喘振載荷作用下風扇轉靜子碰摩研究

劉一雄 ，叢佩紅 ，郭 勇 ，楊治中 ，鄭茂軍

（1.中國航發(fā)沈陽發(fā)動機研究所，2.遼寧省航空發(fā)動機沖擊動力學重點實驗室：沈陽 110015；3.西北工業(yè)大學動力與能源學院，西安 710072）

0 引言

為了摸清航空發(fā)動機風扇/壓氣機部件的工作性能，在工程應用中常在部件試驗器上開展性能錄取試驗，通過節(jié)氣門調節(jié)的方法使風扇/壓氣機偏離工作點并沿等轉速線向喘點逼近，進而獲得喘振邊界。喘振是發(fā)動機的一種不穩(wěn)定工作狀態(tài)，發(fā)生的主要原因是風扇/壓氣機流道內存在嚴重的氣流分離，甚至產生沿軸向的反向倒流[1]。發(fā)動機一旦進入喘振狀態(tài)，流道內氣流的流量和壓力將呈現(xiàn)低頻大幅度的軸向振蕩[2]，導致試驗件強烈振動乃至發(fā)生嚴重的轉靜子碰摩故障[3-4]，不僅會導致轉子葉片掉塊或斷裂、靜子件嚴重刮摩[5-7]，還會對流道內上游和下游的葉片造成二次損傷，危害性大，而且會造成較大的經濟損失。

國內外學者針對葉片機匣碰摩開展了大量的研究工作。劉書庫等[8]采用LS-DYNA 軟件，研究了高壓渦輪盤、葉片及機匣的碰摩過程，表明葉片與機匣每碰摩1 次可以近似視為1 個沖擊過程；Legrand 等[9]提出了一種全3維接觸準則模擬葉片-機匣的碰摩方法，采用Ansys 軟件分析了葉片和機匣的接觸動力學特性；宋慧斌[10]基于LS-DYNA 研究了3 種不同涂層材料對葉片-機匣碰摩響應的影響，獲得了葉片的振幅以及振動應力分布；張俊紅等[11]基于ABAQUS 軟件建立了葉片-涂層/機匣的碰摩仿真模型，發(fā)現(xiàn)封嚴涂層可以有效減小葉尖應力和碰摩力，且碰摩力具有周期性的脈動特征；Ahrens 等[12]通過模型試驗件開展了低速碰摩試驗，研究了葉片-機匣碰摩力以及侵入量和法向接觸力的關系，獲得了葉片和機匣碰摩過程中法向力和切向力的時間歷程曲線；Padova 等[13]通過所建立的高速旋轉試驗臺，研究了葉片和機匣基體產生的碰摩力隨不同最大侵入量的變化曲線，表明碰摩具有非線性特征；陳果等[14]開展了航空發(fā)動機轉子葉片-機匣的單點和偏摩試驗研究，發(fā)現(xiàn)碰摩時機匣測點的振動信號中轉子葉片的通過頻率分量劇增；李勇等[15]在航空發(fā)動機試驗件上開展了轉靜件碰摩研究，獲得了不同碰摩條件下碰摩力及葉片的振動特性，認為葉片在給定的碰摩條件下不會發(fā)生共振。目前，工程上常采用脈沖力局部碰摩模型將碰摩故障[16-18]中復雜的碰摩過程簡化為葉片在脈沖載荷作用下的瞬態(tài)動力學響應問題，其優(yōu)點是可獲得葉片在碰摩時的變形和應力分布，計算量小。

本文以喘振時發(fā)生轉靜子葉片碰摩故障的風扇試驗件為研究對象，開展喘振影響分析和碰摩沖擊響應模擬分析，研究結果可以為故障原因定位和改進設計提供參考。

1 故障概述

1.1 損傷情況

某風扇試驗件在開展1.0 轉速喘振試驗時，進入喘振后試驗件出口出現(xiàn)火光，下臺分解后檢查發(fā)現(xiàn)，中間級轉子葉片損傷嚴重，10 片葉片的葉尖前緣和尾緣發(fā)生卷邊或掉塊，風扇轉子葉片前、尾緣損傷情況如圖1 所示。對應上方機匣涂層和機匣基體磨損嚴重，且其上游所有靜子葉片尾緣均被打傷，上游靜子葉片損傷情況如圖2所示。機匣收斂型通道如圖3所示，其中中間級轉子葉片上方通道與軸線夾角為11°。

圖1 風扇轉子葉片前、尾緣損傷情況

圖2 上游靜子葉片損傷情況

圖3 機匣收斂型通道

1.2 失效分析

為進一步明確葉片的損傷模式和碰摩行為模式，對轉子葉片前緣斷口開展了失效分析。轉子葉片斷口分析結果如圖4 所示，從圖4（a）中可見，斷口表面粗糙，有明顯磨損痕跡；從圖4（b）中可見，斷口呈現(xiàn)磨損和韌窩特征，表明葉片發(fā)生了瞬時斷裂。

