终稿航空发动机涡轮盘强度分析

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航空发动机涡轮盘静强度分析
倪钰鑫苏仲达潘毅飞
万家欢刘鑫陈章
南京航空航天大学能源与动力工程学院
摘要:依照某型航空发动机涡轮盘的实际结构进行有限元建模,并依照涡轮盘的载荷特点,采纳循环对称大体理
论对其1/N扇区的载荷进行计算,成立了涡轮盘的有限元模型。

通过涡轮盘结构的静力学分析,验证静强度靠
得住性。

关键词:涡轮盘;静强度;有限元
0 引言
涡轮盘作为航空发动机的关键件,其盘体结构较为复杂,直接经受燃烧室出口高温、高压和高速气流的冲击,
所处的环境极端恶劣,由于热应力的存在,其局部区域有可能显现较大的应力、应变,从而致使各类失效故障的
发生,因此有必要确信其应力的散布情形。

由于在不同的飞行状态下,涡轮盘危险点的应力可能在弹性范围内,
也可能进入塑性范围,因此本文对涡轮盘进行热弹性和有限元应力分析,,以期找到疲劳断裂的危险部位并取得
此部位的应力剖面。

1 涡轮盘结构特点及有限元模型的成立
涡轮盘的结构特点
典型航空发动机涡轮转子具有如下结构特点:
(1)一个工作叶片安装在一个榫槽内,共N个榫槽,为了有较适合的叶栅稠度,涡轮盘的榫槽均为斜槽,榫槽均布在轮缘上:
(2)采纳大枞树形榫头榫槽;
(3)涡轮盘的前后端面还有轴向凸边,凸边外缘车有封严蓖齿,在涡轮盘的前面有加装平稳块的径向凸缘,凸缘上钻有小孔。

涡轮盘有限元计算模型
在成立有限元模型时,若是咱们只需要分析一级轮盘,那么能够利用循环对称大体理论对模型进行简化;若是咱们需要同时分析一级和二级轮盘那么需要依如实际情形,若是两级叶片数不等,而且没有公约数,那么难以把两级叶片系统局限于一个大体的重复扇区来成立模型。

循环对称大体理论
关于一个结构,若是结构绕轴每旋转一个角度α,结构(包括材料常数)与旋转前完全相同,那么称之为循环对称结构。

涡轮在结构上成旋转周期性,能够按三维
N C 群循环对称
结构处置。

有限元模型 涡轮盘绕其转轴转动α=2π/N (N 为叶片数)角度后,结构的几何形状和旋转前完全一样。

取α的扇形对称体对模型进行三维有限元计算,整体乱判模型如图1,取其1/N 扇形区域如图2.计算坐标采纳柱坐标系,其中x 坐标轴表示涡轮盘周向,y 轴表径向,z 轴表示轴向,坐标原点位于轮盘形心。

有限元网格的划分
由于涡轮盘模型形状不规那么,因此使得对模型进行的有限元网格划分十分困难。

在圆角过度等区域常常显现包括奇异角的单元,在计算进程中会造成刚度矩阵奇异单元的产生。

采纳solid45号单元对模型进行划分,如图3、图4所示
2 计算载荷与边界条件
在发动机工作进程中,涡轮盘要紧经受如下载荷:
(1)叶片、榫头及轮盘本身的质量离心力;
(2)轮缘部位与轮盘中心部位的温度梯度;
(3)气动载荷:一是由叶片传来的气体力,二是轮盘前、后端面上的气体压力;
(4)叶片及轮盘振动时产生的振动载荷;
(5)盘与轴连接处的装配应力,等等。

其中气动载荷、振动载荷和装配应力对轮盘的静强度阻碍较小,载荷数据也比较有限,因此本文在进行强度计算时要紧考虑了离心载荷和温度载荷的阻碍。

离心载荷
在轮盘的强度计算时,一样要考虑以下几种转速状态:
(1)飞行包线范围内规定的强度计算点上的稳态工作转速;
(2)型号标准中规定的最大许诺稳态工作转速。

理论上所有齿面压力和在径向的分量等于叶片离心力。

整体叶片作用于轮盘上的离心载荷为
2c F mR ω=(m 为叶片的质量;R 为质心到旋转轴的径向距离;ω为角速度)
由设计转速可取得离心力Fc 。

涡轮盘与叶片的连接属于枞树型榫头连接,假定共有m 对齿接触,接触面积均为d S 。

假定挤压面与水平方向夹角为θ。

那么各个齿面上的散布压力为:
cos c d
F P mS θ
=
温度载荷
涡轮盘盘体沿径向转变曲线如图
取得涡轮盘的节点温度,加载到有限元模型如图。

边界条件
采纳1/N 的盘体进行分析计算,需要对模型侧面的位移加以合理的约束,如对称面内节
点不可能有周向位移,同时要限制盘体的刚体位移,因此本计算
采纳约束方程方式约束轮盘的刚体位移。

