某平衡螺栓故障分析

馮引利， 劉 波， 吳長波 ， 郜偉強

(1.南京航空航天大學，江蘇 南京210016；2.中國燃氣渦輪研究院，四川 成都610500；3.駐420廠軍事代表室，四川 成都 610066)

1 引言

航空發動機轉子系統通常都要設置平衡部位，平衡螺栓是其常用的平衡零件之一。平衡螺栓零件雖小，但其設計必須遵守相應的準則[1，2]，若設計不合理，會釀成意想不到的后果。本文對某低循環疲勞試驗輪盤上的平衡螺栓故障進行了詳細分析，揭示了該平衡螺栓的設計缺陷以及造成平衡螺栓故障的原因。

2 故障概述

該平衡螺栓是某低循環疲勞試驗輪盤上的平衡零件，螺紋參數為MJ6×1，光桿直徑為6.0 mm，試驗盤上平衡螺栓孔直徑為6.2 mm，平衡螺栓材料為YZGH2132/6S1032-92。試驗盤低循環疲勞試驗件見圖1，平衡螺栓尺寸見圖2。

該試驗在中國燃氣渦輪研究院輪盤低循環疲勞試驗器上進行，試驗溫度為盤緣580℃，盤心560℃，試驗轉速為2 000 r/min—14 500 r/min—2 000 r/min。試驗時在關于直徑對稱的兩孔中安裝平衡螺栓(見圖3)，其中一個為L=70 mm的長頭平衡螺栓(以下簡稱長頭螺栓)，另一個為L=65 mm的短頭平衡螺栓(以下簡稱短頭螺栓)。當試驗至2 900個循環時下臺檢查發現，試驗件上的兩個平衡螺栓發生三處斷裂：短頭螺栓在螺紋部位發生斷裂；長頭螺栓發生兩處斷裂，一處在螺紋部位，另一處在距螺栓頭和螺桿交界處約4 mm的位置。斷裂外貌見圖4。

圖1 試驗轉子Fig.1 Test rotor

圖2 平衡螺栓尺寸Fig.2 Balance bolt size

圖4 平衡螺栓斷裂外貌Fig.4 The appearance of fractured bolt

3 理論分析

3.1 分析模型

由于36個螺栓孔均布，故取盤體的1/36扇塊建立有限元模型(見圖5)，該模型包含一個完整的平衡螺栓孔及平衡螺栓。平衡螺栓部分為光桿有限元模型，未考慮螺紋。平衡螺栓與盤體接觸部位均采用接觸單元。

圖5 有限元模型Fig.5 Finite element model

3.2 理論分析

為找出平衡螺栓斷裂原因，本文對試驗狀態下平衡螺栓的位移、應力及低循環疲勞壽命進行了分析，并對螺桿直徑增大和伸出螺母的螺紋部分長度縮短的情況做了進一步的分析。

3.2.1 平衡螺栓位移分析

長、短頭螺栓在峰值轉速時的徑向位移分布見圖6(a)和圖6(b)。從圖中可以看出，最大徑向位移發生在螺母一端，與圖4中的變形現象一致。

圖6 平衡螺栓峰值轉速徑向位移(mm)Fig.6 Radial displacement of balance bolt at peak speed

3.2.2 平衡螺栓應力分析

伸進螺栓孔處的螺桿部分沿螺栓軸線方向的軸向應力分布分別見圖7、圖8。從圖中峰值轉速的軸向應力分布可以看出，長、短頭螺栓最大軸向應力發生在螺母與盤體交接面以內約4 mm處，這與長頭螺栓斷裂位置之一基本相符。

根據最大軸向應力的位置及螺栓斷裂的部位，對螺栓A、B兩面的上、下側四個點(見圖7、圖8)的應力及應力幅值做了詳細分析，具體拉伸彎曲應力數值見表1。

圖8 短頭螺栓軸向應力分布(MPa)Fig.8 Axial stress of short head bolt

表1 平衡螺栓軸向應力MPaTable 1 Axial stress of balance bolt

從表1看出，平衡螺栓B面下側點最大軸向應力接近屈服強度，上側點最大軸向應力絕對值已超過屈服強度；無論是長頭螺栓還是短頭螺栓，均是上側點處應力幅值大，下側點應力幅值小；長頭螺栓A面上、下側點的應力幅值均較短頭螺栓相應位置應力幅值明顯偏大；長、短頭螺栓B面上、下側點應力幅值相當；長頭螺栓A、B面的應力幅值均較大，短頭螺栓B面的應力幅值很大，而短頭螺栓A面的應力幅值遠小于其它三處，這說明長頭螺栓的螺栓頭設計過長是結構設計的一個缺陷。長頭螺栓A、B面以及短頭螺栓B面的三處最大應力位置與平衡螺栓三處斷裂位置基本相符，由此推斷，平衡螺栓的三處斷裂均可能是低循環疲勞斷裂。

