排氣消音筒支撐結(jié)構(gòu)改進技術(shù)研究

徐升，李艷軍，劉旭峰

（中國航發(fā)沈陽發(fā)動機研究所，沈陽 110015）

0 引言

燃機試車臺是對燃機進行綜合試驗研究和生產(chǎn)試車的重要設(shè)施[1]。根據(jù)燃機的研制要求，從燃機設(shè)計開始到最后生產(chǎn)交付至部隊使用，需要開展大量的試驗試車工作[2]。排氣系統(tǒng)是燃機試車臺的重要組成部分，其主要作用是將燃機的排氣輸送到消音間內(nèi)，經(jīng)過消音間內(nèi)的消音器降噪后，排放到大氣之中。

排氣消音筒是排氣系統(tǒng)的組成部分，其主要作用是對燃機排氣進行降速擴壓，再通過開孔筒體對排氣進行初步降噪后，排放到消音間內(nèi)。

在燃機試運行期間，某試車臺排氣消音筒發(fā)生相對排氣中心線向上彎曲的現(xiàn)象，導(dǎo)致滑動支架[3-4]垂向限位墊圈發(fā)生彎曲破壞。本文對該問題開展研究分析并提出相應(yīng)的解決方案。

1 問題分析

1.1 問題原因

排氣消音筒（如圖1）由排氣擴壓段、前消音筒、后消音筒3個部分組成，三者為法蘭連接。排氣擴壓段與前側(cè)的過渡段（圖中未示出）之間為插口式結(jié)構(gòu)，無剛性連接。排氣消音筒為三點式支撐，固定支架設(shè)置在試驗間內(nèi)，兩套滑動支架設(shè)置在消音間內(nèi)。

圖1 排氣消音筒及支撐結(jié)構(gòu)

在燃機試運行期間，消音間的環(huán)境溫度高于試驗間的環(huán)境溫度，滑動支撐相對固定支撐產(chǎn)生垂向位移。同時，在滑動支架Ⅰ使消音筒發(fā)生彎曲變形，導(dǎo)致滑動支架II與消音筒分離，垂向限位墊圈發(fā)生彎曲破壞。

但是燃機試運行期間，工作狀態(tài)為低負荷工況，未能完全突顯出其危害程度，需要在高負荷工況下進一步評估熱變形對固定支撐處的影響。

1.2 熱脹量計算

通過1.1節(jié)可知，在消音間內(nèi)設(shè)置兩處滑動支撐，遠離固定支架的滑動支架不起支撐作用，為了保證排氣消音筒均勻受力，將兩點支撐改為一點支撐，如圖2所示。

圖2 熱脹量計算示意圖

根據(jù)熱脹量計算公式[5]，計算滑動支架II（圖2中A點）處于高負荷工況下的垂向熱脹量：

式中：Δl為熱脹量，mm；α為線脹系數(shù)，℃-1；l為長度，mm；T2為排氣溫度，℃；T1為室溫，℃。

1.3 固定支撐應(yīng)力分析

采用ANSYS Workbench分析計算排氣消音筒固定支架受到的彎曲應(yīng)力。計算模型及邊界條件如圖3所示。

圖3 計算模型及邊界條件

固定支架施加固定約束，滑動支架施加垂向51 mm的位移約束，對消音筒整體施加重力。

排氣消音筒與固定支架連接處的應(yīng)力云圖如圖4所示。在排氣消音筒與固定支架連接附近的多處應(yīng)力值均超過材料的許用

圖4 排氣消音筒與固定支架連接處的應(yīng)力云圖

值，不滿足強度要求。燃機試運行期間，燃機處于低負荷工況狀態(tài)，排氣擴壓段與固定支架連接處的彎曲應(yīng)力未對結(jié)構(gòu)產(chǎn)生破壞，但根據(jù)分析，高負荷工況狀態(tài)下，此處的彎曲應(yīng)力將會對結(jié)構(gòu)產(chǎn)生破壞。

1.4 螺栓組受力分析

通過1.3節(jié)的計算結(jié)果可提取出固定支架的彎矩為M＝9.76×105N·m，用于校核固定支架的連接螺栓組。

式中：Fmax為螺栓最大受力，N；Lmax為螺栓距形心最大距離，m；Li為第i個螺栓距形心的距離，m。

螺栓規(guī)格為GB/T 5781 M30×80，性能等級為4.8級，螺栓的保證載荷為174 000 N＜1 015 040 N。

由于螺栓的保證載荷遠遠小于螺栓最大載荷，對比排氣消音筒與固定支架連接處的應(yīng)力與許用應(yīng)力，可初步判斷，在管道熱脹過程中，螺栓組會先于排氣消音筒失效。

2 改進方案

通過前述分析，排氣消音筒與固定支架連接處應(yīng)力超出許用應(yīng)力，固定支架螺栓組最大受力大于螺栓的保證載荷，為保證結(jié)構(gòu)的安全，需對其進行改進設(shè)計。

