螺栓連接預緊力對渦輪盤靜力學特性影響的仿真分析

陳英濤，艾延廷，張云達

(沈陽航空航天大學遼寧省航空推進系統先進測試技術重點實驗室，沈陽110034)

1 引言

渦輪組件是燃氣輪機的重要承力構件和功率輸出部件，其結構有單級和多級。目前，對于多級盤的渦輪組件，基本上是通過螺栓方式進行連接，其優勢是結構簡單，成本較低，便于拆裝。

國內外學者對螺栓連接進行過大量研究[1-3]，但重點集中在螺栓本體，包括螺栓的動靜強度、疲勞、螺栓預緊力、加載順序等。就螺栓連接方式對連接對象的影響——特別是靜力學特性的影響，卻少有學者深入研究。螺栓連接的實質是通過螺栓施加一定的預緊力來實現構件的連接。預緊力大小將直接影響結構件的連接效果，更會給連接對象帶來附加載荷。這種附加載荷究竟多大，以及對連接對象靜力學特性的影響程度，是一個值得探究的問題。本文以某型燃機渦輪盤為研究對象，通過有限元仿真方法，分析了螺栓預緊力大小對渦輪盤靜力學特性的影響，以期為研究渦輪盤可靠性提供理論依據。

2 渦輪盤計算模型

研究對象為某型燃氣輪機渦輪組件。該渦輪組件由兩級渦輪盤組成，盤-盤間通過端齒嚙合傳扭，并由長螺栓實現連接。每級盤的葉片數均為96，螺栓連接孔數為16。考慮到渦輪組件的對稱性，取渦輪盤1/16扇形區進行建模。圖1為渦輪盤1/16扇形區模型[4]。

圖1 渦輪盤1/16扇形區模型Fig.1 The 1/16 sector model of turbine disk

3 靜強度分析

利用ANSYS workbench17.0對渦輪盤結構進行靜強度分析。

3.1 網格劃分

采用GIBET軟件對模型進行網格劃分。考慮到輪盤結構的復雜性，為了能夠劃分六面體單元，對渦輪盤的實體幾何模型進行了分割。將渦輪從輪緣以榫槽部分至中心孔軸頸處分割為16個個體，生成的網格以六面體網格為主；對螺栓連接部分采用加密的四面體網格[5]，渦輪盤網格單元數為19 782，節點數為57 206。圖2示出了渦輪盤的網格劃分。

3.2 材料參數

渦輪盤采用GH4169鎳基高溫合金，具有良好的抗疲勞、抗輻射、抗氧化、耐腐蝕性能。材料密度為 8.24 g/cm3，彈性模量為 205 GPa、泊松比為 0.3、屈服強度為1 220 MPa。

3.3 載荷及邊界

渦輪盤工作中最主要的載荷是葉片離心力載荷。為簡化計算模型，將葉片離心力以載荷的形式施加在與渦輪盤相接觸的榫槽面上。離心力計算公式為：

圖2 渦輪盤的網格劃分Fig.2 Meshing of turbine disk

式中：m為葉片質量，ω為角速度，r為葉片質心到旋轉軸的距離。

根據葉片參數，葉片與渦輪盤的連接屬于樅樹型榫頭連接，共有3對榫齒接觸，每對榫齒的接觸面積分別為S1、S2、S3，且接觸面與水平方向的夾角為37.5h。渦輪盤的工作轉速為4 700 r/min。本文選取的分析轉速為3 000、4 700、5 000 r/min。三種速度下，各個齒面上受到的壓力分別為71.3、175.2、198.2 MPa。

渦輪盤連接螺栓長600 mm，直徑20 mm，質量2.67 kg，距軸心距離150 mm，裝配預緊力為41 300 N，強度等級5.6級。為了更好地研究預緊力對渦輪盤靜力學特性的影響，根據《螺栓連接預緊力施加標準》，直徑20 mm螺栓允許施加預緊力范圍為31 900～195 000 N。在該范圍內選擇最小預緊力31 900 N、最大預緊力195 000 N及裝配預緊力41 300 N三個較典型的預緊力作為研究狀態[6]。

