欒永先，趙光電

（中航工業(yè)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所，沈陽110015）

某渦輪性能試驗(yàn)件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

欒永先，趙光電

（中航工業(yè)沈陽發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究所，沈陽110015）

為驗(yàn)證某新設(shè)計(jì)渦輪的效率，設(shè)計(jì)了渦輪性能試驗(yàn)件。對(duì)渦輪性能試驗(yàn)件試驗(yàn)原理、具體結(jié)構(gòu)和主要零部件材料進(jìn)行了介紹，闡述了軸向力平衡、軸承潤滑和密封結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)方法。利用有限元法對(duì)試驗(yàn)件轉(zhuǎn)子和工作葉片進(jìn)行了強(qiáng)度計(jì)算分析，利用數(shù)值法和有限元法對(duì)渦輪盤和工作葉片之間聯(lián)接銷釘?shù)膹?qiáng)度進(jìn)行了計(jì)算分析，在轉(zhuǎn)子葉片葉尖部位采用了防泄漏結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)并進(jìn)行了流動(dòng)計(jì)算分析。計(jì)算和試驗(yàn)表明：該渦輪性能試驗(yàn)件結(jié)構(gòu)滿足裝配和強(qiáng)度要求，葉尖防泄漏結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，渦輪試驗(yàn)效率與理論設(shè)計(jì)效率相吻合。

渦輪；試驗(yàn)件；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；有限元；強(qiáng)度計(jì)算；航空發(fā)動(dòng)機(jī)

0 引言

隨著現(xiàn)代航空發(fā)動(dòng)機(jī)性能的不斷提升，越來越多先進(jìn)的氣動(dòng)性能和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)技術(shù)在發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中得到應(yīng)用，因此對(duì)先進(jìn)設(shè)計(jì)技術(shù)的應(yīng)用和驗(yàn)證研究工作的重要性就越來越突出。美國從1959年就啟動(dòng)了ATEGG等預(yù)先研究工作，其第3代戰(zhàn)斗機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)在預(yù)研計(jì)劃的支持下，型號(hào)工程研制階段時(shí)間大都在5 a左右，加上驗(yàn)證機(jī)的總研制周期不超過10 a。俄羅斯則由于預(yù)研和驗(yàn)證工作不夠充分，研制過程中的問題較多，導(dǎo)致研制周期較長，使得整個(gè)研制時(shí)間較美國的長3-5 a。而中國的航空發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)技術(shù)基礎(chǔ)相對(duì)薄弱，若要趕超先進(jìn)實(shí)現(xiàn)跨越式發(fā)展，則對(duì)先進(jìn)設(shè)計(jì)技術(shù)的預(yù)研和驗(yàn)證工作就顯得尤為重要。

本文針對(duì)某新型高壓渦輪葉片設(shè)計(jì)了1套氣動(dòng)性能試驗(yàn)件，試驗(yàn)件中所用渦輪葉片是利用最新的葉片造型方法設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)性能指標(biāo)先進(jìn)，希望通過模擬試驗(yàn)來換算出該葉片的實(shí)際效率指標(biāo)，對(duì)該葉片氣動(dòng)設(shè)計(jì)技術(shù)和造型程序進(jìn)行驗(yàn)證，為該設(shè)計(jì)方法和程序在未來高推重比發(fā)動(dòng)機(jī)上的應(yīng)用提供依據(jù)。

1 渦輪性能試驗(yàn)件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 試驗(yàn)原理介紹

本試驗(yàn)件適用于暫沖式渦輪性能模擬試驗(yàn)臺(tái)，試驗(yàn)來流氣體溫度略高于常溫，試驗(yàn)壓力和轉(zhuǎn)速根據(jù)相似準(zhǔn)則換算得出，其試驗(yàn)測(cè)試參數(shù)均在瞬間內(nèi)完成采集，試驗(yàn)原理如圖1所示。

圖1 試驗(yàn)原理

試驗(yàn)前關(guān)閉高速進(jìn)氣閥，將儲(chǔ)氣罐內(nèi)氣體壓縮到某試驗(yàn)狀態(tài)點(diǎn)所需壓力，同時(shí)利用真空泵將試驗(yàn)件流道和排氣罐內(nèi)部抽真空，用電動(dòng)機(jī)將試驗(yàn)件轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)到試驗(yàn)設(shè)計(jì)點(diǎn)所需轉(zhuǎn)速，在真空狀態(tài)下試驗(yàn)件轉(zhuǎn)動(dòng)阻力小，便于維持運(yùn)轉(zhuǎn)和調(diào)整試驗(yàn)件進(jìn)出口膨脹比。

