渦輪增壓器葉輪軸心孔斷裂故障分析及改善 Failure Analysis and Improvement of the Fracture of the Inner Hole of the Turbocharger Impeller

李偉LI Wei 李國祥LI Guo-xiang 張健健ZHANG Jian-jian 李建平LI Jian-ping 王寧寧WANG Ning-ning 張曉林ZHANG Xiao-lin

摘要：針對可靠性試驗過程中出現的葉輪從軸心孔位置斷裂的故障，進行了故障分析及復現試驗。通過仿真分析確認葉輪軸心孔最大離心應力在133000r/min時為413.5MPa，明顯超出葉輪材料C354-T61-HIP的330MPa的抗拉強度，是導致葉輪斷裂的根本原因。優化方案調整了輪背加工形式，葉輪軸心孔最大離心應力為350.5MPa，比原葉輪的413.5MPa減小15.2%，成功完成200小時可靠性試驗?；诜抡娣治黾翱煽啃栽囼烌炞C，建議在實際使用工況下的葉輪軸心孔最大離心應力≤350MPa。

Abstract： Aiming at the failure of the impeller to break from the position of the inner hole during the reliability test， the failure analysis and recurrence test were carried out. Through simulation analysis， it is confirmed that the maximum centrifugal stress of the impeller inner hole is 413.5MPa at 133000r/min， which obviously exceeds the 330MPa tensile strength of the impeller material C354-T61-HIP， which is the root cause of impeller fracture. The optimization plan adjusted the impeller back processing form， the maximum centrifugal stress of the impeller inner hole is 350.5MPa， which is15.2% less than the original impeller's 413.5MPa， and the 200-hour reliability test was successfully completed. Based on simulation analysis and reliability test，it is suggested that the maximum centrifugal stress of impeller inner hole should be less than 350MPa under actual operating conditions.

關鍵詞：渦輪增壓器;葉輪斷裂;軸心孔;葉輪輪背;離心應力

Key words： turbocharger;impeller fracture;inner hole;impeller back;centrifugal stress

中圖分類號：U463.1? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號：1674-957X（2021）22-0042-03

0? 引言

渦輪增壓器（以下簡稱增壓器）是一種高速旋轉機械，一旦運動部件發生故障，將導致整個增壓器在極短時間內損壞?，F代發動機小型化及高升功率的發展趨勢使得增壓器轉速呈明顯增加趨勢。壓氣機葉輪（以下簡稱葉輪）作為高速旋轉零部件，是影響增壓器可靠性及壽命的關鍵零部件之一。葉輪的離心應力與轉速的平方成正比，同時高轉速下氣流的不穩定性明顯惡化，葉輪受到振動應力也明顯增加，葉輪的可靠性收到嚴峻挑戰。國內外很多學者對葉輪的故障及其改善進行了大量研究。周怡[1]研究發現影響葉輪應力的載荷因素中，離心載荷影響最大，熱載荷影響次之，壓力載荷影響最小。對離心壓氣機葉輪在不同工況下多載荷條件進行耦合分析，對比了在不同加載方式下離心壓氣機最大等效應力發生的位置及其強度大?。弘x心載荷和熱載荷共同作用、離心載荷和氣動載荷共同作用、離心載荷、熱載荷和氣動載荷三者共同作用時，最大等效應力均發生在軸心孔底部，熱載荷對其起到加劇作用，氣動載荷對其起到減弱作用，均不影響最大等效應力發生的位置。嚴勇等[2]研究發現葉輪的輪背區域應力主要集中在軸心孔底部和輪背中央區域。眭敏等[3]對某大型集中式空調系統的離心式冷水機組的一級葉輪的裂紋運用多種失效分析手段并結合結構建模及仿真，確定一級葉輪進風口葉片裂紋為工作環境下的應力腐蝕，并采取降低焊接應力及優化葉片結構方案，使其滿足腐蝕工作環境下的安全要求。童正明等[4]針對葉輪輪盤邊緣斷裂故障進行有限元強度及模態分析，葉輪在61550r/min轉速附近和葉片旋轉產生的氣動激振力共振，導致輪盤邊緣斷裂。通過優化葉輪幾何參數解決了斷裂故障。馬辰生等[5]對導風輪葉片進行斷口形貌觀察、化學成分測定及強度校核計算分析失效原因，發現導風輪毛坯鍛造變形不足，未將硬質相充分擊碎分散，降低了材料的疲勞壽命。葉輪高速旋轉離心力作用下，在導風輪葉片的進氣邊硬質相聚集區萌生了疲勞裂紋并擴展，最終導致葉片斷裂。通過這些論文不難看出，對葉輪軸心孔斷裂故障研究較少，隨著發動機小型化及高升功率的發展，現在很多機型增壓器實際應用轉速已達到最高設計轉速，使得葉輪的結構可靠性分析變得愈為重要?？煽啃栽囼烌炞C過程中發生1起葉輪從軸心孔位置斷裂，為查找葉輪斷裂原因及解決葉輪斷裂問題，在仿真分析基礎上進行葉輪結構優化設計，并對優化方案進行可靠性試驗驗證，以驗證實際效果。

