鄭旭東，蔚奪魁

（中航工業(yè)沈陽發(fā)動機(jī)設(shè)計研究所，沈陽110015）

某發(fā)動機(jī)高壓壓氣機(jī)篦齒盤均壓孔孔邊裂紋故障分析

鄭旭東，蔚奪魁

（中航工業(yè)沈陽發(fā)動機(jī)設(shè)計研究所，沈陽110015）

為確定某發(fā)動機(jī)高壓壓氣機(jī)篦齒盤均壓孔孔邊裂紋故障原因，應(yīng)用大型結(jié)構(gòu)分析程序Ansys研究了裝配緊度與篦齒盤振動特性的關(guān)系，選擇合適的有限元分析模型。對不同裝配緊度條件下的篦齒盤進(jìn)行了振動頻率、相對振動應(yīng)力計算和行波共振分析，并與試驗結(jié)果進(jìn)行了對比。通過空氣系統(tǒng)流路與結(jié)構(gòu)特點分析，確定了影響篦齒盤振動的激振因素為低壓渦輪軸孔、中介機(jī)匣支板和噴嘴。根據(jù)篦齒盤動力特性結(jié)合靜強(qiáng)度計算結(jié)果分析認(rèn)為故障產(chǎn)生的原因是由于均壓孔孔邊靜應(yīng)力水平較高，在振動應(yīng)力疊加作用下產(chǎn)生高周疲勞破壞。并對后續(xù)使用提出了建議。

篦齒盤；均壓孔；裂紋；故障分析；高壓壓氣機(jī)；航空發(fā)動機(jī)

0 引言

某發(fā)動機(jī)在外場及返廠檢修時，多次發(fā)現(xiàn)高壓壓氣機(jī)篦齒盤的均壓孔孔邊有裂紋，隱患極大，嚴(yán)重影響飛行安全。對發(fā)動機(jī)分解檢查發(fā)現(xiàn)，篦齒盤均壓孔排氣側(cè)10個孔熒光有顯示，進(jìn)氣側(cè)6個孔有顯示，其中2個孔兩側(cè)均有裂紋。經(jīng)斷口分析，疲勞源區(qū)未見材料冶金缺陷，根據(jù)對該篦齒盤的低循環(huán)疲勞壽命計算分析結(jié)果[1]，結(jié)合斷口分析的結(jié)論，初步排除了低循環(huán)疲勞引起裂紋故障的可能性。

本文著重根據(jù)篦齒盤的動力學(xué)特性分析了裂紋產(chǎn)生的原因。研究了裝配緊度與篦齒盤振動特性的關(guān)系，根據(jù)對不同裝配緊度下篦齒盤的固有模態(tài)、頻率和相對振動應(yīng)力計算結(jié)果，結(jié)合空氣系統(tǒng)流路與結(jié)構(gòu)特點進(jìn)行分析，確定了影響篦齒盤振動的激振因素。通過對篦齒盤進(jìn)行的行波共振分析、靜強(qiáng)度計算結(jié)果以及與試驗結(jié)果的對比，給出了故障發(fā)生的原因和后續(xù)使用建議。

1 計算結(jié)果和分析

1.1振動頻率、振型計算結(jié)果

根據(jù)某發(fā)動機(jī)高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子裝配有關(guān)資料，在第6級盤錐形壁上，用雙頭長螺栓和螺帽把第7～9級盤、篦齒盤和高壓壓氣機(jī)軸連接，固定到第6級盤的錐形突出端。為消除長螺栓拉緊時盤體的翹曲，在第7～9盤和篦齒盤之間安裝了承力環(huán)和套筒。為保證該篦齒盤與第9級盤輪緣部分軸向壓緊，在實際裝配過程中通過24個連接螺栓的軸向伸長量來保證。在裝配時，保證封嚴(yán)篦齒盤與承力環(huán)軸向有1.0～1.2mm的間隙。通過2維軸對稱模型計算，考慮到高壓壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子的軸向剛度較大，進(jìn)行振動特性分析時只把篦齒盤作為研究對象，邊界條件采用彈簧單元來描述第7～9級盤對篦齒盤的影響。通過彈簧單元的不同剛度值來模擬不同的裝配緊度。篦齒盤幾何模型和有限元模型如圖1、2所示。

