某渦輪冷卻器蝸殼的設計改進與試驗驗證

孫玉波，閆周易

（1.海軍駐洛陽地區(qū)軍事代表，湖南 洛陽 471000；2.新鄉(xiāng)航空工業(yè)（集團）有限公司，河南 新鄉(xiāng) 453049）

0 引言

渦輪冷卻器作為飛機環(huán)控系統(tǒng)制冷附件中的關鍵部件，其性能的好壞將對飛機環(huán)控系統(tǒng)的性能產生決定性影響，渦輪冷卻器的葉輪轉子和其它固定零件之間存在一定的間隙，設計生產時需確保間隙不會過大導致過高的效率損失，又不會過小增加葉輪轉子卡滯的風險[1]。

升壓式渦輪通常采用調距墊片對轉子間隙進行控制，通過在轉子兩側的固定零件之間添加不同厚度的墊片，可以得到不同的轉子間隙。調距墊片在渦輪冷卻器中的位置示意如圖1所示。螺釘連接在壓氣機蝸殼和殼體上，將中間的擴壓器、調距墊片、壓氣機隔板和其它定子零件依次壓緊、固定。

圖1 調距墊片位置示意圖

通過合理配置墊片的厚度，可以在一定范圍內調整壓氣機和渦輪的效率，確保產品達到設計性能。

我單位某型升壓式渦輪冷卻器在設計點工作時，壓氣機出口壓力應不低于0.82 MPa（絕壓，下同），渦輪出口溫度應低于-32℃。但在生產過程中，部分產品難以調試至規(guī)定性能，具體表現(xiàn)在按照設計轉子間隙裝配好產品后，渦輪出口溫度仍高于設計值（-32℃）。為了使產品達到合格的性能指標，需要反復調試產品其它裝配參數(shù)，而調試過程中沒有相應標準供參考，產品存在性能不合格的隱患。

1 裝配參數(shù)試驗對比

該渦輪冷卻器的重要裝配參數(shù)包括壓氣機蝸殼的兩個裝配間隙，這里探討這兩處間隙對產品性能的影響。該產品壓氣機端轉子間隙為0.3～0.4 mm，見圖2中“間隙1”，“間隙1”在徑向方向通過機加保證，軸向方向通過調距墊片保證，當增加調距墊片時，壓氣機隔板和殼體一起相對于壓氣機蝸殼被抬起，在螺釘連接處出現(xiàn)“間隙2”，寬度在1.45 mm上下小范圍浮動。

圖2 壓氣機端間隙示意圖

為了確定合理的裝配參數(shù)，按照不同的裝配狀態(tài)對該渦輪冷卻器進行了試驗，裝配狀態(tài)分下列A、B兩種。

A狀態(tài)：調整好圖2中的“間隙1”后，用墊片將“間隙2”填滿，對產品進行性能試驗，發(fā)現(xiàn)壓氣機出口壓力只有0.74 MPa，與設計值（≥ 0.82 MPa）不符，導致渦輪膨脹比達不到設計要求，渦輪出口溫度只有-20.6℃（設計要求≤ -32℃）；同時在試驗過程中發(fā)現(xiàn)，在壓氣機入口壓力低于0.25 MPa之前，壓氣機出口壓力及渦輪出口溫度滿足設計要求；

B狀態(tài)：正常裝配狀態(tài)，“間隙2”處沒有墊片，通過裝配經驗裝配螺釘，保證壓氣機蝸殼與葉輪之間的間隙均勻，此時蝸殼與壓氣機隔板之間的間“隙2”仍存在，但圓周方向上均有減少，剩余間隙在不同周向位置處的寬度不同。再次進行性能試驗，該狀態(tài)下實測壓氣機出口壓力0.83 MPa，渦輪出口溫度-34℃，壓氣機出口和渦輪出口溫度均滿足設計要求。

2 原因分析

2.1 產品工作原理

根據(jù)上述試驗結果，進行對比分析：升壓式渦輪冷卻器工作原理為逆布雷頓循環(huán)，即空氣在壓氣機、換熱器、渦輪及大氣中依次進行近似的等熵壓縮、等壓冷卻、等熵膨脹及等壓吸熱四個過程[2-3]。B狀態(tài)產品中的空氣循環(huán)對應圖3溫熵圖中1′-2-3-4實線所示的軌跡，A狀態(tài)的空氣循環(huán)循環(huán)對應圖3中的1′-2′-3′-4′虛線所示的軌跡，其中點 1′代表壓氣機入口空氣的狀態(tài)（從發(fā)動機引氣），點2代表壓氣機出口空氣狀態(tài)，點3代表換熱器出口（渦輪入口）空氣狀態(tài)，點4代表渦輪出口空氣狀態(tài)，空氣各狀態(tài)轉化過程在圖3中用文字標出。

