某型燃氣輪機封嚴盤疲勞裂紋機理分析

劉本武，隋雪冰，邢 雷

（1.北京航空航天大學能源與動力工程學院，北京100191；2.中航工業沈陽黎明航空發動機（集團）有限責任公司，沈陽110043；3.駐沈陽黎明航空發動機（集團）有限責任公司軍事代表室，沈陽110043）

0 引言

輪盤是燃氣輪機的重要組成部分，其失效原因有蠕變、高周疲勞、低周疲勞等。據統計，在中國燃氣輪機（航空發動機）以往所發生的各類機械斷裂失效故障中，轉動部件故障占80%以上[1]，其中輪盤疲勞失效造成的損失尤其嚴重。因此，對燃氣輪機（航空發動機）的關鍵零、部件[2-3]進行機械疲勞破壞評估時，應考慮高周疲勞和低周疲勞以及其相互作用引起的損傷，這對確保零件的結構完整性是非常重要的[4-6]。

某燃氣輪機高壓壓氣機封嚴盤是其重要的轉動部件，工作時存在前、后壓力梯度和旋轉碰摩的情況。另外，該封嚴輪盤直徑較大，輪緣無很好支撐，采用螺栓連接結構，工作中容易產生振動疲勞。疲勞產生的原因不僅僅是設計結構問題，還有加工質量、裝配、修理或不當使用等誘發因素[7-10]。航空發達國家一般采用小直徑、短螺栓連接的封嚴盤結構（如CFM56發動機），其工作載荷小，結構強度和可靠性高，很少發生裂紋等疲勞失效。某型燃氣輪機的封嚴盤直徑大，且輻板上存在均壓孔結構，正是這個“關鍵特性”部位在使用中多次發生裂紋故障。

本文通過系統研究某型燃氣輪機封嚴盤均壓孔的裂紋故障，確認了封嚴盤裂紋性質是高周疲勞；分析了均壓孔應力水平和封嚴盤的振動特性并進行了試驗驗證；最后給出故障原因，并有針對性地提出了改進方向和措施。

1 故障形貌和斷口分析

1.1 故障形貌

在對1臺某型燃氣輪機高壓壓氣機轉子的封嚴盤進行無損檢測時發現，該盤的32個均壓孔中有4個孔顯示異常，經分解檢查發現孔邊兩側均有較明顯的裂紋，均位于均壓孔的周向位置（孔的3、9點鐘位置），裂紋形貌如見圖1所示。

圖1 封嚴盤-均壓孔裂紋形貌

1.2 斷口分析

為查找裂紋原因，需要進行斷口分析：進行宏觀分析，初步判斷裂紋的起源和擴展方向以及斷口性質；進行微觀分析，即通過電子顯微鏡或光學顯微鏡觀察來判定裂紋類型及機理[11]。

宏觀分析：裂紋疲勞源區均起始于均壓孔與前幅板的轉接R 處，由封嚴盤前幅板向后幅板方向擴展，裂紋性質為多源疲勞斷裂。裂紋斷口的典型形貌如圖2所示。

圖2 均壓孔裂紋斷口宏觀形貌

微觀分析：對打開的微裂紋斷口進行電子掃描，疲勞源區斷口比較平坦，擴展區疲勞條帶（如圖3所示）細密，條帶間距小于1μm。材質未發現冶金缺陷、腐蝕和外來物損傷等痕跡。

圖3 斷口上細密疲勞條帶

1.3 金相組織及成分

為進一步分析裂紋故障，從故障件切取試樣，進行材料的金相組織、硬度以及成分等分析：斷口觀察疲勞源區未見冶金和加工缺陷；金相組織晶粒度符合ASTME112標準3～4級晶粒度，如圖4所示；硬度HB（d）=3.17，符合要求；化學成分結果符合封嚴盤的合金材料標準。

圖4 金相組織晶粒度形貌

1.4 綜合斷口觀察分析

通過對故障件進行斷口觀察、材料的金相組織、硬度以及材料成分等分析表明：裂紋斷口檢查無冶金和加工缺陷；疲勞裂紋起源于均壓孔與封嚴盤前輻板圓角處；封嚴盤裂紋為疲勞裂紋，疲勞條帶非常細密，屬高周疲勞性質；以裂紋起始部位及走向為依據，分析封嚴盤在工作狀態下受到了彎曲振動應力。

2 封嚴盤的應力分析

為從理論上進一步分析驗證上述結論，對封嚴盤進行了有限元應力分析工作[12-14]。

2.1 計算模型

2.1.1 坐標系定義

在對封嚴盤進行應力分析計算時，是按循環對稱問題處理的，因此建立坐標系為總體柱坐標系，其坐標系原點在軸線上。X 軸為軸線方向，Z 軸為半徑方向，Y 軸為周向，如圖5所示。