圖1 幾何模型

圖2 有限元模型

動頻計算時取設(shè)計點轉(zhuǎn)速為13300 r/min，溫度場數(shù)據(jù)參考了實際試車測量值。篦齒盤振動頻率計算和試驗結(jié)果的對比及相應(yīng)的振型見表1。頻率值隨剛度變化關(guān)系如圖3所示。

通過不同模擬剛度值對應(yīng)的頻率和振型計算結(jié)果與試驗確定的頻率及振型的對比，可初步確定第7～9級盤對篦齒盤的支撐剛度為1×104～5×104N/mm。

1.2篦齒盤腔結(jié)構(gòu)與空氣系統(tǒng)分析

對某發(fā)動機(jī)空氣系統(tǒng)流路和結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，確定可能引起與封嚴(yán)篦齒盤后腔壓力脈動的因素包括低壓渦輪軸孔（9個）、中介機(jī)匣支板（12個）和噴嘴（14個）。因此，主要對這些因素進(jìn)行行波共振分析。

表1 篦齒盤固有頻率計算和試驗結(jié)果對比Hz

圖3 固有頻率隨剛度變化關(guān)系

1.3行波共振分析

發(fā)生行波共振時，輪盤上有較大的振幅和振動應(yīng)力。經(jīng)驗證明，后行波共振是危險的，當(dāng)盤腔激振力的階次和輪盤節(jié)徑數(shù)互為倍數(shù)關(guān)系時容易發(fā)生。

1.3.1 9個進(jìn)氣孔激勵的共振分析

在激振階次分別為1、3、9，篦齒盤對應(yīng)3、9節(jié)徑振型時后行波共振轉(zhuǎn)速計算結(jié)果見表2、3，共振曲線如圖4、5所示。

表2 3、9節(jié)徑振動時后行波共振轉(zhuǎn)速（模擬剛度為1×104N/mm）

表3 3、9節(jié)徑振動時后行波共振轉(zhuǎn)速（模擬剛度為5×104N/mm）

圖4 3、9節(jié)徑振動時后行波共振曲線（模擬剛度為1×104N/mm）

圖5 3、9節(jié)徑振動時后行波共振曲線（模擬剛度為5×104N/mm）

1.3.2 12個中介機(jī)匣支板激勵的共振分析

在激振階次分別為1～4、6、12時，篦齒盤對應(yīng)2、3、4、6節(jié)徑振型時后行波共振轉(zhuǎn)速計算結(jié)果見表4、5，共振曲線分別如圖6～7所示。

表4 2、3、4、6節(jié)徑振動時后行波共振轉(zhuǎn)速（模擬剛度為1×104N/mm）

表5 2、3、4、6節(jié)徑振動時后行波共振轉(zhuǎn)速（模擬剛度為5×104N/mm）

圖6 2、3、4、6節(jié)徑振動時后行波共振曲線（模擬剛度為1×104N/mm）

圖7 2、3、4、6節(jié)徑振動時后行波共振曲線（模擬剛度為5×104N/mm）

1.3.3 14個噴嘴激勵的共振分析

在激振階次分別為1、2、7、14時，篦齒盤對應(yīng)2、7節(jié)徑振型時后行波共振轉(zhuǎn)速計算結(jié)果見表6、7，共振曲線如圖8、9所示。

表6 2、7節(jié)徑振動時后行波共振轉(zhuǎn)速（模擬剛度為1×104N/mm）

表7 2、7節(jié)徑振動時后行波共振轉(zhuǎn)速（模擬剛度為5×104N/mm）

圖8 2、7節(jié)徑振動時后行波共振曲線（模擬剛度為1×104N/mm）

1.4振動應(yīng)力分析

靜應(yīng)力計算分析結(jié)果表明：篦齒根部（A部位）最大應(yīng)力為780.2MPa，均壓孔孔邊（B部位）最大應(yīng)力為948.6MPa，定位止口上端面（C部位）最大應(yīng)力為937.3 MPa，可見均壓孔孔邊靜應(yīng)力水平最高[2]。結(jié)合外場裂紋故障位置，對m=2～9階振型對應(yīng)如圖10所示部位的相對振動應(yīng)力進(jìn)行分析，結(jié)果見表8，其中B部位的相對振動應(yīng)力為1.00。A、B、C部位對應(yīng)m=2、3、4、6、7階振型的相對振動應(yīng)力分別如圖11～15所示(左圖為A、B部位，右圖為C部位)。

