h100kW壓氣機(jī)離心葉輪優(yōu)化設(shè)計(jì)

脫燁/中航工業(yè)哈爾濱東安發(fā)動(dòng)機(jī)（集團(tuán)）有限公司

h100kW壓氣機(jī)離心葉輪優(yōu)化設(shè)計(jì)

脫燁/中航工業(yè)哈爾濱東安發(fā)動(dòng)機(jī)（集團(tuán)）有限公司

通過對(duì)設(shè)計(jì)的100kW壓氣機(jī)離心葉輪進(jìn)行強(qiáng)度校核時(shí)，發(fā)現(xiàn)其結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度都存在一定的問題。我們采用在輪盤背部挖導(dǎo)力錐和調(diào)整離心葉輪中心與葉輪支撐中心相對(duì)位置的方法，來降低葉輪強(qiáng)度。又改變其原有的結(jié)構(gòu)形式和材料。對(duì)優(yōu)化后的設(shè)計(jì)分別進(jìn)行靜強(qiáng)度和動(dòng)強(qiáng)度分析。優(yōu)化后的設(shè)計(jì)能夠滿足結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度要求。

離心葉輪；導(dǎo)力錐；強(qiáng)度分析；模態(tài)分析

一、緒論

100kW壓氣機(jī)是“十一五”國(guó)家863計(jì)劃微型燃?xì)廨啓C(jī)重點(diǎn)項(xiàng)目“100kW級(jí)微型燃?xì)廨啓C(jī)及其供能系統(tǒng)”的主要研究?jī)?nèi)容之一。其設(shè)計(jì)要求是，離心壓氣機(jī)流量為1.12kg/s，增壓比為3.34，效率不低于77%，并要滿足一定的喘振裕度。在驗(yàn)證100kW壓氣機(jī)離心葉輪能否安全可靠運(yùn)行的時(shí)候，發(fā)現(xiàn)其在工作轉(zhuǎn)速（45000rpm）和超轉(zhuǎn)速（54000rpm）下，結(jié)構(gòu)與強(qiáng)度都存在一定的問題。因此我們對(duì)離心葉輪進(jìn)行了一系列的優(yōu)化，對(duì)每一種優(yōu)化都做了強(qiáng)度與可靠性的分析計(jì)算，得出最終的設(shè)計(jì)方案。

二、最初設(shè)計(jì)的100kW壓氣機(jī)離心葉輪

最初設(shè)計(jì)的100kW壓氣機(jī)離心葉輪的結(jié)構(gòu)形式是葉輪的內(nèi)孔裝有軸套，并采用過盈形式裝配。在葉輪的前后端面分別用銷子固定住葉輪與軸套。葉輪材料為2618A，軸套為 40CrNi M oA，銷子為38CrA，通過強(qiáng)度計(jì)算，得到葉輪最大應(yīng)力（745.3M Pa）遠(yuǎn)大于其屈服極限（340M Pa）和斷裂極限（410M Pa）。葉輪軸套孔與軸套脫開，不能滿足工作要求。我們需要對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

三、分析影響離心葉輪強(qiáng)度的因素

從計(jì)算結(jié)果看，在葉輪與軸套配合處加銷子的做法意義不大。因?yàn)槿~輪與軸套的材料不同，在受離心載荷作用下，葉輪的變形量遠(yuǎn)大于軸套的變形量，配合的過盈量又不夠，工作時(shí)銷子受較大的剪切力，容易被剪斷。且在銷孔處有很大的應(yīng)力集中，葉輪將被破壞。所以我們要取消銷子的結(jié)構(gòu)。

離心葉輪采用的材料是鋁合金2618A，在超轉(zhuǎn)速試驗(yàn)時(shí)最大等效應(yīng)力計(jì)算值大于材料許用應(yīng)力值，材料強(qiáng)度不能夠滿足要求。

葉輪流道是經(jīng)過氣動(dòng)設(shè)計(jì)確定的，葉片形式不能更改，因此結(jié)構(gòu)優(yōu)化的焦點(diǎn)就放在輪盤上。我們從改變?nèi)~輪質(zhì)心著手，通過在輪盤背部挖“導(dǎo)力錐”的方法改進(jìn)葉輪輪盤結(jié)構(gòu)降低葉輪應(yīng)力。

基于離心葉輪的輪轂形狀和葉片形式（有11個(gè)長(zhǎng)葉片和11個(gè)短葉片）使得葉輪的質(zhì)心位置偏向后端。所以我們想到在輪盤背部挖“導(dǎo)力錐”使質(zhì)心位置前移。這樣可以將離心應(yīng)力引導(dǎo)向前，使輪盤前端材料也承擔(dān)拉壓應(yīng)力。我們嘗試了多種挖導(dǎo)力錐的方法，使質(zhì)心在盡量前移的同時(shí)，葉輪的整體強(qiáng)度還能滿足要求。我們對(duì)多種嘗試的模型進(jìn)行計(jì)算，得到的結(jié)果中，最為滿意的是：葉輪最大應(yīng)力為393.9M Pa，位置在輪盤凸臺(tái)倒角處。葉輪軸套孔最大徑向位移為0.081m m，位置在軸套孔內(nèi)表面。葉輪位移最大值為0.772m m，位置在輪盤外緣。此時(shí)葉輪的質(zhì)心為比原來的3m m，即葉輪的質(zhì)心向輪盤支撐部分的中心靠近了。

