某發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪盤降應(yīng)力設(shè)計(jì)

段兵兵 馮 磊 張立章

（1.中國(guó)航發(fā)湖南動(dòng)力機(jī)械研究所,湖南株洲 412002；2.中小型航空發(fā)動(dòng)機(jī)葉輪機(jī)械湖南省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南株洲 412002）

0 引言

渦輪盤作為發(fā)動(dòng)機(jī)的關(guān)鍵零件，工作條件惡劣，工作載荷大，設(shè)計(jì)難度較高。大量學(xué)者對(duì)渦輪盤展開了研究工作。劉延星等[1]通過有限元法研究應(yīng)變速率突增條件下微觀組織的演變規(guī)律及其調(diào)控策略，結(jié)果表明，應(yīng)變速率突增后，臨界應(yīng)變突增，動(dòng)態(tài)再結(jié)晶速度有所減緩。劉博志等[2]針對(duì)某航空發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過程中發(fā)生的渦輪盤輪緣凸塊局部異常塑性變形故障，對(duì)故障渦輪盤進(jìn)行失效分析，研究了加熱溫度、時(shí)間、應(yīng)力3 種因素對(duì)δ 相析出的影響規(guī)律。權(quán)立寶[3]對(duì)輪盤結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，將焊接結(jié)構(gòu)改為螺栓連接結(jié)構(gòu)，對(duì)改進(jìn)后的螺栓連接結(jié)構(gòu)進(jìn)行了強(qiáng)度校核和傳扭可靠性分析。由于對(duì)渦輪盤的性能要求越來越高，不少學(xué)者從各個(gè)方面對(duì)渦輪盤展開了優(yōu)化工作[4-8]。

渦輪盤需承受較大離心力，通常情況下應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)位于榫槽底部和螺栓孔部位，在滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)準(zhǔn)則的基礎(chǔ)上，應(yīng)盡量減輕輪盤的重量，提高發(fā)動(dòng)機(jī)功重比，但輪盤重量和應(yīng)力水平在設(shè)計(jì)上存在矛盾。因此，有必要對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，從這些矛盾中尋求最優(yōu)的平衡，通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)降低螺栓孔和榫槽應(yīng)力，同時(shí)使重量在可接受范圍內(nèi)。

1 問題及優(yōu)化思路

渦輪盤主要存在兩個(gè)問題。第一，與其他成熟型號(hào)計(jì)算和試驗(yàn)數(shù)據(jù)相比，渦輪盤螺栓孔、榫槽應(yīng)力偏大，達(dá)到設(shè)計(jì)安全壽命存在風(fēng)險(xiǎn)。第二，由于渦輪盤輻板優(yōu)化前為錐形，實(shí)際加工時(shí)必須采用五軸數(shù)銑，導(dǎo)致加工成本高、周期長(zhǎng)，需要通過優(yōu)化設(shè)計(jì)輻板處結(jié)構(gòu)，降低成本，提高工藝性和經(jīng)濟(jì)性。

渦輪盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方案的總體思路是在發(fā)動(dòng)機(jī)總體方案不變、重量不增加或增加可接受的前提下，只優(yōu)化渦輪盤局部結(jié)構(gòu)；同時(shí)配合參數(shù)也不改變，確保與渦輪盤配合的對(duì)象件尺寸無需調(diào)整，從而使優(yōu)化的技術(shù)風(fēng)險(xiǎn)降到最低。

2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)與分析

2.1 螺栓孔降應(yīng)力結(jié)構(gòu)優(yōu)化

螺栓孔應(yīng)力偏大的主要原因在于離心力使螺栓孔變形，為此制定了兩種優(yōu)化方案。

方案1：對(duì)螺栓孔部位進(jìn)行了拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，得到了最適合的螺栓孔部位設(shè)計(jì)方案，螺栓孔外形重新設(shè)計(jì)優(yōu)化后與優(yōu)化前對(duì)比的模型見圖1。除對(duì)螺栓孔外形優(yōu)化外，對(duì)輻板也進(jìn)行了優(yōu)化，優(yōu)化前輻板截面為錐形，優(yōu)化后為等厚的柱形，柱形輻板加工工藝性優(yōu)于錐形。

圖1 方案1螺栓孔優(yōu)化前、后局部模型對(duì)比示意圖

方案2：僅對(duì)渦輪盤輻板處的厚度加厚優(yōu)化，螺栓孔外形等其余特征未改變，優(yōu)化前、后截面對(duì)比示意圖見圖2。

圖2 方案2優(yōu)化前（實(shí)線）、后（虛線）截面對(duì)比示意圖

2.2 螺栓孔降應(yīng)力計(jì)算分析

渦輪盤材料為GH4720Li，其材料性能數(shù)據(jù)見表1，密度ρ為8140kg/m3。

表1 GH4720Li材料性能數(shù)據(jù)

