燃?xì)廨啓C(jī)周向拉桿轉(zhuǎn)子拉桿應(yīng)力分析和改進(jìn)設(shè)計(jì)

劉昕,袁奇,歐文豪

(1.西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,710049,西安;2.ABB(中國)有限公司,100015,北京)

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燃?xì)廨啓C(jī)周向拉桿轉(zhuǎn)子拉桿應(yīng)力分析和改進(jìn)設(shè)計(jì)

劉昕1,袁奇1,歐文豪2

(1.西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,710049,西安;2.ABB(中國)有限公司,100015,北京)

為優(yōu)化燃?xì)廨啓C(jī)的拉桿組合式轉(zhuǎn)子中拉桿的結(jié)構(gòu),提高轉(zhuǎn)子運(yùn)行安全性,建立了含10根周向均布拉桿的10級輪盤轉(zhuǎn)子模型,設(shè)置了8組拉桿凸肩與拉桿孔的靜態(tài)安裝間隙,采用三維接觸非線性有限元方法分析了拉桿應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速、凸肩靜態(tài)安裝間隙量的變化關(guān)系。在此基礎(chǔ)上,比較了相同間隙量下凸肩數(shù)等跨距加倍和不等跨距加倍對降低拉桿應(yīng)力的效果,進(jìn)一步研究了各凸肩等跨距時跨距變化對拉桿應(yīng)力的影響。結(jié)果表明:拉桿凸肩與拉桿孔的靜態(tài)安裝間隙量不影響拉桿在正常工作狀態(tài)下的應(yīng)力,但是影響轉(zhuǎn)子升速時拉桿最大應(yīng)力;隨著轉(zhuǎn)速升高,拉桿最大應(yīng)力在不同的轉(zhuǎn)速區(qū)域內(nèi)存在特定變化規(guī)律;增加凸肩數(shù)、減小凸肩跨距能夠有效減小拉桿最大應(yīng)力,與不等跨距增加拉桿凸肩數(shù)的改進(jìn)方案相比,等跨距方案降低應(yīng)力效果更顯著。該結(jié)論可為燃?xì)廨啓C(jī)的拉桿組合式轉(zhuǎn)子設(shè)計(jì)提供參考。

燃?xì)廨啓C(jī)轉(zhuǎn)子;周向拉桿;拉桿凸肩;應(yīng)力;改進(jìn)設(shè)計(jì)

燃?xì)廨啓C(jī)是一種高溫、高壓燃?xì)馔苿有D(zhuǎn)機(jī)械,具有高效、潔凈、安全等特性。作為當(dāng)前重型燃機(jī)轉(zhuǎn)子的主要結(jié)構(gòu)形式,組合式拉桿轉(zhuǎn)子具有重量輕、冷卻好、易裝配以及輪盤材料選擇靈活等優(yōu)點(diǎn)。周向拉桿轉(zhuǎn)子作為最常用的組合式拉桿轉(zhuǎn)子[1],各輪盤需要通過拉桿預(yù)緊組合而成,拉桿結(jié)構(gòu)形式、預(yù)緊力選取、凸肩布置方式等會對轉(zhuǎn)子整體動力學(xué)特性產(chǎn)生較大影響。凸肩作為燃?xì)廨啓C(jī)周向拉桿上的重要結(jié)構(gòu),其主要作用是在燃?xì)廨啓C(jī)旋轉(zhuǎn)時保持與輪盤接觸,防止拉桿彎曲變形過大或振動過于劇烈。

