宋文超，陳英濤，徐讓書，權(quán)立寶

（1.沈陽黎明航空發(fā)動(dòng)機(jī)集團(tuán)有限責(zé)任公司，沈陽110031；2.沈陽航空航天大學(xué)遼寧省航空推進(jìn)系統(tǒng)先進(jìn)測(cè)試技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，沈陽110034）

QD128燃?xì)廨啓C(jī)動(dòng)力渦輪盤組件溫度場(chǎng)計(jì)算及靜強(qiáng)度分析

宋文超1，陳英濤2，徐讓書2，權(quán)立寶2

（1.沈陽黎明航空發(fā)動(dòng)機(jī)集團(tuán)有限責(zé)任公司，沈陽110031；2.沈陽航空航天大學(xué)遼寧省航空推進(jìn)系統(tǒng)先進(jìn)測(cè)試技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，沈陽110034）

動(dòng)力渦輪盤作為燃?xì)廨啓C(jī)的關(guān)鍵部件，其結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，且承受著復(fù)雜的熱載荷及機(jī)械載荷，在局部區(qū)域有可能出現(xiàn)較大的應(yīng)力，從而導(dǎo)致各種失效故障。為保證其正?？煽抗ぷ?，在盤體設(shè)計(jì)時(shí)首先要滿足靜強(qiáng)度要求?；谟邢拊ㄓ?jì)算渦輪盤組件在最大載荷狀態(tài)下的應(yīng)力分布，分析了熱載荷、機(jī)械載荷及螺栓預(yù)緊力對(duì)輪盤應(yīng)力的影響，為渦輪盤組件的改進(jìn)提供了理論依據(jù)。

燃?xì)廨啓C(jī)；動(dòng)力渦輪盤；有限元分析；流-固-熱耦合模型；溫度場(chǎng)；靜強(qiáng)度校核

1　引言

QD128燃?xì)廨啓C(jī)是我國(guó)自行研制的首臺(tái)擁有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的中檔功率輕型燃?xì)廨啓C(jī)，由昆侖發(fā)動(dòng)機(jī)改型而來，主要用于發(fā)電。該燃?xì)廨啓C(jī)Ⅰ級(jí)、Ⅱ級(jí)動(dòng)力渦輪盤原結(jié)構(gòu)采用K438材料加工而成，目前該種材料在市場(chǎng)不易采購且價(jià)格較高，不利于改型燃?xì)廨啓C(jī)的推廣。為此，本文基于有限元法，針對(duì)Ⅰ級(jí)、Ⅱ級(jí)動(dòng)力渦輪盤組件進(jìn)行盤改材料靜強(qiáng)度計(jì)算。通過給定條件，首次以Ⅰ級(jí)、Ⅱ級(jí)動(dòng)力渦組件的形式計(jì)算其溫度場(chǎng)，得到新材料下渦輪盤的強(qiáng)度，為渦輪盤變更設(shè)計(jì)提供理論參考。

2　QD128燃?xì)廨啓C(jī)結(jié)構(gòu)

QD128燃?xì)廨啓C(jī)有2級(jí)動(dòng)力渦輪盤，Ⅰ級(jí)、Ⅱ級(jí)渦輪葉片數(shù)均為97，Ⅰ級(jí)、Ⅱ級(jí)導(dǎo)向器葉片數(shù)均為85，渦輪盤外緣均布97個(gè)榫槽。第Ⅰ級(jí)渦輪盤前側(cè)有篦齒封嚴(yán)突緣及平衡配重組件安裝槽突緣。兩級(jí)動(dòng)力渦輪盤之間有一個(gè)級(jí)間篦齒封嚴(yán)圈，封嚴(yán)圈與兩級(jí)渦輪盤之間以套接方式相連。16個(gè)聯(lián)接螺栓將兩級(jí)渦輪盤及主軸組件通過套齒相連。

燃?xì)廨啓C(jī)工作過程中，動(dòng)力渦輪盤承受的載荷主要有：葉片、榫頭及輪盤本身的質(zhì)量離心力，輪緣部位與輪盤中心部位的溫度梯度，氣動(dòng)載荷（由葉片傳來的氣體力和輪盤前、后端面上的氣體壓力），葉片及輪盤振動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的動(dòng)載荷，盤與軸連接處的裝配應(yīng)力等。其中氣動(dòng)載荷、振動(dòng)載荷對(duì)輪盤的靜強(qiáng)度影響較小，載荷數(shù)據(jù)的影響也比較有限，所以本文進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算時(shí)主要考慮離心載荷、溫度載荷及裝配條件的影響。

