楊 俊，白 哲，祁圣英，李 斌

(1.空裝西安局某軍事代表室，西安 710021；2.中國航發(fā)西安航空發(fā)動機有限公司，西安 710021)

1 引言

航空發(fā)動機壓氣機轉(zhuǎn)子葉片因轉(zhuǎn)速高、載荷大、工況復雜，在工作過程中容易失效[1-2]。其中，共振疲勞斷裂是葉片最常見的失效模式之一[3-4]。針對這一失效模式，研究人員開展了大量的工作。傅國如等[5]就航空發(fā)動機葉片實際使用中常見的共振疲勞斷裂引起的變形、斷裂等典型失效模式，從理論和實踐兩方面，系統(tǒng)闡述了其失效機理、失效規(guī)律、失效原因及宏微觀特征。李偉[6]指出，葉片失效的根本原因是設計缺陷，動態(tài)測試分析對故障定性具有重要作用。佟文偉[7]對航空發(fā)動機風扇葉片裂紋故障進行了研究，確定葉片裂紋為高周疲勞裂紋，葉片與機匣涂層發(fā)生摩擦是導致葉片疲勞開裂的主要原因，應力集中以及振動應力也會引起疲勞裂紋萌生及擴展。胡安輝等[8]通過振動特性試驗和分析對某型發(fā)動機壓氣機第4 級轉(zhuǎn)子葉片斷裂故障進行研究，發(fā)現(xiàn)葉片失效是由于發(fā)動機在某工作轉(zhuǎn)速時產(chǎn)生共振導致疲勞失效。

近年來，某型發(fā)動機壓氣機第5 級轉(zhuǎn)子葉片掉塊故障在外場頻繁發(fā)生，并造成后面級葉片二次打傷，嚴重影響飛行安全，造成大量發(fā)動機返廠排故。本文針對該故障開展了研究，在排除葉片原材料缺陷、加工質(zhì)量問題的基礎(chǔ)上，通過對葉片斷口宏、微觀理化分析，振動特性分析，試驗驗證等手段確定了故障性質(zhì)和原因，并采取相應改進措施。最終故障問題得以解決，保證了飛行安全，同時也為類似故障研究提供了借鑒。

2 斷口形貌分析

歷次故障葉片掉塊位置均起始于葉尖與葉盆或葉背的交角處，裂紋從葉尖起始向下部和排氣邊方向擴展，掉塊面積一般小于15 mm×15 mm，如圖1所示。斷口起源均始于葉尖附近，斷口較為平坦，宏觀形貌相同，無明顯塑性變形，且靠近葉尖部位顏色較深，呈黑灰色，排氣邊附近顏色較淺。掉塊葉片宏觀形貌如圖2所示。

圖1 故障葉片掉塊位置Fig.1 Blade fracture position

圖2 掉塊葉片宏觀形貌Fig.2 Blade fracture macro morphology

掉塊故障葉片斷口呈明顯的疲勞特征，如圖3、圖4所示。疲勞均起始于葉尖與葉盆或葉背的交角處(據(jù)統(tǒng)計，56%掉塊故障起源于葉尖與葉盆的交角處，44%掉塊故障起源于葉尖與葉背的交角處)，源區(qū)附近未見材料及冶金缺陷，以及明顯的機械損傷。裂紋向排氣邊方向擴展，疲勞擴展區(qū)呈解理特征，有明顯河流花樣及疲勞條帶特征，如圖5 所示。整個斷口疲勞擴展充分，瞬斷區(qū)位于排氣邊附近。對掉塊葉片的材料化學成分和硬度進行檢測，均符合相關(guān)標準要求[9-10]，未見明顯異常。

