趙淼東，胡殿印，毛建興，孫海鶴，秦仕勇，古遠興，王榮橋，3，4，*，田騰躍，鄢林，肖值興

1.北京航空航天大學 能源與動力工程學院，北京 100191

2.北京航空航天大學 航空發(fā)動機研究院，北京 100191

3.北京航空航天大學 航空發(fā)動機結構強度北京市重點實驗室，北京 100191

4.中小型航空發(fā)動機聯合研究中心，北京 100191

5.中國航空發(fā)動機集團有限公司 四川燃氣渦輪研究院，成都 610500

輪盤作為軍用航空發(fā)動機關鍵件、民用航空發(fā)動機中限壽件，長時間在交變大載荷下工作，輪盤結構中常存在盤心、螺栓孔、端齒等應力集中的特征部位，因此容易發(fā)生低周疲勞失效［1］。為了準確評估輪盤特征部位的疲勞壽命，針對這些特征部位設計反映應力梯度的模擬件，并開展疲勞試驗是十分必要的［2］。

輪盤模擬件設計的核心是保證模擬件的疲勞壽命與輪盤考核部位一致?，F有的模擬件設計方法通常是基于某種結構壽命預測理論提出的。例如，基于經典的名義應力法［3-4］和局部應力應變法［5-6］等一系列模擬件設計方法。由美雁等［7］基于局部應力應變法，提出了“最大主應力、應力分量、應力梯度與考核部位一致”的輪盤模擬件設計方法。魏大盛等［8］在輪盤模擬件設計過程中，保證了模擬件危險點的多軸應力、應力梯度與考核部位一致。劉廷毅等［9］提出了“最大應力、最大主應力梯度一致”的設計方法。趙福星等［10］引入應變分布影響系數設計輪盤模擬件。近年來，基于這些方法設計的模擬件被廣泛用于輪盤及航空發(fā)動機中其他重要部件的壽命考核中［11-13］。上述方法保證了模擬件危險點的損傷控制參量（如最大主應力、最大主應變、應力梯度等）與輪盤考核部位相一致。

然而，已有研究表明［14-17］，考慮應力梯度對結構疲勞壽命的影響不僅與危險點的應力、應變大小有關，還與危險點附近“一定范圍內”的應力、應變分布有關。相應地，發(fā)展了基于非局部壽命理論的模擬件設計方法。陸山等［18］提出的輪盤模擬件設計方法中，考慮了危險點最大主應力在其梯度方向的分布。楊興宇［19］、鄭小梅［20］等提出了工程裂紋長度范圍內（0.8 mm）的主應力、主應變、主應變彈塑性分量一致的輪盤模擬件設計方法。SU等［21］在von Mises等效應力、應力梯度一致的準則基礎上，提出了等效有害體積一致的設計準則。但這些方法對“一定范圍”的定義缺乏理論依據且未能形成統(tǒng)一認識。如果這一范圍過小，難以保證模擬件與真實結構考核部位的疲勞壽命一致；若范圍過大，則會導致模擬件尺寸過大，給試驗的加載與夾持帶來困難，增加了設計難度。

目前，臨界距離法被廣泛用于應力集中部位的疲勞壽命預測［22-24］，認為應力集中部位臨界距離內的應力、應變均對結構疲勞壽命產生影響，據此建立了臨界距離的求解方法［25-29］。基于此，本文以經典的SWT模型（Smith-Watson-Topper Model）［30-32］的 損 傷 參 量——SWT參 量為準則，提出了一種基于臨界距離內SWT參量一致的輪盤模擬件設計方法。以某型航空發(fā)動機高壓渦輪盤為例，開展了渦輪盤的盤心、螺栓孔、端齒等特征部位的模擬件設計，并進行了相應的模擬件低周疲勞試驗。在此基礎上，進行了真實高壓渦輪盤的旋轉疲勞試驗，驗證輪盤模擬件的設計方法。最后，討論了該模擬件設計方法的穩(wěn)健性。