目前對于燃?xì)廨啓C(jī)的拉桿組合式轉(zhuǎn)子,國內(nèi)外發(fā)表的論文研究較多的方向是拉桿預(yù)緊力的選取原則[2-4]及其對轉(zhuǎn)子動力學(xué)特性的影響[5-6],同時還有一部分學(xué)者從轉(zhuǎn)子整體設(shè)計(jì)和應(yīng)力應(yīng)變角度進(jìn)行數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)研究:Janssen等介紹了西門子公司重型燃?xì)廨啓C(jī)中心拉桿和Hirth齒連接的轉(zhuǎn)子設(shè)計(jì)原則和設(shè)計(jì)中的應(yīng)力評估、振動分析、轉(zhuǎn)子裝配和試驗(yàn)測試[7];上海汽輪機(jī)廠通過理論計(jì)算和試驗(yàn)研究了609燃機(jī)拉桿的應(yīng)力情況[8];袁奇等通過理論和有限元分析計(jì)算了拉桿裝配和卸載時的變形量,并分析了影響相對變形量的因素[9];李雪鵬等利用有限元模型對拉桿上含初始裂紋的組合轉(zhuǎn)子進(jìn)行裂紋擴(kuò)展分析,得到了組合轉(zhuǎn)子固有頻率隨裂紋尺寸的變化規(guī)律[10];Das對GE7FA轉(zhuǎn)子進(jìn)行了實(shí)際載荷下的三維有限元分析,得到了穩(wěn)態(tài)下轉(zhuǎn)子的應(yīng)力分布和拉桿不同位置在加載過程中的應(yīng)力變化情況[11]。

然而,尚未見到針對拉桿本身結(jié)構(gòu)形式及凸肩布置方式的研究。凸肩數(shù)一般設(shè)計(jì)為和輪盤數(shù)一一對應(yīng),而對某些輪盤較厚的級,拉桿在離心力作用下的撓度較大,只采用單個凸肩會使凸肩與拉桿的接觸應(yīng)力偏大,因此有必要對不同靜態(tài)安裝間隙量下拉桿應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速變化規(guī)律進(jìn)行分析,合理增減凸肩數(shù)、調(diào)整凸肩位置來對拉桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

1 拉桿彎曲變形及彎曲應(yīng)力理論

燃?xì)廨啓C(jī)周向拉桿轉(zhuǎn)子和凸肩典型結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 燃?xì)廨啓C(jī)周向拉桿轉(zhuǎn)子和凸肩結(jié)構(gòu)示意圖

靜態(tài)時,燃?xì)廨啓C(jī)拉桿凸肩和輪盤拉桿孔之間存在安裝間隙。在高轉(zhuǎn)速環(huán)境工作時,拉桿受離心力作用發(fā)生彎曲變形,凸肩與拉桿孔發(fā)生接觸[12-13],此時凸肩受到較大的擠壓作用,可將凸肩處視為固定鉸支,兩凸肩之間的拉桿視為靜定簡支梁。由經(jīng)典材料力學(xué)中梁的撓曲線近似微分方程[14]和本文的簡支梁模型邊界條件,得到兩凸肩之間拉桿的最大撓度為

υ=-qx(l3-2lx2+x3)/24EI=-5ql4/6Eπd4

(1)

式中:q為拉桿所受離心力均布載荷;x為距離其中一個凸肩的距離;l為兩凸肩之間的跨距;E為拉桿材料彈性模量;I為拉桿橫截面軸慣性矩;d為拉桿直徑。

由式(1)可知,拉桿變形量與跨距l(xiāng)的四次方成正比,與拉桿直徑d的四次方成反比。從強(qiáng)度角度進(jìn)行拉桿結(jié)構(gòu)改進(jìn),主要目的是有效地降低拉桿變形和拉桿應(yīng)力。由于增大拉桿直徑d的方式受到輪盤徑向和周向空間的限制,因此,合理地增加凸肩數(shù),從而減小拉桿凸肩跨距l(xiāng),應(yīng)是實(shí)現(xiàn)拉桿結(jié)構(gòu)改進(jìn)、降低拉桿變形和應(yīng)力的優(yōu)化方向。

2 計(jì)算模型及前處理

2.1 計(jì)算模型

為了保證增加凸肩數(shù)、減小拉桿凸肩跨距的改進(jìn)方向具有可行性,有必要先研究凸肩與拉桿孔靜態(tài)安裝間隙量對拉桿應(yīng)力的影響規(guī)律。

