航空发动机外部管路支架优化设计与应用

Optimized design and application of aero-engine external pipeline bracket

摘要

针对某发动机管路支架安装边裂纹问题，通过对支架裂纹处断口的分析，及对支架组件的静强度受力分析，明确解决失效问题。从零件设计、加工、装配3方面着手，确定失效原因为支架与管路之间存在相互作用力，支架工作时除受振动应力影响外还承受装配时引入的额外应力。因支架组件刚性较强，受力后缓冲较弱，支架弹性变形所产生的作用力会传递至孔边，易产生裂纹。设计了增加浮动结构的改进方案，其具备轴向变形补偿能力，可以大幅降低传递至孔边的作用力。经试验验证，该措施可行、有效。

关键词

裂纹 / 弹性变形 / 浮动结构 / 变形补偿 / 管路支架 / 航空发动机

Key words

crack / elastic deformation / floating structure / deformation compensation / pipeline bracket / aero-engine

失效支架组件用于固定航空发动机外部引气管路，起到对管路的固定、支撑和减震作用。由于发动机使用工况复杂，外部支架承受多重应力，支架断裂问题频发，存在严重的安全隐患，因此国内外学者对支架断裂问题开展大量研究。

贾铎等^［1］针对某型航空发动机整机试车过程中多次发生的滑油箱支架断裂问题，对失效支架进行了分析，并改进了支架结构。经强度分析、振动应力测量和发动机长久试车验证，滑油箱支架未再发生相同问题，表明改进方案可靠有效；杨健等^［2］针对某发动机总管支架销轴在使用过程中出现脱落和裂纹的问题，通过对断口的分析，发现脱落的原因为支架组件的设计结构和连接工艺不合理、焊接强度低；李湘勤等^［3］在光电经、纬仪支架结构优化设计中，为减少支撑平台变形对被支撑对象工作性能的影响，引入连续体拓扑优化技术，对支撑平台结构进行优化设计，使得受载荷时支撑平面的变形量减少；谭莉等^［4］以某油滤支架为例，根据该油滤附件与其相邻结构的相对空间位置关系建立支架的初始模型，在工况分析及载荷简化的基础上，以总柔度为目标函数，采用加权折衷规划法建立了多工况下的支架结构拓扑优化的数学模型，并对比了优化前后支架的应力、位移、固有频率和质量，减轻支架质量的同时提高了结构性能；刘中华等^［5］针对某航空发动机在试车过程中风扇机匣安装边上用于固定管路的多处卡箍发生的断裂故障，对卡箍故障件进行断口分析和设计复查，确定了卡箍断裂发生的原因，对卡箍结构采取加装2 mm厚钢垫等改进措施，降低了其静应力，提高了其强度储备，有效避免此类故障再次发生；温世杰等^［6］为实现某发动机支架轻量化设计，在支架总成整体结构有限元分析的基础上，运用等效刚度原则建立支架局部有限元模型，得到不同工况下的支架位移分布结果；郑淑萍等^［7］利用有限元分析软件Hypermesh建立某发动机支架结构拓扑优化数学模型，采用基于变密度方法的结构拓扑优化技术，对支架结构进行拓扑优化设计，结果表明优化设计后的支架动态特性得到较大幅度的改善，可有效改善其隔振性能；张杰等^［8］根据应用匹配要求，在某发动机上增加一个电控线束支架，首次设计的线束支架在道路试验中出现了断裂现象，对支架失效原因进行分析，并结合有限元分析和试验载荷，通过结构优化设计消除了支架在发动机工作状态下的失效风险；杨健等^［2］针对某发动机总管支架销轴在使用过程中出现脱落和裂纹的问题，通过断口的宏微观分析、金相检验与结构分析等，认为在发动机工作振动应力的作用下，销轴与支架连接的焊点产生疲劳裂纹，进而引起总管支架销轴脱落，脱落原因为支架组件的设计结构和连接工艺不合理、焊接强度低；Dubrovskaya等^［9］提出了一种利用拓扑优化算法进行航空发动机零件增材制造设计的新方法，对典型铰链支架拓扑进行优化，并对初始几何和优化几何的零件进行应力状态评估；Stolpe等^［10］考虑了离散化的零一连续拓扑优化问题，找到了两种线性弹性材料的最优分布，使柔度最小化，并通过对设计周长的约束来限制设计的几何复杂性；Chang等^［11］以拓扑优化基础模型为依据，以2个支架样品验证了支架在静态和动态加载条件下的结构分析方法，并验证了结构模型的可靠性。