由計(jì)算結(jié)果看出，在輪盤背部挖導(dǎo)力錐確實(shí)降低了葉輪應(yīng)力，但葉輪所受的最大應(yīng)力仍然大于材料的屈服極限。且葉輪軸套孔的徑向位移量仍然很大，在超轉(zhuǎn)試驗(yàn)時(shí)，葉輪與軸套依然存在脫開的可能。

挖導(dǎo)力錐使葉輪質(zhì)量減小的因素不可忽略，而且僅僅挖導(dǎo)力錐改變?nèi)~輪質(zhì)心的幅度太小，很難清晰看出單純改變?nèi)~輪質(zhì)心與輪盤支撐中心相對(duì)位置的效果。所以調(diào)整輪盤支撐部分結(jié)構(gòu)是另一種改進(jìn)輪盤的方法，其思路是改變支撐中心坐標(biāo)，達(dá)到支撐中心靠近葉輪質(zhì)心的目的。這種想法頗具逆向思維的風(fēng)格，在不減小質(zhì)量的前提下，極大的縮小質(zhì)心與葉輪支撐中心的距離，并且排除了質(zhì)量變化對(duì)葉輪應(yīng)力的影響。將輪盤背部挖掉的部分補(bǔ)到輪盤前端的輪盤型線上。

四、改進(jìn)優(yōu)化后的離心葉輪

對(duì)原葉輪結(jié)構(gòu)做了一系列的改進(jìn)，包括取消銷子結(jié)構(gòu)、在輪盤背部挖導(dǎo)力錐、調(diào)整輪盤支撐部分結(jié)構(gòu)等。這些改進(jìn)都有效的降低了葉輪應(yīng)力，但由于材料不同，離心葉輪的變形量遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于軸套的變形量?？紤]到裝配時(shí)的可行性，二者之間的過盈量又不能太大。所以在高轉(zhuǎn)速工作條件下，葉輪與軸套有脫開的可能。

綜上考慮，我們將取消軸套的結(jié)構(gòu)，使葉輪與軸套成為一體。原葉輪的材料是鋁合金，軸套的材料是不銹鋼。二者合二為一后，選用了鈦合金作為整個(gè)離心葉輪的材料。

對(duì)整體式的葉輪進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，得到的最大應(yīng)力及變形量均能滿足設(shè)計(jì)要求。

五、結(jié)論

通過對(duì)原設(shè)計(jì)的100kW壓氣機(jī)離心葉輪的強(qiáng)度進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)其結(jié)構(gòu)存在一定的問題，不能滿足強(qiáng)度可靠性要求所以需要我們對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化。由于葉片形式是由氣動(dòng)設(shè)計(jì)給出的，不能改變，那么改進(jìn)的焦點(diǎn)就放在葉輪的輪盤上。

我們采用調(diào)整葉輪質(zhì)心與輪盤支撐中心的方法，對(duì)葉輪進(jìn)行改進(jìn)。在葉輪背部挖導(dǎo)力錐，將去掉的質(zhì)量加到輪盤前端的輪盤型線上，使支撐中心靠近葉輪質(zhì)心。我們嘗試了多種方案，進(jìn)行了計(jì)算。通過計(jì)算的結(jié)果看，我們采取的方法是可行有效的，大大的降低了葉輪的應(yīng)力。但其受到的最大應(yīng)力仍然大于材料的屈服極限，且葉輪與軸套在工作中有脫開的危險(xiǎn)。所以我們?nèi)∠N子和軸套將葉輪設(shè)計(jì)成整體式的。選用的材料通過比較最終確定為鈦合金。對(duì)改進(jìn)后的葉輪在工作轉(zhuǎn)速和超轉(zhuǎn)速下分別做了強(qiáng)度計(jì)算，分析其應(yīng)力和變形。又對(duì)葉輪和葉片分別做了模態(tài)分析，最后得出結(jié)論，改進(jìn)后的葉輪在靜強(qiáng)度和動(dòng)強(qiáng)度方面都滿足設(shè)計(jì)要求。

【1】童榴生，離心式壓縮機(jī)葉輪的結(jié)構(gòu)與應(yīng)力，風(fēng)機(jī)技術(shù)1998.

【2】席光，郭常青，離心葉輪的應(yīng)力數(shù)值分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化，流體機(jī)械2004.

【3】徐芝綸、彈性力學(xué).北京：人民教育出版社，1979.

【4】宋永，精通ANSYS7.0有限元分析.清華大學(xué)出版社，2003.