某APU 负载压气机可调进口导叶失效机理研究

李荣华，袁 巍，孟卫华，李 坚

（中国航发湖南动力机械研究所，湖南株洲412002）

0 引言

辅助动力装置（Auxiliary Power Unit，APU）本质上是1 台燃气涡轮发动机，但该装置不直接为飞行器提供飞行动力，而只是为主发动机起动和飞行器环控/液压/电力等系统提供辅助能源。早期的APU 主要从动力段压气机引出高压气体供飞行器使用。因此，压气机尺寸一般比涡轮大，允许最多引出压气机进气流量的30%以满足飞行器的使用需求。并且，通过控制引气活门的大小可方便地获取所需的电能和压缩空气。但这种工作模式会极大地影响APU 的热循环效率，因此，引入独立的负载压气机来解决这一问题。负载压气机是1 个带可调进口导叶（Variable Inlet Guide Vane，VIGV）的离心压气机。在工作状态下，通过调节导叶角度就能获得恒转速条件下飞行器所需的压缩空气流量[1]。然而，导叶角度变化会使其自身气动载荷随之变化，导叶与离心叶轮之间的非定常气动干涉也更为复杂，解决不好，不仅会使压气机气动性能恶化，还容易引起叶片的危险模态共振或强迫振动，导致叶片过早发生疲劳失效等故障[2]。

文献[3-10]研究了离心叶轮与扩压器之间的非定常干涉流动；文献[11-14]则着眼于采用可调进口导叶改变来流预旋条件，以达到降低动静干涉，提高压气机性能的目的；王玉川等[15]利用CFX 对无导叶和带前置导叶大预旋角度下的离心压气机内部流动特性进行数值模拟，分析了叶片表面的压力分布规律；陈山等[16]研究了跨声速离心压气机进口导叶与离心叶轮叶片排的干涉作用，表明叶片排间距减小会造成流场内压力波动增大，同时，叶轮激波使叶轮对导叶流场的影响较导叶对叶轮的影响大几倍甚至十几倍。由此可见，离心叶轮与可调进口导叶之间的非定常干涉已成为影响离心压气机安全性和可靠性的重大问题，必须引起足够重视。

与离心压气机转子叶片相比，可调进口导叶工作时由于没有离心力的存在，其疲劳失效的风险通常较低，但不排除在一些偶然或者极端条件下发生疲劳失效的可能。本文以某型APU 负载压气机可调进口导叶失效故障为例，通过有限元仿真分析及应力测试验证，揭示了其失效机理。

1 导叶失效现象

典型的带负载压气机APU 结构如图1 所示。图中右边由动力段压气机、燃烧室、涡轮等部件组成APU的核心机，左边的负载压气机转子与核心机相连，并与动力段压气机共用1 个径向进气道。如前所述，为了满足APU 恒转速条件下飞行器对压缩空气流量的需求，负载压气机采用可调进口导叶结构。故障APU 按计划进行1000 h 长试时，在可调进口导叶角度为22°状态下运转5 min 后，动力段压气机出口压力出现异常，随后紧急停车，并进行孔探仪检查，发现负载压气机可调进口导叶有4 片断裂，同时有多片产生了裂纹和变形，叶片裂纹及断口宏观形貌如图2 所示。

图1 典型的带负载压气机APU 结构[1]

图2 叶片裂纹及断口宏观形貌

将所有断口超声清洗后在扫描电镜下进行微观形貌检查，发现断裂叶片的主要断口特征基本一致。导叶进气边叶根倒圆一侧线源为主疲劳源，侧面局部小线源为次疲劳源，如图3 所示。由此可知导叶疲劳裂纹主要起源于叶盆侧靠近叶根倒圆处，沿叶片厚度方向扩展，部分叶片存在次疲劳源，位于进气边靠近叶根表面。疲劳裂纹源区未见材质、加工等缺陷。尽管侧表面存在一定量的腐蚀产物，但在源区未见腐蚀凹坑，断面源区及扩展区均有氧化腐蚀产物覆盖，宏观可见黑色氧化物附着，初步推断为开裂后高温燃气冲刷所致。材料金相组织正常，各截面抗拉强度均符合相关标准要求。因此，可基本排除表面腐蚀导致初始疲劳裂纹的可能。