本文针对某航空发动机管路支架的多起安装边裂纹的失效问题，通过断口分析及有限元模型分析，开展航空发动机管路支架结构优化研究。

1 问题描述

产生裂纹的支架材料为高温合金，合金材料符合国家标准。通过对失效支架的损伤形貌进行观察，裂纹位置位于支架组件两侧孔边，多起始于支架两侧螺栓固定位置，由螺栓孔向支架两侧延伸，有闭合趋势。裂纹位置如图1所示。

2 问题分析

抽取一个裂纹支架进行理化分析，支架裂纹处试样外观放大形貌如图2所示，外侧裂纹局部存在磨损变形痕迹，内侧安装孔边存在装配螺栓痕迹。

打开裂纹，观察支架断口，断口宏观形貌如图3所示。断口呈疲劳断口特征^［12］，疲劳多源起始，放射棱线和疲劳弧线清晰可见，源区可见深灰色氧化痕迹，疲劳源区位于磨损变形处。

将断口装入扫描电镜观察，疲劳起始于表面，源区未见冶金缺陷，疲劳源区侧面可见细小微裂纹，源区侧面存在过热组织且只存在于表层。通过分析可得出支架裂纹为疲劳裂纹，疲劳起始于支架外表面磨损处。

结合失效位置和理化分析结果初步得出问题发生的主要原因为支架工作时所受的外力作用使支架与其他零件接触表面发生磨损变形，磨损发热使支架表面形成多条沿晶开裂的裂纹，形成疲劳起源，最终导致疲劳断裂。

3 失效原因分析

依据以上分析，从装配应力、支架强度储备方面分析引发零件裂纹失效的因素，共列出8项底事件，支架故障树如图4所示。

（1）X1：支架装配要求不合理

复查装配工艺规程，若管路与支架未接触且间隙在1～2 mm，可以在支架组件之间增加调整垫片，以保证管路与支架之间能够贴合而不留间隙。垫片共分3组，可以按需匹配使用，满足装配要求且具有可操作性，因此排除X1底事件。

（2）X2、X3：支架、管路制造尺寸与图纸不符

若支架或管路制造尺寸与图纸尺寸存在偏差，则将影响支架与管路之间的间隙配合，造成二者之间存在相互作用力。

分别复查支架、管路的制造工艺规程，工艺路线安排符合设计图，工序安排合理。对支架、管路实物制造一致性进行复查，均符合图纸要求。因此排除X2、X3底事件。

（3）X4：支架与管路间隙调整不到位

当装配过程中出现支架与管路未贴合直接加装卡箍或管路始终贴合在支架上且存在应力的情况，则会导致装配应力的引入。

在发动机工作过程中，会产生高频次小幅往复位移振动。若管路与支架已产生应力，继续累加动应力并反复施压，应力集中在支架孔边，最终可能造成孔边裂纹。

现场装配对支架进行调整时，需打开支架组件保险丝，调整支架高度，增加调整垫片后重新缠绕保险丝，实际操作中会存在调整不到位的情况，导致支架与管路固定后存在相互作用力。因此无法排除X4底事件。

（4）X5：支架与安装边未贴合

根据故障件理化分析报告，发动机工作过程中支架受力使支架与其他零件接触表面发生磨损变形，磨损发热使支架表面形成多条沿晶开裂的裂纹，即为疲劳起源，最终引起疲劳断裂。说明支架在实际装配时与机匣安装边未完全贴合，接触面存在间隙。管路通过卡箍固定在支架上，直径为34 mm，刚性较强。发动机工作过程中，支架若与机匣安装边装配存在间隙，固定管路后会对支架组件产生扭转的应力，带动支架在小范围间隙内发生往复位移，致使支架固定孔位置与螺栓、安装边接触面产生摩擦，最终形成裂纹。目前装配工艺未增加保证支架与机匣安装边贴合的控制措施，因此存在因二者装配未贴合而引入装配应力的风险。因此无法排除X5底事件。

