某型燃汽輪機動力輸出軸的強度分析*

劉躍進

(北京市西城區特種設備檢測所,北京 100072)

0 引 言

燃氣輪機具有功率大、體積小、重量輕、起動加速好、熱效率高、裝卸維修方便、工作可靠以及可用多種燃料、少用或不用冷卻水等優點[1],但只有充分發揮這些優點才能真正體現出燃氣輪機的優勢。燃氣輪機常用于發電機組、航空及艦船等功率要求高的場合,在我國履帶車輛中的運用很少[2]。

履帶車輛通常使用柴油機作為動力源,但柴油機功率不僅較低,且進一步提高其功率也比較困難。而且履帶車輛需要更高的機動性和生存能力,因此要想提高單位功率密度,就要有功率更大的發動機。而燃汽輪機能夠很容易地達到很高的功率。因而將其運用在履帶車輛中十分適合,其動力輸出軸有別于柴油機等的動力輸出軸[3],不僅結構設計不同,而且需要承受較大外載。為提高燃氣輪機的可靠性、可用性以及可維護性,需要對燃氣輪機動力輸出軸進行結構特性分析。

動力輸出軸要在傳遞動力過程中需要具備良好的彈性、韌性、塑性和可淬透性,因此需要用優質的彈簧鋼進行制造。我國的動力輸出軸材料一般使用45CrNi2MoVA,60Si2MnA和65Mn等。目前,俄羅斯常用的材料是45CrNi2MoVA,美國用300M,另外65Si2MnWA也可用。由于優質材料成本高且選擇量少,僅靠提高材料性能來增加動力輸出軸的強度是不可取得。因此,需要采用合理的結構設計及加工工藝等綜合措施來加強動力輸出軸的強度。

筆者通過對某型燃氣輪機動力輸出軸的工作狀態的動力學分析,確定了燃氣輪機動力輸出軸容易斷裂的危險位置;運用材料力學建立理論模型,對該動力輸出軸的剛度及強度進行理論計算分析。利用有限元軟件ANSYS對某型履帶車輛燃汽輪機動力輸出軸進行強度、剛度分析,為下一步我國履帶車輛用燃汽輪機的設計提供理論依據及分析方法。

1 理論簡化分析

1.1 模型建立

對國外某型履帶車輛燃汽輪機的動力輸出軸進行實體尺寸測繪,并在三維繪圖軟件中進行實體建模,其形狀圖如圖1所示。動力輸出軸采用套筒與軸組成,兩者通過齒輪進行動力傳遞。燃氣輪機通過軸承安裝在套筒上,其動力輸出通過與套筒上的齒輪進行動力傳遞。這種結構不僅可承受較大外載,并且結構緊湊,縮小外形尺寸,節約空間。

圖1 實體模型

套筒受燃氣輪機重力F的作用,使動力輸出軸產生平面彎曲,而工作扭矩T使動力輸出軸產生扭轉,所以該燃氣輪機動力輸出軸受力為彎曲與扭轉的組合。套筒與軸通過齒輪傳動,此處采用剛性連接來進行簡化計算,軸D處采用固定端約束。理論計算時的簡化模型如圖2所示。

圖2 理論簡化模型

1.2 強度與剛度分析

套筒AE材料為 40CrNiMoVA,套筒外徑dA=72 mm,內徑dAo=52 mm,AE長為0.411 m,彈性模量E=2.1×105MPa,屈服強度σs=835 MPa,抗拉強度σb=980 MPa。

軸BD材料為45CrNiMoVA,軸直徑d2=40 mm,BD長為0.515 m,彈性模量E=2.1×105MPa,屈服強度σs=1 330 MPa,抗拉強度σb=1 470 MPa。

套筒承受燃氣輪機重力F=5 250 N,最大工作扭矩T=7 500 N·m,正常工作扭矩T=4 300 N·m,E處減震要求變形量υE>5 mm。

(1) 受力分析

燃氣輪機重力F使動力輸出軸產生平面彎曲,而工作扭矩T使動力輸出軸產生扭轉,所以該燃氣輪機動力輸出軸受力為彎曲與扭轉的組合。套筒受力分析如圖3所示。

圖3 套筒受力簡圖

A端為齒輪嚙合處,此處采用固定端約束,套筒E端承受燃氣輪機重量F及工作扭矩T,此時套筒受力簡化為懸臂梁結構。

套筒的扭矩圖與彎矩圖如圖4所示。由于套筒整體所受扭矩均相等,其上彎矩呈線性分布,A處彎矩最大。因此,可斷定A端為危險截面。

圖4 套筒的扭矩圖和彎矩圖

輸出軸受力分析如圖5所示。軸B處為齒輪嚙合,它承受從套筒A處傳遞的扭矩T和集中力F,軸端D處采用固定端約束,此時軸受力簡化為懸臂梁結構。

圖5 輸出軸受力簡圖

軸的扭矩圖如圖6所示。由于軸整體所受扭矩均相等,其上彎矩成線性分布,D處彎矩最大。所以,可斷定輸出軸D端為危險截面。

圖6 軸的扭矩圖和彎矩圖

(2) 應力分析

套筒及軸在危險點A、D處,截面上的彎矩產生彎曲,正應力呈線性分布,上下端面最值處分別有最大拉應力和最大壓應力,扭轉產生扭轉切應力,A、D處最外層端面有最大切應力。因此,A、D處上下端面最值處是危險點。

