CN103745132B - 一种增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种车用涡轮增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法，首先确定车用涡轮增压器的运行工况与压气机叶轮的工作状态参数，然后确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位及其对应每一种工况的应力参数，继而采用试验方法确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的疲劳强度，比较不同工况下压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的等效应力与叶片的疲劳极限之间的大小并确定压气机叶轮叶片振动疲劳寿命评价的有效应力参数，确定出压气机叶轮叶片振动疲劳寿命的概率分布特征和满足不同可靠度要求的可靠寿命。能够在涡轮增压器研制阶段对压气机叶轮的叶片振动疲劳可靠寿命做出评价，可以更好地指导压气机叶轮的结构设计与合理使用。

Description

一种增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法

技术领域

本发明属于车用涡轮增压器压气机叶轮结构可靠性与寿命评价方法，具体涉及一种车用涡轮增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法。

背景技术

GJB451A-2005《可靠性维修性保障性术语》对任务剖面这一概念进行了描述：产品在完成规定任务这段时间内所经历的事件和环境的时序描述。

涡轮增压器是车用发动机实现功率密度提升和增强高原环境适应性的关键部件之一，压气机叶轮作为涡轮增压器的核心零件，其可靠性直接影响着涡轮增压器和整个发动机的可靠性与使用寿命。叶片振动疲劳失效是车用涡轮增压器压气机叶轮的一种重要失效模式。由于车用发动机工作具有典型的“面工况”特点，车用涡轮增压器的运行通常由多种工况组成，相应地，压气机叶轮的工作状态参数也在不断变化，压气机叶轮存在发生叶片共振的风险。涡轮增压器在某工况下运行时，当压气机叶轮叶片上所受到的激振力频率与叶片的固有振动频率接近或成整数倍时，压气机叶轮便会发生叶片共振。压气机叶轮发生叶片共振时应力急剧增大，并可能超过疲劳极限，最终，叶片在经历一定的使用寿命后发生疲劳断裂。压气机叶轮一旦发生叶片振动疲劳断裂，不仅会引起涡轮增压器的损坏，而且会使发动机无法正常工作。因此，在车用涡轮增压器研制过程中，针对压气机叶轮的叶片振动疲劳失效模式，对压气机叶轮叶片振动疲劳可靠性与寿命进行科学评价，不仅能够及时发现压气机叶轮叶片结构上存在的不足，科学地指导压气机叶轮叶片的优化设计；而且能够指导压气机叶轮的合理使用，有效地保证车用涡轮增压器和发动机的使用可靠性。

现有的车用涡轮增压器压气机叶轮叶片振动评价方法，主要借助增压器转速与叶片振动固有频率共振线图，在对压气机叶轮叶片振动固有频率进行分析的基础上，按照“叶片振动固有频率大于3.5倍增压器额定工作转速”的判据对压气机叶片振动可靠性做出评价。然而，这种评价方法没有考虑压气机叶轮叶片疲劳特性及其分散性的影响，不能够对压气机叶轮由于叶片振动引起的疲劳失效模式进行可靠性分析与寿命评价。

发明内容

本发明针对车用涡轮增压器压气机叶轮的特点，提供一种车用涡轮增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法。能够在车用涡轮增压器研制过程中，根据车用涡轮增压器的任务剖面以及压气机叶轮的工作状态参数与结构参数，在确定压气机叶轮叶片振动疲劳应力与强度的基础上，得到压气机叶轮叶片振动疲劳寿命概率分布模型，确定出满足不同可靠性要求的压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命。