圖4 轉子葉片斷口分析結果

同時，通過能譜分析發(fā)現(xiàn)，轉子葉片尾緣除存在葉片自身材料成分TC17 合金外，還存在機匣基體合金成分TC4合金。

綜上所述可以明確，轉子葉片前緣與上游靜子葉片發(fā)生軸向碰摩，且其尾緣與上方涂層外的機匣基體也發(fā)生了徑向碰摩。

2 喘振影響分析

航空發(fā)動機葉片發(fā)生碰摩問題的可能原因有：

（1）轉子葉片發(fā)生大的變形，例如發(fā)生共振、顫振等；

（2）受到喘振沖擊載荷的影響；

（3）轉、靜子之間間隙不足。

本節(jié)通過數值模擬和試驗數據分析，排除了由共振和顫振導致的葉片碰摩；結合壓力脈動數據開展喘振載荷影響分析，主要考慮喘振時氣動壓力短時振蕩對葉片產生沖擊作用；開展基于尺寸鏈的轉靜子葉片熱態(tài)間隙分析。

2.1 共振和顫振分析

在共振分析時采用了傳統(tǒng)坎貝爾圖預測共振轉速的方法，轉子葉片坎貝爾圖如圖5所示。其中，E為發(fā)動機基頻，2～6E、17E、45E、68E為轉子葉片受到的激勵頻率，f為葉片的各階頻率，n為風扇轉速，n1～n4為不同工況下的風扇轉速，上述參數均進行無量綱處理。

圖5 轉子葉片坎貝爾圖

從圖中可見，葉片在1.0 轉速存在由機匣橢圓度6E激起的2 階共振，頻率裕度為0.17%，激振能量的大小無法確定。然而，參考圖6給出的1.0轉速進入喘振前葉片前緣的光纖振動幅值，可以看出葉片在該轉速光纖振幅很小，說明葉片在進入喘振前無明顯共振。

圖6 1.0轉速進入喘振前葉片前緣光纖幅值

采用能量法[19]進行顫振分析，得到了試驗件節(jié)流狀態(tài)下1.0 轉速近喘點氣動阻尼隨節(jié)徑數的變化規(guī)律，如圖7所示。從圖中可見，轉子葉片前3階的氣動阻尼均為正，結合機匣壁面的壓力脈動測試結果，未發(fā)現(xiàn)存在與轉子葉片振動頻率有轉靜坐標轉換關系的特征頻率，分析認為不是由顫振引發(fā)的碰摩。

圖7 試驗件節(jié)流狀態(tài)下1.0轉速近喘點氣動阻尼隨節(jié)徑數的變化

2.2 喘振載荷影響分析

當試驗件發(fā)生喘振時，流道內的流量和壓力會出現(xiàn)低頻大幅往復振蕩，葉片可能出現(xiàn)由喘振載荷引起的大的變形。為此開展喘振載荷影響分析，主要考慮喘振時氣動壓力短時振蕩對葉片產生的沖擊作用。

喘振載荷的確定主要根據喘振同一時刻轉子前、后實測壓力脈動數據確定，在氣動力往復振蕩過程中，轉子前測點壓力為0.199 MPa，轉子后測點壓力為0.14 MPa，氣動力短時振蕩，將此時的壓力作為沖擊載荷進行瞬態(tài)響應分析，采用ANSYS 軟件開展瞬態(tài)響應分析，模擬分析氣動力短時沖擊作用下葉片前緣和尾緣的軸向、徑向位移。

將喘振沖擊作用下葉片響應與穩(wěn)態(tài)靜強度的計算結果進行對比，喘振載荷沖擊對葉尖前尾緣軸向位移的影響如圖8所示。

圖8 喘振載荷沖擊對葉尖前尾緣軸向位移的影響

由計算結果可以發(fā)現(xiàn)，當發(fā)生喘振時，轉子葉片在氣動壓力短時反向沖擊作用下會發(fā)生如下變化：

（1）葉片前緣和尾緣軸向均向后變形，前緣軸向位移在穩(wěn)態(tài)時為0.91 mm，在沖擊作用下增大為1.89 mm；

（2）尾緣軸向位移在穩(wěn)態(tài)時為2.21 mm，在沖擊作用下增大為3.42 mm，沖擊帶來的轉子葉片軸向向后的變形較為明顯，而軸向位移的變化帶來了尾緣徑向間隙的減小。

2.3 基于尺寸鏈的熱態(tài)間隙分析

當喘振發(fā)生時，整個試驗件系統(tǒng)受到較大影響，主要包括：

（1）進入喘振時轉速突升，由于風扇功耗降低，轉速快速升高，比磨合試車轉速高出500 r/min，使轉子葉片軸向向后、徑向向上展開，增加葉片與機匣碰摩風險。

（2）在喘振時發(fā)生軸向力輕載反向，持續(xù)約0.19 s，根據分析，軸承的輕載反向會使風扇轉子軸向向后串動。

（3）機匣及靜子葉片受到喘振影響產生變形。

為此，非常有必要開展基于尺寸鏈的轉靜子葉片熱態(tài)間隙分析，其計算結果如圖9所示。

從圖中可見，在喘振載荷作用下，各種因素的影響互相疊加：

（1）轉子葉尖前緣與上游靜子葉片尾緣的軸向間隙由17 mm 增大為20.769 mm，不會發(fā)生轉靜子葉片由喘振沖擊帶來的軸向直接碰摩。

（2）在受到喘振沖擊后轉子葉尖尾緣向后變形，考慮風扇機匣為收斂型通道，轉子葉片軸向向后變形會帶來徑向間隙減小的情況：機匣流道傾斜角度約為11°，即葉片軸向向后移動1 mm，則葉尖徑向間隙減小0.20 mm。