图3 叶片断口微观形貌

进一步的断口分析表明，疲劳裂纹均为线性起源，扩展棱线明显，为承受较大应力所致。在裂纹稳定扩展阶段，低倍观察可见清晰的疲劳弧线，且弧线间距较宽，高倍可见细密的疲劳条带。低倍下裂纹扩展区较宽的疲劳弧线为较大载荷变化所致；而细密疲劳条带则一般由较小的载荷变化所致。因此，可判断导叶的失效模式为带有低周特征的高周疲劳开裂。

通过对可调进口导叶前期的气动、强度与振动设计进行复查，发现在正常情况下导叶的气动载荷相对较低，导叶产生疲劳失效的风险较小。为了进一步明确非正常失效载荷出现的原因，对导叶执行装置进行全面检查，发现其中的“活塞杆”与“接耳”没有贴合。于是重新复装了执行装置和导叶调节组件，同时将执行装置复位后检查导叶角度，发现比正常状态普遍减小了9°～11°，在极限情况下的实际工作角度甚至只有4°左右（如图4 所示），严重偏离了导叶的设计使用规定。因此，在导叶角度为22°状态下运转5 min后，负载压气机可调进口导叶有4 片断裂，同时多片产生了裂纹和变形。检查后发现这些故障叶片的共同特点是工作角度均接近4°的极限条件。

图4 正常状态与故障状态下导叶最小角度对比

理论上，导叶角度减小对稳态气动载荷和交变气动载荷均会产生影响，因此，结合导叶失效模式，认为“活塞杆”与“接耳”配合状态改变引起的导叶角度减小可能是导致非正常失效载荷出现的根本原因。下文基于有限元分析及应力测试验证等手段深入研究了导叶角度变化对其自身静强度及振动特性的影响。

2 导叶角度对气动载荷的影响分析

2.1 稳态气动载荷

可调进口导叶角度减小对稳态气动载荷的影响分析主要基于定常数值模拟进行。

首先对正常关闭（22°）和全开（92°）2 种状态下导叶表面所受的气动载荷进行分析，结果表明：

（1）在导叶正常关闭（22°）状态下，叶片吸力面的静压明显低于压力面的，这一点在叶尖区域体现得更为明显，如图5 所示，叶片表面的静压分布如图6 所示。图中曲线所围成的面积就是压力面和吸力面的静压差，亦即叶片所受的稳态气动载荷。通过计算可知叶片表面由静压差带来的稳态气动载荷约为20 N，这一载荷相对而言是比较低的。

（2）在导叶正常全开（92°）状态下，叶片压力面和吸力面静压差很小（如图7 所示），叶片所受稳态气动载荷比正常关闭状态下的更低。

基于上述分析可知，在正常状态下（导叶角度为22°～92°），导叶的稳态气动载荷均很小，理论上不会给导叶带来大的稳态应力。但是不难发现，导叶角度越小，压力面和吸力面静压差越大，导叶所受的稳态气动载荷也增大。因此，为进一步了解非正常状态（导叶角度在22°基础上减小9°～11°，甚至达到极限条件下的4°）下导叶所受的气动载荷，分别分析了导叶角度为15°、12°、7°和4°时的叶片表面静压分布，如图8 所示。结果表明，导叶角度在一定范围内继续减小时，压力面的气动压力略有升高，而吸力面的气动压力则显著降低，即导叶表面的静压差进一步增大，叶片所受稳态气动载荷增大。但导叶角度减小到一定程度后，稳态气动载荷趋于稳定（图8（c）、（d）），当导叶角度分别减小到7°、4°时，稳态气动载荷已经没有明显变化，甚至导叶角度为4°时的气动力载荷比7°时的气动力载荷还略小。

图6 22°时叶片表面静压分布

图7 92°时叶片表面静压（进口总压无量纲化）

图8 不同导叶角度下的叶片表面静压分布

2.2 交变气动载荷

可调进口导叶角度减小对交变气动载荷的影响分析主要基于非定常数值模拟进行。由于工程上结构件的振动响应分析预测方法并不成熟，因此只关注导叶角度变化对交变载荷的影响规律，具体的振动响应结果则借助于后续的动应力测试获得。

在不同导叶角度下10%叶高位置的绝对马赫数如图9 所示。从图9（a）中可见，附面层低速区速度变化并不明显，在前缘至60%导叶弦长范围由于叶片前缘攻角很大，形成了分离泡；在60%弦长位置因存在激波附面层干扰而发生了分离，故此时导叶在10%叶高处整个吸力面的静压均较低。从图9（b）、（c）可见，随着导叶角度的减小，吸力面分离区起始位置往上游∑动，在导叶角度为12°、7°时分别到达约50%、25%弦长位置，而且气流马赫数也显著增大，吸力面静压减小，叶片气动负荷越来越大。同时，叶尖区域吸力面分离并不稳定，而且存在一定的脱落频率，分离区大小和叶片吸力面压力分布均呈周期性变化，对导叶产生周期性的弯曲作用力，而且导叶角度越小，周期性的弯曲作用力变化越明显。

