陳英濤，艾延廷，張?jiān)七_(dá)

(沈陽(yáng)航空航天大學(xué)遼寧省航空推進(jìn)系統(tǒng)先進(jìn)測(cè)試技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，沈陽(yáng)110034)

1 引言

渦輪組件是燃?xì)廨啓C(jī)的重要承力構(gòu)件和功率輸出部件，其結(jié)構(gòu)有單級(jí)和多級(jí)。目前，對(duì)于多級(jí)盤(pán)的渦輪組件，基本上是通過(guò)螺栓方式進(jìn)行連接，其優(yōu)勢(shì)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本較低，便于拆裝。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)螺栓連接進(jìn)行過(guò)大量研究[1-3]，但重點(diǎn)集中在螺栓本體，包括螺栓的動(dòng)靜強(qiáng)度、疲勞、螺栓預(yù)緊力、加載順序等。就螺栓連接方式對(duì)連接對(duì)象的影響——特別是靜力學(xué)特性的影響，卻少有學(xué)者深入研究。螺栓連接的實(shí)質(zhì)是通過(guò)螺栓施加一定的預(yù)緊力來(lái)實(shí)現(xiàn)構(gòu)件的連接。預(yù)緊力大小將直接影響結(jié)構(gòu)件的連接效果，更會(huì)給連接對(duì)象帶來(lái)附加載荷。這種附加載荷究竟多大，以及對(duì)連接對(duì)象靜力學(xué)特性的影響程度，是一個(gè)值得探究的問(wèn)題。本文以某型燃機(jī)渦輪盤(pán)為研究對(duì)象，通過(guò)有限元仿真方法，分析了螺栓預(yù)緊力大小對(duì)渦輪盤(pán)靜力學(xué)特性的影響，以期為研究渦輪盤(pán)可靠性提供理論依據(jù)。

2 渦輪盤(pán)計(jì)算模型

研究對(duì)象為某型燃?xì)廨啓C(jī)渦輪組件。該渦輪組件由兩級(jí)渦輪盤(pán)組成，盤(pán)-盤(pán)間通過(guò)端齒嚙合傳扭，并由長(zhǎng)螺栓實(shí)現(xiàn)連接。每級(jí)盤(pán)的葉片數(shù)均為96，螺栓連接孔數(shù)為16?？紤]到渦輪組件的對(duì)稱性，取渦輪盤(pán)1/16扇形區(qū)進(jìn)行建模。圖1為渦輪盤(pán)1/16扇形區(qū)模型[4]。

圖1 渦輪盤(pán)1/16扇形區(qū)模型Fig.1 The 1/16 sector model of turbine disk

3 靜強(qiáng)度分析

利用ANSYS workbench17.0對(duì)渦輪盤(pán)結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜強(qiáng)度分析。

3.1 網(wǎng)格劃分

采用GIBET軟件對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分?？紤]到輪盤(pán)結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，為了能夠劃分六面體單元，對(duì)渦輪盤(pán)的實(shí)體幾何模型進(jìn)行了分割。將渦輪從輪緣以榫槽部分至中心孔軸頸處分割為16個(gè)個(gè)體，生成的網(wǎng)格以六面體網(wǎng)格為主；對(duì)螺栓連接部分采用加密的四面體網(wǎng)格[5]，渦輪盤(pán)網(wǎng)格單元數(shù)為19 782，節(jié)點(diǎn)數(shù)為57 206。圖2示出了渦輪盤(pán)的網(wǎng)格劃分。

3.2 材料參數(shù)

渦輪盤(pán)采用GH4169鎳基高溫合金，具有良好的抗疲勞、抗輻射、抗氧化、耐腐蝕性能。材料密度為 8.24 g/cm3，彈性模量為 205 GPa、泊松比為 0.3、屈服強(qiáng)度為1 220 MPa。

3.3 載荷及邊界

渦輪盤(pán)工作中最主要的載荷是葉片離心力載荷。為簡(jiǎn)化計(jì)算模型，將葉片離心力以載荷的形式施加在與渦輪盤(pán)相接觸的榫槽面上。離心力計(jì)算公式為：

圖2 渦輪盤(pán)的網(wǎng)格劃分Fig.2 Meshing of turbine disk

式中：m為葉片質(zhì)量，ω為角速度，r為葉片質(zhì)心到旋轉(zhuǎn)軸的距離。

根據(jù)葉片參數(shù)，葉片與渦輪盤(pán)的連接屬于樅樹(shù)型榫頭連接，共有3對(duì)榫齒接觸，每對(duì)榫齒的接觸面積分別為S1、S2、S3，且接觸面與水平方向的夾角為37.5h。渦輪盤(pán)的工作轉(zhuǎn)速為4 700 r/min。本文選取的分析轉(zhuǎn)速為3 000、4 700、5 000 r/min。三種速度下，各個(gè)齒面上受到的壓力分別為71.3、175.2、198.2 MPa。

渦輪盤(pán)連接螺栓長(zhǎng)600 mm，直徑20 mm，質(zhì)量2.67 kg，距軸心距離150 mm，裝配預(yù)緊力為41 300 N，強(qiáng)度等級(jí)5.6級(jí)。為了更好地研究預(yù)緊力對(duì)渦輪盤(pán)靜力學(xué)特性的影響，根據(jù)《螺栓連接預(yù)緊力施加標(biāo)準(zhǔn)》，直徑20 mm螺栓允許施加預(yù)緊力范圍為31 900～195 000 N。在該范圍內(nèi)選擇最小預(yù)緊力31 900 N、最大預(yù)緊力195 000 N及裝配預(yù)緊力41 300 N三個(gè)較典型的預(yù)緊力作為研究狀態(tài)[6]。