采用柱坐標系。對1/16渦輪盤扇形區進行分析，模型側端面施加循環對稱約束，以保證模型的整體性和周期性。對渦輪盤中心孔施加位移約束。由于渦輪盤前后都有連接部件使其軸向位置固定，所以應當對渦輪盤的X方向進行固結約束，Y、Z方向則無約束[7]。

4 計算結果

為研究螺栓連接對動力渦輪盤應力分布的影響，模擬了兩種情況：無螺栓連接時，不同轉速下渦輪盤的應力分布；有螺栓連接時，不同轉速和不同預緊力下渦輪盤的應力分布[8-10]。

圖3給出了無螺栓連接時不同轉速下渦輪盤的應力分布。如圖所示，轉速為3 000 r/min時，最大應力257 MPa，位置在螺栓孔處；轉速為4 700 r/min時，最大應力632 MPa，位置在螺栓孔處；轉速為5 000 r/min時，最大應力715 MPa，位置在螺栓孔處。

圖3 無螺栓連接時不同轉速下渦輪盤的應力分布Fig.3 Stress distribution of boltless-connected turbine disk at different speeds

如果不采用螺栓連接方式，取消螺栓孔設計，渦輪盤在3 000 r/min時的應力如圖4所示。表1列出了三種轉速條件下開孔和不開孔渦輪盤最大應力值和位置。分析表1可知，如采用螺栓連接方式，在盤上開螺栓孔，雖然減輕了渦輪盤的本體質量，但是造成了輪盤最大應力變大，且位置也發生改變，出現在螺栓孔處，而不是在渦輪盤的榫槽位置。

圖4 無螺栓孔渦輪盤的最大應力云圖Fig.4 Maximum stress distribution of turbine disk without bolt hole

表1 無螺栓連接渦輪盤的最大應力及位置Table 1 The maximum stress and location of boltless-connected turbine disk

圖5給出了有螺栓連接、轉速為3 000 r/min時不同螺栓預緊力下渦輪盤的應力分布。由圖可看出，隨著預緊力增大，渦輪盤的最大應力也隨之增大。表2統計了不同轉速、不同預緊力作用下渦輪盤的最大應力及其位置。通過表2可發現，螺栓連接的預緊力將改變渦輪盤的應力情況。同一轉速下，預緊力越大，渦輪盤的最大應力越大。但在預緊力水平較低時，渦輪盤最大應力增量不明顯。因此，在確保螺栓連接可靠性及剛度的前提下，應盡可能把渦輪盤預緊力控制在較低范圍，以保證實際裝配過程中，不會因為所施加的預緊力大小波動而造成渦輪盤局部產生較大的應力集中。

5 結論

(1)螺栓連接方式減輕了渦輪盤的本體質量，但使輪盤最大應力變大，且位置也發生了改變，最大應力集中在螺栓孔處。

(2)同一轉速下，預緊力越大，渦輪盤的最大應力越大。但在預緊力水平較低的情況下，渦輪盤最大應力增量不明顯。

圖5 有螺栓連接時不同預緊力下渦輪盤的應力分布Fig.5 Stress distribution of bolt-connected turbine disk under different preload

(3)螺栓連接預緊力是影響渦輪盤靜力學特性的一個因素。渦輪組件設計過程中采用螺栓連接方式時，應該考慮螺栓連接對渦輪盤靜力學特性的影響。在保證可靠的連接強度和連接剛度前提下，不要隨意調高螺栓預緊力，避免給渦輪盤帶來額外載荷，影響整個渦輪盤組件強度。

表2 不同轉速和預緊力下渦輪盤的最大應力及位置Table 2 The maximum stress and location of turbine disk under different rotational speed and preload