1? 增壓器參數、故障描述及復現試驗

1.1 增壓器主要技術參數

增壓器型號JP85K，葉輪葉片為7長7短，葉型為前傾后彎式，葉輪進、出口直徑分別為?58.5mm、?83mm、材料為C354-T61-HIP，屈服強度≥255MPa，抗拉強度≥330 MPa，延伸率≥3.5%，硬度≥98 HBW。渦輪進、出口直徑分別為?69.5mm、?60mm，渦輪轉子浮動軸承配合直徑?11mm。

1.2 故障描述

在機械工業內燃機增壓系統重點試驗室進行JP85K型號增壓器可靠性試驗到75小時的時候，試驗人員突然聽到砰的一聲，停機發現葉輪從軸心孔位置斷裂成2塊，具體故障照片見圖1（a）?？煽啃栽囼灥木唧w工況：增壓器轉速133000r/min，渦輪進口溫度750℃，潤滑油壓力400kPa，環境溫度30℃，壓氣機出口壓力及溫度分別為225kPa，200℃。

1.3 故障復現

對葉輪軸心孔斷裂進行FTA分析，故障件葉輪的材料成分、力學性能，渦輪轉子的葉輪配合軸徑均符合設計要求。核實原先的測量數據，葉輪軸心孔的尺寸及形位公差、壓氣機葉前間隙等符合設計要求。對斷口進行掃描電鏡分析，斷口處未發現明顯鑄造缺陷?；九懦^程控制因素后，初步懷疑是設計因素導致葉輪從軸心孔位置斷裂，為此進行故障復現試驗。新裝配1臺增壓器，試驗前仔細核實葉輪材料成分、力學性能、軸心孔直徑及形位公差、壓氣機葉前間隙、渦輪轉子的葉輪配合軸徑等關鍵尺寸，確保故障復現試驗樣機符合標準要求。為進一步核實葉輪狀態，額外增加采用內窺鏡觀察葉輪軸心孔內部，確保缺陷尺寸等在限值范圍內。故障復現的試驗工況與當初的故障工況保持一致。故障復現試驗在進行到85小時的時候，葉輪突然從軸心孔位置斷裂成2塊，認真進行了掃描電鏡斷口分析，確認故障復現試驗現象與原損壞增壓器相同，故障成功復現，后面將重點對葉輪軸心孔位置的應力情況進行分析及驗證。

2? 模型及分析

2.1 仿真模型

葉輪在實際工作過程中，在氣動載荷和離心力的共同作用下受力情況比較復雜。但由于壓氣機所壓縮的是新鮮的空氣，氣動力對葉輪的作用相對于離心力而言并不是很大，本文分析只考慮離心應力。采用Workbench2019 R1進行靜強度分析，具體分析步驟見圖1（b）。葉輪采用C354-T61-HIP材料，主要材料屬性為密度2690kg/m3，楊氏模量7.31*1010Pa，泊松比0.33。采用四面體網格，全局網格設置為1.4mm，考慮到葉根位置由于空間限制倒角很難做到很大，葉根網格設置為0.6mm，原斷裂狀態葉輪（以下簡稱原葉輪）網格數量為352095。靜強度分析過程中，葉輪約束形式必須和實際情況相吻合，葉輪大端、小端的端面分別與軸封、鎖緊緊固端面緊密配合，通過鎖緊螺母將葉輪與軸系旋轉部件緊固在一起，設置葉輪大端、小端的端面軸向位移為0mm。計算設置中弱彈簧打開，轉速設置133000r/min，與故障轉速相同。離心應力統一采用等效應力。

