徐升，李艷軍，劉旭峰

（中國航發(fā)沈陽發(fā)動機研究所，沈陽 110015）

0 引言

燃機試車臺是對燃機進行綜合試驗研究和生產試車的重要設施[1]。根據燃機的研制要求，從燃機設計開始到最后生產交付至部隊使用，需要開展大量的試驗試車工作[2]。排氣系統(tǒng)是燃機試車臺的重要組成部分，其主要作用是將燃機的排氣輸送到消音間內，經過消音間內的消音器降噪后，排放到大氣之中。

排氣消音筒是排氣系統(tǒng)的組成部分，其主要作用是對燃機排氣進行降速擴壓，再通過開孔筒體對排氣進行初步降噪后，排放到消音間內。

在燃機試運行期間，某試車臺排氣消音筒發(fā)生相對排氣中心線向上彎曲的現象，導致滑動支架[3-4]垂向限位墊圈發(fā)生彎曲破壞。本文對該問題開展研究分析并提出相應的解決方案。

1 問題分析

1.1 問題原因

排氣消音筒（如圖1）由排氣擴壓段、前消音筒、后消音筒3個部分組成，三者為法蘭連接。排氣擴壓段與前側的過渡段（圖中未示出）之間為插口式結構，無剛性連接。排氣消音筒為三點式支撐，固定支架設置在試驗間內，兩套滑動支架設置在消音間內。

圖1 排氣消音筒及支撐結構

在燃機試運行期間，消音間的環(huán)境溫度高于試驗間的環(huán)境溫度，滑動支撐相對固定支撐產生垂向位移。同時，在滑動支架Ⅰ使消音筒發(fā)生彎曲變形，導致滑動支架II與消音筒分離，垂向限位墊圈發(fā)生彎曲破壞。

但是燃機試運行期間，工作狀態(tài)為低負荷工況，未能完全突顯出其危害程度，需要在高負荷工況下進一步評估熱變形對固定支撐處的影響。

1.2 熱脹量計算

通過1.1節(jié)可知，在消音間內設置兩處滑動支撐，遠離固定支架的滑動支架不起支撐作用，為了保證排氣消音筒均勻受力，將兩點支撐改為一點支撐，如圖2所示。

圖2 熱脹量計算示意圖

根據熱脹量計算公式[5]，計算滑動支架II（圖2中A點）處于高負荷工況下的垂向熱脹量：

式中：Δl為熱脹量，mm；α為線脹系數，℃-1；l為長度，mm；T2為排氣溫度，℃；T1為室溫，℃。

1.3 固定支撐應力分析

采用ANSYS Workbench分析計算排氣消音筒固定支架受到的彎曲應力。計算模型及邊界條件如圖3所示。

圖3 計算模型及邊界條件

固定支架施加固定約束，滑動支架施加垂向51 mm的位移約束，對消音筒整體施加重力。

排氣消音筒與固定支架連接處的應力云圖如圖4所示。在排氣消音筒與固定支架連接附近的多處應力值均超過材料的許用

圖4 排氣消音筒與固定支架連接處的應力云圖

值，不滿足強度要求。燃機試運行期間，燃機處于低負荷工況狀態(tài)，排氣擴壓段與固定支架連接處的彎曲應力未對結構產生破壞，但根據分析，高負荷工況狀態(tài)下，此處的彎曲應力將會對結構產生破壞。

1.4 螺栓組受力分析

通過1.3節(jié)的計算結果可提取出固定支架的彎矩為M＝9.76×105N·m，用于校核固定支架的連接螺栓組。

式中：Fmax為螺栓最大受力，N；Lmax為螺栓距形心最大距離，m；Li為第i個螺栓距形心的距離，m。

螺栓規(guī)格為GB/T 5781 M30×80，性能等級為4.8級，螺栓的保證載荷為174 000 N＜1 015 040 N。

由于螺栓的保證載荷遠遠小于螺栓最大載荷，對比排氣消音筒與固定支架連接處的應力與許用應力，可初步判斷，在管道熱脹過程中，螺栓組會先于排氣消音筒失效。

2 改進方案

通過前述分析，排氣消音筒與固定支架連接處應力超出許用應力，固定支架螺栓組最大受力大于螺栓的保證載荷，為保證結構的安全，需對其進行改進設計。

2.1 改進方案一

改進方案一是通過增加固定支架連接螺栓數量、提高螺栓規(guī)格和性能等級，并且通過補強排氣消音筒和固定支架的連接部位，以抵抗彎曲應力的作用。

將螺栓數量由8個增加到12個，將螺栓規(guī)格和性能等級提高為GB/T 5781 M36×80，性能等級10.9級，對螺栓組進行校核計算，螺栓最大受力為605 632 N＜678 000 N（螺栓保證載荷），滿足強度要求。