渦輪盤上均布有5 個(gè)螺栓孔，結(jié)構(gòu)和載荷具有循環(huán)對(duì)稱性。計(jì)算模型忽略工作葉片和榫槽后，取包含一個(gè)完整螺栓孔在內(nèi)的整個(gè)渦輪轉(zhuǎn)子的1/5 循環(huán)對(duì)稱段作為計(jì)算模型，對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，有限元網(wǎng)格模型示意圖見圖3。

圖3 有限元網(wǎng)格模型示意圖

渦輪盤本身的離心載荷以轉(zhuǎn)速形式施加，葉片的離心載荷以面壓力形式施加在榫槽榫齒接觸面上；溫度載荷以節(jié)點(diǎn)溫度的形式施加，前、后擋板與輪盤的接觸力以面壓力的形式施加在對(duì)應(yīng)的輪盤接觸面上。

優(yōu)化前、后螺栓孔當(dāng)量應(yīng)力計(jì)算結(jié)果對(duì)比如表2 所示，可見優(yōu)化方案1 螺栓孔最大當(dāng)量應(yīng)力降幅高于方案2，重量增加幅度低于方案2，且重量增加在可接受范圍內(nèi)。同時(shí)，將輻板結(jié)構(gòu)由錐形改為圓柱形改善了工藝性，故針對(duì)螺栓孔應(yīng)力偏大問題采用方案1 進(jìn)行優(yōu)化。

表2 優(yōu)化前后對(duì)比表

2.3 榫槽降應(yīng)力結(jié)構(gòu)優(yōu)化

通常情況下，加大榫槽大應(yīng)力區(qū)域圓弧半徑可降低應(yīng)力水平，且圓弧半徑越大，榫槽當(dāng)量應(yīng)力越低，但加大圓弧半徑會(huì)導(dǎo)致輪盤重量增加，輪心離心載荷加重，進(jìn)而導(dǎo)致輪心當(dāng)量應(yīng)力增大?？紤]到重量、裝配和輪心部位應(yīng)力的要求，單純加大圓弧半徑難以將應(yīng)力降低到所要求的范圍，結(jié)合在其他型號(hào)上的應(yīng)用驗(yàn)證，對(duì)榫槽底部圓弧進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，即在榫槽高應(yīng)力區(qū)域采用較大的圓弧半徑，低應(yīng)力區(qū)域采用較小的圓弧半徑，如圖4 所示。榫槽圓弧結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后與榫頭裝配順利，并未出現(xiàn)干涉現(xiàn)象，此外通過計(jì)算得出榫槽優(yōu)化后使輪盤增重0.018kg。

圖4 榫槽結(jié)構(gòu)優(yōu)化前（虛線）、后（實(shí)線）對(duì)比示意

2.4 榫槽降應(yīng)力計(jì)算分析

渦輪盤上均布有43 個(gè)榫槽，結(jié)構(gòu)和載荷具有循環(huán)對(duì)稱性，取包含一個(gè)完整榫槽在內(nèi)的整個(gè)渦輪轉(zhuǎn)子1/43 循環(huán)對(duì)稱段作為計(jì)算模型，對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。優(yōu)化前、后榫槽當(dāng)量應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見圖5，由結(jié)果可知，最大當(dāng)量應(yīng)力由1357MPa 降至1195MPa，降幅11.94%。

圖5 榫槽優(yōu)化前、后當(dāng)量應(yīng)力分布

3 結(jié)論

（1）針對(duì)螺栓孔應(yīng)力偏大問題，采取了兩種方案對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化分析比較，其中較優(yōu)的方案1 使最大當(dāng)量應(yīng)力由1552MPa 降至1180MPa，降幅為23.97%，同時(shí)提高了工藝性和經(jīng)濟(jì)性；雖然增重0.315kg，但仍在設(shè)計(jì)要求范圍內(nèi)。

（2）針對(duì)榫槽應(yīng)力偏高問題，對(duì)榫槽圓弧結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，即在高應(yīng)力區(qū)域采用較大的圓弧半徑，低應(yīng)力區(qū)域采用較小的圓弧半徑，結(jié)果使最大當(dāng)量應(yīng)力由1357MPa降至1195MPa，降幅為11.94%，重量?jī)H增加0.018kg，很好地滿足了設(shè)計(jì)要求。