本发明技术方案：一种车用涡轮增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法，其特征是包括以下步骤：

a、确定涡轮增压器的运行工况与压气机叶轮的工作状态参数；

b、确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位；

c、确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的应力参数；

d、确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的疲劳强度；

e、确定压气机叶轮叶片振动疲劳寿命评价的有效应力参数；

f、确定压气机叶轮叶片振动疲劳寿命的概率分布特征；

g、确定压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命。

具体地，在步骤a中，结合车用发动机的任务剖面，根据涡轮增压器与发动机的匹配关系运用仿真计算方法或通过试验测试，确定出涡轮增压器的运行工况和不同工况对应的运行时间；进一步，针对涡轮增压器的每一种运行工况，采用仿真计算或试验测试方法，确定压气机叶轮在不同工况下运行时的工作状态参数，即压气机叶轮的转速、进口温度、出口温度、进口压力、出口压力与流量。

在步骤b中，利用有限元法对压气机叶轮叶片振动特性进行分析，确定出压气机叶轮长叶片一阶振动固有频率及振型，将叶片一阶振动节线位置作为压气机叶轮的叶片振动疲劳危险部位。

在步骤c中，根据步骤a中确定的涡轮增压器运行工况与压气机叶轮工作状态参数以及步骤b确定的叶片振动疲劳危险部位，确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位对应每一种工况的应力参数，针对第i种工况，首先利用有限元方法确定出压气机叶轮的离心载荷、热载荷和稳态气动载荷，并对压气机叶轮进行非定常流动分析获得压气机叶轮叶片上气流激振力的幅频特性；其次，通过对压气机叶轮叶片施加离心载荷、热载荷和稳态气动载荷确定出压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的静态应力通过对叶片施加气流激振力确定出压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的交变应力和振动频率c_(i)；然后，按照式(1)确定出涡轮增压器在第i种工况下运行时压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的等效应力即

${\mathrm{\σ}}_{-1e}^{\left(i\right)}=\frac{{\mathrm{\σ}}_b\·s_d^{\left(i\right)}}{{\mathrm{\σ}}_b-s_s^{\left(i\right)}}---\left(1\right)$

式(1)中的σ_b为叶片振动疲劳危险部位的拉伸极限。

在步骤d中，通过在试验机上对压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的取样进行对称循环疲劳试验，即应力比r＝-1，并对试验数据进行统计分析，确定出压气机叶轮叶片疲劳寿命对数均值μ_{ln N}和对数标准差σ_{ln N}与应力s之间的关系以及疲劳极限σ_-1，即

μ_{ln N}＝F_μ(s) (2)

σ_{ln N}＝F_σ(s) (3)

在步骤e中，通过比较步骤c中确定的不同工况下运行时压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的等效应力与叶片的疲劳极限σ_-1之间的大小，并结合步骤a确定的增压器运行工况，确定出等效应力大于疲劳极限对应的k种工况，将这k种工况对应的应力作为压气机叶轮叶片振动疲劳寿命评价的有效应力参数，其振动频率和运行时间分别为c_(i)(i＝1，…，k)和T_(i)(i＝1，…，k)。

在步骤f中，以发动机任务剖面的循环次数n作为压机叶轮叶片振动疲劳寿命度量指标，根据线性Miner累积损伤法则，确定压机叶轮叶片振动疲劳寿命失效模式的极限状态方程，即

$Z=n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}\frac{T_i{c}_i}{N_i\left({\mathrm{\σ}}_{-1e}^{\left(i\right)}\right)}-1---\left(4\right)$

式中，为对应应力水平时的疲劳寿命；

采用一次二阶矩法，令x_i＝lnN_i，将式(4)所示的功能函数写成为

$Z=n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})-1-n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})(x_i-{\mathrm{\μ}}_{x_i})---\left(5\right)$

确定功能函数Z的均值和标准差，分别为

${\mathrm{\μ}}_Z=n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})-1---\left(6\right)$

${\mathrm{\σ}}_Z=n\sqrt{\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{(T_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i}){\mathrm{\σ}}_{x_i})}^2}---\left(7\right)$

根据式(8)，确定出压气机叶轮叶片振动疲劳寿命n的累积分布函数，即

$F\left(n\right)=\mathrm{\Φ}\left(\frac{n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})-1}{n\sqrt{{\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}(T_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i}){\mathrm{\σ}}_{x_i})}^2}}\right)---\left(8\right)$