本文所選GH4169高溫合金為餅材，其材料參數(shù)［1］為：密度8.24 kg/cm3，彈性模量193 GPa，泊松比0.3，屈服強(qiáng)度1 310 MPa，線膨脹系數(shù)13.5×10-6。

3　計(jì)算模型建立

考慮到渦輪盤上均布的螺栓孔數(shù)和套齒數(shù)的最大公約數(shù)為16，利用旋轉(zhuǎn)周期性條件，將渦輪工作葉片數(shù)簡(jiǎn)化為96，級(jí)間篦齒封嚴(yán)圈上的40個(gè)?4.8孔按等效流通能力條件簡(jiǎn)化為均布的32個(gè)?5.0孔。旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系區(qū)和被包圍在其內(nèi)部的固體區(qū)取圓周1/ 16的扇形區(qū)域?yàn)橛?jì)算域，并包含6個(gè)完整的工作葉片和葉柵通道。

4　溫度場(chǎng)計(jì)算

建立合理的動(dòng)力渦輪盤溫度場(chǎng)計(jì)算模型，是獲得可靠強(qiáng)度分析結(jié)論的重要技術(shù)保證。為得到滿足渦輪盤強(qiáng)度計(jì)算要求精度的溫度分布，本文建立了包括渦輪燃?xì)饬鞯?、冷卻空氣腔、渦輪工作葉片和渦輪盤的流-固-熱耦合模型［2］。

動(dòng)力渦輪中，基本傳熱過程是燃?xì)馔ㄟ^動(dòng)力渦輪葉片將熱量傳給渦輪盤，渦輪盤再將熱量傳給冷卻空氣。因此，動(dòng)力渦輪盤溫度場(chǎng)計(jì)算模型的計(jì)算域，應(yīng)包括渦輪盤、渦輪工作葉片、燃?xì)饬鞯篮屠鋮s空氣腔，見圖1。

圖1　動(dòng)力渦輪盤溫度場(chǎng)計(jì)算域Fig.1 Temperature field calculation domain

作為流-固-熱耦合計(jì)算模型，計(jì)算網(wǎng)格應(yīng)具有良好的正交性和單元質(zhì)量等要求。流體區(qū)網(wǎng)格應(yīng)滿足基于求解RANS的湍流模型對(duì)單元尺寸的要求［3］，特別是對(duì)近壁區(qū)湍流速度、溫度分布精確計(jì)算的要求，應(yīng)滿足近壁區(qū)處理方法對(duì)壁面y+的要求；固體區(qū)網(wǎng)格則主要應(yīng)與溫度和熱流通量分布相適應(yīng)［4］。計(jì)算域網(wǎng)格采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)（CFD）網(wǎng)格劃分程序Gambit2.4劃分，見圖2。

圖2　動(dòng)力渦輪盤溫度場(chǎng)計(jì)算域網(wǎng)格Fig.2 Temperature field computational domain grid

圖3　動(dòng)力渦輪燃?xì)夂屠鋮s空氣流動(dòng)及渦輪盤溫度場(chǎng)Fig.3 Power turbine gas，cooling air flow and temperature field of turbine disc

圖3示出了計(jì)算模型的動(dòng)力渦輪燃?xì)夂屠鋮s空氣流動(dòng)及渦輪盤溫度場(chǎng)概況。圖中，流動(dòng)情況用以速度著色的流線表示，渦輪盤、葉片、機(jī)匣等固體部分顯示了表面和子午面的溫度，燃?xì)馔ǖ廊肟诤统隹陲@示為燃?xì)鉁囟取?/p>

渦輪盤強(qiáng)度采用有限元法（FEM）計(jì)算，需將流-固-熱耦合CFD模型計(jì)算所得渦輪盤和封嚴(yán)圈溫度場(chǎng)數(shù)據(jù)向FEM結(jié)構(gòu)分析模型映射［5］。導(dǎo)入并映射溫度場(chǎng)后的渦輪盤和封嚴(yán)圈有限元模型如圖4所示。