2.2 結果及分析

如圖2（a）所示，A為輪背厚度，B為葉輪的軸封配合直徑。原葉輪的具體輪背尺寸為黑色線所示：A為1.2mm、B為?15mm、12.5°斜邊和R60mm圓角結構。原葉輪在133000r/min時軸心孔最大離心應力為413.5MPa，已超出330kPa的抗拉強度標準。再結合故障件的材料成分、力學性能、關鍵尺寸測量及故障復現試驗，確認導致葉輪從軸心孔位置斷裂的根本原因是在133000r/min轉速時，葉輪軸心孔最大離心應力最大達到413.5MPa，明顯超出330MPa的抗拉強度，軸心孔產生緩慢塑性變形，經歷一段時間后最終從軸心孔位置突然斷裂。

如圖2（a）所示，輪背厚度A分別為1mm、1.2mm、1.4mm和1.6mm時，軸心孔最大離心應力分別為411.1MPa、413.5MPa、436.9MPa和439.2MPa。輪背厚度越小，軸心孔最大離心應力越小。輪背厚度從1.6mm減小到1mm，軸心孔最大離心應力從439.2MPa減小到411.1MPa，減小28.1MPa，有所改善，但仍明顯超出材料的拉伸強度。葉輪加工完成后，一般從輪背位置進行單體平衡，單體平衡一般采用去除材料的方式進行，單體平衡最小去除厚度一般是0.2mm，輪背厚度過小會導致結構強度偏低，可能會引起葉輪輪背斷裂等其他故障。綜合考慮這些因素，優化方案并沒有調整葉輪輪背厚度。將原葉輪輪背的12.5°斜邊結構調整為圖2（a）所示的紅色R圓弧結構。R圓弧分別為R20mm、R30mm、R40mm和R50mm時，軸心孔最大離心應力分別為334.9MPa、333.8MPa、350.5MPa和362.1MPa，分別比原葉輪減小19%、19.3%、15.2%和12.4%，R20mm和R30mm差異較小，R30mm～R50mm間，隨著R圓弧增加，軸心孔最大離心應力逐步增加。R圓弧為R40mm時，葉輪軸封配合直徑B依次為?12mm、?13mm、?15mm和?16mm時，軸心孔最大離心應力分別為369.4MPa、359.2MPa、350.5MPa和347.9MPa，分別比原葉輪降低10.7%、13.1%、15.2%和15.9%。隨著葉輪的軸封配合直徑的增加，軸心孔最大離心應力逐步降低。葉輪軸封配合直徑從?12mm增加到?16mm時，軸心孔最大離心應力由369.4MPa降低到347.9MPa，降低21.5MPa，降低5.8%。調整葉輪的輪背厚度A、R圓弧和軸封配合直徑B，都可以通過調整加工程序的方式獲得，容易實施，加工工時、成本等基本不發生變化。

普通增壓器葉輪軸心孔是通孔，通過鎖緊螺母將葉輪和軸系零部件緊固在一起，此安裝形式以其成本低、容易實施而在國內外增壓器上面得到廣泛應用。如圖2（b）所示，將葉輪軸心孔由原先的通孔調整為盲孔，這樣裝配時不再需要鎖緊螺母，葉輪和渦輪轉子直接通過螺紋配合聯接在一起。盲孔葉輪軸心孔最大離心應力為317MPa，比原葉輪的413.5MPa降低96.5MPa，降低23.3%，改善效果非常明顯。盲孔與通孔相比，對設備的加工精度要求更高，需更換能夠從刀具中心出切削液的特殊刀具、專用的盲孔葉輪單體平衡機、加工工藝及工裝等。采用通孔葉輪的核心轉子總成整體動平衡時一般是在鎖緊螺母上面去重，操作方便。盲孔葉輪由于沒有鎖緊螺母結構，整體動平衡只能在葉輪上面去重，需對整體動平衡工藝進行調整。此外，與通孔葉輪配合的鎖緊螺母和渦輪轉子軸都采用42CrMo材料，其硬度一般為HRC38～44，螺紋聯接強度高。而盲孔葉輪材料一般是鋁合金，其強度、硬度等要明顯低于42CrMo材料，因此盲孔葉輪的材料需進行提升，同時還需要對軸心孔進行適當熱處理來提升強度。因此盲孔葉輪需對材料、工藝、設備等進行系統性調整，成本要明顯高于通孔葉輪。