2.1 改進方案一

改進方案一是通過增加固定支架連接螺栓數(shù)量、提高螺栓規(guī)格和性能等級，并且通過補強排氣消音筒和固定支架的連接部位，以抵抗彎曲應(yīng)力的作用。

將螺栓數(shù)量由8個增加到12個，將螺栓規(guī)格和性能等級提高為GB/T 5781 M36×80，性能等級10.9級，對螺栓組進行校核計算，螺栓最大受力為605 632 N＜678 000 N（螺栓保證載荷），滿足強度要求。

對于排氣消音筒和固定支架連接部位提出4種補強方案，分別為增加固定支架弧板尺寸，增加固定支架弧板厚度，增加固定支架立筋厚度，增加排氣擴壓段厚度，如圖5所示。

圖5 改進方案一

按照1.2節(jié)的方法對補強后的結(jié)構(gòu)進行強度分析，應(yīng)力云圖如圖6所示。從云圖可以觀察到，通過采用各種補強手段，排氣消音筒和固定支架連接處的應(yīng)力均得到了改善，其中，增加排氣擴壓段壁厚的補強效果最為明顯，但即便采用該種補強形式，連接部位的應(yīng)力仍然超出材料的許用值。

圖6 改進方案一應(yīng)力云圖

2.2 改進方案二

改進方案二是將固定支架替換為鉸鏈式結(jié)構(gòu)，徹底消除該處的彎曲應(yīng)力。

改進方案二（如圖7～圖9）取消原有的固定支架上支架，在排氣擴壓段下部焊接叉耳，與叉耳座通過銷軸連接在一起。當排氣消音筒因為消音間支架沿垂向熱脹而抬升過程中，消音筒可繞著銷軸中心線旋轉(zhuǎn)，不會在排氣擴壓段上產(chǎn)生彎曲應(yīng)力。

圖7 排氣消音筒及支撐結(jié)構(gòu)（改進方案二）

圖8 固定支架（鉸鏈式）

圖9 叉耳組件

利用仿真軟件分別對排氣擴壓段、銷軸和叉耳座進行強度分析，應(yīng)力云圖如圖10～圖12所示，排氣擴壓段、銷軸和叉耳座最大應(yīng)力均小于材料許用應(yīng)力，滿足強度要求。

圖10 錐段叉耳周邊應(yīng)力云圖

圖11 叉耳座應(yīng)力云圖

圖12 銷軸應(yīng)力云圖

由于只設(shè)置一套滑動支架，消音間支架的載荷分布較兩套滑動支架會發(fā)生變化，因此，利用ANSYS Workbench對其進行強度校核，最大應(yīng)力為16.5 MPa，滿足強度要求，如圖13所示。

圖13 消音間支架應(yīng)力云圖

2.3 方案對比分析

改進方案一是通過補強結(jié)構(gòu)的方式抵抗固定支架上的彎曲應(yīng)力。該方案的主要內(nèi)容是將排氣消音筒改為兩點支撐，撤除滑動支架Ⅰ，對排氣擴壓段與固定支架連接處進行局部補強，增加固定支架連接螺栓的數(shù)量和性能等級。改進后，經(jīng)強度分析，排氣擴壓段與固定支架連接處仍不符合強度要求。

改進方案二是通過將固定支架改成鉸鏈式結(jié)構(gòu)來消除彎曲應(yīng)力。該方案的主要內(nèi)容是將消音筒改為兩點支撐，撤除滑動支架Ⅰ，將固定支架改成鉸鏈式結(jié)構(gòu)。改進后，經(jīng)強度分析，排氣擴壓段、鉸鏈、固定支架下支架均滿足強度要求。

綜上，采用改進方案二來改造排氣消音筒。

3 實施效果

按改進方案二開展消音筒固定支架的改造工作，并完成現(xiàn)場安裝（如圖14），順利保障了燃機完成可靠性考核試驗。同時在試驗完成后，通過現(xiàn)場檢查，滑動支架Ⅱ處未發(fā)生垂向限位墊圈的彎曲破壞，固定支架的螺栓連接可靠，排氣擴壓段也未發(fā)生破壞。

圖14 排氣消音筒固定支架（鉸鏈式）實物圖

4 結(jié)語

本文介紹了某燃機試車臺排氣消音筒支撐結(jié)構(gòu)在使用過程中存在的問題，詳細分析了排氣消音筒相對中心線向上彎曲的原因及可能產(chǎn)生的后果，提出了用結(jié)構(gòu)補強支撐結(jié)構(gòu)和改換鉸鏈式支撐結(jié)構(gòu)兩種方案，通過對比分析，選取鉸鏈式結(jié)構(gòu)進行改造，實施效果表明，鉸鏈式支撐結(jié)構(gòu)可有效解決該類問題。