（5）X6：支架材料选择不合理

支架材料牌号为GH625，为国内航空发动机普遍采用的合金板材，材料特性能够满足支架工作的需求。因此排除X6底事件。

（6）X7：支架材料缺陷

复查支架材料验收检验记录单、供应商产品质量证明书，均符合要求。同时经理化检测，源区未见冶金缺陷。因此排除X7底事件。

（7）X8：支架结构设计不合理

管路组件刚性较强，受力后缓冲较弱，发动机工作过程中的振动位移、热变形通过支架的弹性变形进行补偿，变形所产生的作用力会传递至孔边，因此受力后孔边容易产生裂纹。因此无法排除X8底事件。

通过上述分析可知，支架组件孔边裂纹主要原因有支架与管路间隙调整不到位、支架与安装边未贴合及支架结构设计不合理等。

结合失效位置、理化分析结果及故障树分析，可得出支架孔边裂纹损伤机理是支架安装在发动机外涵道内，工作温度为200～260 ℃，支架本身存在一定热变形。同时因支架本身装配不当使其受异常外力后，会产生弹性形变对受力进行补偿，而变形所产生的作用力直接传递在孔边，使其与螺栓和机匣安装边表面产生反复磨损，最终产生变形，磨损发热使支架表面形成多条沿晶开裂的裂纹，形成疲劳起源，最终疲劳断裂。

4 支架组件强度分析

利用ANSYS Workbench软件对支架组件进行有限元建模。对支架组件上、下半部之间的螺栓孔进行简化，建立安装边和螺栓简化模型模拟接触边界，采用六面体网格对几何模型进行网格划分。安装边端支架单元尺寸为1 mm，管路端支架及安装边、螺栓单元尺寸为2 mm，有限元模型共有29 801个单元、139 813个节点，几何模型如图5所示。

对安装边底面及两侧面施加固定约束，安装边、螺栓与支架间采用摩擦接触方式，两个支架间采用绑定接触方式。根据支架安装位置设置载荷及边界条件，环境温度设为200 ℃。根据装配要求取预紧力系数为0.15，对3个螺栓分别施加12 500 N的预紧力。根据支架裂纹位置统计，裂纹出现于支架外表面、两侧螺栓孔边上部区域。选取支架应力分布和裂纹形貌相似时的加载方式，当对支架上方固定卡箍处施加200N的载荷时，分析载荷方向与应力分布关系。

当支架受到径向向内的压载荷时，X向、Y向应力云图如图6所示。

当支架受向上的载荷时，X向、Y向应力云图如图7所示。

当支架受向下的载荷时，X向、Y向应力云图如图8所示。

由图6~8可知，在受到与实际应用场景相似的载荷作用下，安装孔边的应力云图偏向深色，该处所受应力较大。支架应力分布与裂纹形貌相似。

分别对支架施加200、300、400、500 N的载荷，载荷、位移与应力大小关系如表1所示。载荷越大，支架弹性变形越大。

在航空发动机工作过程中，会产生高频次小幅往复位移振动。支架固定在发动机顺航向两侧，在已产生应力的基础上，管路与支架继续累积振动带来的动应力反复施压时，应力集中在支架孔边，最终使孔边产生裂纹。

5 优化设计与应用

5.1 确定材料疲劳参数的方法

通常使用通用斜率法、四点相关法、修正的通用斜率法和修正的四点相关法确定航空发动机常用材料的疲劳参数^［13］。

通用斜率法认为控制弹性 \mathrm{\Delta } {\epsilon }_e线和塑性 \mathrm{\Delta } {\epsilon }_p线的指数与材料类型无关，疲劳强度系数 {{\sigma }_f}^{\mathrm{\text{'}}}和疲劳延性系数 {{\epsilon }_f}^{\mathrm{\text{'}}}采用式（1）确定。