1 輪盤低周疲勞模擬件設計方法

1.1 考慮應力集中的低周疲勞壽命預測方法

本研究中，材料低周疲勞壽命預測采用了多軸形式下的SWT模型［30-31］，其表達式為

式中：Δε1為最大主應變范圍；σn，max為最大主應變所在平面的最大正應力；E為彈性模量；Nf為疲勞壽命；σ′f、ε′f、b、c為材料參數。

上述模型中，等式左邊為影響疲勞壽命的因素，由加載的應力與應變決定，稱為SWT參量，記為PSWT，則

采用臨界距離理論反映應力梯度對疲勞壽命的影響，常用的計算式為

式中：Pm為平均后的SWT參量；L為臨界距離；α、β為材料參數。將Pm代入式（1），替換其中的SWT參量PSWT，表達式為

聯立式（3）～式（5），可求得臨界距離。

1.2 輪盤模擬件設計準則與方法

本文提出了一種基于SWT參量一致的輪盤模擬件設計方法，其中涉及的設計準則包括：

1）幾何相似性：模擬件考核部位的幾何形狀應當與真實輪盤的考核部位相似。具體地，應保證模擬件的關鍵尺寸（如盤心的直徑、螺栓孔的倒角尺寸、端齒的形狀等）與真實輪盤一致。

2）材料一致性：一般地，模擬件應從真實輪盤毛坯上取樣，且取樣位置保持一致，并通過取向選擇保證其受力方向與真實輪盤的考核部位一致。

3）SWT參量一致性：保證臨界平面上臨界距離范圍內的SWT參量分布與真實輪盤一致。

基于上述設計準則，開展輪盤模擬件設計，具體步驟如下：

1）開展真實輪盤的有限元分析，以SWT參量最大點作為危險部位，以最大主應變所在的平面為臨界平面，以臨界平面上SWT參量的負梯度方向作為考核路徑方向，提取SWT參量分布。在此基礎上，根據式（3）～式（5）確定臨界距離。

2）根據準則2），以真實輪盤的材料及對應溫度下的材料性能作為模擬件有限元計算的輸入。根據準則1），確定盤心的直徑、螺栓孔的倒角尺寸、端齒的形狀等作為關鍵尺寸，保證這些關鍵尺寸與真實輪盤一致。在此基礎上，開展有限元分析，用步驟1）中相同的方法確定考核路徑方向，提取模擬件的SWT參量分布。

3）根據準則3），通過添加槽、開口，改變缺口深度等輔助特征調整模擬件考核部位臨界平面上的SWT參量分布，在臨界距離范圍內使之與真實輪盤一致。在此基礎上設計夾持段，使其具有足夠的強度儲備。

2 輪盤模擬件設計實例

以某型航空發(fā)動機高壓渦輪盤為例，開展模擬件設計。

首先，通過服役條件下渦輪盤的有限元分析，確定考核部位。根據渦輪盤的結構特征，分別建立了含有榫槽和葉片的1/73扇區(qū)有限元模型A與含有端齒、螺栓孔的1/12扇區(qū)有限元模型B（如圖1所示）。模型A簡化了端齒、螺栓孔等細節(jié)，并為模型B提供截面的徑向位移；模型B在前軸頸部位沿周向剖開。渦輪盤的材料為FGH96，葉片材料為DD6，其材料性能參數見表1。服役狀態(tài)下，從渦輪盤盤心到渦輪葉片的溫度變化范圍為400～900 ℃。轉速為14 000 r/min。

表1 渦輪盤與葉片材料力學性能參數Table 1 Mechanical properties of turbine disc and blade materials

圖1 渦輪盤有限元模型Fig.1 Finite element model of turbine disc

有限元模型A的邊界條件包括：①榫槽部位與葉片榫頭的接觸面為摩擦接觸，摩擦系數為0.2；②扇區(qū)的循環(huán)對稱面為周期性邊界條件；③后軸頸端面為軸向與周向位移約束。

有限元模型B的邊界條件包括：①截面徑向位移大小由模型A決定，約束軸向與周向的位移；②扇區(qū)的循環(huán)對稱面為周期性邊界條件。

有限元模型A與模型B的最大主應變分布如圖2所示。由1.1節(jié)確定渦輪盤的SWT參量分布。選擇應力集中明顯的盤心、螺栓孔、端齒作為危險部位（見圖3），設計相應的模擬件。上述部位溫度均低于550 ℃，該溫度下，FGH96的蠕變損傷相比疲勞損傷不顯著，因此上述部位的蠕變-疲勞失效問題暫不考慮。