圖9 2、7節(jié)徑振動時后行波共振曲線（模擬剛度為5×104N/mm）

圖10 振動應(yīng)力分析部位

表8 相對徑向振動應(yīng)力計算結(jié)果(B部位取1.00)

圖11 m=2時相對振動應(yīng)力分布

圖12 m=3時相對振動應(yīng)力分布

圖13 m=4時相對振動應(yīng)力分布

圖14 m=6時相對振動應(yīng)力分布

圖15 m=7時相對振動應(yīng)力分布

2 結(jié)果分析

（1）從圖3中可見，當(dāng)剛度較?。ㄐ∮?×104N/mm）時，其頻率變化較大，而后變化比較平穩(wěn)。因此，裝配狀態(tài)對篦齒盤的振動特性有一定影響，在較緊的裝配條件下，振動頻率變化較??；而在較松的裝配條件下，振動頻率變化較大。隨著節(jié)徑數(shù)的增加，裝配緊度對篦齒盤振動特性的影響逐漸減弱。

（2）從坎貝爾圖（圖4～9）中可見，在發(fā)動機(jī)經(jīng)常工作的轉(zhuǎn)速（0.7轉(zhuǎn)速以上）范圍內(nèi)，可能發(fā)生2、3、6、7節(jié)徑的后行波共振。

（3）從表8和圖11～15示出的振動應(yīng)力計算結(jié)果可見，2、3、6、7節(jié)徑振動時，均壓孔附近的振動應(yīng)力偏大，由于均壓孔孔邊的靜應(yīng)力水平較高，二者相互疊加可能發(fā)生篦齒盤疲勞破壞。

3 總結(jié)和建議

（1）在發(fā)動機(jī)經(jīng)常工作的轉(zhuǎn)速附近，3種激振因素可能會激起封嚴(yán)篦齒盤第2、3、6、7階振型的共振，在設(shè)計點轉(zhuǎn)速附近，很可能存在由6E（12E的分倍頻）激起的2、3節(jié)徑的共振。

（2）分析表明，第2、3、6、7階振型在均壓孔孔邊3點鐘和9點鐘位置振動應(yīng)力較大，與故障發(fā)生的位置一致，并且在篦齒根部和定位止口上端面部位的振動應(yīng)力也較大。由于均壓孔孔邊靜應(yīng)力水平較高，在振動應(yīng)力疊加作用下可能發(fā)生高周疲勞破壞。

（3）裝配狀態(tài)對篦齒盤的振動特性影響較大，因此，要嚴(yán)格控制其裝配緊度，以保證輪緣壓緊。24個連接螺栓的軸向伸長量要作為重要特性進(jìn)行控制。

（4）對篦齒盤均壓孔孔邊部位進(jìn)行故檢時應(yīng)增加渦流檢查。

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Study of Vent Hole Crack Failure for an Aeroengine Labyrinth Seal Disk

ZHENG Xu-Dong YU Duo-Kui
（AVIC Shenyang Engine Design and Research Institue,Shenyang 110015,China）

In order tostudy the venthole crack failureofan enginehigh pressure compressor labyrinth sealdisk,the relationship between the assembly accuracy and labyrinth sealdisk vibrationwas investigated to choose theapplicable finite elementanalyticalmodelby the Ansys. The vibration frequency analysis,relative vibration stress calculation and traveling wave analysiswere performed in the different assembly accuracy condition,and then the experimental results were contrasted.The stress factors affected labyrinth seal disk vibration are the low pressure turbine bearing holes,case platesand nozzlesby analyzing air system flow and structure characteristics.The analysis shows thathigh cycle failure caused by vibration stressbecauseofhigh ventholestress,and the futureapplication advice isproposed.

labyrinth seal disk;venthole;crack;failure analysis;high pressure compressor;aeroengine

2012-09-26

鄭旭東（1972），男，碩士，高級工程師，從事航空發(fā)動機(jī)質(zhì)量管理及結(jié)構(gòu)強(qiáng)度設(shè)計工作。