低壓渦輪整體葉盤超轉試驗斷軸故障分析

潘 容，高雄兵，張曉晶，曾 瑤，楊 勛

(中國航發四川燃氣渦輪研究院，成都610500)

1 引言

輪盤超轉試驗是航空發動機定型前必須通過的試驗項目，世界各主要航空發動機研制國的發動機規范或適航性條例中，均對輪盤的超轉試驗提出了具體要求[1-5]。為此，在發動機設計階段需進行大量的輪盤超轉試驗驗證工作，以校驗、修正輪盤的強度計算方法和邊界條件，并積累輪盤的設計經驗和數據，為輪盤設計和發動機安全運行提供可靠保障。為保證輪盤試驗器上進行的輪盤超轉試驗獲得的結果能有效反映輪盤在發動機工作時的真實情況，必須保證輪盤超轉試驗轉子的邊界條件在裝配時和試驗中都不被改變，即保證試驗轉子的環境剛度不變。因試驗件結構方面需要，試驗轉子的轉接軸通常包含臺階、孔、花鍵槽等復雜的幾何形狀，且這些部位易產生應力集中，而轉接軸的壽命很大程度上取決于這些局部高應力的危險位置。此外，作為超轉試驗件中傳遞功率的重要承力件，轉接軸也面臨著復雜的載荷條件，如彎曲、扭轉、高速旋轉導致的振動及其之間的復雜組合?；谏鲜鲈蚣疤厥饨Y構特征，轉接軸故障模式主要為疲勞斷裂和轉子系統的振動破壞[6-9]。

某航空發動機低壓渦輪整體葉盤在超轉試驗中發生轉接軸斷裂故障，且轉接盤盤心出現異常的喇叭口和臺階。本文從斷口形貌、低壓渦輪整體葉盤超轉試驗件結構特征和轉子動力學特性等方面進行研究，找出了故障發生的主要原因，提出了相應的改進措施并進行了試驗驗證。

2 試驗件結構

低壓渦輪整體葉盤超轉試驗件結構如圖1所示。試驗件通過轉接軸與試驗設備連接，轉接軸左端連接試驗器柔性軸，左端平衡凸臺用于安裝平衡用螺釘。轉接盤與低壓渦輪整體葉盤通過徑向止口和螺栓實現連接，與轉接軸通過兩端圓柱凸臺(圖1中I、J處)過渡配合(配合公差為 φ22H6/js5)實現徑向定位，轉接盤輪轂右端面通過軸端螺母預緊實現軸向定位，螺母由鎖片鎖緊。

圖1 低壓渦輪整體葉盤試驗件結構Fig.1 Schematic diagram of the testing low-pressure turbine blisk

3 故障現象

試驗件安裝在立式輪盤旋轉試驗設備上進行室溫下105%轉速超轉試驗。試驗件保載前段時間振動較大，位移傳感器測得的振動量約為85%(相對值)。試驗件在該振動量下保載約26 s后振動量逐漸下降，持續下降約60 s后振動量降低到約60%，再迅速降到約30%；接著突然上升到100%并超過設備振動限制，設備停車，同時聽到設備腔內有異響，到此時試驗件在105%轉速下的保載時間約為95 s。圖2為試驗監測參數曲線。設備停車后打開艙蓋檢查發現，零件散落在試驗艙中，艙壁面有刮碰痕跡，試驗件轉接軸斷裂，低壓渦輪葉盤與轉接盤連接正常，低壓渦輪整體葉盤的葉片、葉冠等受到損壞。

圖2 超轉試驗監測曲線Fig.2 Monitoring curve of the overspeed test

4 故障原因分析

4.1 斷口宏觀分析

轉接軸斷口(圖3)位于左側止口φ22mm與φ20mm的轉接位置(圖1)。斷口邊緣存在寬度約1.4 mm的環形變形區，該處斷面傾斜，可見擠壓、磨損痕跡；斷面其他區域粗糙、平坦，未見明顯塑性變形。

圖3 轉接軸斷裂位置及斷口Fig.3 Fracture location and morphology of the connection shaft

轉接盤盤心圓柱面上出現一個臺階，轉接軸斷口位置與轉接盤盤心臺階的軸向位置相近，臺階一側的轉接盤輪轂外壁R9圓角(圖1)處存在嚴重的塑性變形痕跡。試驗前轉接盤盤心A、B、C區(圖4)內外徑分別相同，試驗后將轉接盤沿子午面剖開，對比發現盤心A區呈喇叭狀并出現臺階，盤心B區也存在輕微的塑性變形，A區擴孔角度約15°，B區擴孔角度約5°。測量A區臺階的徑向高度，剖面兩端的臺階高度接近，分別為0.97 mm、1.10 mm。觀察盤心孔內壁形貌，由于A區、B區均為與轉接軸過渡配合部位，在裝配過程中推入轉接軸時導致孔壁產生軸向磨損，試驗造成A區臺階附近周向磨損嚴重，B區也可見周向磨損痕跡且形成了類似于A區的臺階(臺階高度相比A區較小)，C區無明顯磨損。