圖2 渦輪盤最大主應變分布Fig.2 Maximum principal strain distribution of turbine disc

圖3 渦輪盤形狀與危險部位Fig.3 Shape and dangerous locations of turbine disc

2.1 盤心模擬件設計

根據盤心部位有限元分析的結果，以步驟1）所述的方式，提取盤心部位的SWT參量分布。根據臨界距離法的計算公式（式（3）～式（5）），計算臨界距離為0.91 mm。

盤心模擬件的考核部位采用圓弧缺口形式（見圖4），選擇圓弧半徑RPX為關鍵尺寸，保證其與盤心的半徑一致。該設計方案中包括2個可調整的幾何參數：距離中心線的半寬度WPX和圓弧深度DPX。開展模擬件的有限元分析，并優(yōu)化上述的幾何參數，使模擬件的考核部位臨界距離范圍內的SWT參量與真實結構的一致。這一過程中，往往存在著多種幾何參數的組合滿足臨界距離范圍內SWT參量一致性的設計準則。為了提高效率，采用的策略是選擇對SWT參量分布影響最大的幾何參數進行單變量優(yōu)化。具體步驟為：

圖4 盤心模擬件結構形式Fig.4 Configuration of simulating specimen for turbine disc bore

1）調整上述的幾何參數，分析各幾何參數對歸一化的SWT參量的影響。定義路徑上距離為x位置的歸一化的SWT參量pSWT為該點SWT參量與路徑初始點的比值，如式（6）所示：

幾何參量分別取初始值的90%和110%，分別計算臨界距離范圍內的歸一化的SWT參量。將臨界距離范圍內兩者最大差值與（110%-90%）的比值定義為幾何參數對SWT參量的敏感性s，如式（7）所示：

s越大的幾何參數，對模擬件SWT參量分布影響越大。選擇其中敏感性最大的參數進行單變量優(yōu)化。

2）確定步驟1）中所選擇的幾何參數以外的其他幾何參數的取值，以滿足試驗件結構緊湊、試驗載荷大小適宜的目的，適應試驗條件，便于開展低周疲勞試驗。

3）調整步驟1）中所選擇的幾何參數，直到模擬件臨界距離范圍內SWT參量分布與真實結構的一致。定義模擬件與真實構件的SWT參量分布誤差e為臨界距離范圍內兩者SWT參量最大差值與真實構件最大SWT參量的比值，如式（8）所示：

本研究采用的容差為10%，當SWT參量分布誤差e小于容差時，認為模擬件臨界距離范圍內SWT參量分布與真實結構的一致。

半寬度WPX與圓弧深度DPX的敏感性s如圖5所示，其中下標“0”為參數敏感性分析的參考值。對比二者的敏感性可知，WPX對SWT參量分布的影響更顯著，因此對WPX進行單變量優(yōu)化。通過參數優(yōu)化，確定的模擬件考核段尺寸見圖6。此時，盤心模擬件的最大主應變分布如圖7所示。盤心模擬件與真實輪盤SWT參量分布對比如圖8所示，在臨界距離范圍內，最大誤差不超過1%。

圖5 盤心模擬件幾何參數敏感性對比（WPX0=10 mm，DPX0=2.5 mm）Fig.5 Comparison of sensitivity of geometrical parameters of simulating specimen for turbine disc bore （WPX0=10 mm， DPX0=2.5 mm）

圖6 盤心模擬件考核段尺寸Fig.6 Test section size of simulating specimen for turbine discs bore

圖7 盤心模擬件最大主應變分布Fig.7 Maximum principal strain distribution on test section of simulating specimen for turbine disc bore

圖8 盤心模擬件與真實盤心部位的SWT參量對比Fig.8 Comparison of SWT parameter distribution between hotspots of simulating specimen and turbine disc bore

隨后，設計模擬件的夾持段與過渡段。夾持段采用平板摩擦夾持的設計方案，寬度與厚度均大于考核段，夾持段與考核段通過圓弧鏈接。圖9為盤心模擬件尺寸。

圖9 盤心模擬件尺寸Fig.9 Design result of simulating specimen for bore

最后，從真實渦輪盤毛坯的盤心位置處周向取樣并進行加工，其中盤心模擬件考核部位與渦輪盤盤心處的粗糙度保持一致。采用MTS370.10型電液伺服疲勞機開展低周疲勞試驗，試驗溫度為500℃，加載頻率為10 Hz。試驗條件見表2。考慮到試驗夾具的具體情況，為了避免載荷比R=0時因間隙而控制不穩(wěn)的情況，將載荷比為R=0的試驗條件調整為R=0.05。盤心模擬件的低周疲勞試驗結果見圖10。

表2 盤心模擬件低周疲勞試驗條件（500 ℃）Table 2 Conditions of fatigue experiment for simulating specimen of bore at 500 ℃

圖10 盤心模擬件低周疲勞試驗結果Fig.10 Results of fatigue experiment for simulating specimen of bore