采用柱坐標(biāo)系。對(duì)1/16渦輪盤(pán)扇形區(qū)進(jìn)行分析，模型側(cè)端面施加循環(huán)對(duì)稱約束，以保證模型的整體性和周期性。對(duì)渦輪盤(pán)中心孔施加位移約束。由于渦輪盤(pán)前后都有連接部件使其軸向位置固定，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)渦輪盤(pán)的X方向進(jìn)行固結(jié)約束，Y、Z方向則無(wú)約束[7]。

4 計(jì)算結(jié)果

為研究螺栓連接對(duì)動(dòng)力渦輪盤(pán)應(yīng)力分布的影響，模擬了兩種情況：無(wú)螺栓連接時(shí)，不同轉(zhuǎn)速下渦輪盤(pán)的應(yīng)力分布；有螺栓連接時(shí)，不同轉(zhuǎn)速和不同預(yù)緊力下渦輪盤(pán)的應(yīng)力分布[8-10]。

圖3給出了無(wú)螺栓連接時(shí)不同轉(zhuǎn)速下渦輪盤(pán)的應(yīng)力分布。如圖所示，轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)，最大應(yīng)力257 MPa，位置在螺栓孔處；轉(zhuǎn)速為4 700 r/min時(shí)，最大應(yīng)力632 MPa，位置在螺栓孔處；轉(zhuǎn)速為5 000 r/min時(shí)，最大應(yīng)力715 MPa，位置在螺栓孔處。

圖3 無(wú)螺栓連接時(shí)不同轉(zhuǎn)速下渦輪盤(pán)的應(yīng)力分布Fig.3 Stress distribution of boltless-connected turbine disk at different speeds

如果不采用螺栓連接方式，取消螺栓孔設(shè)計(jì)，渦輪盤(pán)在3 000 r/min時(shí)的應(yīng)力如圖4所示。表1列出了三種轉(zhuǎn)速條件下開(kāi)孔和不開(kāi)孔渦輪盤(pán)最大應(yīng)力值和位置。分析表1可知，如采用螺栓連接方式，在盤(pán)上開(kāi)螺栓孔，雖然減輕了渦輪盤(pán)的本體質(zhì)量，但是造成了輪盤(pán)最大應(yīng)力變大，且位置也發(fā)生改變，出現(xiàn)在螺栓孔處，而不是在渦輪盤(pán)的榫槽位置。

圖4 無(wú)螺栓孔渦輪盤(pán)的最大應(yīng)力云圖Fig.4 Maximum stress distribution of turbine disk without bolt hole

表1 無(wú)螺栓連接渦輪盤(pán)的最大應(yīng)力及位置Table 1 The maximum stress and location of boltless-connected turbine disk

圖5給出了有螺栓連接、轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)不同螺栓預(yù)緊力下渦輪盤(pán)的應(yīng)力分布。由圖可看出，隨著預(yù)緊力增大，渦輪盤(pán)的最大應(yīng)力也隨之增大。表2統(tǒng)計(jì)了不同轉(zhuǎn)速、不同預(yù)緊力作用下渦輪盤(pán)的最大應(yīng)力及其位置。通過(guò)表2可發(fā)現(xiàn)，螺栓連接的預(yù)緊力將改變渦輪盤(pán)的應(yīng)力情況。同一轉(zhuǎn)速下，預(yù)緊力越大，渦輪盤(pán)的最大應(yīng)力越大。但在預(yù)緊力水平較低時(shí)，渦輪盤(pán)最大應(yīng)力增量不明顯。因此，在確保螺栓連接可靠性及剛度的前提下，應(yīng)盡可能把渦輪盤(pán)預(yù)緊力控制在較低范圍，以保證實(shí)際裝配過(guò)程中，不會(huì)因?yàn)樗┘拥念A(yù)緊力大小波動(dòng)而造成渦輪盤(pán)局部產(chǎn)生較大的應(yīng)力集中。

5 結(jié)論

(1)螺栓連接方式減輕了渦輪盤(pán)的本體質(zhì)量，但使輪盤(pán)最大應(yīng)力變大，且位置也發(fā)生了改變，最大應(yīng)力集中在螺栓孔處。

(2)同一轉(zhuǎn)速下，預(yù)緊力越大，渦輪盤(pán)的最大應(yīng)力越大。但在預(yù)緊力水平較低的情況下，渦輪盤(pán)最大應(yīng)力增量不明顯。

圖5 有螺栓連接時(shí)不同預(yù)緊力下渦輪盤(pán)的應(yīng)力分布Fig.5 Stress distribution of bolt-connected turbine disk under different preload

(3)螺栓連接預(yù)緊力是影響渦輪盤(pán)靜力學(xué)特性的一個(gè)因素。渦輪組件設(shè)計(jì)過(guò)程中采用螺栓連接方式時(shí)，應(yīng)該考慮螺栓連接對(duì)渦輪盤(pán)靜力學(xué)特性的影響。在保證可靠的連接強(qiáng)度和連接剛度前提下，不要隨意調(diào)高螺栓預(yù)緊力，避免給渦輪盤(pán)帶來(lái)額外載荷，影響整個(gè)渦輪盤(pán)組件強(qiáng)度。

表2 不同轉(zhuǎn)速和預(yù)緊力下渦輪盤(pán)的最大應(yīng)力及位置Table 2 The maximum stress and location of turbine disk under different rotational speed and preload