建立周向拉桿轉(zhuǎn)子模型如圖2所示,共含10級輪盤,周向10根拉桿均布,相應(yīng)地,輪盤拉桿孔也采用10孔均布。各輪盤模型完全相同,拉桿孔直徑為35 mm,拉桿孔節(jié)圓半徑為205 mm。設(shè)置8組凸肩靜態(tài)安裝間隙量,計(jì)算拉桿應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律。8組不同的凸肩靜態(tài)安裝間隙量分別為0、0.05、0.20、0.35、0.50、0.65、0.8、1.00 mm。

圖2 周向拉桿轉(zhuǎn)子三維模型

轉(zhuǎn)子拉桿模型如圖3所示。轉(zhuǎn)子拉桿總長為1 365 mm,拉桿直徑為30 mm,凸肩數(shù)為12,凸肩長度為22 mm,凸肩跨距為118.5 mm。

圖3 周向拉桿轉(zhuǎn)子的拉桿結(jié)構(gòu)

2.2 模型前處理及數(shù)值方法

計(jì)算采用商業(yè)有限元分析軟件Ansys,邊界條件設(shè)置為在轉(zhuǎn)子軸承處約束轉(zhuǎn)子軸向位移;拉桿凸肩與輪盤拉桿孔接觸對、拉桿沉頭與軸頭接觸對均設(shè)置為摩擦接觸,摩擦系數(shù)設(shè)置為0.2;根據(jù)拉桿預(yù)緊力選取準(zhǔn)則[15],拉桿預(yù)緊應(yīng)力σw=(0.5～0.6)σs,本文選取為0.5σs,拉桿預(yù)緊力取為207 816.4 N。

Ansys中含接觸面的非線性接觸算法已經(jīng)過多名學(xué)者驗(yàn)證:李杰等采用3種算法對齒輪齒面接觸應(yīng)力進(jìn)行了計(jì)算比較,并指出Ansys三維接觸非線性有限元算法具有較高精度[16];雷鐳、袁勇超分別用相應(yīng)的數(shù)值計(jì)算結(jié)果和三維接觸非線性有限元算法對直齒輪和圓弧齒輪的齒面應(yīng)力計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了對比,驗(yàn)證了Ansys接觸非線性有限元算法的正確性[17-18]。

在轉(zhuǎn)速0～10 000 r/min之間設(shè)置37載荷步以模擬燃?xì)廨啓C(jī)轉(zhuǎn)速升高的過程。

3 拉桿最大應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化

3.1 拉桿最大應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

不同靜態(tài)安裝間隙量下,周向拉桿轉(zhuǎn)子拉桿最大應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律如圖4所示。

圖4 周向拉桿轉(zhuǎn)子拉桿最大應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化

由圖4可見,在轉(zhuǎn)速到達(dá)4 200 r/min之前,靜態(tài)安裝間隙量越大,拉桿最大等效應(yīng)力越高;在4 200～8 000 r/min的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi),拉桿最大等效應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速升高緩慢上升,并不隨靜態(tài)安裝間隙量的不同而變化;轉(zhuǎn)速超過8 000 r/min后,拉桿最大等效應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速迅速上升。將0～4 200 r/min、4 200～8 000 r/min和8 000～10 000 r/min 3個轉(zhuǎn)速區(qū)域分別稱作低轉(zhuǎn)速區(qū)域、中轉(zhuǎn)速區(qū)域和高轉(zhuǎn)速區(qū)域,將拉桿最大等效應(yīng)力與拉桿靜態(tài)間隙量無關(guān)的轉(zhuǎn)速(本例為4 200 r/min)稱作轉(zhuǎn)折轉(zhuǎn)速,對3個轉(zhuǎn)速區(qū)域內(nèi)拉桿最大等效應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律進(jìn)行分析。