結果表明，所有盤心模擬件均從考核部位處斷裂（圖11），證明了試驗的有效性。由圖12所示的SEM斷口觀測結果可見，盤心模擬件從加工表面起裂（箭頭指示位置為裂紋源）。

圖11 試驗后的盤心模擬件照片Fig.11 Photo of simulating specimen of bore after experiment

圖12 盤心模擬件斷口觀測Fig.12 Fracture morphology of simulating specimen of bore

2.2 螺栓孔模擬件設計

同前所述，根據有限元分析的結果，以步驟1）所述的方式，提取螺栓孔部位的SWT參量分布。根據臨界距離法的計算公式（式（3）～式（5）），計算臨界距離為1.27 mm。

螺栓孔模擬件采用圓孔平板+兩側半圓缺口的基本形式（見圖13），中心圓孔處設置倒角以模擬真實輪盤螺栓孔的結構特征。該設計方案選擇了試驗件厚度HLSK，圓孔孔徑DLSK，孔倒角CLSK為關鍵尺寸，分別與真實輪盤螺栓孔部位的厚度、螺栓孔直徑、螺栓孔倒角一致。設計方案中包括3個可調整的幾何參數：兩側圓弧半徑rLSK、圓弧距中心距離cLSK及試驗件寬度WLSK。開展模擬件的有限元分析，對比上述幾何參數的敏感性（見圖14，其中下標“0”為參數敏感性分析的參考值），選擇對SWT參量分布影響最大的試驗件寬度WLSK作為優(yōu)化變量開展優(yōu)化，使模擬件的考核部位臨界距離范圍內的SWT參量與真實結構的一致。通過參數優(yōu)化，螺栓孔模擬件的最大主應變分布見圖15，螺栓孔模擬件與真實輪盤SWT參量分布對比見圖16。在臨界距離范圍內，最大誤差不超過1.8%。

圖13 螺栓孔模擬件結構形式Fig.13 Configuration of simulating specimen for bolt hole of turbine disc

圖15 螺栓孔模擬件最大主應變分布Fig.15 Maximum principal strain distribution of simulating specimen for turbine disc bolt hole

圖16 螺栓孔模擬件與真實螺栓孔部位SWT參量對比Fig.16 Comparison of SWT parameter distribution between hotspots of simulating specimen and turbine disc bolt hole

隨后，設計模擬件的夾持段與過渡段。夾持段采用摩擦夾持的方案。螺栓孔模擬件設計結果見圖17。

圖17 螺栓孔模擬件設計結果Fig.17 Design result of simulating specimen for bolt hole

最后，從真實渦輪盤的前軸頸部分周向取樣并進行加工，其中螺栓孔模擬件的考核部位與渦輪盤螺栓孔部位粗糙度保持一致。開展螺栓孔模擬件的低周疲勞試驗，試驗溫度為550 ℃，加載頻率為5 Hz，試驗條件見表3。這里同樣根據夾具的加載能力，將載荷比R=0的情況調整為R=0.05。試驗設備與試驗流程與2.2節(jié)中一致。試驗結果見圖18。

表3 螺栓孔模擬件低周疲勞試驗條件（550 ℃）Table 3 Condition of fatigue experiment for bolt hole’s simulating specimen at 550 ℃

圖18 螺栓孔模擬件疲勞試驗結果Fig.18 Results of fatigue experiment for bolt hole simulating specimen

所有螺栓孔模擬件均從考核部位斷裂（見圖19）。由圖20所示的SEM斷口觀測結果可見，螺栓孔模擬件均從孔邊起裂（箭頭指示位置為裂紋源），以表面裂紋形式擴展。

圖19 試驗后的螺栓孔模擬件照片Fig.19 Photo of bolt hole simulating specimen after experiment

圖20 螺栓孔模擬件斷口觀測Fig.20 Fracture morphology of bolt hole simulating specimen

2.3 端齒模擬件設計

同前所述，根據有限元分析的結果，以步驟1）所述的方式，提取螺栓孔部位的SWT參量分布。根據臨界距離法的計算公式（式（3）～式（5）），計算臨界距離為0.79 mm。