圖3 葉片掉塊源區(qū)宏觀形貌Fig.3 Macro morphology of blade fracture source region

圖4 葉片掉塊源區(qū)微觀形貌Fig.4 Micro morphology of blade fracture source region

斷口形貌分析表明，歷次故障件掉塊位置宏觀、微觀特征基本相同，均為共振引起的高周疲勞斷裂。

3 振動特性分析

3.1 理論計算

該型發(fā)動機壓氣機第4級轉(zhuǎn)子葉片曾發(fā)生過高階共振斷裂故障[7]。根據(jù)振動理論，低階固有頻率振型比高階對結(jié)構(gòu)的振動影響大，本文利用ANSYS有限元分析對第5級轉(zhuǎn)子葉片的前20階模態(tài)及葉片等效振動應力分布進行計算，確定可能引起掉塊故障的共振頻率、階次和振動模態(tài)。圖6、圖7 示出了部分階次的計算結(jié)果?？煽闯觯~片1 階模態(tài)為一階彎曲振動，振動節(jié)線為弦向，位于葉片根部，因此葉根中部的模態(tài)應力最大。2階模態(tài)為一階扭轉(zhuǎn)振動，最大模態(tài)應力點位于排氣邊葉根處。3 階模態(tài)為二階彎曲振動，最大應力點位于葉根處，同時葉片中部2/3 葉高處也出現(xiàn)了大應力區(qū)。4 階模態(tài)為二階扭轉(zhuǎn)振動，8 階模態(tài)為三階扭轉(zhuǎn)振動，9 階模態(tài)為二階彎曲和一階扭轉(zhuǎn)的復合型振動。4階、8階、9階模態(tài)最大應力點均出現(xiàn)在葉背4/5葉高靠近排氣邊處。4階、8階、9階振動模態(tài)與掉塊部位基本吻合。

圖6 部分階次振型模態(tài)圖Fig.6 Vibration mode of each order

圖7 部分階次振型等效應力分布Fig.7 Equivalent stress distribution of each order

3.2 試驗驗證

在0～15 kHz 范圍內(nèi)壓氣機第5 級轉(zhuǎn)子葉片共有20階振動模態(tài)，抽取15片葉片，對其各階振動頻率和振型進行了測量。圖8示出了其中1片葉片部分階次的振動模態(tài)，表1給出了葉片前9階靜頻計算與試驗結(jié)果對比?？芍?，葉片前9 階靜頻計算結(jié)果與試驗結(jié)果很接近，計算振型與試驗得到的基本一致，頻率最大誤差為5.22%。

圖8 試驗過程部分階次模態(tài)圖Fig.8 Vibration mode of each order in test process

表1 計算與試驗頻率對比Table 1 Contrast between computation and test results

4 共振特性分析

該型壓氣機第5級轉(zhuǎn)子葉片前后級靜子葉片數(shù)量均為80片。為防止喘振，在轉(zhuǎn)子第3、第4級之間設置了放氣帶，放氣帶由41 個放氣窗口組成。因此，第5 級轉(zhuǎn)子葉片工作中可能承受的激振力倍頻K=40，41，80，82，160。

圖9示出了葉片1階～14階坎貝爾圖。圖中，灰色方塊表示共振頻帶內(nèi)存在特征轉(zhuǎn)速，特征轉(zhuǎn)速為放氣帶開閉轉(zhuǎn)速3 850 r/min、額定工作狀態(tài)轉(zhuǎn)速4 425 r/min、最大工作狀態(tài)轉(zhuǎn)速4 700 r/min、應急工作狀態(tài)轉(zhuǎn)速4 900 r/min。可以得出，工作轉(zhuǎn)速范圍最大振動應力區(qū)域與實際故障葉片掉塊區(qū)域相似的振動模態(tài)有：K=40在4 700 r/min轉(zhuǎn)速附近引起的葉片4 階共振，轉(zhuǎn)速范圍在4 601～5 113 r/min 之間。K=41在4 900 r/min轉(zhuǎn)速附近引起的葉片4階共振，轉(zhuǎn)速范圍在4 489～4 987 r/min之間。K=80在4 425 r/min轉(zhuǎn)速附近引起的葉片8 階共振，轉(zhuǎn)速在4 450 r/min左右。K=82在4 340r/min轉(zhuǎn)速附近引起的葉片8階共振，轉(zhuǎn)速范圍在4 200～4 425r/min之間。K=80在4 827r/min轉(zhuǎn)速附近引起的葉片9階共振，轉(zhuǎn)速范圍在4 700～4 900r/min 之間。K=82 在4 700 r/min 轉(zhuǎn)速附近引起的葉片9 階共振，轉(zhuǎn)速在4 712 r/min 左右。K=160在3 000 r/min轉(zhuǎn)速附近引起的葉片10階共振，轉(zhuǎn)速在2 938 r/min左右。K=160在3 850 r/min轉(zhuǎn)速附近引起的葉片13階共振，轉(zhuǎn)速在3 705 r/min左右。