图9 不同导叶角度下10%叶高的绝对马赫数

3 导叶角度对强度与振动的影响分析

3.1 导叶角度对强度的影响

根据第2.1 节中的气动计算结果对不同角度下的导叶静强度进行了有限元分析，得到的导叶应力结果和强度储备系数分别见表1，并如图10 所示。从表中可见，在导叶正常关闭状态（22°）下，叶身最大当量应力只有约130 MPa，对应的屈服强度储备系数与极限强度储备系数分别为2.12、2.38，均满足设计标准要求。随着导叶角度逐步偏离正常状态（逐步减小），叶身的最大当量应力也随之较为明显地增大。但是，即便在角度达到4°的极限条件下，导叶强度储备系数仍然满足设计标准要求，由此可以推断，单纯因静强度不足使得导叶提前出现疲劳失效的可能性较小。从图10 中可见，导叶最大稳态应力位置与本次故障中的裂纹起始位置较为吻合。

表1 不同导叶角度下的导叶应力和强度储备系数

图10 进口导叶当量应力分布

3.2 导叶角度对振动的影响

由于当前工程上有关结构件的振动响应预测方法并不成熟，同时可调进口导叶边界条件也比较复杂，基于非定常气动载荷的导叶振动响应预测结果可信度较低。因此，只对装配状态下的导叶振动特性进行分析评估，旨在明确导叶在工作转速范围内的潜在有害共振，为导叶动应力测试验证提供参考。

本文中可调进口导叶固有频率及裕度计算结果见表2。从表中可见，导叶在2 倍低阶激振下的1 阶频率裕度仅为4.6%，低于相关标准规定裕度要求值的10%，此时导叶共振频率约为1672 Hz。由此可知，不能排除导叶因1 阶共振导致疲劳失效的可能。导叶1 阶振型和振动应力分布如图11 所示。从图中不难发现，导叶1 阶最大振动应力部位同样与导叶裂纹起始位置相吻合。

4 导叶应力测试验证及评估

4.1 应力测试验证

如第3.2 节所述，由于当前无法通过计算获得较为可靠的可调进口导叶振动响应数据，因此，本文通过在单级试验件上模拟负载压气机可调进口导叶的真实运行环境，对导叶进行动应力测试，以验证导叶振动应力水平随工作角度调节时的变化规律。通过测试还获得了叶身裂纹起源部位附近的稳态应力。

导叶振动应力、稳态应力测试结果见表3，不同导叶角度和工作转速下的动应力频谱及时域如图12～14 所示。通过分析可以得到如下结论：

表3 在设计转速下不同导叶角度的应力值

（1）从图12 中可见，导叶角度为22°时导叶的最大应力幅值始终出现在1500 Hz 左右，较表2 中的1672 Hz 低，初步分析主要是由于模拟的安装边界条件比真实状态的刚性更高。在40%～100%的转速范围内，该振动峰值一直存在，尽管其振动频率会有少量偏∑（初步推断该偏∑是因不同转速状态的气动载荷不同导致叶片安装状态发生变化所致）。据此可判定，导叶在40%～100%的转速范围内存在以1 阶振型为主的强迫振动。同时不难发现，导叶角度为22°时，该强迫振动导致的叶片振动应力很小，最大只有约7.63 MPa（见表3），不足以导致叶片出现高周疲劳破坏。而在共振频率裕度只有4.6%的设计转速下，这一振动应力则更小，因此，在正常状态下由第3.2 节中的共振导致导叶发生疲劳失效的可能性基本可以排除。另外，根据第2.2 节的研究，在一定范围内导叶角度越大，叶片吸力面分离越稳定，所承受的交变载荷也越小，叶片高周疲劳破坏的风险也相应降低。