3.2 拉桿最大應(yīng)力計(jì)算結(jié)果分析

如圖4所示,在低轉(zhuǎn)速區(qū)域,不同靜態(tài)安裝間隙量下拉桿最大應(yīng)力有所差別。分別取靜態(tài)安裝間隙量為0.35 mm和0.8 mm的轉(zhuǎn)子模型,對低轉(zhuǎn)速區(qū)域典型轉(zhuǎn)速為2 700 r/min時的應(yīng)力計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析。

不同靜態(tài)安裝間隙量下拉桿應(yīng)力最大值出現(xiàn)的位置相同,出現(xiàn)在拉桿左、右第2個凸肩上表面圓角處,如圖5所示。這是因?yàn)槔瓧U整體受到離心力作用會發(fā)生向上彎曲,拉桿中間的凸肩最先與拉桿孔接觸,對拉桿起到支承作用,抑制了兩凸肩之間拉桿的變形,而拉桿靠沉頭區(qū)域撓度較小,左右第1、2個凸肩與拉桿孔尚未發(fā)生接觸或未完全接觸,此兩處凸肩不能產(chǎn)生支承作用,拉桿彎曲變形較大,從而使最大應(yīng)力值出現(xiàn)在此處。

圖5 2 700 r/min時轉(zhuǎn)子拉桿應(yīng)力分布和最大應(yīng)力位置

(a)靜態(tài)安裝間隙量為0.35 mm

(b)靜態(tài)安裝間隙量為0.80 mm圖6 2 700 r/min時轉(zhuǎn)子拉桿凸肩接觸狀態(tài)

靜態(tài)安裝間隙量分別為0.35 mm和0.80 mm的拉桿凸肩在轉(zhuǎn)速為2 700 r/min時與拉桿孔的接觸狀態(tài)如圖6所示。由圖6可知,在低轉(zhuǎn)速區(qū)域,相同轉(zhuǎn)速下,靜態(tài)安裝間隙量較小的拉桿左端第2個凸肩更早地與拉桿孔發(fā)生接觸。靜態(tài)安裝間隙量越小,接觸區(qū)域越大,所起的支承作用也越大,相應(yīng)地,該處拉桿的變形會越小,彎曲應(yīng)力越小,這就解釋了圖4中在低轉(zhuǎn)速區(qū)域靜態(tài)安裝間隙量影響拉桿最大應(yīng)力值的現(xiàn)象。

在轉(zhuǎn)折轉(zhuǎn)速附近,拉桿最大應(yīng)力值不再出現(xiàn)在靠拉桿兩邊的凸肩上圓角,而是均勻地出現(xiàn)在接近拉桿中部的各凸肩下圓角區(qū)域,如圖7所示。

圖7 4 200 r/min時轉(zhuǎn)子拉桿應(yīng)力分布和最大應(yīng)力位置

對到達(dá)轉(zhuǎn)折轉(zhuǎn)速前后的拉桿凸肩與拉桿孔接觸狀態(tài)進(jìn)行分析,結(jié)果分別如圖8、圖9所示。

圖8 4 100 r/min時轉(zhuǎn)子拉桿凸肩接觸狀態(tài)

圖9 4 200 r/min時轉(zhuǎn)子拉桿凸肩接觸狀態(tài)

可以看到,到達(dá)轉(zhuǎn)折轉(zhuǎn)速后,拉桿最靠外的凸肩均與拉桿孔發(fā)生接觸,凸肩對拉桿起到支承作用,所有凸肩間的拉桿幾乎都可以看作簡支梁。因此,拉桿最大應(yīng)力值不隨靜態(tài)安裝間隙量的不同而變化,應(yīng)力最大值均勻地出現(xiàn)在各凸肩下圓角處。

進(jìn)入高轉(zhuǎn)速區(qū)域后,拉桿最大應(yīng)力值隨轉(zhuǎn)速升高而升高的變化更為劇烈,相應(yīng)地,拉桿應(yīng)力的最大值出現(xiàn)的區(qū)域也發(fā)生了變化,不再均勻地出現(xiàn)在拉桿靠中間凸肩下圓角的位置,而是出現(xiàn)在最靠邊凸肩的下圓角處,如圖10所示。