對于排氣消音筒和固定支架連接部位提出4種補強方案，分別為增加固定支架弧板尺寸，增加固定支架弧板厚度，增加固定支架立筋厚度，增加排氣擴壓段厚度，如圖5所示。

圖5 改進方案一

按照1.2節(jié)的方法對補強后的結構進行強度分析，應力云圖如圖6所示。從云圖可以觀察到，通過采用各種補強手段，排氣消音筒和固定支架連接處的應力均得到了改善，其中，增加排氣擴壓段壁厚的補強效果最為明顯，但即便采用該種補強形式，連接部位的應力仍然超出材料的許用值。

圖6 改進方案一應力云圖

2.2 改進方案二

改進方案二是將固定支架替換為鉸鏈式結構，徹底消除該處的彎曲應力。

改進方案二（如圖7～圖9）取消原有的固定支架上支架，在排氣擴壓段下部焊接叉耳，與叉耳座通過銷軸連接在一起。當排氣消音筒因為消音間支架沿垂向熱脹而抬升過程中，消音筒可繞著銷軸中心線旋轉，不會在排氣擴壓段上產生彎曲應力。

圖7 排氣消音筒及支撐結構（改進方案二）

圖8 固定支架（鉸鏈式）

圖9 叉耳組件

利用仿真軟件分別對排氣擴壓段、銷軸和叉耳座進行強度分析，應力云圖如圖10～圖12所示，排氣擴壓段、銷軸和叉耳座最大應力均小于材料許用應力，滿足強度要求。

圖10 錐段叉耳周邊應力云圖

圖11 叉耳座應力云圖

圖12 銷軸應力云圖

由于只設置一套滑動支架，消音間支架的載荷分布較兩套滑動支架會發(fā)生變化，因此，利用ANSYS Workbench對其進行強度校核，最大應力為16.5 MPa，滿足強度要求，如圖13所示。

圖13 消音間支架應力云圖

2.3 方案對比分析

改進方案一是通過補強結構的方式抵抗固定支架上的彎曲應力。該方案的主要內容是將排氣消音筒改為兩點支撐，撤除滑動支架Ⅰ，對排氣擴壓段與固定支架連接處進行局部補強，增加固定支架連接螺栓的數量和性能等級。改進后，經強度分析，排氣擴壓段與固定支架連接處仍不符合強度要求。

改進方案二是通過將固定支架改成鉸鏈式結構來消除彎曲應力。該方案的主要內容是將消音筒改為兩點支撐，撤除滑動支架Ⅰ，將固定支架改成鉸鏈式結構。改進后，經強度分析，排氣擴壓段、鉸鏈、固定支架下支架均滿足強度要求。

綜上，采用改進方案二來改造排氣消音筒。

3 實施效果

按改進方案二開展消音筒固定支架的改造工作，并完成現場安裝（如圖14），順利保障了燃機完成可靠性考核試驗。同時在試驗完成后，通過現場檢查，滑動支架Ⅱ處未發(fā)生垂向限位墊圈的彎曲破壞，固定支架的螺栓連接可靠，排氣擴壓段也未發(fā)生破壞。

圖14 排氣消音筒固定支架（鉸鏈式）實物圖

4 結語

本文介紹了某燃機試車臺排氣消音筒支撐結構在使用過程中存在的問題，詳細分析了排氣消音筒相對中心線向上彎曲的原因及可能產生的后果，提出了用結構補強支撐結構和改換鉸鏈式支撐結構兩種方案，通過對比分析，選取鉸鏈式結構進行改造，實施效果表明，鉸鏈式支撐結構可有效解決該類問題。