聶衛(wèi)健，鄧旺群，皮滋滋，盧 波，劉文魁

(1.中國航發(fā)湖南動力機械研究所，湖南株洲 412002；2.中國航空發(fā)動機集團航空發(fā)動機振動技術(shù)重點實驗室，湖南株洲 412002)

1 引言

民用航空發(fā)動機的輪盤設(shè)計必須保證輪盤的結(jié)構(gòu)完整性并具有一定的強度儲備。由于輪盤的破裂是非包容性的，輪盤一旦發(fā)生破裂，碎片打穿機匣后，可能損壞油路系統(tǒng)和操作系統(tǒng)，造成嚴重后果，因此對輪盤破裂轉(zhuǎn)速進行研究具有十分重要的意義。國外學(xué)者對輪盤破裂轉(zhuǎn)速的研究較早，并在應(yīng)力分析和破裂轉(zhuǎn)速預(yù)測方面取得一定成果[1-3]。國內(nèi)在破裂轉(zhuǎn)速預(yù)測與破裂失效模式方面[4-5]進行了相關(guān)研究，選用的預(yù)測輪盤破裂轉(zhuǎn)速的準則主要有平均應(yīng)力準則、大變形法及最大周向(徑向)應(yīng)力準則、第一主應(yīng)力和等效應(yīng)力準則等[6]。如吳長波等[7]采用傳統(tǒng)平均應(yīng)力法預(yù)測了高壓渦輪整體葉盤的破裂轉(zhuǎn)速；萬江艷等[8]建立了輪盤彈塑性盤破裂準則，并對變厚度輪盤破裂轉(zhuǎn)速進行了預(yù)測；馮引利等[9-10]分別對粉末冶金高溫合金渦輪盤破裂轉(zhuǎn)速和輪盤徑向破裂轉(zhuǎn)速進行了分析，提出了基于有限元的破裂轉(zhuǎn)速計算修正方法；秦仕勇等[11]對粉末冶金渦輪盤進行了改進，并進行了破裂轉(zhuǎn)速分析和試驗驗證；古愛軍等[12]針對軸流式輪盤的破裂轉(zhuǎn)速，提出一種應(yīng)用有限元法計算輪盤破裂轉(zhuǎn)速的破裂準則。

本文采用平均應(yīng)力法及彈塑性有限元法，分別對某民用渦軸發(fā)動機動力渦輪盤進行了破裂轉(zhuǎn)速分析；通過破裂轉(zhuǎn)速測量試驗，獲取了動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤的破裂轉(zhuǎn)速和破裂形式，并與計算結(jié)果進行了對比分析。研究可為動力渦輪盤優(yōu)化設(shè)計及同類型輪盤破裂轉(zhuǎn)速分析與試驗提供借鑒和參考。

2 破裂轉(zhuǎn)速分析

2.1 有限元模型

運用ANSYS 有限元分析軟件對動力渦輪盤進行有限元網(wǎng)格劃分和建模。采用十節(jié)點四面體單元對動力渦輪盤進行網(wǎng)格劃分。由于動力渦輪一級盤包含50個榫槽和14個安裝孔，動力渦輪二級盤包含50個榫槽，因此，為減小計算工作量，取動力渦輪一級盤的1/14循環(huán)對稱段(包含一個安裝孔在內(nèi))和動力渦輪二級盤的1/50 循環(huán)對稱段作為計算模型(不影響計算結(jié)果)。建模時，離心載荷和溫度載荷分別以轉(zhuǎn)速形式、節(jié)點溫度形式施加在模型上，同時約束A面的軸向位移和周向位移，并在切割面上施加循環(huán)對稱約束。動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤的有限元模型分別見圖1、圖2。

圖1 動力渦輪一級盤有限元模型Fig.1 Finite element model of the first stage disk of power turbine

圖2 動力渦輪二級盤有限元模型Fig.2 Finite element model of the second stage disk of power turbine

2.2 平均應(yīng)力法分析

平均應(yīng)力法[13]認為，當輪盤任一半徑處的徑向平均應(yīng)力達到材料的單向拉伸強度時，輪盤在該半徑處沿圓柱面破裂；當輪盤的周向平均應(yīng)力達到材料的單向拉伸強度時，輪盤沿子午面破裂。圓柱面破裂和子午面破裂轉(zhuǎn)速平均應(yīng)力法計算表達式分別如式(1)、式(2)所示。

采用平均應(yīng)力法分別對動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤子午截面、圓柱截面破裂轉(zhuǎn)速進行分析。動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤的應(yīng)力分布云圖見圖3、圖4，計算得到的破裂轉(zhuǎn)速見表1。從表中可知，動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤子午截面破裂轉(zhuǎn)速均比圓柱截面破裂轉(zhuǎn)速低。由此可以推斷，動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤的破裂形式均為子午面破裂。

表1 動力渦輪盤破裂轉(zhuǎn)速計算結(jié)果(基于平均應(yīng)力法)Table 1 Calculation results of the rupture speed(based on mean stress method)

圖3 動力渦輪一級盤應(yīng)力分布圖Fig.3 Stress distribution diagram of the first stage disk of power turbine

圖4 動力渦輪二級盤應(yīng)力分布圖Fig.4 Stress distribution diagram of the second stage disk of power turbine

2.3 彈塑性有限元法分析

采取彈塑性有限元法對動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤破裂轉(zhuǎn)速進行計算分析。動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤的應(yīng)變分布分別見圖5、圖6，計算得到的破裂轉(zhuǎn)速見表2。

