李琦，郭金佳

（中國船舶重工集團公司第七一一研究所，上海201108）

0 引言

整體葉盤及葉輪是航空發(fā)動機中極為重要的關(guān)鍵件之一。其幾何形狀、結(jié)構(gòu)形式及與相鄰部件的連接方式十分復(fù)雜，并處于高溫、高轉(zhuǎn)速及高氣動載荷的惡劣工作環(huán)境。結(jié)構(gòu)上均具有循環(huán)對稱或分區(qū)循環(huán)對稱特性，其主要承受的離心、氣動、熱力和裝配載荷也具備與結(jié)構(gòu)類似的循環(huán)對稱特性。整個轉(zhuǎn)子系統(tǒng)使用環(huán)境較為嚴酷且要求的壽命較長，在氣動、熱負荷與機械載荷共同作用下，其結(jié)構(gòu)完整性問題十分突出[1]。由于其結(jié)構(gòu)龐大，幾何形狀十分復(fù)雜，對其進行精確地應(yīng)力分析十分困難，數(shù)據(jù)準備和計算工作量很大[2-5]。在整個轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)強度分析中，存在大量接觸問題，直接影響強度分析結(jié)果[6-7]。高溫氣冷堆氦氣輪機是將氦氣輪機與模塊式高溫氣冷堆相結(jié)合，利用高溫堆產(chǎn)生的高溫氦氣直接推動氣輪機作功進行高效率發(fā)電的系統(tǒng)。氦氣渦輪作為氦氣輪機的關(guān)鍵部件之一，其設(shè)計的好壞直接影響整機性能[8-9]。與航空發(fā)動機渦輪系統(tǒng)類似，氦氣渦輪的失效也會導(dǎo)致危險的后果[10]。氦氣渦輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)也具有航空發(fā)動機渦輪典型結(jié)構(gòu)特點，其強度數(shù)值分析具有顯著的非線性特點，從美國結(jié)構(gòu)完整性系列標準[11-15]中可知，渦輪轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)強度設(shè)計是非常重要的問題。

本文應(yīng)用ANSYS軟件，對某氦氣渦輪轉(zhuǎn)子強度進行了計算分析，在計算中考慮了非線性接觸關(guān)系以及連接螺栓預(yù)緊力的影響。

1 計算方法應(yīng)用及模型簡化

研究對象為某氦氣渦輪轉(zhuǎn)子，由前后軸、6級輪盤、6級臺階齒密封環(huán)、8個連接螺栓、Ⅰ～Ⅵ級240對工作葉片和56個定位套管等組成。多處開有冷卻通流孔，其結(jié)構(gòu)特點為相互關(guān)聯(lián)的構(gòu)件多、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，各構(gòu)件之間存在復(fù)雜的非線性接觸關(guān)系。計算采用有限元計算方法，運用Pro/E軟件進行3維實體建模；同時應(yīng)用ANSYS軟件進行結(jié)構(gòu)強度校核計算分析和溫度場計算。

為了保證計算的可實施性，對整體結(jié)構(gòu)進行簡化處理并建立了計算模型。按等質(zhì)量將輪盤榫槽的樅樹形截面改為梯形截面；不模擬輪盤及前后軸上（包括孔邊）的倒角和倒棱；將其他輪盤間臺階齒密封環(huán)上的密封齒拉直；適當(dāng)減少渦輪后軸階梯數(shù)；工作葉片在工況轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生的離心力施加在輪盤榫齒面上。簡化準則為

式中：M、M'分別為渦輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)簡化前、后的質(zhì)量；F1,2,3、F1,2,3分別為簡化前、后的部件前3階模態(tài)。

根據(jù)結(jié)構(gòu)的對稱性和偏心孔的影響，取渦輪轉(zhuǎn)子整體結(jié)構(gòu)的1/4建立計算模型進行計算研究分析，簡化后的計算模型如圖1所示。

圖1 幾何模型

2 有限元網(wǎng)格的劃分

由于計算模型龐大，而且構(gòu)件之間存在眾多非線性接觸關(guān)系，因此網(wǎng)格劃分是計算中重要工作之一。為了真實模擬整體結(jié)構(gòu)各部件的幾何形狀，必須針對不同部位采用不同類型單元。為了減少計算單元的數(shù)量，提高計算速度，結(jié)構(gòu)的主要部分都使用6面體單元劃分網(wǎng)格。在某些過渡區(qū)域，使用4面體單元作為過渡；同時在某些局部位置進行了疏密過渡，以滿足這些區(qū)域劃分細密和粗疏網(wǎng)格的需要。共劃分76287個單元，有限元網(wǎng)格如圖2所示。

3 計算載荷工況及邊界條件

3.1 接觸面及接觸關(guān)系定義

圖2 有限元網(wǎng)格

轉(zhuǎn)子各部件之間的連接皆定義為接觸關(guān)系（結(jié)構(gòu)非線性），具體接觸位置為1～6級輪盤與1～6階臺齒密封環(huán)配合面間、前軸法蘭端面與第1級臺齒密封環(huán)端面、后軸法蘭端面與第6級輪盤外端面、連接螺栓內(nèi)端面與前后軸法蘭外端面的軸向接觸；輪盤與臺階齒密封環(huán)間的徑向接觸；定位套管與盤孔之間、連接螺栓相應(yīng)外表面與盤孔內(nèi)表面、連接螺栓相應(yīng)外表面與前后軸螺栓孔內(nèi)表面的周向接觸等。接觸關(guān)系如圖3所示。