式中，Φ(·)为标准正态分布的累积分布函数。

在步骤g中，根据给定的可靠度R*，利用式(8)，令F(n)＝1-R*，通过求解式(9)所示的方程，即

$1-R*=\mathrm{\Φ}\left(\frac{n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})-1}{n\sqrt{{\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}(T_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i}){\mathrm{\σ}}_{x_i})}^2}}\right)---\left(9\right)$

确定出对应可靠度R*的压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命n_R*。

本发明与现有技术相比具有以下有益效果：能够针对车用涡轮增压器的任务剖面，在涡轮增压器的研制阶段利用有限元法确定出压气机叶轮的工作状态参数与叶片振动疲劳危险部位，然后根据压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的应力和强度参数，确定出压气机叶轮叶片振动疲劳寿命的概率分布，并进一步可以确定出满足不同可靠度要求的压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命。能够体现压气机叶轮叶片疲劳特性及其分散性对压气机叶轮叶片振动疲劳寿命的影响，能够在涡轮增压器研制阶段根据涡轮增压器的运行工况与压气机叶轮叶片的结构参数对压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命做出评价，可以更好地指导压气机叶轮的结构设计与合理使用。

附图说明

图1是增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法流程。

具体实施方式

一种车用涡轮增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法，包括以下步骤：

a、确定车用涡轮增压器的运行工况与压气机叶轮的工作状态参数：结合车用发动机的任务剖面，根据增压器与发动机的匹配关系运用仿真计算方法或通过试验测试，确定出涡轮增压器的运行工况及其构成和不同工况对应的运行时间；然后，针对涡轮增压器的运行工况，采用仿真计算或试验测试的方法，确定压气机叶轮在不同工况下运行时的工作状态参数，即压气机叶轮转速、进口温度、出口温度、进口压力、出口压力与流量；

例如，某涡轮增压器对应发动机的任务剖面，主要由四种工况组成，通过仿真计算可知压气机叶轮对应这四种工况的工作状态参数分别为：

第一种工况：转速为104019r/min，进口温度为297K，出口温度为483K，进口压力为0.896bar，出口压力为3.34bar，流量为0.569kg/s；

第二种工况：转速为98735r/min，进口温度为297K，出口温度为479K，进口压力为0.894bar，出口压力为3.216bar，流量为0.548kg/s；

第三种工况：转速为95420r/min，进口温度为297K，出口温度为471K，进口压力为0.892bar，出口压力为3.025bar，流量为0.503kg/s；

第四种工况：转速为91984r/min，进口温度为297K，出口温度为468K，进口压力为0.891bar，出口压力为2.873bar，流量为0.476kg/s；

b、确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位：利用有限元法对压气机叶轮叶片进行振动特性分析，确定出压气机叶轮长叶片一阶振动节线位置作为压气机叶轮的叶片振动疲劳危险部位；

c、确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的应力参数：根据步骤a中确定的涡轮增压器运行工况与压气机叶轮的工作状态参数以及步骤b确定的叶片振动疲劳危险部位，确定出压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位对应每一种工况的应力参数，针对第i种工况，首先利用有限元法确定出压气机叶轮的离心载荷、热载荷和稳态气动载荷，并对压气机叶轮进行非定常流动分析获得压气机叶轮叶片上气流激振力的幅频特性；其次，通过对压气机叶轮叶片施加离心载荷、热载荷和稳态气动载荷确定出压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的静态应力通过对叶片施加气流激振力确定出压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的交变应力和振动频率c_(i)；然后，按照式(1)确定出涡轮增压器在第i种工况下运行时压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的等效应力即

${\mathrm{\σ}}_{-1e}^{\left(i\right)}=\frac{{\mathrm{\σ}}_b\·s_d^{\left(i\right)}}{{\mathrm{\σ}}_b-s_s^{\left(i\right)}}---\left(1\right)$