綜合考慮喘振沖擊、軸向力反向、轉速升高、機匣相對變形等的影響，葉尖尾緣的相對位移超出機匣涂層的覆蓋區(qū)域達0.41mm，此時，葉尖尾緣與機匣的徑向間隙為-0.44mm，說明轉子葉片葉尖尾緣與機匣基體產生徑向碰摩。

3 受到喘振沖擊后葉片行為

為研究受到喘振載荷短時沖擊后轉子葉片的行為，在上一章確定葉片與機匣基體碰摩的基礎上，開展脈沖力局部碰摩模型碰摩模擬響應分析。

3.1 碰摩載荷及時間

在進行碰摩模擬分析時，碰摩力及碰摩時間的設置決定了瞬態(tài)響應的大小。為了確定碰摩力的大小，首先開展了靜態(tài)拉伸試驗，通過液壓作動筒在葉片尾緣突然施加周向作用力，方向由葉盆側指向葉背側，前緣軸向位移隨靜態(tài)拉力的變化關系如圖10所示。

圖10 前緣軸向位移隨靜態(tài)拉力的變化關系

從圖中可見，葉片前緣的位移與拉力呈線性關系。然而葉片與機匣碰摩后存在一定的沖擊效應，葉片與基體碰摩的碰摩力是葉片與涂層碰摩力的2 倍以上[11，13]。拉伸試驗中3 kN 的拉力即可使葉片前緣產生軸向向前10 mm左右的位移，考慮葉片與機匣基體碰摩會產生至少2 倍的沖擊效應，轉靜子葉片的熱態(tài)間隙則會不足，進而導致轉靜子葉片軸向碰摩。因此，將碰摩力設置為3 kN。同時，根據轉子葉片損傷數量和葉片轉速，碰摩時間設置為2 ms，結合葉尖尾緣損傷痕跡，判定葉片發(fā)生了多次碰摩，設置碰摩載荷譜如圖11 所示，在碰摩模擬分析時考慮了預應力和幾何非線性的影響。

圖11 碰摩載荷譜

3.2 碰摩模擬響應分析

通過碰摩模擬瞬態(tài)分析，得到了葉尖尾緣受到3 kN碰摩力的沖擊作用下葉尖前緣的軸向變形情況，如圖12 所示。從圖中可見，在葉尖尾緣與機匣不斷碰摩的過程中，葉型往復展開，在沖擊載荷作用下，葉尖前緣軸向向前產生較大變形，最大變形量達到20.2 mm，超出了靜止狀態(tài)下轉子葉片與上游靜子葉片的軸向熱態(tài)間隙，轉子葉片葉尖前緣與上游靜子葉片尾緣發(fā)生軸向碰摩。

圖12 碰摩力為3 kN時葉片前緣位移隨時間的變化曲線

3.3 轉靜子葉片碰摩行為分析

綜合上述分析，得到了試驗件系統(tǒng)在進入喘振后，轉子葉片受到喘振載荷沖擊時的碰摩行為：

（1）在喘振載荷振蕩沖擊作用下，葉片尾緣向后產生較大變形；同時由于風扇功耗降低，轉速快速升高并超出之前的磨合試車轉速，使轉子葉尖尾緣軸向向后變形；軸向力反向使尾緣進一步后移而超出機匣涂層覆蓋區(qū)域；

（2）由于風扇機匣為收斂通道，葉尖尾緣軸向位置的變化使葉尖徑向間隙進一步減小，使轉子葉尖尾緣與機匣基體反復碰撞，在產生的沖擊載荷作用下，轉子葉片產生向前的變形，與上游靜子葉片發(fā)生軸向碰摩故障。

4 結束語

本文通過模擬分析得出碰摩故障發(fā)生的原因為：葉片在喘振沖擊影響下先與機匣基體碰摩，反復振蕩后與上游靜子葉片碰摩。

為避免航空發(fā)動機在喘振后葉片發(fā)生碰摩，在進行風扇葉片工程設計時，應在如下方向進行改進：

（1）對于氣動負荷較大的轉子葉片，其上方的機匣流道傾角不應過大，避免因流道變化劇烈?guī)淼膹较蜷g隙大幅減小。

（2）合理設置耐磨涂層的長度，避免因喘振等因素造成葉尖與機匣基體碰摩。

（3）喘振時產生的沖擊能量較大，對整個試驗件系統(tǒng)都會產生明顯影響，應及時退喘，并減小支點軸向力，避免軸承輕載反向。