中心拉桿預緊燃發轉子軸向預緊力加載損失機理研究

張海彪 趙海鳳 趙勇銘

（中國航發湖南動力機械研究所，湖南株洲 412002）

0.前言

由于具有軸系同心度好及易于裝拆等優點，渦軸、渦槳發動機燃氣發生器轉子多采用圓弧端齒及施加壓緊力的中心拉桿來連接各個轉動件[1]。燃氣發生器轉子預緊力的大小影響轉子結構的剛度，進而影響轉子臨界轉速數值的大小[2]，因此燃發轉子預緊力大小處于設計狀態，對轉子的安全運行有著至關重要的作用[3]。目前，中心拉桿預緊燃氣發生器轉子一般采用液壓拉伸中心拉桿的工藝方法進行預緊[4]。實踐表明，這種預緊方式在液壓油卸壓后會出現預緊力損失的情況，為了提高轉子臨界轉速的控制精度，需要開展相關研究。

1.力學機理研究

液壓拉伸中心拉桿預緊的工藝方法示意圖如圖1所示，該方法是通過一套液壓裝置，通過轉換螺栓將中心拉桿與液壓油缸連接，利用液壓油缸產生的拉力拉伸中心拉桿，其反作用力通過轉接段作用在輪盤上，中心拉桿受拉力產生彈性伸長，外層筒體承受壓力產生彈性壓縮，隨后旋緊螺母，卸載，除去外力，通過螺母對筒體產生壓緊力[5]。目前這種方法預緊時加在中心拉桿上的軸向拉力，是根據油缸的受力面積和液壓系統的壓強直接計算得出，拉力的大小通過調整液壓系統的壓強來控制。

圖1 預緊方法示意圖

分析液壓拉伸中心拉桿預緊工藝過程中的傳力路線，傳力路線示意圖如圖2所示，發現液壓缸加壓及卸壓兩種狀態的傳力路線發生變化，卸壓后，圖1中的外層筒體1從不傳力變為傳力，外層筒體1承受壓力后，會產生壓縮變形，使中心拉桿釋放部分變形，減小了其對外層筒體的壓緊力。

圖2 兩種狀態傳力路線圖

進一步針對液壓拉伸中心拉桿預緊的工藝過程，建立液壓缸加壓及卸壓兩種狀態的力學模型，力學模型示意圖如圖3所示。

圖3 兩種狀態力學模型示意圖

圖1及圖3中S面為中心拉桿與外層筒體3通過螺紋固定連接的一端，A面為壓緊螺母前端面，B面為外層筒體2上承受壓力的截面，C面為與壓緊螺母接觸的外層筒體1上端面，K1為S面至A面中心拉桿軸向剛度，K2為S面至B面的外層筒體軸向剛度，K3為輪盤上承受壓力的截面至壓緊螺母前端的軸向剛度及中心拉桿與壓緊螺母螺紋連接軸向剛度的串聯之和。

假設A、B、C面在坐標系中初始位置為X1、X2、X3，模擬加載過程，將力學分析過程也分為加壓狀態和卸壓狀態進行研究（研究過程假設剛度K1、K2、K3不隨力的大小發生變化）。

加壓狀態，假設對中心拉桿施加的拉力大小為F，且壓緊螺母與外層筒體1上端面貼合。此時因外層筒體1不承受預緊力，所以B、C面的位置變化量相等，所以A、B、C面的位置變為：

卸載狀態，假設存在加載損失，卸載過程中中心拉桿縮短δ，則卸載狀態預緊力大小為：F?K1δ，卸載后A、B、C面的位置變為：

因加壓和卸壓兩種狀態壓緊螺母與外層筒體1上端面均處于貼合狀態，所以卸載過程中，中心拉桿縮短的距離應該等于筒體縮短的總距離，即：

根據式（1）、（2）、（3），可得加載損失力Fs為：

本文定義加載損失率η=Fs/F，即：

由式（4）、（5）分析可知：

（1）因式中K1、K2剛度值不可能為0，因此液壓拉伸中心拉桿預緊的工藝存在加載損失；

（2）K3剛度值越大，加載損失力及加載損失率越小；

（3）加載損失力大小與加載力大小成正相關，加載損失率大小與加載力大小無關。

2.有限元驗證及定量分析

2.1 有限元計算研究方法

模擬實際燃氣發生器轉子（結構示意圖如圖4）加載狀態，燃發轉子預緊力加載損失計算也分兩段進行；對前段轉子預緊力損失計算時，約束圖4所示L邊所有節點的軸向位移，首先，以集中力的形式在離心葉輪輪盤上承受壓力相應位置及中心拉桿上施加預緊載荷，此時保持壓緊螺母與中心拉桿的相對位置不變，且壓緊螺母與壓環始終處于貼合狀態，因此輪盤后端面因輪盤承受壓力而向左移動，壓環隨中心拉桿（承受拉應力）而向右移動，通過計算可得到輪盤后端面和壓環前端面的軸向相對位移。然后刪除集中力載荷，在離心葉輪盤后端面與壓環前端面之間建立標準接觸，將上述相對位移值以軸向過盈的形式施加在輪盤與壓環之間，計算此時的燃發轉子內應力大小，得到卸載后前段轉子軸向保留的壓緊載荷的大小。在對后段進行預緊損失計算時，為模擬前段預緊狀態，在離心葉輪與壓環之間以軸向過盈形式建立標準接觸；其余計算過程及方法與前段一致。

圖4 某型發動機燃氣發生器轉子結構示意圖

2.2 加載力大小對加載損失率的影響

結合現階段中心拉桿預緊渦軸發動機預緊力施加數據，研究不同加載力大小下的加載損失率，其中離心葉輪后及渦輪后輪盤上預緊力施加位置如圖3中M、N所示，按標題2.1中的方法進行計算，計算結果如表1所示。

表1 加載力大小對加載損失率的影響計算結果

計算結果表明：

（1）預緊力加載損失率大小與加載力大小無關，這與力學研究機理分析結果一致；

（2）燃發轉子前段加載損失率約3.0%，燃發轉子后段加載損失率約8.1%；

（3）后段加載損失率較前段加載損失率大的原因為渦輪后預緊力加載位置至壓緊螺母前端軸向剛度K3較小，導致加載損失大。

3.結論

本文利用力學機理、有限元分析對中心拉桿連接結構預緊力加載損失機理進行了研究，各研究方法的結果具有一致性，研究結論及建議如下：

（1）液壓拉伸中心拉桿預緊燃發轉子存在加載損失，為保證燃發轉子裝配預緊力處于設計狀態，需考慮加載損失的影響，可通過預緊加載仿真計算或測試試驗進行校準；

（2）加載損失率的大小與加載力的大小無關；

（3）燃發轉子預緊過程中應盡量增大預緊力加載位置至壓緊螺母前端軸向剛度，以減小加載損失。