圖5 封嚴盤的3維有限元模型及邊界條件

2.1.2 計算模型的建立

根據封嚴盤模型及載荷的對稱特性，做11.25°的扇形段（取1/32的盤）作為計算模型（圖5）。

2.1.2.1 網格劃分

在ANSYS軟件中將特征點坐標讀入，定義實體單元和殼單元，運用殼單元對目標面進行四邊形自由網格劃分，再運用實體單元對盤體進行四面體自由網格劃分并清除目標面上的面單元（圖5）。

2.1.2.2 邊界條件

（1）由于封嚴盤與前3級盤、承力環和軸通過螺栓連接在一起的。為考慮這些零件對封嚴盤的影響，將組件中各個接觸面上的節點位移協調，加載各級葉片離心力、各級盤體溫度場、高壓最大狀態轉速，計算出封嚴盤盤心的徑向位移為0.5mm。將該位移值作為盤模型內孔處的初始徑向位移，并約束內孔周向自由度（圖5）。

（2）耦合圖5中2個目標面上節點的所有自由度；

（3）為模擬裝配狀態，將輪緣前端面軸向約束，而對螺栓連接端面加上軸向初始位移0.9mm（裝配時規定的封嚴盤軸向變形量），方向為逆氣流方向。

2.1.2.3 外載荷

在最大狀態（轉速100%）下采用測溫漆對封嚴盤進行測溫試驗，得到穩態溫度場數據，見表1。

將封嚴盤各截面的溫度加載后進行熱傳導分析，得到封嚴盤溫度場分布，如圖6所示。

表1 封嚴盤地面最大狀態穩態溫度場

圖6 封嚴盤溫度場分布

2.2 應力計算分析

考慮到封嚴盤工作狀態的變形預應力，為了全面了解封嚴盤工作應力情況，建立了封嚴盤的應力計算模型，同時考慮了溫度場對應力場的影響，選取了幾個典型工作狀態進行分析。封嚴盤材料（GH742）性能數據取自文獻[15]。

采用ANSYS程序中的靜應力分析方法得到各典型狀態下的封嚴盤應力分布。其中，在最大工作狀態下的封嚴盤均壓孔徑向應力分布如圖7所示，周向應力分布如圖8所示。

圖7 封嚴盤均壓孔的徑向應力分布

圖8 封嚴盤均壓孔的周向應力分布

在各典型狀態下封嚴盤均壓孔應力計算結果見表2。在最大狀態（轉速100%狀態）下各主要部位溫度、周向和徑向應力結果見表3。

從表2中可見，溫度場對均壓孔孔邊的徑向應力影響較大，約占總徑向應力的53.5%。在轉速100%的狀態下，最大徑向應力（945MPa）位于靠近封嚴盤前端面均壓孔孔邊3點和9點位置，而不是螺栓孔位置，該結果與封嚴盤故障位置吻合。

表2 封嚴盤均壓孔孔邊徑向應力

表3 在最大狀態下封嚴盤各部位應力分布

3 封嚴盤模態和共振特性分析

為了解某燃氣輪機封嚴盤是否存在共振特性，通過對其氣體流路和結構進行分析，尋找可能的激振因素。在此基礎上，結合靜強度計算結果進行共振分析，確定與封嚴盤均壓孔周向裂紋故障關聯的振型、振動應力和主要的激振因素。

3.1 有限元模型和固有頻率

為準確模擬封嚴盤的邊界條件，根據某燃氣輪機高壓轉子的結構特點，建立的計算模型為整機初始裝配狀態模型——封嚴盤前面3級盤與封嚴盤和高壓軸的組件模型，如圖9所示，在靜頻計算時，不計葉片的影響；在動頻計算時，在各級盤的榫槽中添加模擬葉片質量。

圖9 初始裝配狀態下計算模型

3.1.1 邊界條件

靜頻計算采用邊界條件：將組件模型中所有配合面處節點的周向、軸向位移協調；約束7級盤輪緣及輻板拉緊螺栓處（圖中A處）節點的軸向、周向位移。

振動特性計算采用邊界條件：將組件模型中所有配合面處節點的周向、軸向位移協調；約束7級盤輪緣及輻板拉緊螺栓處（圖中A處）節點的軸向位移；約束高壓軸拉緊螺栓處節點的軸向位移（圖中B處）。邊界條件的加載如圖9所示。

3.1.2 外載荷

在靜頻計算時，外載荷為拉緊螺栓軸向預緊力，取室溫20℃。在整機初始裝配狀態下所有拉緊螺栓軸向預緊力的方向為逆氣流方向（圖9中的B處）。

在動頻計算時，拉緊螺栓軸向預緊力與靜頻計算時的相同；各級葉片離心力在建立計算模型時已考慮；轉速選取70%、85%、100%3個轉速狀態；為簡化計算，采取單個零件上加載均溫的方式，結合高壓壓氣機在設計點的測溫試驗結果，確定出設計點的溫度場數據，同時根據性能試車錄取數據進行修正，其他零件溫度按設計點的溫度分布規律插值得到溫度場數據，見表4。