\left\{\begin{array}{l}{{\sigma }_f}^{\mathrm{\text{'}}}=\mathrm{1.908}{\sigma }_b\\ {{\epsilon }_f}^{\mathrm{\text{'}}}=\mathrm{0.757}\mathrm{9}{\epsilon }_f^{\mathrm{0.6}}\end{array}\right. （1）

式中： {\sigma }_b为材料的强度极限；断裂真应变 {\epsilon }_f与试样断面收缩率 \Psi的关系为

{\epsilon }_f = \mathrm{l} \mathrm{n} \left(\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{1}-\Psi }\right) （2）

而疲劳强度指数和疲劳延性指数分别为 b = - \mathrm{0.12}和 c = - \mathrm{0.6}。

曼森通过分别表征弹性线和塑性线的弹性应变和塑性应变值，提出了四点相关法，弹性线和塑性线各由2个点确定，其中弹性线用1/4次循环和10⁵次循环时的弹性应变分量来确定，塑性线用10次循环和10⁴次循环时的塑性应变分量来确定。四点相关法中，总应变寿命方程中参数为

\left\{\begin{array}{l}{{\sigma }_f}^{\mathrm{\text{'}}}=\frac{E}{\mathrm{2}}\times {\mathrm{10}}^{b\mathrm{l}\mathrm{g}\mathrm{2}+\mathrm{l}\mathrm{g}\left[\frac{\mathrm{2.5}{\sigma }_b\left(\mathrm{1}+{\epsilon }_f\right)}{E}\right]}\\ {{\epsilon }_f}^{\mathrm{\text{'}}}=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}\times {\mathrm{10}}^{c\mathrm{l}\mathrm{g}\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{20}}+\mathrm{l}\mathrm{g}\left(\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{4}}{{\epsilon }_f}^{\frac{\mathrm{3}}{\mathrm{4}}}\right)}\\ b=\frac{\mathrm{l}\mathrm{g}\left[\frac{\mathrm{2.5}\left(\mathrm{1}+{\epsilon }_f\right)}{\mathrm{0.9}}\right]}{\mathrm{l}\mathrm{g}\left(\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{4}\times {\mathrm{10}}^{\mathrm{5}}}\right)}\\ c=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{3}}\mathrm{l}\mathrm{g}\left(\frac{\mathrm{0.013}\mathrm{2}-\mathrm{\Delta }{\epsilon }^{\mathrm{*}}}{\mathrm{1.91}}\right)-\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{3}}\mathrm{l}\mathrm{g}\left(\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{4}}{{\epsilon }_f}^{\frac{\mathrm{3}}{\mathrm{4}}}\right)\end{array}\right. （3）

式中： E为材料的弹性模量； \mathrm{\Delta } {\epsilon }^{\mathrm{*}}为10⁴次循环时的弹性应变范围，可以表示为

\mathrm{\Delta } {\epsilon }^{\mathrm{*}} = {\mathrm{10}}^{b\mathrm{l}\mathrm{g}\left(\mathrm{4}\times {\mathrm{10}}^{\mathrm{4}}\right)+\mathrm{l}\mathrm{g}\left[\frac{\mathrm{2.5}{\sigma }_b\left(\mathrm{1}+{\epsilon }_f\right)}{E}\right]} （4）

修正的通用斜率法同样认为疲劳强度指数b和疲劳延性指数c与材料类型无关，而疲劳强度系数 {{\sigma }_f}^{\mathrm{\text{'}}}和疲劳延性系数 {{\epsilon }_f}^{\mathrm{\text{'}}}的确定修正为

\left\{\begin{array}{l}{{\sigma }_f}^{\mathrm{\text{'}}}=E\times \mathrm{0.623}\times {\left(\frac{{\sigma }_b}{E}\right)}^{\mathrm{0.832}}\\ {{\epsilon }_f}^{\mathrm{\text{'}}}=\mathrm{0.019}\mathrm{6}\times {{\epsilon }_f}^{\mathrm{0.155}}\times {\left(\frac{{\sigma }_b}{E}\right)}^{-\mathrm{0.53}}\end{array}\right. （5）

式中： {\epsilon }_f = \mathrm{l} \mathrm{n} \left(\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{1}-\Psi }\right)，而疲劳强度指数和疲劳延性指数分别修正为 b = - \mathrm{0.09}和 c = - \mathrm{0.56}。