圖10 8 000 r/min時轉(zhuǎn)子拉桿應(yīng)力分布和最大應(yīng)力位置

對進(jìn)入高轉(zhuǎn)速區(qū)域后的拉桿凸肩與拉桿孔接觸狀態(tài)進(jìn)行分析,結(jié)果如圖11所示?？梢钥吹?此時所有凸肩都已和拉桿孔接觸非常緊密,凸肩支承作用較強(qiáng),而拉桿端部的凸肩由于外部有沉頭的限制發(fā)生較大翹曲,下圓角處變形較大,應(yīng)力值較高,且隨轉(zhuǎn)速升高迅速增加。

圖11 8 000 r/min時轉(zhuǎn)子拉桿凸肩接觸狀態(tài)

綜上所述,在低轉(zhuǎn)速區(qū)域,拉桿凸肩未全部與輪盤上的拉桿孔接觸,此時靜態(tài)安裝間隙量越大,拉桿最大等效應(yīng)力值越高;到達(dá)轉(zhuǎn)折轉(zhuǎn)速后,所有凸肩均與拉桿孔接觸;在中轉(zhuǎn)速區(qū)域,拉桿最大等效應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速升高緩慢上升,并不隨靜態(tài)安裝間隙量的不同而變化;進(jìn)入高轉(zhuǎn)速區(qū)域后,拉桿端部的凸肩由于外部有沉頭的限制發(fā)生較大翹曲,使得拉桿最大等效應(yīng)力值隨轉(zhuǎn)速升高迅速增大。劃分轉(zhuǎn)速區(qū)域的目的是掌握在各轉(zhuǎn)速區(qū)域拉桿應(yīng)力的變化情況,同時便于設(shè)定轉(zhuǎn)子的運(yùn)行轉(zhuǎn)速,使其處于較低應(yīng)力狀態(tài)。

4 拉桿結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案

4.1 拉桿結(jié)構(gòu)改進(jìn)思路

由上文分析可知,拉桿應(yīng)力最大值只與跨距和拉桿離心力有關(guān)。拉桿離心力的主要影響因素是材料密度、輪盤半徑,它們在燃?xì)廨啓C(jī)設(shè)計(jì)時主要受功率、通流特性、振動特性等方面影響。因此,較為可行的拉桿結(jié)構(gòu)改進(jìn)方向應(yīng)是增加凸肩數(shù)、減小凸肩跨距。由于轉(zhuǎn)子到達(dá)轉(zhuǎn)折轉(zhuǎn)速后拉桿應(yīng)力與靜態(tài)安裝間隙量大小無關(guān),因此,在增加拉桿凸肩數(shù)的同時可適當(dāng)增加凸肩間隙,以保證拉桿的順利裝配。

4.2 跨距均勻性對改進(jìn)結(jié)果的影響

增加凸肩數(shù)分為等跨距增加和不等跨距增加兩種方式。為了分析比較跨距均勻性對改進(jìn)效果的影響,以本文第2節(jié)10級輪盤轉(zhuǎn)子為初始模型,取凸肩靜態(tài)安裝間隙量為0.8 mm,設(shè)計(jì)兩種增加凸肩方案:方案A是在原兩凸肩中間1/5處增加凸肩;方案B是在原兩凸肩正中間1/2處增加凸肩。分別計(jì)算兩種方案拉桿應(yīng)力最大值隨轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律,并與初始模型計(jì)算結(jié)果進(jìn)行比較,對改進(jìn)效果進(jìn)行分析,結(jié)果如圖12所示。

圖12 改進(jìn)后轉(zhuǎn)子拉桿最大應(yīng)力值隨轉(zhuǎn)速的變化

將拉桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)后,在轉(zhuǎn)折轉(zhuǎn)速附近的中轉(zhuǎn)速區(qū)域范圍,拉桿應(yīng)力值出現(xiàn)明顯下降,改進(jìn)方案B降低拉桿應(yīng)力水平的效果優(yōu)于方案A,最高可使拉桿最大應(yīng)力下降16%,說明跨距越均勻,應(yīng)力優(yōu)化的效果越好,而在低轉(zhuǎn)速區(qū)域和高轉(zhuǎn)速區(qū)域改進(jìn)方案效果不明顯。