試驗(yàn)時(shí)關(guān)閉電動(dòng)機(jī)，與此同時(shí)在瞬間打開高速進(jìn)氣閥，利用儲(chǔ)氣罐內(nèi)高壓氣體短時(shí)間沖擊渦輪作功，此時(shí)的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)換為測(cè)功器，用于測(cè)量渦輪功率。在試驗(yàn)件上設(shè)計(jì)了轉(zhuǎn)速、總壓和靜壓測(cè)試點(diǎn)，用于測(cè)試試驗(yàn)件工作中各參數(shù)的變化。每個(gè)試驗(yàn)狀態(tài)點(diǎn)的持續(xù)時(shí)間僅為3 s，壓力測(cè)試選用高頻設(shè)備可以在幾秒鐘內(nèi)測(cè)出上百個(gè)數(shù)據(jù)，結(jié)果分析時(shí)取試驗(yàn)穩(wěn)定狀態(tài)中間400 ms內(nèi)數(shù)據(jù)。

1.2 試驗(yàn)件總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

渦輪性能試驗(yàn)件總體上可以分為試驗(yàn)段和排氣段2部分，通過安裝邊上周向32個(gè)螺栓聯(lián)接固定，采用止口形式定心，軸向配合面上設(shè)計(jì)2道環(huán)形封嚴(yán)槽，封嚴(yán)槽內(nèi)安裝膠圈防止漏氣。安裝邊上設(shè)計(jì)吊耳，便于試驗(yàn)件的運(yùn)輸、裝配和分解，試驗(yàn)件總體結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 試驗(yàn)件結(jié)構(gòu)

從圖中可見，試驗(yàn)段由靜子和轉(zhuǎn)子2大部件組成，靜子部件中內(nèi)、外機(jī)匣通過支板焊接成同心圓環(huán)結(jié)構(gòu)，外機(jī)匣前安裝邊與儲(chǔ)氣罐出口聯(lián)接，后安裝邊與排氣段機(jī)匣進(jìn)口聯(lián)接。內(nèi)機(jī)匣內(nèi)部安裝2個(gè)環(huán)形支板用于安裝軸承，內(nèi)機(jī)匣出口處利用螺栓安裝導(dǎo)向葉片。

轉(zhuǎn)子部件包含工作葉片、渦輪盤、渦輪軸、平衡盤、封嚴(yán)篦齒環(huán)、測(cè)速齒輪和鎖緊螺母等轉(zhuǎn)動(dòng)部件，通過軸承與靜子部件聯(lián)接。渦輪軸前端設(shè)計(jì)內(nèi)套齒與電動(dòng)測(cè)功一體機(jī)相連，通過套齒來傳遞扭矩。渦輪軸上安裝測(cè)速齒輪，利用測(cè)速齒輪與支板上光學(xué)傳感器的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，可以測(cè)量出轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速。在渦輪軸中間部位安裝軸向力平衡盤，平衡盤與渦輪軸之間通過平鍵保持周向定位并傳遞扭矩，以此保證二者同步旋轉(zhuǎn)。渦輪軸后端與渦輪盤片組件通過螺栓聯(lián)接，利用止口定心。

排氣段主要是內(nèi)、外機(jī)匣通過支板焊接成的同心圓環(huán)結(jié)構(gòu)，其后安裝邊與排氣罐聯(lián)接。在排氣段的進(jìn)口部位設(shè)計(jì)了壓力測(cè)試接口，用于安裝壓力測(cè)試管線來獲取試驗(yàn)壓力數(shù)據(jù)。

靜子部件由于承受載荷較小，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)空間相對(duì)充裕，因此選用價(jià)格低廉、切削加工性能較好的45鋼，加工成形后進(jìn)行發(fā)藍(lán)處理即可起到防銹作用。在轉(zhuǎn)子部件中，用于聯(lián)接渦輪工作葉片和渦輪盤的銷釘所受載荷最大，強(qiáng)度要求最高，因此選用抗氧化性能良好、常溫情況下抗拉強(qiáng)度很高的0Cr17Ni4Cu4Nb材料。其它轉(zhuǎn)動(dòng)部件所受載荷相對(duì)銷釘?shù)男?，因此選用抗氧化性良好、常溫情況下抗拉強(qiáng)度較高的1Cr11Ni2W2MoV材料。