修正的四点相关法由翁提出，与曼森提出的四点相关法略有不同。修正的四点相关法认为应变疲劳曲线通过计算10⁰次和10⁶次载荷反向时的弹性应变幅值，以及10⁰次和10⁴次载荷反向时的塑性应变幅值来确定。基于该修正方法的总应变寿命方程中4个参数确定为

\left\{\begin{array}{l}{{\sigma }_f}^{\mathrm{\text{'}}}={\sigma }_b\left(\mathrm{1}+{\epsilon }_f\right)\\ {{\epsilon }_f}^{\mathrm{\text{'}}}={\epsilon }_f\\ b=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{6}}\left\{\mathrm{l}\mathrm{g}\left[\mathrm{0.16}{\left(\frac{{\sigma }_b}{E}\right)}^{\mathrm{0.81}}\right]-\mathrm{l}\mathrm{g}\left(\frac{{\sigma }_f}{E}\right)\right\}\\ c=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{4}}\mathrm{l}\mathrm{g}\left(\frac{\mathrm{0.00737}-\frac{\mathrm{\Delta }{{\epsilon }_e}^{\mathrm{*}}}{\mathrm{2}}}{\mathrm{2.074}}\right)-\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{4}}\mathrm{l}\mathrm{g}{\epsilon }_f\end{array}\right. （6）

式中： {\sigma }_f为材料断裂真应力； {\epsilon }_f = \mathrm{l} \mathrm{n} \left(\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{1}-\Psi }\right)；而载荷反向数10⁴次时的弹性应变范围 \mathrm{\Delta } {{\epsilon }_e}^{\mathrm{*}}由式（7）确定。

\frac{\mathrm{\Delta }{{\epsilon }_e}^{\mathrm{*}}}{\mathrm{2}} = \frac{{\sigma }_f}{E} \times {\mathrm{10}}^{\frac{\mathrm{2}}{\mathrm{3}}\left\{\mathrm{l}\mathrm{g}\left[\mathrm{0.16}\times {\left(\frac{{\sigma }_b}{E}\right)}^{\mathrm{0.81}}\right]-\mathrm{l}\mathrm{g}\left(\frac{{\sigma }_f}{E}\right)\right\}} （7）

5.2 支架材料选取分析

产生裂纹的支架材料牌号为GH625，具有优良的耐腐蚀和抗氧化性能。该材料从低温到980 ℃均具有良好的拉伸性能和疲劳性能，并且能够耐受盐雾环境下的应力腐蚀。支架安装在航空发动机外部，工作环境温度为200～250 ℃，材料特性能够满足支架工作所需。

5.3 原支架结构设计合理性分析

支架组件主要由支架安装座和支架本体两部分组成，通过3个十二角头螺栓固定在一起并缠绕保险丝进行加固。

若管路与支架未接触且间隙在一定范围内，则可以在支架组件之间增加调整垫片以保证管路与支架间能够贴合不留间隙，如图9所示。但实际操作中会存在调整不到位的情况，导致支架与管路固定后存在相互作用力。

支架组件刚性较强，因此受力后缓冲较弱，支架的弹性变形能够补偿航空发动机工作过程中的振动位移、热变形^［14］，变形所产生的作用力会传递至孔边，因此孔边受力后容易产生裂纹。

5.4 改进设计方案

考虑支架装配的空间局限性，为减少支架孔边受力，在支架卡箍固定处增加浮动结构，主要由垫块、滑动块组件构成，改进后的结构如图10所示。

航空发动机工作过程中管路随发动机振动产生往复位移运动，管路与支架相接触，对支架产生一定的振动应力^［15］。新结构支架上半部具备航空发动机轴向±3 mm的变形补偿能力，在保证管路固定的同时，受到作用力时可进行一定的释放，不再依靠支架变形来补偿振动位移和热变形，因此能够大幅降低传递至孔边的作用力。

