李富才 阮昌龍 王月 李慶海

摘要：為滿足輕型渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)地面試驗(yàn)，本文采用UG（Unigraphics）軟件，對(duì)輕型渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)懸掛式試車臺(tái)架進(jìn)行設(shè)計(jì)，并應(yīng)用Ansys軟件，建立試驗(yàn)車臺(tái)架結(jié)構(gòu)有限元模型，對(duì)懸掛式試車臺(tái)架的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度進(jìn)行分析與計(jì)算。研究結(jié)果表明，試車臺(tái)架結(jié)構(gòu)在發(fā)動(dòng)機(jī)推力與重量載荷耦合作用下，最大應(yīng)力發(fā)生在動(dòng)架前安裝節(jié)根部圓角處，其Von Mises等效應(yīng)力為16817 8 MPa，遠(yuǎn)小于材料Q345的屈服強(qiáng)度345 MPa，且當(dāng)量應(yīng)力主要由Y向應(yīng)力決定，最大為15064 MPa，其Von Mises總應(yīng)變?yōu)?13×10-4 mm，滿足強(qiáng)度和剛度設(shè)計(jì)要求。該設(shè)計(jì)不但可以安裝不同型號(hào)的發(fā)動(dòng)機(jī)，節(jié)約了成本，而且實(shí)現(xiàn)了推力測(cè)量及校準(zhǔn)功能，降低了意外發(fā)生的風(fēng)險(xiǎn)。該研究為搭建試車臺(tái)架提供了理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：發(fā)動(dòng)機(jī); 試車臺(tái)架; 有限元分析

中圖分類號(hào)： U464; V263.4??文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼： A

近年來(lái)，隨著現(xiàn)代航空航天技術(shù)的迅猛發(fā)展，航空科學(xué)技術(shù)與高推重比發(fā)動(dòng)機(jī)的研究有了新的突破，這對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的試驗(yàn)測(cè)試及地面試車臺(tái)有了更高的要求。試車臺(tái)架是試車臺(tái)的核心組成部分，是用來(lái)安裝被試發(fā)動(dòng)機(jī)，并裝有適當(dāng)?shù)耐屏y(cè)量系統(tǒng)，用以精確地測(cè)量發(fā)動(dòng)機(jī)的推力，其他設(shè)備均以它為中心進(jìn)行布置和安裝[1]。為了滿足試驗(yàn)需要，應(yīng)不斷提高發(fā)動(dòng)機(jī)試車臺(tái)架的功能。在已有的研究中，張愛民等人[210]關(guān)注的重點(diǎn)是試車臺(tái)系統(tǒng)或測(cè)控系統(tǒng)的設(shè)計(jì);而范澤兵等人[11]主要對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)高空模擬試車臺(tái)架的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì);鄒德震[12]研究了航空發(fā)動(dòng)機(jī)試車臺(tái)架的改造方案。以上這些研究均忽略了對(duì)臺(tái)架關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)、受力分析和限位保險(xiǎn)裝置的研究?；诖?，本文以懸掛式臺(tái)架為研究對(duì)象，采用參數(shù)化設(shè)計(jì)技術(shù)，對(duì)輕型渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)懸掛式試車臺(tái)架的關(guān)鍵部件進(jìn)行設(shè)計(jì)，并對(duì)關(guān)鍵受力件進(jìn)行受力分析。同時(shí)，采用Ansys軟件，建立了試驗(yàn)車臺(tái)架結(jié)構(gòu)有限元模型，對(duì)試車臺(tái)架進(jìn)行整體受力分析，并得出應(yīng)力集中位置，因此滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。該研究為試車臺(tái)架設(shè)計(jì)和優(yōu)化改進(jìn)提供理論依據(jù)。

1?懸掛式試車臺(tái)架結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)

渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)試車臺(tái)架結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)試車臺(tái)架在試驗(yàn)間內(nèi)搭建，主要由靜架、動(dòng)架、彈簧片、發(fā)動(dòng)機(jī)安裝架和推力測(cè)量裝置等組成。靜架主要由前支撐、主橫梁、副橫梁、后支撐及墻體固定座組成。靜架通過(guò)剛性連接與地面相連，其作用相當(dāng)于基礎(chǔ)[1318]。動(dòng)架由鋼板焊接而成，彈簧片主要連接動(dòng)架與靜架。發(fā)動(dòng)機(jī)安裝架主要包括主安裝架體和輔安裝架體。推力測(cè)量裝置主要包括推力測(cè)量裝置和推力校準(zhǔn)裝置。