圖4　導(dǎo)入溫度場(chǎng)的渦輪盤和封嚴(yán)圈的有限元模型Fig.4 FEM model of turbine disc and seal ring with temperature field

動(dòng)力渦輪出口溫度計(jì)算值與實(shí)測(cè)值的對(duì)比如表1所示，可見二者偏差較小，表明計(jì)算模型和計(jì)算結(jié)果可信。

表1　動(dòng)力渦輪出口溫度計(jì)算值與實(shí)測(cè)值的對(duì)比Table 1 Calculated vs.measured values of the outlet temperature of the power turbine

5　靜強(qiáng)度計(jì)算

5.1載荷及邊界

利用ANSYS15.0軟件可進(jìn)行多物理場(chǎng)計(jì)算分析的特點(diǎn)，基于溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果，對(duì)Ⅰ級(jí)、Ⅱ級(jí)動(dòng)力渦輪盤的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算。計(jì)算網(wǎng)格如圖5所示。

圖5　動(dòng)力渦輪盤組件網(wǎng)格劃分Fig.5 Grid division of power turbine disc

選取輪盤最大工作狀態(tài)轉(zhuǎn)速進(jìn)行計(jì)算分析。計(jì)算轉(zhuǎn)速為4 700 r/min時(shí)動(dòng)力渦輪的應(yīng)力分布。

葉片離心載荷：葉片離心載荷由公式Fc=mRω2計(jì)算，式中m為葉片質(zhì)量，R為葉片質(zhì)心到旋轉(zhuǎn)軸的徑向距離，ω為角速度。根據(jù)葉片參數(shù)，葉片與輪盤的連接屬樅樹型榫頭連接，共有3對(duì)齒接觸，渦輪盤上每個(gè)齒的接觸表面積分別為S1、S2、S3。根據(jù)設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速計(jì)算出的作用于輪盤上的葉片離心力平均分配到榫齒棒槽的3對(duì)齒面上，且擠壓面與水平方向的夾角為37.5°，則各個(gè)齒面上的分布?jí)毫?74.2 MPa和142.5 MPa。

螺栓預(yù)緊力：Ⅰ級(jí)、Ⅱ級(jí)渦輪盤通過16個(gè)M20 mm螺栓連接，螺栓預(yù)緊力會(huì)影響盤的應(yīng)力，本文在螺栓連接處施加40 kN預(yù)緊力。

邊界條件：由于模型針對(duì)1/16的渦輪盤體進(jìn)行計(jì)算，需要建立柱坐標(biāo)，對(duì)模型側(cè)端面施加循環(huán)對(duì)稱約束［6］，保證計(jì)算模型的整體性和周期性。

位移約束：由于施加預(yù)緊力后需保持結(jié)構(gòu)不會(huì)產(chǎn)生剛體位移，在第Ⅱ級(jí)輪盤端齒平面施加無摩擦約束。

5.2應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

圖6為動(dòng)力渦輪盤組件在最大工況下的等效應(yīng)力云圖，可見整個(gè)輪盤的最大應(yīng)力分布在Ⅰ級(jí)渦輪盤螺栓連接內(nèi)孔處，最大值為680 MPa。

圖6　動(dòng)力渦輪盤組件等效應(yīng)力分布Fig.6 Equivalent stress distribution of a power turbine disc assembly

圖7示出了Ⅰ級(jí)渦輪盤榫槽處的應(yīng)力分布，可見Ⅰ級(jí)渦輪盤榫槽處應(yīng)力分布較為均勻，最大應(yīng)力集中在第3個(gè)榫槽根部，為457 MPa。

圖7?、窦?jí)動(dòng)力渦輪盤榫槽應(yīng)力分布Fig.7 The mortise stress distribution of the first-stage power turbine disc

表2示出了根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果，渦輪盤在最大轉(zhuǎn)速狀態(tài)下工作時(shí)，對(duì)Ⅰ級(jí)、Ⅱ級(jí)動(dòng)力渦輪盤應(yīng)力集中點(diǎn)數(shù)值所作的統(tǒng)計(jì)。

