某渦槳試車臺發(fā)動機安裝架設計研究

彭松林 陳 嶺

（中國航發(fā)湖南動力機械研究所，株洲 412002）

某渦槳試車臺為地面懸掛式試車臺，其發(fā)動機安裝架的作用是將發(fā)動機可靠地安裝在試車臺臺架上。發(fā)動機安裝架應能承受發(fā)動機在其正常工作包線內任一狀態(tài)的載荷，并將發(fā)動機工作時產(chǎn)生的力及螺旋槳旋轉時所產(chǎn)生的拉力和扭矩傳遞至臺架。因此，發(fā)動機安裝架是試車臺的重要部件之一。一旦發(fā)動機安裝架失效或破壞，會危及動機安全，進而可能引發(fā)嚴重的后果。

目前針對發(fā)動機安裝架進行設計研究較少[1-2]，本文根據(jù)試車臺臺架特點及發(fā)動機安裝、載荷需求，對地面試車臺安裝架進行設計。為保證發(fā)動機安裝架強度可靠且滿足發(fā)動機試驗要求，采用數(shù)值模擬方法對安裝架結構進行仿真分析。結果表明，設計的發(fā)動機安裝架能夠滿足使用要求。

1 使用條件及設計思路

1.1 使用條件及載荷

根據(jù)懸掛式試車臺結構、布局及發(fā)動機安裝方式，安裝架需采用U 形框與受載桿件的組合結構形式，主要包含主減振包安裝U 形板、輔減振包安裝U 形板、底板以及帶有空間角度受載桿件。安裝架除承受自重及發(fā)動機和螺旋槳重力外，還應能承受發(fā)動機正常工作包線內的拉力及扭矩。

1.2 設計思路

對于懸掛式試車臺，螺旋槳與臺架的間距可能會影響螺旋槳的安全性，因此設計時需考慮臺架與螺旋槳距離對螺旋槳氣流的影響。當螺旋槳與臺架間距滿足使用要求時，應對作用在安裝架上的載荷進行分析得到主要載荷，并選取承受主要載荷能力較強的模型，對其進行強度、振動及屈曲分析。

2 臺架與螺旋槳間距的選擇

臺架與螺旋槳間距過近，可能導致螺旋槳氣流受阻，嚴重時還會影響螺旋槳的安全。目前尚臺架與螺旋槳間距設計相關的研究文獻較少[3-4]，因此本文參考飛機機翼與螺旋槳間距對其進行設計。經(jīng)調研，運8 和MA700 螺旋槳到機翼距離分別約為3.3m 和2.6m，其中運8 型號飛機安全服役數(shù)萬小時，驗證了選用3.3m 間距可以滿足使用要求。

3 安裝架主要載荷分析及模型選取

按螺旋槳到臺架間距為3.3m 分別建立兩種安裝架模型，并進行主要載荷分析，選取較優(yōu)模型為最終方案。

3.1 建立安裝架初步模型

建立固支和鉸支兩種安裝架，模型如圖1 和圖2 所示。兩種模型U 型板受載桿件壁厚相同，且受載桿件均在連接支耳后通過螺栓與U 型板連接。不同的是，固支模型支耳與受載桿件通過氬弧焊進行焊接，鉸支模型通過活動關節(jié)進行鉸接。

3.2 安裝架載荷分析及方案選取

3.2.1 計算工況

為判斷安裝架所受主要載荷，分別計算了單獨施加發(fā)動機及安裝架自身重力載荷、單獨施加拉力載荷、單獨施加扭矩載荷及施加所有載荷4 種計算狀態(tài)。

圖1 發(fā)動機安裝架固支模型

圖2 發(fā)動機安裝架鉸支模型

3.2.2 計算模型

計算模型包括試車安裝架及表征發(fā)動機剛度的主要機匣。為模擬發(fā)動機主、輔減振器剛度對發(fā)動機載荷分配的影響，將發(fā)動機接頭與減振支柱連接，并將剛度用標量彈簧元模擬。主、輔減振器剛度采用該型發(fā)動機減振器實測剛度。

對于固支模型，建立三維實體單元進行計算；對于鉸支模型，將受載桿件簡化成二力桿單元。具體模擬過程為先建立各受載桿件實體單元，計算得到各桿拉伸剛度，在此基礎上用彈簧單元模擬桿件剛度，計算模型如圖3 所示。

圖3 計算模型

3.2.3 載荷分析結果及方案選取

分析兩種安裝架計算模型在單獨施加扭矩載荷和施加所有載荷時的變形，結果如圖4 ～圖7 所示。計算結果表明，安裝架最前端U 型板有較大的扭轉變形，且變形與單獨施加扭矩載荷時相近。同時，在施加相同扭矩載荷時，固支模型比鉸支模型扭轉變形小，即固支模型有較強的抗扭剛度。因此，最終選用固支模型作為車臺安裝架設計模型。

圖4 固支模型施加所有載荷時變形分布云圖

圖5 固支模型單獨施加扭矩載荷時變形分布云圖

圖6 鉸支模型施加所有載荷時變形分布云圖

圖7 鉸支模型單獨施加扭矩載荷時變形分布云圖

4 選定安裝架結構強度、振動及屈曲分析

4.1 強度評估

對選定模型進行有限元計算，得到安裝架的應力分布云圖結果，分別如圖8 和圖9 所示。

圖8 發(fā)動機最大起飛狀態(tài)應力分布云圖

圖9 發(fā)動機反槳狀態(tài)應力分布云圖

根據(jù)《航空發(fā)動機設計手冊》[5]，限制載荷狀態(tài)下屈服儲備系數(shù)可表示為：

極限儲備系數(shù)為：

式中，σ0.2為材料屈服極限，單位為MPa；σb為材料強度極限，單位為MPa；σemax為最大應力，單位為MPa。

安裝架模型所用材料均為30CrMnSiA。該材料室溫屈服強度σ0.2為835MPa，極限強度σb為1080MPa。整理圖8和圖9 的計算結果，校核結果如表1 所示。由表1 可知，安裝架屈服儲備系數(shù)和極限儲備系數(shù)均滿足要求。

表1 應力計算結果

4.2 振動評估

通過ANSYS Workbench軟件modal單元進行模態(tài)分析，計算得到安裝架前30 階固有頻率，如表2 所示。結果表明，前30 階固有頻率與發(fā)動機轉頻相差較遠。

表2 模態(tài)計算結果

4.3 屈曲分析

通過ANSYS Workbench 軟件Eigenvalue Buckling 單元進行屈曲分析，選定模型各工況載荷因子如表3 所示，其1階失穩(wěn)模態(tài)振型云圖如圖10 所示。計算結果表明，各工況下選定模型載荷因子均大于1，不存在失穩(wěn)風險。

表3 各狀態(tài)載荷因子計算結果

圖10 發(fā)動機最大起飛狀態(tài)1 階失穩(wěn)模態(tài)

5 結論

本文分析安裝架使用條件并建立了兩種安裝架模型，通過對其進行了載荷分析及強度、振動及屈曲分析得到如下結論：

（1）發(fā)動機傳遞給安裝架的扭矩載荷為主要載荷，而且固支模型較鉸支模型有更好的抗扭剛度；

（2）固支模型強度滿足使用要求；

（3）振動分析表明，安裝架與發(fā)動機轉頻相差較遠，不存在共振風險；

（4）桿件不存在失穩(wěn)風險。

因此，設計方案有效可行。