式(1)中的σ_b为叶片振动疲劳危险部位的拉伸极限；

例如，对应某一种工况，通过对压气机叶轮叶片施加离心载荷、热载荷和稳态气动载荷，可以计算得到压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的静态应力为164MPa，通过对叶片施加气流激振力可以计算得到压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的交变应力为65MPa，振动频率为1600Hz，叶片振动疲劳危险部位的拉伸极限为330MPa，运用式(1)可以确定出压气机叶轮在该工况下运行时，叶片振动疲劳危险部位的等效应力为128MPa；

d、确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的疲劳强度：在试验机上对压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的取样进行对称循环疲劳试验，即应力比r＝-1，通过对试验数据进行统计分析，确定出压气机叶轮叶片疲劳寿命对数均值μ_lnN和对数标准差σ_{ln N}与应力s之间的关系以及疲劳极限σ_-1，即

μ_{ln N}＝F_μ(s) (2)

σ_{ln N}＝F_σ(s) (3)

例如，通过试验数据的统计分析，某压气机叶轮叶片的疲劳寿命对数均值和对数标准差与应力水平之间的关系可以分别表示为

μ_{ln N}＝24.45647-0.060198·s (4)

σ_{ln N}＝19.58772-0.05493·s (5)

e、确定压气机叶轮叶片振动疲劳寿命评价的有效应力参数：比较步骤c中确定的不同工况下运行时压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的等效应力与叶片疲劳极限之间的大小，并结合步骤a确定的增压器运行工况，确定出等效应力大于疲劳极限对应的k种工况，将这k种工况对应的应力作为压气机叶轮叶片振动疲劳寿命评价的有效应力参数，其振动频率和运行时间分别为c_(i)(i＝1，…，k)和T_(i)(i＝1，…，k)；

f、确定压气机叶轮叶片振动疲劳寿命的概率分布特征：以发动机的任务剖面循环次数n作为压机叶轮叶片振动疲劳寿命度量指标，根据线性Miner累积损伤法则，确定压机叶轮叶片振动疲劳寿命失效模式的极限状态方程，即

$Z=n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}\frac{T_i{c}_i}{N_i\left({\mathrm{\σ}}_{-1e}^{\left(i\right)}\right)}-1---\left(6\right)$

式中，为对应应力水平时的疲劳寿命；

令x_i＝ln N_i，将步骤d和步骤e中确定的参数代入式(6)，采用一次二阶矩法将功能函数表示成为如式(7)所示的形式，即

$Z=n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})-1-n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})(x_i-{\mathrm{\μ}}_{x_i})---\left(7\right)$

根据式(8)和式(9)分别确定出功能函数Z的均值和标准差，即

${\mathrm{\μ}}_Z=n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})-1---\left(8\right)$

${\mathrm{\σ}}_Z=n\sqrt{\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{(T_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i}){\mathrm{\σ}}_{x_i})}^2}---\left(9\right)$

运用式(10)确定出以发动机任务剖面循环次数n作为寿命度量指标时，压气机叶轮叶片振动疲劳寿命的累积分布函数，即

$F\left(n\right)=\mathrm{\Φ}\left(\frac{n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})-1}{n\sqrt{{\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}(T_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i}){\mathrm{\σ}}_{x_i})}^2}}\right)---\left(10\right)$

式中，Φ(·)为标准正态分布的累积分布函数；

g、确定压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命：根据给定的可靠度R*，利用式(10)，令F(n)＝1-R*，通过求解式(11)所示的方程，即

$1-R*=\mathrm{\Φ}\left(\frac{n\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{T}_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i})-1}{n\sqrt{{\underset{i=1}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}(T_i{c}_i\·\exp (-{\mathrm{\μ}}_{x_i}){\mathrm{\σ}}_{x_i})}^2}}\right)---\left(11\right)$

确定出对应可靠度R*的压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命N_R*。

Claims (7)