表2　動(dòng)力渦輪盤應(yīng)力集中點(diǎn)統(tǒng)計(jì)Table 2 The statistic of the stress concentration point of the power turbine disc

從圖8中可以看出，Ⅰ級(jí)動(dòng)力渦輪盤在最大工況下（無熱載荷），最大等效應(yīng)力在輪盤螺栓內(nèi)孔邊緣，為639 MPa。

圖8　Ⅰ級(jí)動(dòng)力渦輪盤在無熱載荷條件下的等效應(yīng)力分布Fig.8 Equivalent stress distribution of the first-stage power turbine disc under the condition of no heat load

從圖9中可以看出，Ⅰ級(jí)動(dòng)力渦輪盤在單一熱載荷條件下，最大熱應(yīng)力在輪盤第3榫齒根部螺栓內(nèi)孔邊緣，為191 MPa。

圖9?、窦?jí)動(dòng)力渦輪盤在單一熱載荷條件下的等效應(yīng)力分布Fig.9 Equivalent stress distribution of the first-stage power turbine disc under single thermal load

6　結(jié)論

（1）動(dòng)力渦輪盤在最大工作狀態(tài)下的最大等效應(yīng)力值，沒有超出材料屈服強(qiáng)度的應(yīng)力值，都在線彈性范圍內(nèi)，靜強(qiáng)度儲(chǔ)備滿足要求。

（2）動(dòng)力渦輪盤應(yīng)力最大位置及壽命考核點(diǎn)，位于Ⅰ級(jí)動(dòng)力渦輪盤螺栓內(nèi)孔邊緣。

（3）動(dòng)力渦輪盤最大等效應(yīng)力主要由機(jī)械載荷產(chǎn)生，溫度場(chǎng)不均勻性引起的熱載荷在榫槽位置所占比重較大，在其他位置比重較小。

（4）溫度梯度較大的位置在渦輪盤榫槽處，該位置溫度場(chǎng)對(duì)渦輪盤應(yīng)力影響較大，在最大載荷條件下應(yīng)力為457 MPa，機(jī)械載荷條件下應(yīng)力為356 MPa，單一熱載荷條件下應(yīng)力為191 MPa。

［1］《中國(guó)航空材料手冊(cè)》編輯委員會(huì).中國(guó)航空材料手冊(cè)［K］.2版.北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2002.

［2］ANSYS Mechanical User's Guide［M］.Canonsburg：ANSYS Inc.，2013.

［3］ANSYS Fluent Theory Guide［M］.Canonsburg：ANSYS Inc.，2013.

［4］ANSYS Fluent User's Guide［M］.Canonsburg：ANSYS Inc.，2013.

［5］宋學(xué)官，蔡林，張華.ANSYS流固耦合分析與工程實(shí)例［M］.北京：中國(guó)水利出版社，2012.

［6］張洪才，劉憲偉，孫長(zhǎng)青，等.ANSYS Workbench 14.5數(shù)值模擬工程實(shí)例解析［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2013.

Temperature field calculation and static strength analysis of power turbine disc assembly of QD128 gas turbine

SONG Wen-chao1，CHEN Ying-tao2，XU Rang-shu2，QUAN Li-bao2
（1.Shenyang Liming Aero-Engine Group Corporation Ltd.，Shenyang 110043，China；2.Liaoning Key Laboratory of Advanced Test Technology for Aerospace Propulsion System，Shenyang Aerospace University，Shenyang 110136，China）

As the key part of the gas turbine，the power turbine disc is complex，and it has a complicated thermal and mechanical load，so it is possible to have a large stress in the local area that will lead to varied faults.In order to ensure the normal and reliable work，the static strength requirements should be met in the design of the disc.Based on the finite element method，the stress distribution of the turbine disc assembly in the maximum load state was calculated and the impact of thermal and mechanical load as well as bolt pre-tightening force on disc stress was analyzed to provide theoretical reference for disk assembly improvement.

gas turbine；power turbine disc；finite element analysis；fluid-solid-thermal coupling；temperature field；static strength check

TK472

A

1672-2620（2015）06-0045-04

2015-12-01；

2015-12-25

宋文超（1961-），男，遼寧丹東人，研究員級(jí)高工，主要從事燃?xì)廨啓C(jī)整機(jī)及部件設(shè)計(jì)工作。