ANSYS程序提供的“约束方程”方式如下:
CONST Sum of
=⋅*
(COEF(I)U(I))
避免轮盘轴向刚体位移,还对轮盘中心孔处取假设干个节点进行Z向约束。

3 涡轮盘热弹塑性应力计算
热弹性计算与分析
涡轮盘的应力要紧由三部份组成,由齿面载荷引发的应力、旋转时盘本身质量离心力引发的应力、半径方向的温度差引发的热应力组成。

离心载荷单一作用下涡轮盘应力分析
单离心载荷作用下涡轮盘的径向应力,周向应力散布见图九、图10所示。

计算结果说明,单离心载荷作用下涡轮盘的径向应力在盘缘和中心孔处为零并向盘中央慢慢扩大,并在盘中间某位置处达到最大值188MPa。

涡轮盘的周向应力沿着盘缘向中心孔处增大,并在中心孔处达到最大值209MPa。

径向应力和切向应力都为拉应力,而且切向应力大于径向应力
图9
图10
温度单一场作用下涡轮盘应力分析
单离心载荷作用下涡轮盘的径向应力,切向应力散布见图1一、图12所示。

计算结果说明,由温差引发的热应力,当轮缘温度高于轮心温度时,其径向应力为拉应力,切向应力在中心部份是拉应力,而在轮缘部份是压应力。

单温度场作用下涡轮盘的径向应力在盘缘和中心孔向盘中央慢慢扩大,并在盘中间某位置处达到最大值612MPa。

图11
图12
离心力、温度场、齿面压力混合作用下涡轮盘应力分析
涡轮盘总径向应力,切向应力及其当量应力(Von-Mises应力)散布见图13,图14,图15所示。

整个涡轮盘的应力散布是由中心孔到轮缘慢慢减小的。

在中心孔处产生了最大的应力及应变量,其平均等效应力水平在835-954MPa。

最大应力处应力为1070MPa。

在工作温度下GH4033合金材料的屈服应力为885MPa,因此材料显现了屈服。

结论
本文用有限元法对涡轮盘的离心负荷热弹性应力进行了综合考察和分析。

计算结果说明:
(1)由于涡轮盘盘体温度较高,且温度散布不均匀,故经受由于热载荷作用而产生的热应力,在计算进程中不可忽略;
(2)当盘内应力超过了材料的屈服极限时,盘内既有弹性区又有塑性区,涡轮盘内径处进入塑性只是一个很小的区域,固采纳热弹性计算的结果不够准确,需进一步进行塑性应力析;
(3)由应力云图可知,最大应力集中发生在涡轮盘中心孔处,因此涡轮盘中心孔处是进行强度计算的关键部位。

整个涡轮盘的应力散布是由中心孔到轮缘慢慢减小的。

在中心孔产生了最大应力及应变量。

按斯贝发动机应力标准(EGD一3),涡轮盘作为航空发动机的关键件,为避免其发生各类
失效故障,第一必需进行涡轮盘的静强度校核。

斯贝发动机应力标准规定为在所有正常工作
σ的75%,在离心载荷及热载荷作用下内径处的周条件下涡轮轮盘的平均周向应力不超过
0.1
σ的95%。

在设计状态转速状态下取得轮盘内径温度,由涡轮盘材料参数取向应力不超过
0.1
σ。

由应力计算可知,在飞行包线内涡轮盘的的应力是不是知足EGD-3应力标准规定。


0.1
热弹塑性计算结果及分析
当盘内应力超过了材料的屈服极限时,盘内既有弹性区又有塑性区,涡轮盘内径处进入塑性区域,而涡轮盘的其他部位仍位于弹性变形区域。

因此涡轮盘中心孔是进行寿命计算的关键部位,需进一步进行塑性应力分析。

采纳ANSYS非线性有限元程序,利用初应变法确信塑性的阻碍。

程序用不变的三角化刚度矩阵和每次迭代后都加以修正的载荷矢量,以使下一步迭代步中算出的应力能接近材料在那个应变时的应力。

依照唯一的一组边界条件,每一个时刻步要包括足够的迭代次数以知足收敛的要求。

当全数单元的塑性应变增量与弹性应变的比值小于1%时,知足收敛条件,停止计算。

别离对涡轮盘进行了仅考虑离心负荷时的弹性应力分析、热应力分析和综合考虑离心负荷与温度负荷的热弹塑性应力分析。

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