圖3 某型升壓式渦輪冷卻器的空氣循環(huán)溫熵圖

2.2 對照試驗分析

相對于B狀態(tài)，在流量不發(fā)生明顯變化的情況下，A狀態(tài)的渦輪冷卻器由于裝配狀態(tài)變化，導致壓氣機增壓比下降，壓氣機出口壓力從0.82 MPa下降至0.74 MPa，將會使壓氣機出口溫度從設計點T2下降至T2′。換熱器熱邊流阻變化很小，此處忽略，換熱器近似為等壓冷卻，空氣沿著圖3中的等壓線2′-3′降溫。由于壓氣機出口溫度T′低于設計點T2，換熱器冷邊和熱邊溫差減小，換熱效率下降，換熱器熱邊出口溫降變小。渦輪出口處的背壓不變，隨后渦輪處的膨脹比勢必會隨入口壓力的減小而減小，最終導致渦輪出口溫度偏高，從設計的-32℃以下變?yōu)?20.6℃，整個升壓式渦輪冷卻器性能低于設計值。

2.3 初步分析結論

結合A狀態(tài)產品性能在壓氣機入口壓力高于0.25 MPa后才不合格的現(xiàn)象，分析原因可能為壓力上升至某一閾值后，產品發(fā)生了影響性能的彈性變形。綜合上述分析過程，推測產生的變形可能為：A狀態(tài)的產品在壓氣機入口壓力超過0.25 MPa后，壓氣機蝸殼向外鼓起，與擴壓器的接觸面部分或全部分離。

3 仿真論證

為了對照理論分析結果，對產品在第4節(jié)中說明的A狀態(tài)和B狀態(tài)兩種裝配形式下的蝸殼進行仿真分析，分析產品性能差異的原因。

3.1 A狀態(tài)變形仿真（壓氣機蝸殼和壓氣機隔板之間完全填充墊片）

產品簡化后的數(shù)模與網格劃分如圖4所示，網格數(shù)442 077，節(jié)點數(shù)783 779。

圖4 簡化后的幾何模型（左）與網格劃分模型（右）

以裝配對應的約束與氣動力作為仿真邊界條件，分析產品工作狀態(tài)下的變形。壓氣機蝸殼與擴壓器接觸面的位移情況，如圖5所示，其中淺顏色所示為分離狀態(tài)，深顏色為接觸狀態(tài)，經初步計算，蝸殼上的接觸面最大分離位移達到0.17 mm（擴壓器高度2.7+0.05-0.05 mm），變化幅度達6%，擴壓通道出現(xiàn)縫隙將導致擴壓器擴壓能力下降，表現(xiàn)為壓氣機出口壓力下降，本文第2節(jié)A狀態(tài)產品的試驗結果顯示壓氣機出口壓力從0.82 MPa下降至0.74 MPa，與仿真結果相符，相互印證。

圖5 擴壓器與蝸殼接觸面的分離狀態(tài)

3.2 B狀態(tài)變形仿真（壓氣機蝸殼和壓氣機隔板之間無墊片）

為進一步仿真模擬，當壓氣機蝸殼與壓氣機隔板間無墊片，通過裝配經驗完成裝配下的蝸殼接觸面位移情況。約束與氣動力載荷的設置與4.1節(jié)相同，除此之外，依據(jù)生產現(xiàn)場實測的預緊力，施加螺釘載荷。由于壓氣機蝸殼不同相位的抵抗外鼓的剛度不同，導致螺釘需要的預緊力不同，實測同一套產品所用螺釘?shù)念A緊力在2.05 N·m～3.41 N·m之間變化，仿真載荷如圖6所示。

圖6 施加螺釘載荷

壓氣機蝸殼與擴壓器接觸面的位移情況，如圖7所示，其中淺顏色所示為分離狀態(tài)，深顏色為接觸狀態(tài)，仿真結果顯示，蝸殼上的接觸面理論最大分離位移達到0.007 mm（擴壓器高度2.7+0.05-0.05 mm），變化幅度遠低于公差帶寬度，對擴壓器的性能幾乎無影響，因此產品性能應能滿足要求。本文第2節(jié)B狀態(tài)產品的試驗結果顯示性能合格，與仿真結果相符，相互印證。