1.3 渦輪盤片聯(lián)接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

在試驗(yàn)件中，在渦輪盤輪緣中間位置設(shè)計(jì)周向環(huán)槽，在工作葉片緣板下方設(shè)計(jì)凸耳，將凸耳插入輪盤環(huán)槽內(nèi)并利用銷釘實(shí)現(xiàn)二者的聯(lián)接與定位，此種聯(lián)接方式加工方便，成本低廉，適合在試驗(yàn)件設(shè)計(jì)中使用。渦輪盤輪緣環(huán)槽與凸耳相配合，其上的銷釘孔為臺(tái)階孔，銷釘只能從環(huán)槽前方插入銷釘孔，防止銷釘從輪盤后端竄出；在輪盤前端安裝擋板，防止銷釘從前端竄出。在拆分葉片時(shí)，先取下前擋板，然后利用細(xì)桿通過小孔將銷釘從環(huán)槽前方推出，最后取出葉片，試驗(yàn)件中渦輪盤與工作葉片的具體聯(lián)接形式如圖3所示。

圖3 盤片聯(lián)接軸承系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

試驗(yàn)件轉(zhuǎn)子通過1個(gè)滾球軸承和滾棒軸承聯(lián)接到靜子部件形成懸臂結(jié)構(gòu)，其中滾球軸承將轉(zhuǎn)子氣動(dòng)軸向載荷和徑向載荷傳遞給靜子部件，滾棒軸承僅傳遞徑向載荷。在試驗(yàn)過程中，轉(zhuǎn)子最大工作轉(zhuǎn)速為6000 r/min，軸承雖然承受著一定的載荷，但其受載時(shí)間很短，因此2個(gè)軸承均未采用航空發(fā)動(dòng)機(jī)上的液體潤滑冷卻方式，而采用油脂進(jìn)行潤滑和冷卻，這樣可以避免復(fù)雜的軸承冷卻供回油系統(tǒng)和油氣密封系統(tǒng)的設(shè)計(jì)工作，極大降低了試驗(yàn)件的設(shè)計(jì)難度和周期，降低試驗(yàn)件的加工成本和試驗(yàn)費(fèi)用。軸承外部設(shè)計(jì)封嚴(yán)篦齒環(huán)，用于降低軸承部位空氣流通速度，防止軸承潤滑脂在氣流作用下產(chǎn)生飛濺，影響軸承冷卻效果。

通過2維有限元計(jì)算可知，在試驗(yàn)最大狀態(tài)點(diǎn)篦齒環(huán)尖部會(huì)產(chǎn)生約0.1mm的徑向變形，考慮到軸承自身存在的0.1mm徑向游隙和零件加工公差，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)將篦齒尖部與外環(huán)之間徑向間隙設(shè)計(jì)為0.2～0.3mm。在試驗(yàn)和裝配過程中，可能發(fā)生篦齒尖部與外環(huán)碰摩的情況，為避免損傷篦齒，外環(huán)內(nèi)部安裝了硬度相對(duì)較低的黃銅環(huán)，黃銅環(huán)與外環(huán)過盈配合，利用組合加工方式達(dá)到設(shè)計(jì)所需尺寸。篦齒環(huán)采用硬度較高的1Cr11Ni2W2MoV材料，軸承系統(tǒng)的具體結(jié)構(gòu)如圖4所示。

圖4 軸承系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

1.4 軸向力平衡結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

在試驗(yàn)過程中，渦輪盤承受較大的向后的氣體軸向載荷，該載荷通過渦輪軸傳遞給滾球軸承。為避免損壞滾球軸承，在進(jìn)氣內(nèi)機(jī)匣內(nèi)部設(shè)計(jì)了平衡盤，其具體結(jié)構(gòu)如圖5所示。

圖5 軸向力平衡結(jié)構(gòu)

在試驗(yàn)時(shí)，一部分高壓氣體通過導(dǎo)向葉片沖擊工作葉片和渦輪盤，產(chǎn)生向后的軸向力；另一部分氣體通過內(nèi)機(jī)匣上均布的通孔進(jìn)入平衡腔對(duì)平衡盤產(chǎn)生向前的軸向力，大大減小了轉(zhuǎn)子向后的軸向力，減輕了滾球軸承的負(fù)擔(dān)。在平衡盤輪緣處設(shè)計(jì)了6道封嚴(yán)篦齒，能夠有效阻止平衡氣體的泄漏，有利于保持平衡盤兩側(cè)的壓差。

1.5 葉尖封嚴(yán)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

渦輪的葉尖與機(jī)匣之間存在著1個(gè)“最佳”徑向間隙值，過大的間隙會(huì)導(dǎo)致葉尖氣流泄漏增大，降低渦輪效率，葉尖間隙每增加葉片長度的1%，渦輪效率約降低1.5%；過小的間隙容易導(dǎo)致葉片與機(jī)匣發(fā)生碰摩，不僅損壞零部件，還會(huì)在試驗(yàn)過程中引起振動(dòng)，影響試驗(yàn)安全。