經(jīng)分析，發(fā)動(dòng)機(jī)安裝架、推力測(cè)量系統(tǒng)及限位保險(xiǎn)裝置直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)性能、推力測(cè)量及安全性，應(yīng)作為試驗(yàn)臺(tái)架的關(guān)鍵件進(jìn)行設(shè)計(jì)。為提高效率，縮短設(shè)計(jì)周期，采用參數(shù)化設(shè)計(jì)技術(shù)對(duì)關(guān)鍵件進(jìn)行設(shè)計(jì)。

1.1?發(fā)動(dòng)機(jī)安裝架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

發(fā)動(dòng)機(jī)安裝架主要用于支撐發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)安裝架結(jié)構(gòu)如圖2所示。包括主安裝架體、輔安裝架體、主安裝節(jié)、輔安裝節(jié)等。主安裝架體和輔安裝架體安裝在動(dòng)架上，兩個(gè)主安裝節(jié)用于固定發(fā)動(dòng)機(jī)的前安裝邊，兩個(gè)輔安裝節(jié)用于固定發(fā)動(dòng)機(jī)的后安裝邊，鎖緊螺母固定發(fā)動(dòng)機(jī)左右移動(dòng)及發(fā)動(dòng)機(jī)的六個(gè)自由度，最終完成發(fā)動(dòng)機(jī)的安裝和定位。為了保證發(fā)動(dòng)機(jī)熱膨脹的需要，主安裝節(jié)與主安裝體之間留有8.5±4 mm的移動(dòng)間隙，輔安裝節(jié)與主安裝體之間留有8.5±4 mm的移動(dòng)間隙[19]。

輔安裝架體由升降桿、螺旋支撐桿、銷軸、底座等組成，在左右兩個(gè)輔安裝架體內(nèi)，設(shè)計(jì)了可調(diào)節(jié)的銷軸、升降桿及螺紋支撐桿。銷軸分別安裝在輔安裝架體底座內(nèi)，可實(shí)現(xiàn)前、后移動(dòng)調(diào)節(jié);升降桿通過(guò)螺紋可以實(shí)現(xiàn)上、下調(diào)節(jié);螺旋支撐桿在銷軸內(nèi)可實(shí)現(xiàn)左、右調(diào)節(jié)，所以輔安裝體可適用于不同型號(hào)發(fā)動(dòng)機(jī)的安裝。

1.2?推力測(cè)量及校準(zhǔn)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

推力測(cè)量及校準(zhǔn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖3所示。推力測(cè)量系統(tǒng)主要由工作傳感器、工作傳感器座、測(cè)量座、動(dòng)架、靜架等組成。為了保證推力測(cè)量的準(zhǔn)確性，在臺(tái)架左、右各設(shè)計(jì)一套推力測(cè)量裝置，測(cè)量座固定在動(dòng)架上，工作傳感器座固定在靜架上，動(dòng)架與靜架間安裝工作傳感器;推力校準(zhǔn)系統(tǒng)主要由推力加載裝置、標(biāo)準(zhǔn)傳感器、標(biāo)準(zhǔn)傳感器座、動(dòng)架、靜架等組成。為了更好地模擬發(fā)動(dòng)機(jī)的測(cè)試狀態(tài)，推力校準(zhǔn)系統(tǒng)采用中心加載校準(zhǔn)方式設(shè)計(jì)[3]。推力加載裝置固定在靜架上，標(biāo)準(zhǔn)傳感器座固定在動(dòng)架上，推力加載裝置與標(biāo)準(zhǔn)傳感器座間安裝標(biāo)準(zhǔn)傳感器。

1.3?限位保險(xiǎn)裝置設(shè)計(jì)

限位保險(xiǎn)裝置由下座、銷軸、上座、鎖緊螺栓等組成，前、后各設(shè)置兩套，且安裝方向相反，限位保護(hù)裝置結(jié)構(gòu)如圖4所示。上座安裝在靜架上，下座安裝在動(dòng)架上，通過(guò)銷軸將上座與下座連接。為防止動(dòng)架晃動(dòng)，用鎖緊螺栓將動(dòng)架鎖緊。

限位保險(xiǎn)裝置的連接銷軸部分尤為重要，在發(fā)動(dòng)機(jī)正常試驗(yàn)狀態(tài)下，該限位保險(xiǎn)裝置不能處于受力狀態(tài)，因此在銷軸處需設(shè)置一定間隙;當(dāng)彈簧片斷裂或者其他意外事故發(fā)生時(shí)，限位保護(hù)裝置開始工作，銷軸承力。