端齒模擬件采用帶對稱凸臺與凹槽的平板為基本形式（見圖21）。該設計方案中，以端齒危險點的齒形為基準，將端齒圓弧面簡化為平面。該設計方案選擇了試驗件的壓力角θDC、山形角λDC、齒根圓角RDC、齒高HDC、齒底寬WDC為關鍵尺寸，保證其與真實結構一致。在此基礎上，在考核段的兩端設置了凸臺，目的是減小考核段的剛性，并調整危險點的應力分布。該設計方案中包括4個可調整的幾何參數：半寬度BDC、凸臺厚度TDC，凸臺高度DDC和凸臺圓角R′DC。

圖21 端齒模擬件結構形式Fig.21 Configuration of simulating specimen for curvic coupling of turbine disc

開展模擬件的有限元分析，對比上述幾何參數的敏感性（見圖22，其中下標“0”為參數敏感性分析的參考值），選擇對SWT參量分布影響最大的半寬度BDC作為優(yōu)化變量開展優(yōu)化，使模擬件的考核部位臨界距離范圍內的SWT參量與真實結構的一致。通過參數優(yōu)化，端齒模擬件的最大主應變分布見圖23，端齒模擬件與真實輪盤SWT參量的分布對比見圖24。在臨界距離范圍內，最大誤差不超過7.0%。

圖22 端齒模擬件幾何參數敏感性對比（BDC0=9 mm，TDC0=5 mm，DDC0=4 mm，RD′C0=4 mm）Fig.22 Comparison of geometrical parameter sensitivity of simulating specimen for turbine disc curvic coupling（BDC0=9 mm， TDC0=5 mm， DDC0=4 mm， R′DC0=4 mm）

圖23 端齒模擬件最大主應變分布Fig.23 Maximum principal strain distribution of simulating specimen for turbine disc curvic coupling

圖24 端齒模擬件與真實端齒部位SWT參量對比Fig.24 Comparison of SWT parameter distribution between hotspots of simulating specimen and turbine disc curvic coupling

隨后，設計模擬件的夾持段與過渡段。夾持段采用銷釘夾持的方案，寬度與厚度均大于考核段，2個方向上均采用圓弧過渡。端齒模擬件設計結果見圖25。

圖25 端齒模擬件設計結果Fig.25 Design result of simulating specimen for curvic coupling

最后，從真實渦輪盤毛坯的前軸頸部分周向取樣并加工，其中端齒模擬件考核部位與渦輪盤端齒處的粗糙度一致。

開展端齒模擬件的低周疲勞試驗，試驗溫度為550 ℃，加載頻率為10 Hz，試驗條件見表4。這里考慮到銷釘夾具的加載能力，將載荷比R=0的情況調整為R=0.1。試驗設備與試驗流程與2.2節(jié)一致。試驗結果見圖26。

表4 端齒模擬件低周疲勞試驗條件（550 ℃）Table 4 Conditions of fatigue experiment for curvic coupling simulating specimen at 550 ℃

圖26 端齒模擬件疲勞試驗結果Fig.26 Results of fatigue experiment for curvic coupling simulating specimen

所有的端齒模擬件均從考核部位斷裂（見圖27），說明試驗的有效性。由圖28所示的SEM斷口觀測結果可見，端齒模擬件均從應力集中部位的表面起裂（箭頭指示位置為裂紋源），裂紋源存在明顯的類解理特征。由此推斷裂紋萌生于表面的薄弱晶面。

圖27 試驗后的端齒模擬件照片Fig.27 Photo of curvic coupling simulating specimen after experiment

3 端齒模擬件的整盤試驗驗證

為驗證模擬件的設計方法，開展了高壓渦輪盤的旋轉疲勞試驗。通過調整轉速、輪緣載荷、局部位置形狀等措施，保證試驗中輪盤考核部位的應力與服役狀態(tài)時一致［33］。試驗溫度為200 ℃，試驗轉速為1 000 r/min-20 000 r/min-1 000 r/min的交變轉速。試驗結果顯示，渦輪盤前鼓筒內圈的端齒根部在循環(huán)載荷作用下萌生了2處疲勞裂紋，利用斷口反推技術確定平均裂紋萌生壽命為13 069次循環(huán)。模擬件試驗在100%轉速、R=0.1條件下對應的平均疲勞壽命為12 102次循環(huán)，對比渦輪盤旋轉疲勞試驗結果，相對誤差為7%，證明了所設計的輪盤模擬件能夠反映考核部位的疲勞壽命。

圖29為斷裂的端齒部位，其中箭頭指示為裂紋源。圖30為斷口的掃描電子顯微鏡觀測結果。根據圖30所示，裂紋源位于端齒根部應力集中部位的表面，裂紋源附近存在類解理結構，由此推斷在循環(huán)載荷下，裂紋萌生于應力集中部位表面的薄弱晶面。這與模擬件試驗的結果是一致的，進一步驗證了模擬件設計方法的有效性。