通過有限元計(jì)算可知，在最大試驗(yàn)狀態(tài)下，渦輪盤的徑向變形為0.3mm，聯(lián)接銷釘?shù)膹澢冃螢?.05mm，葉片的徑向變形為0.15mm，整個(gè)盤片組件的最大徑向變形為0.5mm?？紤]到軸承游隙和加工公差的影響，葉尖間隙設(shè)計(jì)為0.7mm。為降低葉尖泄漏損失，避免葉片的碰摩損壞，在葉尖部位設(shè)計(jì)1個(gè)沿葉型深度為1.5mm的凹槽，在機(jī)匣上設(shè)計(jì)若干個(gè)封嚴(yán)齒，其具體結(jié)構(gòu)如圖6所示。

當(dāng)氣流流過葉片尖部的凹槽時(shí)，會(huì)在凹槽和封嚴(yán)齒內(nèi)旋轉(zhuǎn)流動(dòng)，流阻增大，降低氣體泄漏量。通過CFD計(jì)算可知，在凹槽和封嚴(yán)齒的作用下，葉片氣體泄漏量在試驗(yàn)狀態(tài)下會(huì)降低18%左右，氣體在葉尖的流動(dòng)狀態(tài)如圖7所示。

圖7 葉尖流線

2 試驗(yàn)件強(qiáng)度分析

由于試驗(yàn)件工作轉(zhuǎn)速較高，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中不僅要考慮加工、裝配、潤滑、封嚴(yán)等要求，還要對(duì)試驗(yàn)件的轉(zhuǎn)子部件、葉片和盤片聯(lián)接銷釘進(jìn)行強(qiáng)度分析，利用計(jì)算指引結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，以確保試驗(yàn)的安全進(jìn)行。

2.1 轉(zhuǎn)子部件強(qiáng)度分析

利用有限元軟件ANSYS對(duì)轉(zhuǎn)子部件進(jìn)行強(qiáng)度分析，根據(jù)試驗(yàn)件結(jié)構(gòu)特點(diǎn)建立軸對(duì)稱計(jì)算模型。計(jì)算模型共劃分24168個(gè)4邊形網(wǎng)格，在盤心施加單點(diǎn)軸向約束，在輪緣施加葉片離心力載荷，在模型整體加載角速度載荷，通過計(jì)算可以得到轉(zhuǎn)子的等效應(yīng)力分布，如圖8所示。

圖8 轉(zhuǎn)子等效應(yīng)力分布

2.2 葉片強(qiáng)度分析

根據(jù)葉片模型特點(diǎn)和所受載荷情況，在對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析時(shí)利用UG軟件進(jìn)行3維建模，然后導(dǎo)入ANSYS軟件進(jìn)行加載和計(jì)算。由于葉片尾緣、葉根部位倒圓尺寸較小，網(wǎng)格劃分相對(duì)較細(xì)，整個(gè)模型共劃分354479個(gè)4面體單元。在葉片凸塊上圓孔與銷釘接觸部位施加徑向約束和軸向單點(diǎn)約束，整個(gè)葉片施加角速度載荷，通過計(jì)算可以得到葉片的徑向應(yīng)力分布，如圖9所示。

圖9 葉片徑向應(yīng)力分布

2.3 銷釘強(qiáng)度分析

聯(lián)接渦輪盤和葉片的銷釘在試驗(yàn)過程中承受著巨大的葉片離心載荷，其強(qiáng)度能否滿足設(shè)計(jì)規(guī)范要求直接決定著該結(jié)構(gòu)方案的可行性和試驗(yàn)的安全性。在試驗(yàn)件的方案設(shè)計(jì)階段就要對(duì)銷釘進(jìn)行初步強(qiáng)度預(yù)估，通過幾何尺寸調(diào)整使其強(qiáng)度基本滿足規(guī)范要求，最后在詳細(xì)設(shè)計(jì)階段對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析，確保銷釘安全可靠。

2.3.1 方案設(shè)計(jì)階段強(qiáng)度預(yù)估

在方案設(shè)計(jì)階段，利用理論公式對(duì)銷釘進(jìn)行強(qiáng)度預(yù)估，此法比較準(zhǔn)確且便于修改迭代，能有效節(jié)省設(shè)計(jì)時(shí)間。在計(jì)算中假設(shè)輪盤輪緣銷釘孔為通孔，取葉片凸耳中心線為Y軸，銷釘孔中心線為X軸，假設(shè)由葉片凸耳和輪緣耳環(huán)作用在銷釘上的載荷呈三角形分布，具體模型如圖10所示。在X=0和X=l1+l2截面處銷釘所受載荷為零，在剪切面即X=l1和X=-l1處銷釘所受載荷達(dá)到最大值。