图12 导叶角度为22°时不同转速下的应力频谱

（2）从图13 中可见，当转子转速达到70%设计转速时，叶片振动应力峰值已经达到约102 MPa，且测点的动应力水平随着转速的增加一直在增大（图14（b）），为了确保试验件与测试设备的安全，只能选择停车。导叶角度为4°时的导叶振动响应远大于22°时的，不难预见，随着转子工作转速继续增加直至100%设计转速，导叶振动应力将进一步加大，从而使叶片在短时间内出现疲劳失效。由此可知，导叶角度严重偏离正常值导致的过大的振动应力是造成叶片在5 min 内即出现多片叶片断裂或裂纹的主要原因。同时，也验证了第2.2 节中随着导叶角度减小叶片的交变气动载荷越来越大的预测。

图13 导叶角度为4°时不同转速下的应力频谱

（3）通过分析图14 中的时域响应图谱可以发现，导叶角度为22°时的稳态应力小于4°时的，这一结果也验证了第2.1 节中导叶角度减小会导致叶片稳态气动载荷增大的预测。同时，从图14（a）中可见，导叶角度为22°时，在整个转速范围内导叶的振动响应幅值均较小，且随转速升高变化不大；从图14（b）中可见，当角度为4°时，导叶的振动响应幅值显著增大，且随转速升高变化明显。

图14 不同导叶角度下的应力时域

（4）对比表1、3 可知，表1 中的稳态应力计算结果要显著高于表3 中的实测结果。这是因为峰值应力一般会出现在结构的几何突变位置，这些位置通常存在明显的应力集中，但不适合贴片操作，只能选取离该峰值应力点较近的位置进行测试，因此所测的应力值会比实际的最大稳态应力值低。同时，表3 中的结果还表明，导叶角度为4°时的稳态应力比10°时的略小，这也验证了第2.1 节中关于叶片角度减小到一定程度后稳态气动载荷趋于稳定的结论。

4.2 高周疲劳评估

目前工程上零件高周疲劳评估普遍采用修正的Goodman 图进行，根据Goodman 图得到导叶最高许用振动应力为

式中：σa为许用振动应力；ka为许用振动应力储备系数，取1.4；kb为稳态应力储备系数，取1.0；σ-1为对称循环交变应力的疲劳极限；σb为拉伸强度极限；σm为考核点的稳态应力。

根据式（1）得到高周疲劳评估结果如图15 所示。图中实线表示根据试验稳态应力换算得到的许用振动应力，虚线表示动应力实测结果，虚线上的点超过实线即表示导叶在相应转速下的振动应力过大，可导致叶片出现高周疲劳。经分析可知：

图15 不同导叶角度和转速下的高周疲劳评估结果

（1）随着转速的增加，同颜色的实线与虚线相互接近，表示二者的疲劳裕度在逐步降低；

（2）在同转速下，导叶角度越小，实线与虚线越接近，导叶振动应力越靠近许用值，说明越容易发生疲劳断裂，其中在导叶角度为4°，转速为37000 r/min时，虚线已经高于实线，导叶的振动应力已经高于安全值。

上述分析说明在非正常状态下过大的振动应力是导致导叶过早出现断裂或裂纹的主要原因。

5 结论

本文以某型APU 负载压气机可调进口导叶疲劳失效故障为例，深入研究了导叶工作角度变化对自身稳态与交变气动载荷的影响，并进行了测试验证，得到如下结论：

（1）在正常状态下，通过合理设计可调导叶角度，导叶的稳态气动载荷可以得到有效控制，不会给导叶带来大的稳态应力。但如果设计或装配不合理，使得导叶角度偏小，则可能加大导叶的稳态气动载荷，使自身稳态应力恶化。

（2）可调导叶因设计或装配不合理导致角度偏小，容易使得叶片吸力面产生气动分离并不稳定，而且存在一定的脱落频率，分离区大小和叶片吸力面压力分布均呈周期性变化，将对导叶产生周期性的弯曲作用力，导叶角度越小，周期性的弯曲作用力变化越明显，导叶受到的振动交变载荷也就越大。

（3）本文中可调进口导叶执行装置的“活塞杆”与“接耳”装配不到位，导叶角度严重偏离正常值，使得气动交变载荷显著增大，导致出现过大的振动应力，是导叶短时间内疲劳失效的主要原因。同时，导叶角度偏离提高了叶片的稳态应力水平，这也加剧了导叶的失效进程。

根据上述分析和所得结论，完善了相应的装配工艺，以保证导叶及其作动机构的正常装配并严格控制导叶执行装置的检验过程；从提高导叶疲劳抗力的角度出发，适当增大叶根圆角，以降低叶根的应力水平。通过贯彻这些改进措施，最终该型APU 可调进口导叶断裂故障得到有效解决并顺利通过1000 h 长试。