圖4 轉接盤子午面與設計差異對比Fig.4 Actual morphology and design requirements of thecoupling disc meridian plane

4.2 微觀分析與金相檢查

將故障斷口及轉接盤清洗后放入掃描電鏡觀察。發現轉接軸左側(φ22mm側)斷口表面有大量的擠壓、刮蹭傷，未見裂紋；轉接軸右側(φ20mm側)斷口邊緣可見環形區(圖5)，低倍可見反復接觸碾壓形成的片狀磨損特征，斷口其他區域微觀形貌為韌窩特征。

圖5 轉接軸右側斷口微觀形貌Fig.5 Micro morphology of the right side fracture in connection shaft

在轉接盤子午剖面金相試樣上對轉接盤A、B區輪轂壁厚進行測量。A區臺階附近壁厚約3.92 mm，比A區頭部位置薄0.16 mm、比B區臺階位置薄0.23 mm，但兩區厚度差遠小于A區臺階高度。

觀察轉接軸金相組織發現，除左側斷口邊緣高倍下可見沿斷口邊緣輪廓變形的馬氏體組織外，左側斷口中心部位、右側斷口、橫截面組織未見差異，均為粗大板條狀馬氏體組織，見圖6。

圖6 轉接軸斷口縱截面邊緣高倍組織Fig.6 Microstrucure of the connection shaft section

觀察轉接盤金相組織發現，盤心A區臺階轉角根部及附近可見沿臺階輪廓分布的流線特征，為擠壓變形的馬氏體組織，內壁其他區域、中心部位區域為粗大的馬氏體組織(圖7)；盤心B區與A區臺階對應處未見流線，為馬氏體組織，B區其他區域與C區各處組織也未見異常。這說明轉接盤盤心的臺階為擠壓摩擦產生。

圖7 轉接盤A區金相組織Fig.7 Metallurgical structure of the coupling disc zone A

對轉接軸、轉接盤試樣進行維氏硬度檢測。轉接軸左、右兩側斷口邊緣硬度(約540)比其他位置硬度(約 480)高；轉接盤 B區、C區硬度均勻(約334)，而A區臺階處從內向外整體硬度高(平均約358)且臺階內壁較中心部位硬度更高。轉接軸比轉接盤硬度明顯偏高。

基于斷口分析與金相檢查得出：轉接盤的喇叭口和盤心臺階均為擠壓變形所致，臺階形成處對應轉接軸斷裂位置，與此處匹配的轉接軸軸徑存在徑向1.00 mm的臺階，即轉接盤盤心臺階與轉接軸臺階輪廓匹配。由此判斷，工作過程中轉接盤與轉接軸之間產生了相對轉動。

4.3 結構分析

根據設計要求，對于轉接盤的盤心軸向尺寸45.00 mm(圖8)以及與之配合的轉接軸軸向尺寸44.00 mm(圖 9)，按一般公差(HB 5800-1999[10])執行；根據標準規定的極限公差±0.31 mm，加工的轉接盤盤心軸向尺寸最短為44.69 mm，轉接軸尺寸最長為44.31 mm，能保證裝配后軸端螺母可頂緊轉接盤。

圖8 轉接盤結構Fig.8 Schematic diagram of the coupling disc

圖9 轉接軸結構Fig.9 Schematic diagram of the connection shaft

圖10 試驗件徑向位移分布Fig.10 The radial displacement of test rotor

變形分析表明，在軸端螺母頂緊轉接盤狀態下進行超轉試驗，轉接盤與轉接軸徑向止口無間隙(圖10)，徑向止口定心可靠；軸端螺母在軸向配合面產生的擠壓力為72 013 N，可使軸向定位可靠。尺寸測量顯示，試驗后轉接盤盤心軸向長度43.62 mm，因轉接盤盤心左端喇叭口變形及右端輕微變形可導致軸向尺寸縮短0.40 mm，因此在試驗前裝配時轉接盤盤心軸向尺寸為44.02 mm，不滿足HB 5800-1999規定的公差范圍。試驗前轉接軸的軸向配合尺寸為44.27 mm，這表明裝配時軸端螺母不能壓緊轉接盤，試驗時轉接軸與轉接盤的軸向配合出現了松動。