3.2.3 螺桿直徑d=6.2 mm時峰值轉速下的平衡螺栓應力分析

螺桿直徑d=6.2 mm時，平衡螺栓應力見表2。對比表1和表2可知，當螺桿直徑和平衡螺栓孔直徑一樣時(均為6.2 mm)，其最大軸向應力較螺桿直徑d=6.0 mm時明顯增大，這說明螺桿直徑d=6.0 mm不是結構設計的缺陷。螺桿直徑d=6.2 mm時平衡螺栓軸向應力分布見圖9。

表2 螺桿直徑d=6.2 mm時平衡螺栓應力Table 2 Axial stress of balance bolt(d=6.2 mm)

圖9 螺桿直徑d=6.2 mm時峰值轉速下的平衡螺栓軸向應力分布(MPa)Fig.9 Axial stress of balance bolt at peak speed(d=6.2 mm)

3.2.4 伸出螺母的螺紋部分長度縮短8mm時峰值轉速下的平衡螺栓應力分析

選用短頭平衡螺栓作為分析對象，伸出螺母的螺紋部分長度縮短后不同螺桿直徑時的應力對比見表3。伸出螺母的螺紋部分長度縮短和未縮短的有限元模型對比見圖10，縮短后的平衡螺栓軸向應力分布見圖11。對比表1、表2和表3可看出，螺栓縮短后最大軸向應力明顯降低，這說明伸出螺母的螺紋部分長度過長是結構設計上的另一缺陷。

表3 螺紋部分長度縮短8 mm后的平衡螺栓軸向應力Table 3 Axial stress of balance bolt on condition that bolt thread is shortened 8 mm

圖10 螺紋部分長度縮短和未縮短的有限元模型Fig.10 Finite element models on condition that balance bolt thread is shortened and not shortened

圖11 伸出螺母的螺紋長度縮短后的平衡螺栓軸向應力分布(MPa)Fig.11 Axial stress on condition that balance bolt thread is shortened

3.2.5 低循環疲勞壽命評估

根據輪盤的載荷循環譜，對平衡螺栓A、B面的低循環疲勞壽命進行了分析(螺紋處應力集中系數K均取3)。分析結果表明，長、短頭平衡螺栓B面低循環疲勞壽命均低于2 000個循環，長頭螺栓的A面低循環疲勞壽命約為3 600個循環，短頭螺栓的A面低循環疲勞壽命大于108個循環。這說明長頭平衡螺栓A、B面低循環疲勞壽命均很低；短頭平衡螺栓B面低循環疲勞壽命很低，而A面低循環疲勞壽命很高。這一分析結果與平衡螺栓的斷裂位置基本相符，說明平衡螺栓斷裂可能是低循環疲勞斷裂。

3.3 理論分析結論

(1)長頭螺栓A面的應力幅值明顯大于短頭螺栓A面應力幅值，長頭螺栓A面低循環疲勞壽命明顯低于短頭螺栓A面低循環疲勞壽命，這說明長頭螺栓螺栓頭設計過長是結構設計上的一個缺陷；

(2)長頭螺栓A、B面以及短頭螺栓B面的三處最大應力位置與平衡螺栓三處斷裂位置基本相符，且低循環疲勞壽命偏低，由此推斷，平衡螺栓的三處斷裂均可能是低循環疲勞斷裂；

(3)螺桿直徑為6.2 mm時，相對于螺桿直徑6.0 mm，伸進螺栓孔處的螺桿部分的最大拉伸彎曲應力不是減小，反而增大，這說明螺桿直徑不是結構設計的缺陷；

(4)針對螺桿直徑為6.0 mm的平衡螺栓，伸出螺母的螺紋部分長度縮短8 mm后最大拉伸彎曲應力明顯降低，這說明平衡螺栓伸出螺母的螺紋部分長度過長是結構設計上的另一缺陷。

4 斷口分析及材質檢驗

4.1 宏、微觀觀察

(1)短頭螺栓

短頭螺栓斷裂在螺紋根部，將斷口放在掃描電鏡下進行觀察，可見從螺栓表面起源的多處小線源特征和從源區發出的放射棱線，斷面氧化較重，源區放大形貌見圖12；在斷面上可觀察到疲勞條帶，其形貌較少，主要為快速擴展形成的特征，即滑移平面和滑移臺階，如圖13所示。