根據(jù)3.2節(jié)分析,拉桿第1個凸肩下圓角處、第2個凸肩上圓角處及拉桿中部凸肩下圓角處是不同轉(zhuǎn)速下出現(xiàn)應(yīng)力最大值的部位。分別提取初始模型和改進(jìn)效果較好的改進(jìn)方案B模型中這3個點(diǎn)的應(yīng)力值隨轉(zhuǎn)速的變化,如圖13、14所示。

圖13 初始模型各應(yīng)力最大值點(diǎn)應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化

圖14 改進(jìn)方案B模型各應(yīng)力最大值點(diǎn)應(yīng)力隨轉(zhuǎn)速的變化

由圖13、14可見,改進(jìn)方案B模型中部凸肩下圓角處的應(yīng)力顯著降低,在中轉(zhuǎn)速區(qū)范圍內(nèi)不再是應(yīng)力最大的部位,使得整個拉桿在中轉(zhuǎn)速區(qū)的最大應(yīng)力明顯下降。

4.3 跨距長度對改進(jìn)效果的影響

在工程實(shí)際中,受加工條件和裝配所限,凸肩數(shù)具有一定的上限,相應(yīng)地,跨距長度有一定的下限。有必要研究跨距長度對改進(jìn)結(jié)果的影響,將影響規(guī)律與拉桿加工條件相結(jié)合,制定具體的改進(jìn)方案。

以初始拉桿跨距l(xiāng)0為參考值,定義相對跨距系數(shù)為

(2)

式中:l為各改進(jìn)方案的凸肩跨距;l0為初始方案的凸肩跨距。

取凸肩靜態(tài)安裝間隙量0.8 mm、凸肩數(shù)為12的初始轉(zhuǎn)子模型為基礎(chǔ),分別建立凸肩數(shù)為15、17、20的等跨距拉桿模型,加上本文4.2節(jié)中改進(jìn)方案B的23個凸肩等跨距拉桿模型,共4種不同跨距長度的改進(jìn)方案,計(jì)算轉(zhuǎn)子拉桿在中轉(zhuǎn)速區(qū)最大應(yīng)力值,并與最大應(yīng)力值為435.51 MPa的原始模型比較,結(jié)果見表1。

表1 5 000 r/min時相對跨距系數(shù)和

5 000 r/min時各方案拉桿最大應(yīng)力值下降幅度均最大,故取5 000 r/min時數(shù)據(jù)進(jìn)行分析?？梢钥吹?相對跨距越小,拉桿應(yīng)力值下降幅度越大。當(dāng)相對跨距大于0.6時,拉桿應(yīng)力最大值下降率開始降低,此時繼續(xù)增加凸肩數(shù),減小凸肩跨距對于降低拉桿應(yīng)力值的作用已經(jīng)有限,故本文臨界相對跨距系數(shù)為0.6。

4.4 拉桿結(jié)構(gòu)改進(jìn)建議

“中轉(zhuǎn)速區(qū)域的拉桿最大應(yīng)力值與凸肩靜態(tài)安裝間隙量無關(guān)”和“相對跨距越小,拉桿應(yīng)力值下降幅度越大”的結(jié)論表明通過增加凸肩數(shù)從而減小凸肩跨距的結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案是可行的。根據(jù)本文研究結(jié)論,提出拉桿結(jié)構(gòu)改進(jìn)的具體建議如下:

(1)計(jì)算拉桿最大應(yīng)力值隨轉(zhuǎn)速的變化,確定轉(zhuǎn)折轉(zhuǎn)速的數(shù)值和低轉(zhuǎn)速區(qū)域、中轉(zhuǎn)速區(qū)域及高轉(zhuǎn)速區(qū)域的范圍;