3? 試驗驗證及分析

綜合考慮成本及實施難度，可靠性試驗驗證選擇如下優化方案：輪背厚度A為1.2mm，軸封配合直徑B為?15mm，R圓弧為R40mm。優化方案與原葉輪相比，只是將12.5°斜邊結構調整為R40mm圓弧結構。優化方案133000r/min時，葉輪軸心孔最大離心應力為350.5MPa，比原葉輪的413.5MPa減小63MPa，減小15.2%。增壓器200小時可靠性試驗在機械工業內燃機增壓系統重點實驗室進行。樣件準備時重點對葉輪的材料成分、金相、軸心孔的尺寸及形位公差、壓氣機葉前間隙等進行檢驗控制，確保符合設計要求。

可靠性試驗方法：增壓器運行在120000r/min熱車20分鐘，然后進行180小時額定工況試驗：增壓器轉速133000r/min，渦輪進口溫度750℃，潤滑油壓力400kPa，壓氣機出口壓力及溫度分別為225kPa，200℃。180小時額定工況試驗后，進行20小時的90000r/min～133000min循環工況試驗，具體工況為：133000r/min穩定運轉30分鐘，然后2分鐘從133000r/min降低到90000r/min，在90000r/min穩定運轉30分鐘，然后2分鐘從90000r/min上升到133000r/min。90000r/min時，壓氣機出口壓力180kPa，133000r/min時的邊界與額定工況相同。循環工況試驗后，進行1小時超速超溫試驗：增壓器轉速138000r/min，渦前溫度800℃，潤滑油壓力450kPa，壓氣機出口壓力及溫度分別為235kPa、215℃。潤滑油溫度、壓氣機出口溫度、進氣溫度采用Pt100傳感器，精度IEC 751 B 級;渦前溫度采用K型熱電偶，精度IEC 584 2級;增壓器轉速采用電渦流轉速測試儀，精度0.01%。200小時可靠性試驗完成后，增壓器正常。葉輪軸心孔尺寸、形位公差等均在設計范圍內，用內窺鏡觀察葉輪軸心孔，未見裂紋等異常問題，優化整改方案基本滿足預期目標。

4? 結論

針對可靠性試驗過程中出現的葉輪從軸心孔位置斷裂的故障，進行了故障分析及復現試驗，通過仿真計算分析確認葉輪軸心孔最大離心應力明顯超出材料抗拉強度是導致葉輪斷裂的根本原因?；诜抡嬗嬎惴治?，綜合考慮成本及實施難度，制定了優化方案，優化方案完成200小時可靠性試驗，基本滿足預期可靠性目標。

①原葉輪在133000r/min時，葉輪軸心孔最大離心應力達到413.5MPa，明顯超出葉輪材料C354-T61-HIP的330MPa的抗拉強度，是導致葉輪從軸心孔位置斷裂的根本原因。

②原葉輪輪背的12.5°斜邊加工調整為R圓弧，可以明顯改善葉輪軸心孔最大離心應力。R圓弧分別為R20mm、R30mm、R40mm和R50mm時，軸心孔最大離心應力分別為334.9MPa、333.8MPa、350.5MPa和362.1MPa，分別比原狀態減小19%、19.3%、15.2%和12.4%。

③將葉輪軸心孔由原先的通孔調整為盲孔，軸心孔最大離心應力為317MPa，比原狀態的413.5MPa降低96.5mPa，降低23.3%，改善效果非常明顯。但盲孔葉輪需要對工藝、設備等進行系統性調整，成本要明顯高于通孔葉輪。增壓器常時間運行在最高設計轉速或要求超高可靠性的場合，盲孔葉輪因其可以明顯改善葉輪軸心孔最大離心應力的優勢會得到推廣應用。

④葉輪輪背厚度對軸心孔最大離心應力影響較小。葉輪輪背厚度分別為1mm、1.2mm、1.4mm和1.6mm，軸心孔最大應力分別為411.1MPa、413.5MPa、436.9MPa和439.2MPa。輪背厚度越小，軸心孔最大離心應力越小。

⑤優化方案只是在原葉輪基礎上將輪背的12.5°調整為R40mm，在133000r/min時，軸心孔最大離心應力為350.5MPa，比原狀態的413.5MPa減小15.2%。雖然略微超出抗拉強度，但該處壁厚較厚，實際應用沒有發現異常問題。優化方案完成200小時可靠性試驗，基本滿足預期?；诜抡娣治黾翱煽啃栽囼烌炞C，建議在實際使用工況下的葉輪軸心孔最大離心應力≤350MPa。

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