(2)長頭螺栓

長頭螺栓螺紋處斷口在單側起源，可見沿著螺紋根部一段弧線上起源及發出的放射棱線，圖14為該處斷面源區放大形貌，圖15為滑移臺階等快速擴展特征。在該斷口上很難觀察到典型的疲勞條帶，一是由于裂紋穩定擴展很短，二是由于斷口的氧化。

長頭螺栓的螺栓頭部附近的斷口在兩側起源，其中一個疲勞區較大，稱為主疲勞源。對側的疲勞區較小，稱為次疲勞源。主疲勞源及其附近斷口源區放大形貌見圖16，在源區附近即可觀察到滑移平面等快速斷裂特征。次疲勞源及其附近快速擴展特征見圖17，也為線源特征；且在源區附近即可觀察到快速擴展特征，源區附近的疲勞條帶見圖18。

圖12 短頭螺栓斷面快速擴展區特征Fig.12 Micrographs of rapid expansion region of short head bolt fracture surface

圖13 短頭螺栓斷面擴展區疲勞條帶Fig.13 Fatigue strip of short head bolt fracture surface

圖14 長頭螺栓螺紋處斷面源區放大形貌Fig.14 Micrograph of thread fracture surface of long head bolt

圖15 長頭螺栓螺紋處斷面快速擴展特征Fig.15 Rapid expansion region of thread fracture surface of long head bolt

圖16 長頭螺栓的螺栓頭附近斷口主源區及附近快速擴展特征Fig.16 Micrograph of rapid expansion region near primary source region of long head bolt

圖17 長頭螺栓的螺栓頭附近斷口次源區及附近快速擴展特征Fig.17 Micrograph of rapid expansion region of minor source region near long head bolt

圖18 長頭螺栓的螺栓頭附近斷口次源區疲勞條帶Fig.18 Fatigue strip of minor source region near long head bolt

4.2 化學成分分析

從短頭螺栓和長頭螺栓上取化學成分分析試末，在取試末前先將表面的氧化層去掉，分析結果見表4。表4中的“標準”是指《中國航空材料手冊》(第2卷)[3]中對YZGH2132合金成分的要求范圍。由表4中螺栓材料的檢測結果可知，Ti、V元素低于要求下限，Mn、Al、Si元素高于要求上限。

4.3 斷口分析及材質檢驗結論

通過對短頭螺栓螺紋處斷口和長頭螺栓螺紋處及螺栓頭附近的斷口進行觀察分析可知，三處斷口均為疲勞斷口，且均為多源或線源特征，在源區附近即可觀察到裂紋快速擴展特征和裂紋穩定擴展特征，疲勞條帶特征區域很少?？梢?，這三處斷口均是在相對較大載荷下發生的起裂和裂紋擴展。另外，通過對螺栓材料化學成分進行分析可知，螺栓所用材料中 Ti、V、Mn、Al、Si 5 種元素含量不符合標準要求。此5種元素在合金中起綜合強化作用，但由于材料成分中此5種元素的偏差造成螺栓材料中強化相的種類、數量、形狀、尺寸等方面發生變化，影響了材料性能，尤其是疲勞性能。

表4 螺栓材料化學成分分析結果Table 4 Chemical composition of bolt material

綜合以上分析可以看出，三處平衡螺栓斷裂均為疲勞斷裂，其所用材料成分不合格是造成螺栓斷裂的主要原因，且平衡螺栓在渦輪盤低循環疲勞試驗過程中受雙向彎曲應力。

5 結論

(1)平衡螺栓三處斷裂均為低循環疲勞斷裂。

(2)螺栓所用材料成分不合格是造成螺栓斷裂的主要原因。

(3)長頭螺栓的螺栓頭設計過長是結構設計上的一個缺陷。

(4)平衡螺栓伸出螺母的螺紋部分長度過長是結構設計上的另一缺陷。主要是因為盤體毛坯不合格，輪緣凸塊厚度變薄，而平衡螺栓是按合格盤體毛坯設計的，裝在輪緣凸塊變薄的盤體上后，卻沒有對其螺紋部分進行相應的截短。

[1]HB 0-1-2003，螺栓螺紋對螺母的伸出量及相對夾層的位置[S].

[2]于惠力.機械零部件設計禁忌[M].北京：機械工業出版社，2007.

[3]中國航空材料手冊編輯委員會.中國航空材料手冊：第2卷——變形高溫合金、鑄造高溫合金[Z].第2版.北京：中國標準出版社，2001.