基于ABAQUS的航空發(fā)動機渦輪盤強度分析

張希豪，黃億洲，劉崢序

(1.航空工業(yè)陜西飛機工業(yè)(集團)有限公司，陜西 漢中 723200；2.南京航空航天大學 能源與動力學院，江蘇 南京 210001；3.上海大學 機電工程與自動化學院，上海 200444)

0 引言

航空發(fā)動機是飛行器的心臟，被譽為工業(yè)皇冠上的明珠。渦輪盤是航空發(fā)動機的核心部件，其結構復雜、轉速高、工作溫度高，其可靠性直接影響飛行安全。發(fā)動機結構故障中疲勞破壞占比八成以上[1]，因此研究渦輪盤低循環(huán)疲勞壽命是十分必要的。本文利用ABAQUS有限元軟件，對某型航空發(fā)動機渦輪盤進行離心載荷和溫度載荷下初步的強度分析，為后續(xù)渦輪盤低循環(huán)疲勞壽命實驗分析奠定基礎。

1 渦輪盤模型的構建

某型航空發(fā)動機渦輪盤有著如下結構特征：渦輪盤輪緣上均布有24個榫槽。渦輪盤具有旋轉對稱性，故在本文中應用SolidWorks軟件，取渦輪盤1/4扇形對稱體進行建模，建立的渦輪盤模型如圖1所示。

圖1 渦輪盤模型

該型渦輪盤的材料為GH698型高溫合金，各溫度下材料的力學性能參數(shù)[2]如表1所示。

表1 GH698型高溫合金各溫度下的力學性能參數(shù)

2 計算模型的建立

2.1 計算網(wǎng)格的劃分

本文使用ABAQUS中網(wǎng)格模塊進行計算網(wǎng)格的劃分，使用四面體網(wǎng)格，單元選擇三維應力單元，網(wǎng)格劃分后得到的有限元模型如圖2所示。

圖2 渦輪盤有限元模型

2.2 載荷及邊界條件

2.2.1 離心力載荷

在ABAQUS中離心力載荷通過旋轉體力的方式施加在研究對象上，而旋轉體力以轉速的方式產生作用，本文中取1 800 rad/s為渦輪盤工作轉速。

2.2.2 溫度載荷

渦輪盤工作過程中，其徑向溫度分布可以根據(jù)二次曲線計算得出[3]，該函數(shù)解析式如下：

(1)

其中：x為溫度計算點的半徑；T(x)為半徑x處的溫度；Ta為中心孔處的溫度；Tb為榫槽頂端的溫度；Ra為中心孔處的半徑；Rb為榫槽頂端的半徑。

將式(1)作為解析場函數(shù)表達式，在預定義場中加載溫度載荷。本文中選取渦輪盤正常工作下工況[4]，中心孔溫度Ta為300 ℃，榫槽頂端溫度Tb為500 ℃。另外，Ra取35 mm，Rb取140 mm，將以上數(shù)據(jù)代入式(1)，得到解析場溫度函數(shù)：

(2)

加載后的渦輪盤溫度分布如圖3所示。

圖3 渦輪盤溫度分布

2.2.3 邊界條件

渦輪盤為旋轉體，取得的1/4扇形對稱體具有周期對稱的性質，其兩端截面為周期對稱面，在計算模型的周期對稱截面上設置邊界條件，約束其周向位移為0；渦輪盤正常工作時，軸向不發(fā)生竄動，選擇內徑上一條邊，約束其軸向位移為0。渦輪盤加載邊界條件設置如圖4所示。

圖4 渦輪盤加載邊界條件設置

3 渦輪盤計算結果

分別對單獨加載離心力載荷、單獨加載溫度載荷以及兩種載荷共同作用的情況提交ABAQUS進行作業(yè)。圖5為單獨加載離心力載荷的渦輪盤變形與應力云圖，圖6為單獨加載溫度載荷的渦輪盤應力和變形云圖，圖7為兩種載荷共同加載的渦輪盤應力和變形云圖。