1.一种车用涡轮增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法，包括以下步骤：

a、确定涡轮增压器的运行工况与压气机叶轮的工作状态参数；

b、确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位；

c、确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的应力参数；

d、确定压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的疲劳强度；

e、确定压气机叶轮叶片振动疲劳寿命评价的有效应力参数；

f、确定压气机叶轮叶片振动疲劳寿命的概率分布特征；

g、确定压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命，

其特征是：在步骤a中，结合车用发动机的任务剖面，根据涡轮增压器与发动机的匹配关系运用仿真计算方法或通过试验测试，确定出涡轮增压器的运行工况和不同工况对应的运行时间；进一步，针对涡轮增压器的每一种运行工况，采用仿真计算或试验测试方法，确定压气机叶轮在不同工况下运行时的工作状态参数，即压气机叶轮的转速、进口温度、出口温度、进口压力、出口压力与流量。

2.根据权利要求1所述的增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法，其特征是：在步骤b中，利用有限元法对压气机叶轮叶片振动特性进行分析，确定出压气机叶轮长叶片一阶振动固有频率及振型，将叶片一阶振动节线位置作为压气机叶轮的叶片振动疲劳危险部位。

3.根据权利要求1所述的增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法，其特征是：在步骤c中，根据步骤a中确定的涡轮增压器运行工况与压气机叶轮工作状态参数以及步骤b确定的叶片振动疲劳危险部位，确定压气机叶 轮叶片振动疲劳危险部位对应每一种工况的应力参数，针对第i种工况，首先利用有限元方法确定出压气机叶轮的离心载荷、热载荷和稳态气动载荷，并对压气机叶轮进行非定常流动分析获得压气机叶轮叶片上气流激振力的幅频特性；其次，通过对压气机叶轮叶片施加离心载荷、热载荷和稳态气动载荷确定出压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的静态应力通过对叶片施加气流激振力确定出压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的交变应力和振动频率c_(i)；然后，按照式(1)确定出涡轮增压器在第i种工况下运行时压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的等效应力即

式(1)中的σ_b为叶片振动疲劳危险部位的拉伸极限。

4.根据权利要求1所述的增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法，其特征是：在步骤d中，通过在试验机上对压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的取样进行对称循环疲劳试验，即应力比r＝-1，并对试验数据进行统计分析，确定出压气机叶轮叶片疲劳寿命对数均值μ_{ln N}和对数标准差σ_{ln N}与应力s之间的关系以及疲劳极限σ_-1，即

μ_{ln N}＝F_μ(s) (2)

σ_{ln N}＝F_σ(s) (3)。

5.根据权利要求1所述的增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法，其特征是：在步骤e中，通过比较步骤c中确定的不同工况下运行时压气机叶轮叶片振动疲劳危险部位的等效应力与叶片的疲劳极限σ_-1之间的大小，并结合步骤a确定的增压器运行工况，确定出等效应力大于疲劳极限对应的k种工况，将这k种工况对应的应力作为压气机叶轮叶片振动疲劳寿命 评价的有效应力参数，其振动频率和运行时间分别为c_(i)(i＝l，…，k)和T_(i)(i＝1，…，k)。

6.根据权利要求1所述的增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方法，其特征是：在步骤f中，以发动机任务剖面的循环次数n作为压机叶轮叶片振动疲劳寿命度量指标，根据线性Miner累积损伤法则，确定压机叶轮叶片振动疲劳寿命失效模式的极限状态方程，即

式中，为对应应力水平时的疲劳寿命；

采用一次二阶矩法，令x_i＝ln N_i，将式(4)所示的功能函数写成为

确定功能函数Z的均值和标准差，分别为

根据式(8)，确定出压气机叶轮叶片振动疲劳寿命n的累积分布函数，即

式中，Φ(·)为标准正态分布的累积分布函数。

7.根据权利要求1所述的增压器压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命评价方 法，其特征是：在步骤g中，根据给定的可靠度R*，利用式(8)，令F(n)＝1-R*，通过求解式(9)所示的方程，即

确定出对应可靠度R*的压气机叶轮叶片振动疲劳可靠寿命n_R*。