圖7 擴壓器與蝸殼接觸面的分離狀態(tài)

此外，仿真結果顯示的零件應力均低于材料的屈服強度，上述仿真內容證實了第2.3節(jié)中彈性變形的理論分析結果。

4 產品改進

4.1 改進方向分析

由于產品性能不合格是因壓氣機蝸殼剛度不足引起，可以推論，如果提高壓氣機蝸殼的剛度，可以使裝配工人直接將螺釘全部擰緊，確保在較高的工作壓力下，壓氣機蝸殼與擴壓器的壓緊面不分離，從而簡化裝配參數(shù)，消除產品性能超差的隱患。

提高壓氣機蝸殼的剛度可以通過更換剛度更高的材料，或是調整零件結構，使其在目標方向上的剛度來實現(xiàn)。更換高剛度材料即選擇彈性模量E更大的材料，但經對比發(fā)現(xiàn)，壓氣機蝸殼原材料為ZL105-T5，其彈性模量E在工作溫度下為68 GPa[4]，其它鋁合金的彈性模量相對于該值沒有明顯優(yōu)勢，僅通過更換材料難以提高零件剛度。而調整零件結構，增加其抵抗向外鼓起的剛度，有較高的可行性。

4.2 結構改進

當壓氣機蝸殼承受內部空氣的高壓力時，殼體向外鼓起，該變形方向與加強筋的受力方向一致，可以通過提高加強筋對殼體的支撐性能來增加所需剛度；且從圖8左圖所示的零件截面圖顯示，蝸型通道相對于螺釘連接處向外伸出一段，該處結構不夠緊湊，會降低零件抵抗外鼓的剛度。經以上分析，進行以下3點改進：

（1）將加強筋數(shù)量由4個增加至6個，將抵抗變形的力分散開，減小各處的彈性變形，提高零件在外鼓方向上的剛度；

（2）抬高加強筋的外側高度，可以將抵抗變形的力施加在扭轉力臂更長的地方，通過杠桿原理減小材料的受力，提高零件在外鼓方向上的剛度；

（3）將壓氣機蝸殼的氣流通道向內收，可以減少變形區(qū)域相對于支點向外伸出的長度，起到增加零件剛度的效果。

改進前后對比如圖8、圖9所示。

圖8 改進前的壓氣機蝸殼圖紙（左）與改進后的壓氣機蝸殼圖紙（右）

圖9 改進前的壓氣機蝸殼數(shù)模（左）與改進后的壓氣機蝸殼數(shù)模（右）

5 改進后試驗驗證

對改進后的壓氣機蝸殼進行了小批量投產，改進前后的壓氣機蝸殼照片對比如圖10所示，改進前零件重量1.088 kg，改進后零件重量1.053 kg。

圖10 更改前的壓氣機蝸殼照片（左）與更改后的壓氣機蝸殼照片（右）

使用改進前后壓氣機的蝸殼進行對比裝配試驗，試驗結果如表1所示。表1顯示裝配改進后的壓氣機蝸殼時，可以直接將螺釘擰緊至某一較高的力矩，渦輪冷卻器便能達到設計性能，渦輪出口溫度達到-34.5℃，而換裝改進前壓氣機蝸殼后仍需反復調整螺釘擰緊力矩，才能將產品性能調試合格，試驗結果顯示改進效果明顯，裝配調試困難的問題得到解決。

表1 改進前后產品試驗對比

6 總結

本文通過對某型升壓式渦輪裝配調試困難的現(xiàn)象進行分析，結合仿真結果，確定了問題的關鍵原因在于壓氣機蝸殼剛度不足，導致高壓力工況下蝸殼發(fā)生向外鼓起的彈性變形，擴壓器通道脫離設計狀態(tài)，產品性能超差。針對該原因對壓氣機蝸殼進行了結構改進，提高了抵抗向外鼓起的剛度，小批量投產后進行的裝配試驗顯示改進效果顯著，裝配調試困難的問題得到解決。

我單位以往設計的渦輪冷卻器工作壓力較低，蝸殼向外鼓起的彈性變形很小，以前并未暴露出該問題，而該型高壓力工況的渦輪冷卻器所顯示的問題與解決方案，可以作其它單位后續(xù)設計同類產品的重要經驗，指出了設計階段對零件進行剛度校核的必要性。