氦氣渦輪轉子系統整體數值仿真研究

李琦，郭金佳

（中國船舶重工集團公司第七一一研究所，上海201108）

0 引言

整體葉盤及葉輪是航空發動機中極為重要的關鍵件之一。其幾何形狀、結構形式及與相鄰部件的連接方式十分復雜，并處于高溫、高轉速及高氣動載荷的惡劣工作環境。結構上均具有循環對稱或分區循環對稱特性，其主要承受的離心、氣動、熱力和裝配載荷也具備與結構類似的循環對稱特性。整個轉子系統使用環境較為嚴酷且要求的壽命較長，在氣動、熱負荷與機械載荷共同作用下，其結構完整性問題十分突出[1]。由于其結構龐大，幾何形狀十分復雜，對其進行精確地應力分析十分困難，數據準備和計算工作量很大[2-5]。在整個轉子系統的結構強度分析中，存在大量接觸問題，直接影響強度分析結果[6-7]。高溫氣冷堆氦氣輪機是將氦氣輪機與模塊式高溫氣冷堆相結合，利用高溫堆產生的高溫氦氣直接推動氣輪機作功進行高效率發電的系統。氦氣渦輪作為氦氣輪機的關鍵部件之一，其設計的好壞直接影響整機性能[8-9]。與航空發動機渦輪系統類似，氦氣渦輪的失效也會導致危險的后果[10]。氦氣渦輪轉子系統也具有航空發動機渦輪典型結構特點，其強度數值分析具有顯著的非線性特點，從美國結構完整性系列標準[11-15]中可知，渦輪轉子的結構強度設計是非常重要的問題。

本文應用ANSYS軟件，對某氦氣渦輪轉子強度進行了計算分析，在計算中考慮了非線性接觸關系以及連接螺栓預緊力的影響。

1 計算方法應用及模型簡化

研究對象為某氦氣渦輪轉子，由前后軸、6級輪盤、6級臺階齒密封環、8個連接螺栓、Ⅰ～Ⅵ級240對工作葉片和56個定位套管等組成。多處開有冷卻通流孔，其結構特點為相互關聯的構件多、結構復雜，各構件之間存在復雜的非線性接觸關系。計算采用有限元計算方法，運用Pro/E軟件進行3維實體建模；同時應用ANSYS軟件進行結構強度校核計算分析和溫度場計算。

為了保證計算的可實施性，對整體結構進行簡化處理并建立了計算模型。按等質量將輪盤榫槽的樅樹形截面改為梯形截面；不模擬輪盤及前后軸上（包括孔邊）的倒角和倒棱；將其他輪盤間臺階齒密封環上的密封齒拉直；適當減少渦輪后軸階梯數；工作葉片在工況轉速下產生的離心力施加在輪盤榫齒面上。簡化準則為

式中：M、M'分別為渦輪轉子系統簡化前、后的質量；F1,2,3、F1,2,3分別為簡化前、后的部件前3階模態。

根據結構的對稱性和偏心孔的影響，取渦輪轉子整體結構的1/4建立計算模型進行計算研究分析，簡化后的計算模型如圖1所示。

圖1 幾何模型

2 有限元網格的劃分

由于計算模型龐大，而且構件之間存在眾多非線性接觸關系，因此網格劃分是計算中重要工作之一。為了真實模擬整體結構各部件的幾何形狀，必須針對不同部位采用不同類型單元。為了減少計算單元的數量，提高計算速度，結構的主要部分都使用6面體單元劃分網格。在某些過渡區域，使用4面體單元作為過渡；同時在某些局部位置進行了疏密過渡，以滿足這些區域劃分細密和粗疏網格的需要。共劃分76287個單元，有限元網格如圖2所示。

3 計算載荷工況及邊界條件

3.1 接觸面及接觸關系定義

圖2 有限元網格

轉子各部件之間的連接皆定義為接觸關系（結構非線性），具體接觸位置為1～6級輪盤與1～6階臺齒密封環配合面間、前軸法蘭端面與第1級臺齒密封環端面、后軸法蘭端面與第6級輪盤外端面、連接螺栓內端面與前后軸法蘭外端面的軸向接觸；輪盤與臺階齒密封環間的徑向接觸；定位套管與盤孔之間、連接螺栓相應外表面與盤孔內表面、連接螺栓相應外表面與前后軸螺栓孔內表面的周向接觸等。接觸關系如圖3所示。