表2 動力渦輪盤破裂轉(zhuǎn)速計算結(jié)果(基于彈塑性有限元法)Table 2 Calculation results of the rupture speed(based on elastic-plastic finite element method)

圖5 動力渦輪一級盤應(yīng)變分布云圖Fig.5 Strain distribution diagram of the first stage disk of power turbine

圖6 動力渦輪二級盤應(yīng)變分布云圖Fig.6 Strain distribution diagram of the second stage disk of power turbine

3 強度計算與校核

動力渦輪一級盤、動力渦輪二級盤與試驗工裝和配重葉片的裝配示意圖分別見圖7、圖8。

圖7 動力渦輪一級盤裝配示意圖Fig.7 Assembly diagram of the first stage power turbine disk

圖8 動力渦輪二級盤裝配示意圖Fig.8 Assembly diagram of the second stage power turbine disk

表3 試驗工裝強度校核結(jié)果Table 3 Intensity check results of test fixtures

表4 葉身強度校核結(jié)果Table 4 Intensity check results of blades

表5 榫頭強度校核結(jié)果Table 5 Intensity check results of blade dovetail

4 破裂轉(zhuǎn)速測量試驗

4.1 試驗溫度標定

試驗在均勻溫度場下進行。為保證溫度均勻和溫度控制、溫度測試的準確性，在試驗前對試驗溫度進行了標定。標定時，在試驗件附近布置溫控和監(jiān)控?zé)犭娕?，在輪盤上幾個位置布置一定數(shù)量的熱電偶(T1～T4)，測量溫度。按梯度進行升溫，并在試驗溫度下保溫一定時間，以確保試驗溫度均勻。動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤溫度標定熱電偶分布示意圖及照片分別見圖9、圖10，溫度標定結(jié)果見表6。可見：動力渦輪一級盤溫度與動力渦輪二級盤溫度標定誤差均在±5℃內(nèi)，滿足試驗器溫度控制精度要求；經(jīng)過升溫和保溫過程后，加溫爐內(nèi)溫度已達到試驗所需溫度并保持均勻狀態(tài)。

表6 試驗溫度標定結(jié)果Table 6 Temperature calibration results

圖9 動力渦輪一級盤溫度標定示意圖及現(xiàn)場照片F(xiàn)ig.9 Temperature calibration diagram and photo of the first stage power turbine disk

圖10 動力渦輪二級盤溫度標定示意圖及現(xiàn)場照片F(xiàn)ig.10 Temperature calibration diagram and photo of the second stage power turbine disk

4.2 試驗過程

試驗在立式輪盤試驗器上進行。安裝試驗件和加熱爐后，按溫度標定時位置布置溫控?zé)犭娕己捅O(jiān)控?zé)犭娕?，關(guān)閉試驗艙蓋并抽真空，進行升溫(升溫過程與溫度標定時的一致)并保溫。試驗時，轉(zhuǎn)速按階梯上升，在特征轉(zhuǎn)速下停留一定時間后繼續(xù)上升，直至輪盤破裂。試驗過程中測得的轉(zhuǎn)速、振動位移隨時間的變化曲線分別見圖11、圖12?？梢?，動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤破裂時，振動位移突變，試驗器自動保護停車，由此得到動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤的破裂轉(zhuǎn)速分別為34 339 r/min、33 233 r/min。

圖11 動力渦輪一級盤轉(zhuǎn)速與振動位移隨時間的變化曲線Fig.11 Curve of speed and vibration vs.time for the first stage disk of power turbine

圖12 動力渦輪二級盤轉(zhuǎn)速與振動位移隨時間的變化曲線Fig.12 Curve of speed and vibration vs.time for the second stage disk of power turbine

4.3 試驗結(jié)果及分析

試驗后，試驗工裝基本完好，動力渦輪一級盤破裂成4大塊，動力渦輪二級盤破裂成3大塊，為典型的子午面破裂形式，驗證了2.2節(jié)中計算結(jié)果的正確性。試驗工裝及試驗件殘骸照片見圖13、圖14。

圖13 動力渦輪一級盤破裂后殘骸照片F(xiàn)ig.13 Wreckage picture of the first stage power turbine disk and fixture after rupture

圖14 動力渦輪二級盤破裂后照片F(xiàn)ig.14 Wreckage picture of the second stage power turbine disk and fixture after rupture

表7給出了動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤破裂轉(zhuǎn)速計算誤差。表中，計算誤差根據(jù)公式(3)計算。從表中可知，與試驗結(jié)果相比，平均應(yīng)力法和彈塑性有限元計算得到的破裂轉(zhuǎn)速均偏小，平均應(yīng)力法計算誤差不大于12.59%，彈塑性有限元法計算誤差不大于6.72%。總體看，彈塑性有限元法計算誤差較小，與試驗結(jié)果較吻合。

表7 動力渦輪盤破裂轉(zhuǎn)速計算誤差Table 7 The calculation errors of the rupture speed

5 結(jié)論

以民用渦軸發(fā)動機的動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤為研究對象，對其進行了破裂轉(zhuǎn)速研究和試驗驗證，主要結(jié)論如下：

(1) 動力渦輪一級盤和動力渦輪二級盤的破裂形式均為子午面破裂。

(2) 平均應(yīng)力法計算誤差相對較大，彈塑性有限元法計算結(jié)果與試驗結(jié)果吻合較好。

(3) 輪盤破裂后，試驗工裝基本完好，工裝結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度滿足試驗要求，強度校核方法可行。