圖10 銷釘載荷分布

在計(jì)算中認(rèn)為每個(gè)輪緣耳環(huán)所承受的載荷為

式中：Cl為整個(gè)葉片的離心力；Cf為銷釘離心力。

銷釘最大彎矩（X=0截面）

式中：l1為葉片凸耳軸向長度的一半；l2為輪緣耳環(huán)厚度。

銷釘最大彎曲應(yīng)力（X=0截面）為

式中：W為銷釘截面抗彎截面系數(shù)。

銷釘最大剪切應(yīng)力為

銷釘平均剪切應(yīng)力為

式中：d為銷釘直徑。

2.3.2 詳細(xì)設(shè)計(jì)階段強(qiáng)度分析

在試驗(yàn)件詳細(xì)設(shè)計(jì)階段，采用有限元法對(duì)銷釘進(jìn)行3維強(qiáng)度分析，便于了解其應(yīng)力分布與變形情況。根據(jù)其結(jié)構(gòu)和受力特點(diǎn)，取單個(gè)銷釘以及與其接觸的葉片、輪盤的相關(guān)部位建立3維有限元模型，采用6面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，有限元模型如圖11所示。

圖11 銷釘有限元模型

圖12 銷釘彎曲應(yīng)力

圖13 最大彎曲應(yīng)力截面應(yīng)力分布

圖14 最大剪切應(yīng)力截面應(yīng)力分布

3 結(jié)論

在完成了試驗(yàn)件的加工以后，對(duì)轉(zhuǎn)子部件進(jìn)行動(dòng)平衡，平衡精度滿足要求后完成總體裝配和試驗(yàn)前調(diào)試。根據(jù)相似原理，整個(gè)試驗(yàn)過程包括0.7、0.8、0.9、1.0（設(shè)計(jì)狀態(tài)點(diǎn)）和1.1 5個(gè)模擬狀態(tài)，在試驗(yàn)件穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)階段多次錄取性能參數(shù)并進(jìn)行數(shù)據(jù)處理。通過試驗(yàn)數(shù)據(jù)和計(jì)算結(jié)果對(duì)比可以得到如下結(jié)論：

（1）在設(shè)計(jì)狀態(tài)點(diǎn)，渦輪試驗(yàn)效率達(dá)到88.7%，較理論計(jì)算值低0.3%，表明試驗(yàn)件流道部分設(shè)計(jì)合理，氣體泄漏量較小，葉尖防泄漏結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)效果較好。

（2）試驗(yàn)件經(jīng)過多次試驗(yàn)未出現(xiàn)故障，表明聯(lián)接銷釘、軸承潤滑密封和平衡盤等部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，強(qiáng)度評(píng)估比較準(zhǔn)確。

（3）試驗(yàn)件加工、裝配周期較短，成本較低，能夠滿足試驗(yàn)研究的需要，可以為今后的預(yù)研工作提供參考。

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（編輯：張寶玲）

Structural Design of a Turbine Performance Rig

LUAN Yong-xian，ZHAO Guang-dian
（AVIC Shenyang Engine Design and Research Institute，Shenyang 110015，China）

In order to verify the efficiency of a new turbine,a turbine performance rig was designed.The test principle，detailed structure and primary component materials were introduced，the approach to balance the axial force，lubricate the bearings and the seal structures were illustrated.The strength of the rotor and blade was analyzed by FEA(Finite Element Analysis)method.The strength of the pin between disk and blade was calculated by numerical and FEA methods.The structure of anti-leaking upon the blade tip was designed and the calculation of the fluid was accomplished.The calculation and performance test show that the structure of the turbine performance rig can meet the demand of assembly and strength，the anti-leaking structure upon the blade is suitable，the turbine experimental efficiency is consistent with the theoretic result.

turbine;rig;structural design;FEA;strength calculation;aereoengine

V 231.91

A

10.13477/j.cnki.aeroengine.2015.05.002

2014-11-27 基金項(xiàng)目：航空動(dòng)力基礎(chǔ)研究項(xiàng)目資助

欒永先（1982），男，碩士，工程師，主要從事渦輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)工作；E-mail：362169764@qq.com。

欒永先，趙光電.某渦輪性能試驗(yàn)件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[J].航空發(fā)動(dòng)機(jī)，2015，41（5）：8-13.LUAN Yongxian，ZHAO Guangdian. Structural design ofa turbine performance rig[J].Aeroengine，2015，41（5）：8- 13.