(2)用變速齒輪箱把燃?xì)廨啓C(jī)轉(zhuǎn)子與發(fā)電機(jī)聯(lián)接,將轉(zhuǎn)子工作轉(zhuǎn)速定在轉(zhuǎn)折轉(zhuǎn)速后的中轉(zhuǎn)速區(qū)域,通過增加凸肩數(shù)以減小凸肩跨距,降低拉桿應(yīng)力,可以減小拉桿疲勞壽命損耗;

(3)等距增加凸肩的改進(jìn)效果優(yōu)于不等距增加凸肩,應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)子輪盤結(jié)構(gòu)盡量采用等跨距改進(jìn)方案.盡量使改進(jìn)方案的相對跨距位于相對臨界跨距系數(shù)附近,以達(dá)到最優(yōu)改進(jìn)效果。

5 結(jié) 論

本文計(jì)算分析了不同拉桿凸肩與拉桿孔靜態(tài)安裝間隙量、不同拉桿凸肩跨距下,周向拉桿轉(zhuǎn)子拉桿最大應(yīng)力值隨轉(zhuǎn)速的變化,得到主要結(jié)論如下:

(1)拉桿凸肩與拉桿孔的靜態(tài)安裝間隙量不影響拉桿在正常工作狀態(tài)下的應(yīng)力,但影響轉(zhuǎn)子升速時拉桿最大應(yīng)力;

(2)隨著轉(zhuǎn)速升高,存在周向拉桿轉(zhuǎn)子拉桿最大應(yīng)力值變化規(guī)律各不相同的低中高3個轉(zhuǎn)速區(qū)域,其根本原因是拉桿凸肩和拉桿孔的接觸狀態(tài)的影響;

(3)增加凸肩、減小凸肩跨距能夠有效減小拉桿最大應(yīng)力,與不等距方案相比,等距增加拉桿凸肩的改進(jìn)方案具有更顯著的降低應(yīng)力效果,相對凸肩跨距系數(shù)小于0.6時繼續(xù)減小凸肩跨距,降低應(yīng)力效果不明顯。

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(編輯 武紅江 苗凌)

Strength Analysis and Design Improvement of the Tie Rods in Circumferentially Distributed Rod Fastening Rotors

LIU Xin1,YUAN Qi1,OU Wenhao2

(1. School of Energy and Power Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China;2. ABB (China) Co. Ltd., Beijing 100015, China)

A 10-stage rotor model with 10 circumferential tie rods in uniformly distribution is proposed to optimize the rod structure and to improve the operation safety of the rotor with tie rods in gas turbines. It is based on the model that a series cases of rod shoulder clearances are set, and the relationship among the stress of the tie rod and the rotational speed, and static installation clearance is investigated using a three-dimensional nonlinear contact finite element method. Then the effects of two improvement plans (double the shoulder number with equal and unequal span respectively) on stress reduction are compared at the same static installation clearance. Moreover, the effect of the span value on the stress of the tie rod is studied while the shoulders are uniformly arranged. Results show that the clearance between the rod shoulder and rod hole has no relationship with the rod stress at a normal operation condition, but affects the maximum stress when rotor speed increases. There exists a specific change rule of the maximum stress of the tie rods in different speed range. The maximum stress of the tie rod is effectively reduced by properly adding the amount of the rod shoulders to reduce the span. The effect of stress reduction obtained by adding the rod shoulder number uniformly is better than that obtained by adding the rod shoulder nonuniformly. The results provide references for the design of the rotor with tie rods in gas turbines.

gas turbine rotor; tie rod; rod shoulder; stress; design improvement

2016-03-01。

劉昕(1988—),男,博士生;袁奇(通信作者),男,教授,博士生導(dǎo)師。

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(11372234)。

時間:2016-09-02

http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20160902.1630.006.html

10.7652/xjtuxb201610016

TK14

A

0253-987X(2016)10-0104-07