表4 溫度場數據 ℃

3.1.3 計算結果

在不同轉速下頻率計算結果見表5，靜頻計算值與試驗值的對比見表6。

表5中出現0/1和1/1振型各2種頻率，主要是由于封嚴盤處于內外支撐約束條件下，且出現的0/1和1/1振型的節圓節線并不相同，不是相同振型。

對表6中數據進行對比分析可知，計算結果與試驗結果的頻率值在低階的階次和振型上有差異，這是由于試驗時封嚴篦齒和盤高壓軸連接部位的節圓線難以清楚呈現，需對試驗做進一步改進；但2/0、3/0、4/0、5/0、6/0節徑型振動的頻率值和振型吻合得較好。

3.2 封嚴盤共振特性分析

輪盤在旋轉狀態下，節徑型振動會發生行波或行波共振，此時輪盤上有較大的振幅和振動應力。當盤腔激振力的階次和輪盤節徑數互為倍數關系時，易發生后行波共振[16]。

表5 不同轉速下頻率計算結果

表6 靜頻計算值及與試驗值的對比

分析該型燃氣輪機的氣流流路和結構特點，發現在低壓渦輪軸3個進氣孔和后機匣6個腔處的激振因素可能與封嚴盤的振動有關，對此進行行波共振分析。

（1）低渦軸3個通氣孔激勵分析

在激振階次k 分別為1、3時，封嚴盤對應3節徑振型時后行波共振轉速的計算結果見表7。從表中可見對應3節徑振型時后行波共振在高轉速下沒有交點，在低壓渦輪軸3個進氣孔處無激勵起危險振動的可能性。

（2）后機匣6個腔激勵分析

在k=1、2、3、6時，封嚴盤對應2、3節徑振型時后行波共振轉速的計算結果見表8。

表7 3節徑振動時共振分析結果

表8 2、3節徑振動時共振分析結果

后行波共振圖如圖10所示。從圖中可見，2、3節徑后行波頻率曲線與階次K=6的激振線在n2相對轉速0.99和1.01相交，在此可能產生后行波共振。封嚴盤典型節徑振型如圖11、12所示。

圖10 后機匣6個腔激勵后行波共振

圖11 封嚴盤2節徑/0節圓振型和相對徑向振動應力分布

圖12 封嚴盤3節徑/0節圓振型和相對徑向振動應力分布

通過以上2種可能存在的激勵源共振分析表明：某燃氣輪機在高轉速工作范圍內存在2節徑/0節圓、3節徑/0節圓振型的后行波曲線與6E激振線在100%轉速附近相交的可能性。

3.3 封嚴盤后腔振動噪聲測量驗證

利用振動噪聲原理測量了封嚴盤后腔壓力脈動情況，間接判定出封嚴盤的振動情況。

3.3.1 試車程序

（1）慢掃描由慢車至全加力狀態再到慢車；

（2）慢掃描由慢車至最大狀態再到80%，以2%的轉速間隔升轉速，每個掃描轉速停留時間為1min。

3.3.2 測試結果

各轉速測量結果時域頻域譜如圖13所示，在噪聲頻率中，1744Hz與封嚴盤3節徑/0節圓振型的共振頻率一致，且該頻率分量在90%（n2）以上一直存在，當盤阻尼不足時可能激起該振型共振。

圖13 各轉速測量結果時域頻域譜

噪聲測量試驗結果表明，后卸荷腔內氣體存在脈動，且主要頻率與封嚴盤3節圓/0節徑振型共振頻率接近。后機匣的6個支板結構是不可能更改的，因此，封嚴盤可能引發振動也是不可避免的。

4 結論

（1）某型燃氣輪機高壓壓氣機封嚴盤均壓孔裂紋為高周疲勞性質，屬于原始設計缺陷。

（2）經強度分析與實踐表明，該封嚴盤最薄弱環節為均壓孔，而非螺栓孔部位。

（3）經振動分析與振動噪聲測量表明，封嚴盤3節圓/0節徑振型頻率在設計點轉速附近與6E激振頻率的裕度很小，且該振型下的最大相對徑向振動應力發生在均壓孔所處凸臺部位。

在燃氣輪機結構設計中應避免采用類似結構封嚴盤，最好采用小直徑、短螺栓連接或焊接結構封嚴盤。另外，該類封嚴盤在修理過程中應加強均壓孔孔邊的狀態控制，在使用過程中應加強探傷檢查，以保證燃氣輪機安全可靠。

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