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    某渦輪冷卻器蝸殼的設計改進與試驗驗證

    2019-06-21 07:13:50孫玉波閆周易
    裝備制造技術 2019年4期
    關鍵詞:蝸殼壓氣機墊片

    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。

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