圖29 斷裂的渦輪盤端齒部位Fig.29 Fractured curvic coupling on turbine disc

圖30 渦輪盤端齒斷口形貌Fig.30 Fracture morphology of curvic coupling on turbine disc

4 模擬件設計方法的穩(wěn)健性討論

上述研究已經說明所建立的模擬件設計方法應用于輪盤疲勞壽命評估的有效性，但是該方法在應用過程中的穩(wěn)健性仍需要被討論。本研究分析了疲勞壽命模型、臨界距離模型的參數存在微小擾動時對設計結果的影響。式（3）～式（5）中，當參數E、σ′f、b、ε′f、c、α、β均存在±1%擾動時，計算獲得的臨界距離將發(fā)生一定的偏差，記作L^。以上述的模擬件為例，圖31對比了不同模擬件在材料參數存在±1%的偏差時(-L)/L的值，代表了臨界距離對不同材料參數的敏感性。由圖31所示結果可知，當材料參數發(fā)生了±1%的偏差時，臨界距離最大將發(fā)生1.9%的偏差。

圖31 材料參數擾動引起的臨界距離偏差Fig.31 Critical distance deviation due to material parameter perturbation

但是計算臨界距離的偏差并不一定會影響模擬件設計的結果。因為臨界距離的計算結果L^高于實際值時，設計者會在更大范圍內保證模擬件的SWT參量與真實構件一致。根據臨界距離理論，這不會造成兩者疲勞壽命的偏差。只有當L^低于實際值時，在L^≤x≤L的范圍內，設計者設計的模擬件SWT參量的分布可能與真實結構產生偏差，影響疲勞壽命（如圖32所示）。設這一區(qū)間內SWT參量的最大偏差為ΔPmax，對于常見的拉伸循環(huán)載荷下的模擬件，ΔPmax＜PSWT(L)，可以以此估計平均后的SWT參量Pm的偏差上限：

圖32 低估臨界距離引起模擬件SWT參量分布偏差示意圖Fig.32 Underestimation of critical distance causing deviation of SWT parameter distribution of simulating specimen

式中：ΔPm為Pm的偏差；為含有偏差的平均SWT參量；P^SWT為含有偏差的SWT參量。這里忽略了模擬件SWT參量分布產生偏差后實際臨界距離的變化，統(tǒng)一采用了真實結構的臨界距離L計算平均SWT參量。

以上述的模擬件為例，圖33分析了材料參數擾動引起的平均SWT參量Pm變化。相比臨界距離的偏差，Pm的偏差普遍更小，均小于1.0%。這是由于在距離應力集中部位較遠的區(qū)域應力應變普遍偏小，SWT參量產生的偏差有限，經由式（3）平均后對平均SWT參量Pm的影響將更小。這證明了所提出的方法具有一定的穩(wěn)健性。

圖33 材料參數擾動引起的平均SWT參量Pm偏差Fig.33 Average SWT parameter Pm deviation due to material parameter perturbation

同時，針對這種情況，在模擬件的設計過程中，設計者可以根據所使用的壽命模型、臨界距離模型的預測精度，適當增加設計過程中保證SWT參量一致的范圍，以避免低估臨界距離而帶來的偏差。

5 結 論

1） 以保證模擬件的基本幾何形狀、材料、臨界距離范圍內的SWT參量分布與真實輪盤一致為設計準則，提出了一種基于SWT參量一致的輪盤模擬件設計方法。

2） 實現了某型航空發(fā)動機高壓渦輪盤盤心、螺栓孔、端齒等危險部位的模擬件設計，與真實渦輪盤相比，SWT參量的最大誤差在7.0%以內。在此基礎上，從真實渦輪盤毛坯相應位置處取樣，開展了模擬件的低周疲勞試驗，獲得了不同載荷下模擬件的低周疲勞試驗數據。

3） 開展了某型發(fā)動機真實高壓渦輪盤旋轉疲勞試驗，并與模擬件疲勞試驗結果對比，兩者裂紋萌生壽命相對誤差為7%；同時，疲勞斷口對比表明，二者裂紋源均萌生于表面的薄弱晶面處。

本文提出的輪盤模擬件設計方法的有效性得到了證明。該方法主要針對低周疲勞失效模式，對于蠕變-疲勞、多軸疲勞等失效模式的適用性還需要進一步開展研究。