發(fā)動機工作轉速范圍內，受氣流寬帶隨機激勵作用，內涵噴管同時出現(xiàn)多階固有振型的強迫響應。

5 內涵噴管動強度儲備計算及改進措施

5.1 動強度儲備計算

根據(jù)材料數(shù)據(jù)手冊，GH536合金在295℃時的極限強度為616 MPa，焊接件考慮1.3的分散系數(shù)；在疲勞極限強度為176 MPa時，焊接件考慮1.9的分散系數(shù)。

綜合靜強度分析結果和動應力測試結果所作的Goodman分布如圖20所示。從圖中可見，在內涵噴管加強環(huán)位置的動強度儲備不滿足強度要求。

圖20 內涵噴管尾緣位置Goodman分布

5.2 改進措施

綜上所述，針對裂紋故障提出了以下改進措施：

（1）改進內涵噴管加強環(huán)的結構形式，減小故障位置的溫度梯度，避免因間隙導致的溫度應力。

（2）增大內涵噴管結構的剛度以降低由隨機激勵激起的振動應力。

對結構改進后的內涵噴管進行了振動應力測量和溫度測量，結果表明,尾緣位置最大振動應力由38 MPa降低為20 MPa，內、外壁面最大溫度差由221℃降低為32℃。強度分析顯示改進后的內涵噴管動強度儲備滿足要求，搭載發(fā)動機進行70 h試車后未出現(xiàn)裂紋，證明排故措施有效。

6 結論

（1）某發(fā)動機內涵噴管裂紋疲勞源區(qū)位于加強環(huán)外表面，裂紋性質為高周疲勞裂紋，裂紋源區(qū)未見明顯的冶金缺陷。

（2）疲勞裂紋產(chǎn)生的原因是：內涵噴管加強環(huán)與筒體在焊接位置存在間隙，在工作狀態(tài)下內、外壁面溫差大導致故障位置靜應力水平高；內涵噴管受氣流隨機激勵作用的同時出現(xiàn)多階固有振型的振動響應。在靜應力與動應力共同作用下造成內涵噴管高周疲勞失效。

（3）在寬帶隨機激勵因素作用下，發(fā)動機薄壁結構易出現(xiàn)多模態(tài)響應，增大了結構剛度使由隨機激勵引起的振動應力降低。