陳英濤，艾延廷，張云達

(沈陽航空航天大學(xué)遼寧省航空推進系統(tǒng)先進測試技術(shù)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(gòu)件和功率輸出部件，其結(jié)構(gòu)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(yōu)勢是結(jié)構(gòu)簡單，成本較低，便于拆裝。

國內(nèi)外學(xué)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(yù)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(xué)特性的影響，卻少有學(xué)者深入研究。螺栓連接的實質(zhì)是通過螺栓施加一定的預(yù)緊力來實現(xiàn)構(gòu)件的連接。預(yù)緊力大小將直接影響結(jié)構(gòu)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(xué)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(yù)緊力大小對渦輪盤靜力學(xué)特性的影響，以期為研究渦輪盤可靠性提供理論依據(jù)。

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(xiàn)連接。每級盤的葉片數(shù)均為96，螺栓連接孔數(shù)為16?？紤]到渦輪組件的對稱性，取渦輪盤1/16扇形區(qū)進行建模。圖1為渦輪盤1/16扇形區(qū)模型[4]。

圖1 渦輪盤1/16扇形區(qū)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(jié)構(gòu)進行靜強度分析。

3.1 網(wǎng)格劃分

采用GIBET軟件對模型進行網(wǎng)格劃分。考慮到輪盤結(jié)構(gòu)的復(fù)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(wǎng)格以六面體網(wǎng)格為主；對螺栓連接部分采用加密的四面體網(wǎng)格[5]，渦輪盤網(wǎng)格單元數(shù)為19 782，節(jié)點數(shù)為57 206。圖2示出了渦輪盤的網(wǎng)格劃分。

3.2 材料參數(shù)

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(wǎng)格劃分Fig.2 Meshing of turbine disk

式中：m為葉片質(zhì)量，ω為角速度，r為葉片質(zhì)心到旋轉(zhuǎn)軸的距離。

根據(jù)葉片參數(shù)，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(zhuǎn)速為4 700 r/min。本文選取的分析轉(zhuǎn)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(zhì)量2.67 kg，距軸心距離150 mm，裝配預(yù)緊力為41 300 N，強度等級5.6級。為了更好地研究預(yù)緊力對渦輪盤靜力學(xué)特性的影響，根據(jù)《螺栓連接預(yù)緊力施加標(biāo)準(zhǔn)》，直徑20 mm螺栓允許施加預(yù)緊力范圍為31 900～195 000 N。在該范圍內(nèi)選擇最小預(yù)緊力31 900 N、最大預(yù)緊力195 000 N及裝配預(yù)緊力41 300 N三個較典型的預(yù)緊力作為研究狀態(tài)[6]。

采用柱坐標(biāo)系。對1/16渦輪盤扇形區(qū)進行分析，模型側(cè)端面施加循環(huán)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(yīng)當(dāng)對渦輪盤的X方向進行固結(jié)約束，Y、Z方向則無約束[7]。

4 計算結(jié)果

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

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

圖3 無螺栓連接時不同轉(zhuǎn)速下渦輪盤的應(yīng)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(shè)計，渦輪盤在3 000 r/min時的應(yīng)力如圖4所示。表1列出了三種轉(zhuǎn)速條件下開孔和不開孔渦輪盤最大應(yīng)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(zhì)量，但是造成了輪盤最大應(yīng)力變大，且位置也發(fā)生改變，出現(xiàn)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(yīng)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(yīng)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(zhuǎn)速為3 000 r/min時不同螺栓預(yù)緊力下渦輪盤的應(yīng)力分布。由圖可看出，隨著預(yù)緊力增大，渦輪盤的最大應(yīng)力也隨之增大。表2統(tǒng)計了不同轉(zhuǎn)速、不同預(yù)緊力作用下渦輪盤的最大應(yīng)力及其位置。通過表2可發(fā)現(xiàn)，螺栓連接的預(yù)緊力將改變渦輪盤的應(yīng)力情況。同一轉(zhuǎn)速下，預(yù)緊力越大，渦輪盤的最大應(yīng)力越大。但在預(yù)緊力水平較低時，渦輪盤最大應(yīng)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(yīng)盡可能把渦輪盤預(yù)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(yù)緊力大小波動而造成渦輪盤局部產(chǎn)生較大的應(yīng)力集中。

5 結(jié)論

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

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

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

(3)螺栓連接預(yù)緊力是影響渦輪盤靜力學(xué)特性的一個因素。渦輪組件設(shè)計過程中采用螺栓連接方式時，應(yīng)該考慮螺栓連接對渦輪盤靜力學(xué)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(diào)高螺栓預(yù)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(zhuǎn)速和預(yù)緊力下渦輪盤的最大應(yīng)力及位置Table 2 The maximum stress and location of turbine disk under different rotational speed and preload