4.4 數值分析

采用SAMCEF軟件對試驗件轉子進行動力學特性分析，計算模型見圖11。根據試驗設備內轉子支承方式，K1、K2支點為剛性支承，K3支點帶阻尼器。試驗轉子定位可靠時，假定低壓渦輪整體葉盤處有一大小為5 g·mm的不平衡量，其相位角為0°，得到K3支點和低壓渦輪整體葉盤的位移隨旋轉頻率變化的響應，見圖12。由圖可知，各考察點的位移在試驗件轉子第一、第二階臨界轉速處(6.25 Hz、362.00 Hz)出現峰值。

圖11 轉子動力學計算模型Fig.11 The finite element model of rotor dynamics

由于軸向定位面松動導致試驗過程中轉接盤與轉接軸發生相對滑動。此時將整個試驗件轉子看做一個雙轉子系統，其中轉接盤與低壓渦輪整體葉盤作為一個轉子系統(簡稱外轉子系統)，轉接軸連同設備柔性軸作為另一個轉子系統(簡稱內轉子系統)。內轉子系統以固定105%轉速轉動，外轉子系統轉速逐漸減小。內、外轉子系統之間的連接通過Bearing單元模擬，分別將轉接盤與轉接軸的左右兩端徑向止口部分定義為K4和K5，其剛度取1×108N/m，其余各支點剛度保持不變。室溫下，以轉接盤-低壓渦輪整體葉盤系統為主激勵時，不平衡量大小及相位角施加同上，得到K3支點和低壓渦輪整體葉盤的位移在試驗件雙轉子系統第一、第二階臨界轉速處(6.00 Hz、288.00 Hz)出現峰值，雙轉子系統的第二階臨界轉速離保載轉速裕度小于10%。

圖12 單轉子各考察點的位移頻響曲線Fig.12 Amplitude and frequency response curves of each investigation point on single-rotor

穩態試驗載荷下轉接軸的最大應力為166 MPa(圖13(a))，位于轉接軸左端徑向止口根部倒圓處。室溫下轉接軸的拉伸極限[11]為1 080 MPa，高周疲勞極限為500 MPa，依據Goodman曲線分析得到轉接軸左端徑向止口根部倒圓處的許用振動應力為423 MPa。根據動力學計算結果，當轉接盤與轉接軸之間相對滑動時，由于轉子彎曲臨界產生的轉接軸最大振動應力位置與穩態試驗載荷下最大應力位置重合(圖13(b))，其值為718 MPa，遠高于其許用振動應力。因此，試驗中經歷臨界轉速時轉接軸左端徑向止口根部倒圓處發生斷裂。

圖13 轉接軸應力分布云圖Fig.13 Stress distribution of the connection shaft

4.5 分析與討論

低壓渦輪整體葉盤試驗件在超轉試驗過程中轉接盤與轉接軸之間產生了相對轉動，兩者相互擠壓摩擦且硬度差異較大，使轉接盤盤心孔形成了喇叭口和臺階，轉接盤與轉接軸的配合處連接剛度變化導致低壓渦輪整體葉盤試驗件由單轉子系統變為不穩定的雙轉子系統。懸臂的試驗件轉子一邊高速轉動，一邊偏擺，轉接軸產生了較大的旋轉彎曲應力。隨著喇叭口及臺階的不斷擴大，整個轉子系統更加不穩定，且彎曲臨界轉速接近超轉保載轉速，轉接軸左端徑向止口根部倒圓處的振動應力超過許用振動應力以致轉接軸斷裂。

5 改進與驗證

相同結構的低壓渦輪整體葉盤試驗件，在試驗件裝配前測得轉接盤盤心軸向尺寸為44.83 mm，與之配合的轉接軸軸向尺寸為44.15 mm；待轉接軸推入轉接盤盤心孔后，測得轉接盤與轉接軸配合右端面之間的軸向距離為0.71 mm，能保證軸端螺母壓緊轉接盤，使轉接軸與轉接盤軸向定位可靠，確保試驗中兩者不產生相對滑動。隨后再次進行了相同載荷狀態的超轉試驗，整個保載過程約5 min內，試驗件振動量維持在50%～60%的水平，振動情況良好，試驗順利完成。驗證試驗監測參數曲線見圖14。

圖14 驗證試驗監測曲線Fig.14 Monitoring curve of verification test

6 結論

(1)低壓渦輪整體葉盤試驗件轉接盤的喇叭口和盤心臺階均為擠壓變形所致。

(2)低壓渦輪整體葉盤試驗件發生斷軸故障的主要原因是，轉接盤盤心軸向尺寸比與之配合的轉接軸短，軸端螺母未能有效壓緊轉接盤，試驗過程中轉接盤相對轉接軸發生了轉動。

(3)在試驗件裝配前增加對轉接盤與轉接軸的軸向配合尺寸的檢測，在轉接盤與轉接軸裝配完成后再次檢測兩者配合右端面之間的軸向距離，保證其軸向定位可靠，能有效避免類似故障發生。