其最大彎曲正應力和最大扭轉切應力[4]為:

σ=T/W

(1)

τ=T/Wp

(2)

由第四強度理論[4]計算綜合強度應力為:

(3)

套筒綜合應力強度最大值應在A處,即:

(4)

軸綜合應力強度最大值應在D處,即:

(5)

(3) 變形分析

懸臂梁撓曲線方程[4]為:

(6)

燃氣輪機動力輸出軸最大變形在套筒受力處,其疊加了軸及套筒總的變形量。

燃氣輪機支撐處(即E處)最大位移變形量為:

(7)

套筒在危險點A處的綜合應力256.59 MPa,小于屈服強度835 MPa;軸在危險點D處的綜合應力1 089.3 MPa,小于屈服強度1 330 MPa。因此,套筒及軸的綜合應力強度均小于材料的屈服強度,E處的減震要求變形量為9.7 mm,大于理論設計要求的5 mm。綜上所述,理論分析表明該輸出軸滿足強度、剛度要求,且其結構設計不僅滿足支撐燃氣輪機重力要求,也動力傳遞、支撐減震的要求。

2 有限元分析

2.1 有限元模型建立

結構分析是有限元分析方法最常用的一個領域[5]。要想進行有限元計算,必須對實體模型進行網格劃分,網格劃分的質量將直接影響有限元計算的結果。ANSYS軟件是大型通用有限元分析軟件,能夠進行包括結構、熱、聲、流體、電磁場等學科的研究。ANSYS網格劃分可選擇的單元類型有梁單元、桿單元、殼單元和大應變實體單元等。根據計算需要可選擇結構分析所用的單元類型。

劃分網格是進行有限元分析的基礎,節點及單元數量及類型將直接影響計算精度和計算規模。將三維模型導入ANSYS軟件中,然后進行網格劃分,為了保證動力輸出軸有限元模型的網格劃分精度,采用三維實體單元SOLID185進行網格劃分,共分268 791單元。有限元模型如圖7所示。

圖7 有限元模型

圖9 軸應力云圖

2.2 強度與剛度分析

結合動力輸出軸實際工況,對模型的一端即軸D處的節點施加固定約束,此處節點位移約束及角約束均設為零;套筒E處施加動態扭轉載荷及集中載荷,扭轉載荷通過套筒E處外圈節點施加且繞軸心對稱的,集中載荷作用在套筒E處最高節點,軸與套筒齒輪嚙合處的軸上節點與套筒上的節點在嚙合位置同一點處或接近處采用剛性耦合處理,然后運用有限元法中的結構分析方法對動力輸出軸強度、剛度進行分析。經過有限元分析得到燃氣輪機動力輸出最大時輸出軸的應力云圖和變形云圖,計算結果如圖8～10所示。動力輸出軸工作時的最大Von Mises 應力為1 108 MPa,小于材料的屈服強度極限,應力主要集中在軸與套筒配合處的位置及外載施加的位置。即在齒根和外圓部分易發生斷裂。因此,設計時連接處不得有接痕,以避免應力集中發生局部塑性變形而成為危險部位。在加工過程中應該考慮表面處理,以提高零件表面光潔度,避免加工微裂紋的出現。輸出軸的最大變形量在套筒加載處9.57 mm,其大于理論設計要求的5 mm,滿足減震性能要求的變形量。

有限元分析結果的最大應力及變形與理論簡化模型計算結果對比如表1所列,最大應力差值1.7%,最大變形差值1.4%,其差值不大。因此理論簡化模型比較能符合實際情況,其可用來初步估算輸出軸的強度及剛度,實體模型進行有限元分析后,其結果能更準確確定其強度及剛度。

表1 最大應力與變形

3 結 語

在進行實體尺寸測繪基礎上建立某型燃汽輪機動力輸出軸的實體模型,通過理論模型簡化進行受力、應力及變形分析計算;利用有限元軟件ANSYS建立有限元模型,并通過有限元分析對該燃汽輪機動力輸出軸的強度、剛度進行分析計算。結果表明,該軸結構設計不僅滿足支撐燃氣輪機重力要求,也滿足動力傳遞、支撐減震要求,且組合尺寸較小,所研究結果為下一步我國履帶車輛用燃汽輪機的設計提供理論依據及結構分析方法。