2?懸掛式試車臺(tái)架強(qiáng)度分析

2.1?彈簧片強(qiáng)度分析

彈簧片主要連接動(dòng)架和靜架，該試車臺(tái)共設(shè)置四塊彈簧片，前、后各兩塊。動(dòng)架上的部件相連屬于剛性連接，從結(jié)構(gòu)力學(xué)原理分析可知，其結(jié)構(gòu)是幾何不變系統(tǒng)[20]。由于彈簧片狀態(tài)直接影響推力測(cè)量的準(zhǔn)確性及發(fā)動(dòng)機(jī)安全，作為整個(gè)臺(tái)架的關(guān)鍵件，需在不同狀態(tài)下進(jìn)行受力分析。發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的推力（T）由兩個(gè)推力工作傳感器傳遞至靜架，試車臺(tái)彈簧片受力示意圖如圖5所示。

彈簧片材料為60Si2MnA，彈簧片的最小截面尺寸120 mm×3 mm，其抗拉強(qiáng)度極限為δb=1570 MPa。試驗(yàn)對(duì)象為輕型發(fā)動(dòng)機(jī)，最大設(shè)計(jì)推力為15 000 N，分別對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)工作與不工作的狀態(tài)進(jìn)行分析。

1）?發(fā)動(dòng)機(jī)不工作狀態(tài)。試車臺(tái)架的動(dòng)架總重W為發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量Wf和安裝架質(zhì)量Wd之和。根據(jù)實(shí)際設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，即W=Wf+Wd=2000 kg（發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量500 kg，安裝架質(zhì)量1500 kg）。

此時(shí)推力T=0，作用在彈簧片上的力只有總重力W=20 000 N，發(fā)動(dòng)機(jī)重心距離前彈簧片L1=650～750 mm，前后彈簧片的跨距為L(zhǎng)0=1700 mm。發(fā)動(dòng)機(jī)不工作時(shí)彈簧片受力簡(jiǎn)圖如圖6所示。

通過(guò)計(jì)算，得前彈簧片和后彈簧片受力分別為

F1=11 176.5 N（12 353 N）， F2=8 823.5 N（7467 N）

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)不工作時(shí)，前、后彈簧片均為受拉狀態(tài)，前彈簧片的拉伸應(yīng)力為

σ1=F12×10.120×0.003=17.16 MPa

后彈簧片的拉伸應(yīng)力為

σ2=F22×10.120×0.003=12.25 MPa

由強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果可知，前、后彈簧片所受的拉力遠(yuǎn)小于彈簧片材料的抗拉強(qiáng)度極限。

2）?發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)。發(fā)動(dòng)機(jī)的最大推力為Tmax=15 000 N，同時(shí)動(dòng)架受到的推力為Tm=15 000 N。以前端彈簧片下固定處作為扭矩的參考點(diǎn)，則扭矩方程為

F2L0=TmaxH1+TmH2+WfL1+Wd（L0/2）

變換方程，得

F2=Wf（L1/L0）+Wd/2+Tmax＼[（H1+H2）/L0＼]=Wf（L1/L0）+Wd/2+Tmax＼[H/L0＼]

式中，H1為發(fā)動(dòng)機(jī)軸線至前彈簧下固定處的距離;H2為動(dòng)架中心至前彈簧下固定處的距離;H為總高度，H=H1+H2=07+02=09 m;L0=17 m;L1的取值范圍為065～075 m，計(jì)算得F2=17 35276～17 64688 N;同理，可得F1=2353～264724 N。

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，前、后彈簧片均為受拉狀態(tài)，后彈簧片的最大拉伸應(yīng)力為

σ2max=F2max2×10.12×0.003=24.51 MPa1570 MPa

由此可知，無(wú)論發(fā)動(dòng)機(jī)安裝在動(dòng)架上的任何位置，彈簧片都不會(huì)出現(xiàn)失穩(wěn)情況。

2.2?試車臺(tái)架靜強(qiáng)度分析

1）?定義材料類型。發(fā)動(dòng)機(jī)試車臺(tái)架靜架和動(dòng)架使用的材料均為Q345，彈簧片使用的材料為60Si2MnA，Q345和60Si2MnA材料性能參數(shù)如表1所示。

2）?模型的建立及網(wǎng)格劃分。首先將UG三維模型導(dǎo)入Ansys中，完成其線框模式的轉(zhuǎn)換[21]。采用高階三維20節(jié)點(diǎn)solid186六面體單元，建立其整體的有限元模型，共劃分323 327個(gè)單元，122 920個(gè)節(jié)點(diǎn)。為了更加準(zhǔn)確地分析過(guò)渡圓角處的應(yīng)力和應(yīng)變，在相應(yīng)位置采用相對(duì)稠密的網(wǎng)格，試車臺(tái)架結(jié)構(gòu)有限元模型如圖7所示。