对装配工艺提出如下优化要求^［16］：

（1） 增加支架组件与安装边的间隙检查要求，保证支架与安装边的贴合度，避免因二者未完全贴合导致装配后支架存在扭转力作用；

（2） 优化支架组件与管路间隙调整工艺规程：明确调整步骤，打开支架组件保险丝后，优先调整支架高度。若始终无法保证支架与管路接触，则视情况增加调整垫片。统一调整步骤，避免因操作者装配习惯不同造成的装配差异；

（3） 调整管路与支架的安装顺序，制定安装顺序试验方案。

5.5 试验验证

利用ANSYS Workbench软件对改进结构支架建立有限元建模。同样对支架施加200、300、400、500 N的载荷，改进后载荷、位移与应力大小关系如表2所示。与改进前相比，支架弹性形变及X、Y向最大应力均有所减小。

对改进结构支架3个螺栓孔进行动应力测试，测试结果如表3所示，测试结果均符合设计要求。

对装配改进结构支架管路进行3台份的动应力测量，测量结果如表4所示，测试结果均符合设计要求。

改进结构支架已装配于航空发动机，开展了持久试车考核，荧光检查管壁及焊接部位无疲劳裂纹；荧光检查支架组件折弯及焊接部位无疲劳裂纹。

6 结论

通过本次研究，明确了支架裂纹失效的原因是支架固定后与管路存在相互作用力，导致支架工作时除受到振动应力外还承受装配时引入的应力，使支架产生的弹性变形较大，变形所产生的作用力会传递至孔边，因此孔边受力后容易产生裂纹。为此，提出了增加浮动结构的改进措施。经装配应力、动应力测量及持久试车考核，改进结构强度储备满足设计要求，可以装机使用。

参考文献

[1] 贾铎，杨永华，白永秋，航空发动机滑油箱支架断裂故障分析［J］.航空发动机，2023，49（1）：122-126.

[2] 杨健，张爽，刘磊，发动机总管支架销轴脱落原因分析［J］.理化检验（物理分册），2017，53（7）：515-518.

[3] 李湘勤，谢军，刘永明，热力耦合作用下支撑平台的拓扑优化［J］.计算机仿真，2014，31（4）：227-231.

[4] 谭莉，程博，贾铎，多工况下的发动机支架拓扑优化设计［J］.航空发动机，2022，48（2）：90-95.

[5] 刘中华，贾铎，刘鑫.某航空发动机卡箍断裂故障分析［J］.航空发动机，2019，45（3）：77-81.

[6] 温世杰，龙凯.基于结构拓扑优化方法的发动机支架轻量化设计［J］.计算机辅助工程，2008，17（4）：51-54.

[7] 郑淑萍，吕昌，刘汉光，发动机支架结构的拓扑优化设计［J］.工程机械，2013，44（12）：39-43，8.

[8] 张杰，王勇，郑国世，发动机附件支架疲劳失效分析与结构优化设计［J］.内燃机，2017（3）：28-33.

[9] Dubrovskaya A， Dongauzer K， Faskhutdinov R.The design of lightweight gas turbine engine parts using topology optimization［J］.MATEC Web of Conferences，2017，129（3）：1067.

[10] Stolpe M， Svanberg K.An alternative interpolation scheme for minimum compliance topology optimization［J］.Structural and Multidisciplinary Optimization，2001，22（2）：116-124.

[11] Chang J W， Lee Y S.Topology optimization of compressor bracket［J］.Journal of Mechanical Science and Technology，2008，22（9）：1668-1676.

[12] 周杨娜，王国鹏.发动机燃油导管裂纹失效分析［J］.科技创新与应用，2016，8（22）：143.

[13] 王延荣，张小伟，袁善虎，航空发动机零件可靠性安全性设计［M］.北京：航空工业出版社，2018.

[14] 李亚智，王启，张自鹏，残余应力场中疲劳裂纹闭合的数值分析［J］.西北工业大学学报，2011，29（1）：97-102.

[15] 刘存.航空发动机转子连接螺栓预紧力与疲劳寿命研究［D］.南京：南京航空航天大学，2009.

[16] 赵罡，李瑾岳，徐茂程，航空发动机关键装配技术综述与展望［J］.航空学报，2022，43（10）：475-507.

基金资助

航空动力基础研究项目（项目编号：******）