圖3 渦輪軸系整體結(jié)構(gòu)接觸表面

3.2 約束邊界處理

計算模型中的對稱面按對稱邊界處理，進行法向位移的約束，在渦輪轉(zhuǎn)子后軸止推軸承處進行軸向位移約束。另外，對每根螺栓都施加了預(yù)緊載荷。

3.3 載荷

在計算中主要考慮了離心載荷及熱載荷對軸系整體應(yīng)力的影響。額定轉(zhuǎn)速和超轉(zhuǎn)速分別為15000、18000r/min；溫度場按照渦輪入口溫度750、850℃時計算；按離心載荷及熱載荷的組合進行了4種工況的計算，見表1。

表1 不同工況下載荷分析條件

3.4 溫度載荷

在渦輪入口溫度分別為750、850℃2種工況下計算了溫度場分布。計算結(jié)果表明：在2種工況下的溫度場分布趨勢相同，均為第4級輪盤溫度最高，后軸溫度最低。在渦輪入口溫度為750℃時計算，后軸溫度最低為101℃，第4級輪盤溫度最高為616℃，溫度場云圖如圖4所示；在渦輪入口溫度為850℃時計算，后軸溫度最低為101℃，第4級輪盤溫度最高為689℃，溫度場如圖5所示。

圖4 渦輪轉(zhuǎn)子溫度分布（750℃）

圖5 渦輪轉(zhuǎn)子溫度分布（850℃）

4 計算結(jié)果

整體應(yīng)力分布如圖6所示。從圖中可見，在整個模型當(dāng)中，最大應(yīng)力為連接螺栓與各級輪盤之間的接觸應(yīng)力；另外，開孔處的應(yīng)力也比較大，其次是盤心處。

圖6 在15000 r/min、渦輪入口溫度為750℃時溫度場整體應(yīng)力

4.1 接觸應(yīng)力

在離心載荷與熱載荷作用下，連接螺栓與各級輪盤的接觸應(yīng)力最大。在15000r/min、渦輪入口溫度為750℃時的溫度場，連接螺栓與盤接觸面上的接觸應(yīng)力為957 MPa，應(yīng)力如圖7所示。幾種工況下連接螺栓接觸面上應(yīng)力見表2。

圖7 連接螺栓在15000r/min、渦輪入口溫度為750℃時溫度場應(yīng)力

表2 接觸應(yīng)力MPa

盡管在離心載荷與熱載荷作用下，連接螺栓與各級輪盤的接觸應(yīng)力最大。但由于接觸應(yīng)力有明顯的局限性，依照航空發(fā)動機設(shè)計手冊，接觸應(yīng)力進行強度儲備校核時，高強度合金鋼的點接觸情況為σmax≤（8～10）σb；線接觸情況為σmax≤（5～7）σb，所以按材料拉伸極限性能，仍具有較大的強度儲備。

4.2 盤心應(yīng)力和強度儲備

除接觸應(yīng)力、開孔處應(yīng)力外，整體模型中的渦輪盤的盤心應(yīng)力也較大，應(yīng)力分布如圖8所示，盤心應(yīng)力見表3。

圖8 15000r/min、渦輪入口溫度為750℃溫度場下盤心應(yīng)力分布

表3 1～6級輪盤盤心在幾種工況下平均應(yīng)力MPa

材料屈服極限σs=730 M P a，可見盤心處應(yīng)力也具有較大的強度儲備。從表2、3中可見，除接觸應(yīng)力和開孔處應(yīng)力外，在轉(zhuǎn)子軸系整體強度計算中，各級輪盤盤心處應(yīng)力較大。

4.3 渦輪整體變形

從變形計算結(jié)果和云圖可見，渦輪轉(zhuǎn)子整體變形比較協(xié)調(diào)。在離心力和熱應(yīng)力作用下渦輪轉(zhuǎn)子分別軸向收縮、伸長。在15000r/min，渦輪入口溫度750℃時溫度場工況下，渦輪轉(zhuǎn)子軸向總伸長量為2.95 mm，渦輪轉(zhuǎn)子在幾種工況下的軸向變形情況見表4。從表中可見，溫度對軸向總伸長量的影響大于轉(zhuǎn)速的影響。

表4 幾種工況下軸向變形

5 結(jié)束語

本文針對氦氣渦輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中模型簡化和非線性接觸等問題，采用3維結(jié)構(gòu)建模軟件Pro/E和ANSYS軟件對氦氣渦輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進行整體數(shù)值仿真分析，研究了不同離心載荷和溫度載荷下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的接觸應(yīng)力、離心應(yīng)力和整體變形，評估了氦氣渦輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的整體強度。某型氦氣渦輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)試驗結(jié)果也證明了該方法具有一定的工程實用價值。

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