圖9 葉片1階～14階坎貝爾圖Fig.9 Campbell chart of the 1st order to the 14th order

從葉片等效應力分布圖(圖7)發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速內(nèi)，各危險共振點的最大振動應力位置如表2所示(僅列出部分階次)。葉片相對最大振動應力較為集中地出現(xiàn)在葉盆4/5 葉高且靠近排氣邊的區(qū)域，此區(qū)域與故障葉片掉塊區(qū)域較吻合。

表2 各危險共振點對應的轉(zhuǎn)速、頻率和最大振動應力位置Table 2 Rotating speed,frequency and maximum stress of each resonance point

上述共振點中，激振力倍頻為40的4階共振和激振力倍頻為160的10階以上共振的激振力較弱，危險性相對較小。激振力倍頻為41的4階共振轉(zhuǎn)速為4 425 r/min，由于該共振是在放氣帶打開時才能引發(fā)，而轉(zhuǎn)速為4 425 r/min時放氣帶是關(guān)閉的，故此激振力倍頻為41 的4 階共振不可能發(fā)生，可以排除。激振力倍頻為80的8階、9階共振的激振力較強，且在發(fā)動機工作常用轉(zhuǎn)速(4 700 r/min、4 900 r/min)附近，據(jù)此8 階、9 階模態(tài)為故障模態(tài)的可能性較大。

從計算的振動應力(圖7)可以看出，計算所得的8 階、9 階模態(tài)與試驗所得的模態(tài)對應，與故障形貌相同；8階、9階模態(tài)在排氣邊4/5葉高靠近排氣邊處的振動應力較高，與故障部位較吻合；共振分析得到8階、9階在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在共振點。據(jù)此可認為，引起故障的危險模態(tài)可能為8階、9階。

5 改進措施及效果

根據(jù)以上分析，參考其他同類故障改進措施，從設計方面對葉片型面進行了改進。即針對葉片鍛造設計圖，在鍛件型面輪廓度公差范圍內(nèi)，對第5級葉片根部截面理論型線進行調(diào)整。具體改進措施如下：

(1) 將葉片根部Ⅴ截面、Ⅵ截面的型線單邊調(diào)整0.10 mm，即根部截面厚度增加0.20 mm；

(2) 為避免根部截面變化造成葉片波紋度變化，將葉片Ⅳ截面作為過渡截面，型線單邊調(diào)整0.05 mm，即截面厚度增加0.10 mm，如圖10所示。

圖10 葉片改進方案示意圖Fig.10 Sketch map of blade improvement plan

改進后葉片的1階頻率測量值較改進前葉片的提高了約22 Hz(葉片制造過程中無法測量8階、9階頻率，但理論計算表明分別提高了119 Hz、123 Hz)，共振轉(zhuǎn)速提高約50 r/min，在一定程度上避開了共振帶。此外，葉片疲勞性能對比試驗表明，改進后葉片平均疲勞壽命提高約23%。外場使用表明，改進后葉片再未發(fā)生掉塊故障，改進效果良好。

6 結(jié)論

(1) 壓氣機第5級轉(zhuǎn)子葉片掉塊斷口呈明顯的疲勞特征，葉片掉塊性質(zhì)為共振引起的高周疲勞斷裂，裂紋起始于葉尖與葉盆或葉背的交角處。

(2) 掉塊的主要原因是葉片存在設計缺陷，葉片在發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)存在高階振動點。

(3) 8階、9階振動模態(tài)在激振力倍頻80下可能引起共振，其發(fā)生在發(fā)動機工作常用轉(zhuǎn)速4 700 r/min、4 900 r/min附近。

(4) 采用增加葉根截面厚度的改進措施，改變了葉片的固有頻率，避開了高階共振帶，且改進后的葉片在外場使用中表現(xiàn)良好，故障得到徹底解決。