圖5 單獨加載離心力載荷渦輪盤變形和應力云圖

圖6 單獨加載溫度載荷渦輪盤應力和變形云圖

圖7 同時加載兩種載荷渦輪盤應力和變形云圖

單獨加載離心力載荷時，渦輪盤等效變形如圖5(a)所示，渦輪盤的最大等效變形出現(xiàn)在盤最外緣，為0.077 52 mm，除盤側凸邊外，整盤變形趨勢隨半徑增大而增大；其中盤側凸邊上變形較小，原因為凸邊一圈在加載旋轉體力時可視作內徑完全約束且半徑較小的圓盤，受到的離心力載荷較小，變形較小。如圖5(b)所示，最大Mises應力出現(xiàn)在該型渦輪盤榫槽底部，最大值為429.6 MPa，結合圖5(d)所示的周向應力分布云圖，周向應力最大值為528.6 MPa，出現(xiàn)在榫槽底部小圓孔處，說明該型渦輪盤榫槽底部圓孔處出現(xiàn)應力集中現(xiàn)象。如圖5(c)所示，最大徑向應力值為413.5 MPa，分布在輪外緣與輪盤主體連接薄弱處，該部分截面積大小發(fā)生突變，呈現(xiàn)出應力集中現(xiàn)象。綜上，對該型渦輪盤強度水平影響較大的因素主要為：榫槽底部圓孔尺寸設計與徑向截面面積突變導致的應力集中問題。

單獨加載溫度載荷時，渦輪盤等效變形如圖6(a)所示，最大變形約為0.720 2 mm，出現(xiàn)在渦輪盤外緣處，整體變形量趨勢隨著溫度梯度由內到外的升高而增加。結合圖6(b)和圖6(c)，渦輪盤受到溫度載荷影響產生的最大Mises應力為663.8 MPa，出現(xiàn)在榫槽底部，而該等效應力很大程度上由周向應力提供，最大周向應力為壓應力，出現(xiàn)原因為渦輪盤外緣膨脹變形程度最大，體現(xiàn)在每個榫槽內，就變成了對榫槽底部極強的擠壓，出現(xiàn)了較大的壓應力，大小為767.5 MPa。綜上，影響渦輪盤溫度應力水平的主要因素為榫槽底部周向的壓應力。

同時加載離心力載荷與溫度載荷后，渦輪盤等效變形如圖7(a)所示，最大變形量為0.800 3 mm，出現(xiàn)在渦輪盤外緣上，對比單獨施加載荷狀態(tài)下的變形情況，可以得出渦輪盤變形主要由溫度載荷引起。如圖7(b)所示，Mises應力最大值為475.6 MPa，出現(xiàn)在渦輪盤內徑上。如圖7(c)所示，徑向應力最大值為484.0 MPa，出現(xiàn)在盤與外緣截面積突變部分。如圖7(d)所示，分布在榫槽底部的周向應力為壓應力，數(shù)值大小為306.4 MPa，小于單獨施加溫度載荷時的情況。說明在榫槽底部，離心力載荷產生的拉應力與溫度載荷產生的壓應力在一定程度上相互抵消。

4 強度校核

由圖5～圖7可知，該型渦輪盤應力水平較為危險的位置出現(xiàn)在榫槽底部小圓孔處以及盤與外緣連接截面積突變部分，故本文對這兩位置局部安全系數(shù)進行強度校核[5]。局部安全系數(shù)計算公式為：

(3)

5 結論與展望

本文應用ABAQUS軟件對某型渦輪盤進行了強度分析，為后續(xù)渦輪盤低循環(huán)疲勞壽命實驗分析提供了一定的參考，并奠定了研究的基礎。

本文在計算時，將研究集中于渦輪盤本身的離心力載荷與溫度載荷上，忽略了渦輪盤正常工作時葉片旋轉與溫度變形對渦輪盤的影響。在后續(xù)的工作中，應對其進行完善。