圖3 渦輪軸系整體結構接觸表面

3.2 約束邊界處理

計算模型中的對稱面按對稱邊界處理，進行法向位移的約束，在渦輪轉子后軸止推軸承處進行軸向位移約束。另外，對每根螺栓都施加了預緊載荷。

3.3 載荷

在計算中主要考慮了離心載荷及熱載荷對軸系整體應力的影響。額定轉速和超轉速分別為15000、18000r/min；溫度場按照渦輪入口溫度750、850℃時計算；按離心載荷及熱載荷的組合進行了4種工況的計算，見表1。

表1 不同工況下載荷分析條件

3.4 溫度載荷

在渦輪入口溫度分別為750、850℃2種工況下計算了溫度場分布。計算結果表明：在2種工況下的溫度場分布趨勢相同，均為第4級輪盤溫度最高，后軸溫度最低。在渦輪入口溫度為750℃時計算，后軸溫度最低為101℃，第4級輪盤溫度最高為616℃，溫度場云圖如圖4所示；在渦輪入口溫度為850℃時計算，后軸溫度最低為101℃，第4級輪盤溫度最高為689℃，溫度場如圖5所示。

圖4 渦輪轉子溫度分布（750℃）

圖5 渦輪轉子溫度分布（850℃）

4 計算結果

整體應力分布如圖6所示。從圖中可見，在整個模型當中，最大應力為連接螺栓與各級輪盤之間的接觸應力；另外，開孔處的應力也比較大，其次是盤心處。

圖6 在15000 r/min、渦輪入口溫度為750℃時溫度場整體應力

4.1 接觸應力

在離心載荷與熱載荷作用下，連接螺栓與各級輪盤的接觸應力最大。在15000r/min、渦輪入口溫度為750℃時的溫度場，連接螺栓與盤接觸面上的接觸應力為957 MPa，應力如圖7所示。幾種工況下連接螺栓接觸面上應力見表2。

圖7 連接螺栓在15000r/min、渦輪入口溫度為750℃時溫度場應力

表2 接觸應力MPa

盡管在離心載荷與熱載荷作用下，連接螺栓與各級輪盤的接觸應力最大。但由于接觸應力有明顯的局限性，依照航空發動機設計手冊，接觸應力進行強度儲備校核時，高強度合金鋼的點接觸情況為σmax≤（8～10）σb；線接觸情況為σmax≤（5～7）σb，所以按材料拉伸極限性能，仍具有較大的強度儲備。

4.2 盤心應力和強度儲備

除接觸應力、開孔處應力外，整體模型中的渦輪盤的盤心應力也較大，應力分布如圖8所示，盤心應力見表3。

圖8 15000r/min、渦輪入口溫度為750℃溫度場下盤心應力分布

表3 1～6級輪盤盤心在幾種工況下平均應力MPa

材料屈服極限σs=730 M P a，可見盤心處應力也具有較大的強度儲備。從表2、3中可見，除接觸應力和開孔處應力外，在轉子軸系整體強度計算中，各級輪盤盤心處應力較大。

4.3 渦輪整體變形

從變形計算結果和云圖可見，渦輪轉子整體變形比較協調。在離心力和熱應力作用下渦輪轉子分別軸向收縮、伸長。在15000r/min，渦輪入口溫度750℃時溫度場工況下，渦輪轉子軸向總伸長量為2.95 mm，渦輪轉子在幾種工況下的軸向變形情況見表4。從表中可見，溫度對軸向總伸長量的影響大于轉速的影響。

表4 幾種工況下軸向變形

5 結束語

本文針對氦氣渦輪轉子系統中模型簡化和非線性接觸等問題，采用3維結構建模軟件Pro/E和ANSYS軟件對氦氣渦輪轉子系統進行整體數值仿真分析，研究了不同離心載荷和溫度載荷下轉子系統的接觸應力、離心應力和整體變形，評估了氦氣渦輪轉子系統的整體強度。某型氦氣渦輪轉子系統試驗結果也證明了該方法具有一定的工程實用價值。

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