3）?施加約束及載荷。

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)試車臺(tái)架靜架和動(dòng)架結(jié)構(gòu)的安裝狀態(tài)，確定其約束條件，為靜架的支撐部位施加全約束。綜合考慮其工作狀態(tài)時(shí)受到的發(fā)動(dòng)機(jī)推力和質(zhì)量載荷，在建立的有限元模型中，對(duì)邊界條件的施加進(jìn)行處理：即發(fā)動(dòng)機(jī)推力為1500 kgf，施加到兩個(gè)主安裝節(jié)的相應(yīng)節(jié)點(diǎn)上;發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量為500 kg，施加到兩個(gè)主安裝節(jié)和兩個(gè)輔助安裝節(jié)的節(jié)點(diǎn)上;靜架和動(dòng)架自身質(zhì)量載荷通過(guò)施加加速度載荷實(shí)現(xiàn)，施加約束和載荷的有限元模型如圖8所示。圖8中，縱向?yàn)閆軸、橫向?yàn)閄軸、鉛垂向上為Y軸。

4）?求解及結(jié)果分析。施加約束及載荷完成后進(jìn)入求解器中，執(zhí)行響應(yīng)操作后進(jìn)行求解，求解完成后查看處理結(jié)果。對(duì)靜架與動(dòng)架應(yīng)力變形進(jìn)行分析，試車臺(tái)架結(jié)構(gòu)彈性范圍內(nèi)的應(yīng)力應(yīng)變分布如圖9所示。

由計(jì)算結(jié)果可知，試車臺(tái)架結(jié)構(gòu)在發(fā)動(dòng)機(jī)推力/質(zhì)量載荷耦合作用下，最大應(yīng)力發(fā)生在動(dòng)架前安裝節(jié)根部圓角處，其Von Mises等效應(yīng)力為16817 8 MPa，且當(dāng)量應(yīng)力主要由Y向應(yīng)力決定，最大Y向應(yīng)力為15064 MPa，其Von Mises總應(yīng)變?yōu)?13×10-4 mm。最大等效應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料Q345的屈服強(qiáng)度（345 MPa），因此滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

3?結(jié)束語(yǔ)

本文采用參數(shù)化設(shè)計(jì)技術(shù)對(duì)渦扇發(fā)動(dòng)機(jī)懸掛式試車臺(tái)架進(jìn)行設(shè)計(jì)，縮短了設(shè)計(jì)周期，提高了設(shè)計(jì)質(zhì)量。通過(guò)對(duì)關(guān)鍵受力件進(jìn)行理論計(jì)算和有限元分析可知，該試車臺(tái)架具有足夠的強(qiáng)度和剛度，能夠保證試驗(yàn)的安全性與可靠性，可滿足不同型號(hào)發(fā)動(dòng)機(jī)的安裝，有效節(jié)約成本。推力測(cè)量系統(tǒng)和校準(zhǔn)系統(tǒng)測(cè)量的數(shù)據(jù)穩(wěn)定和準(zhǔn)確，為后續(xù)類似臺(tái)架的設(shè)計(jì)提供了參考。由于本文對(duì)試驗(yàn)臺(tái)架沒有進(jìn)行模態(tài)分析，可能存在發(fā)動(dòng)機(jī)與臺(tái)架共振的現(xiàn)象，為減小振動(dòng)和噪音，避開產(chǎn)生共振的轉(zhuǎn)速，后期需要對(duì)試驗(yàn)臺(tái)架模態(tài)進(jìn)行研究和分析。

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Design and Finite Element Analysis of a Suspension Type Test Bench Aimed at a Light Turbofan Engine

LI Fucai， RUAN Changlong， WANG Yue， LI Qinghai

（Qingdao Institute of Aeronautical Technology， Qingdao 266071， China）

Abstract： ??In order to satisfy the ground test of light turbofan engine， UG software is used in this paper to design the suspended test bench of light turbofan engine. At the same time， Ansys is used to establish the finite element model of the test bench structure， and the structure and strength of the suspension test bench are analyzed and calculated. Results show that the test platform structure under the effect of engine thrust/weight load coupling， the maximum stress occurs in the moving frame installation section before the root fillet， the Von Mises equivalent stress is 16.817 8 MPa， and the equivalent stress is mainly determined by the Y to stress， maximum circumferential stress is 15.064 MPa， Y the Von Mises total strain is 113×10-4 mm， the maximum equivalent stress is far less than the yield strength 345 MPa of material Q345， satisfying the requirement of strength and stiffness design. This design can not only install different types of engines， but also save cost， achieve thrust measurement and calibration function， and reduce the risk of accidents. This research provides a theoretical basis for building a test bench.

Key words： engine; test bench; finite element analysis