某型發(fā)動機高壓渦輪盤應力優(yōu)化的研究

摘 要：本文通過等比例放大CFM56-3的發(fā)動機布局圖中尺寸獲得CFM56-3發(fā)動機的高壓渦輪盤模型尺寸，并建立三維模型，假設渦輪盤材料為Rene95，通過分析計算結(jié)果中輪盤的最大等效應力與材料的抗拉強度的比值，驗證關于輪盤材料假設的合理性。然后將某些結(jié)構(gòu)尺寸設為變量，并對不同變量取值的仿真模型進行結(jié)構(gòu)強度分析，探尋輪心最大當量應力及應力分布因為結(jié)構(gòu)尺寸改變而變化的規(guī)律，試圖找到一種發(fā)動機輪盤的優(yōu)化減重方法。

關鍵詞：高壓渦輪盤;結(jié)構(gòu)尺寸變量;最大當量應力

中圖分類號：V231 文獻標識碼：A 文章編號：1671-2064（2020）13-0085-03

0引言

在現(xiàn)代航空發(fā)動機中，高壓渦輪盤在工作時所承受的載荷主要包括由發(fā)動機高速旋轉(zhuǎn)工作產(chǎn)生的離心載荷以及在剛經(jīng)過燃燒室加熱的高溫氣體環(huán)境中工作帶來的熱應力，處于如此嚴酷的工作環(huán)境下，高壓渦輪盤被定為航空發(fā)動機中的關鍵件，輪盤的強度壽命對發(fā)動機的可靠性有著至關重要的影響，因此高壓渦輪盤的設計對航空發(fā)動機設計師來說是一個巨大的挑戰(zhàn)。近年來航空發(fā)動機主要設計參數(shù)總壓比、渦輪前溫度的不斷提高，意味著高壓渦輪盤的工作環(huán)境愈加嚴酷，發(fā)動機設計人員也在不斷地探尋新技術以設計出能承受更高溫度，更高轉(zhuǎn)速的高壓渦輪盤。

本文通過查閱相關資料可知CFM56-3發(fā)動機風扇半徑為1524mm，等比例放大CFM56-3的發(fā)動機布局圖中尺寸獲得CFM56-3發(fā)動機的高壓渦輪盤模型尺寸，因為從布局圖中很難看出葉片榫槽處結(jié)構(gòu)，且本文重點關注的是輪心應力，所以3D模型為不帶葉片且輪緣處無榫槽的簡化模型，使用ANSYS.Workbench中的DesignModeler模塊對CFM56-3發(fā)動機的高壓渦輪盤進行仿真建模和結(jié)構(gòu)強度分析，因為缺少CFM56-3發(fā)動機高壓渦輪盤選材信息，假設渦輪盤材料為Rene95，通過分析仿真計算結(jié)果中輪盤的最大當量應力與材料的抗拉強度的比值，驗證關于輪盤材料假設的合理性。然后在DesignModeler模塊中將某些結(jié)構(gòu)尺寸設為變量，并對不同變量取值的仿真模型進行結(jié)構(gòu)強度分析，探尋輪心最大當量應力及應力分布因為結(jié)構(gòu)尺寸改變而變化的規(guī)律，試圖找到一種發(fā)動機輪盤的優(yōu)化減重方法。

1強度計算

1.1原始數(shù)據(jù)

高壓渦輪盤前安裝邊與封嚴盤通過螺栓連接傳遞扭矩給壓氣機轉(zhuǎn)子，后安裝邊通過螺栓與高壓渦輪軸頸連接，高壓渦輪軸頸通過滾棒軸承安裝在后軸承座上。因為缺少CFM56-3發(fā)動機選材資料，本文中假設高壓渦輪盤材料為Rene95，Rene95是一種由GE公司開發(fā)的鎳基合金，被廣泛應用于航空工業(yè)中制造發(fā)動機轉(zhuǎn)子零件。通過相關文獻可知Rene95的材料屬性，因為無法通過查找資料確定材料的泊松比，且絕大部分的多晶體合金的泊松比都在0.3左右，所以本文中假設材料的泊松比為0.3。

1.2計算工況

本文主要研究的是高壓渦輪盤的結(jié)構(gòu)強度，因此在進行有限元計算時考慮的載荷包括離心載荷、溫度載荷。選取計算轉(zhuǎn)速通過資料可查到的CFM56-3的高壓工作轉(zhuǎn)速15183r/min。

離心載荷：離心載荷包括輪盤模型的轉(zhuǎn)速載荷和葉片在輪緣給輪盤施加的離心載荷，葉片的離心載荷通過估算葉片數(shù)量、質(zhì)量和質(zhì)心位置，并根據(jù)計算離心力的結(jié)果得出。

溫度載荷：本文假設渦輪處于均勻的溫度場中，溫度為發(fā)動機壓氣機中間級的冷卻氣流溫度，溫度可以通過估算得出。

1.3有限元模型

本次計算未考慮輪盤安裝邊螺栓孔，動平衡配種塊或凸臺，簡化后的高壓渦輪盤其結(jié)構(gòu)和載荷均具備循環(huán)對稱性，故采用循環(huán)對稱模型進行分析。取整個模型的1/N循環(huán)對稱段作為計算模型，采用8節(jié)點四面體單元進行網(wǎng)格劃分，有限元網(wǎng)格模型見圖1。約束前后安裝邊所有節(jié)點的周向位移，在兩切割面上施加對稱約束。施加載荷為離心載荷、溫度載荷和輪緣葉片帶來的面力載荷見表1。

1.4計算結(jié)果

有限元計算結(jié)果如圖2所示，如圖所示，整個有限元模型的等效應力分布合理，輪心最大當量應力944.47MPa，

輪心最高應力與材料極限強度的比值為0.583，因此有限元模型可以作為基準模型進行下一步研究。

2輪盤減重優(yōu)化分析

在通過運用ANSYS.Workbench軟件獲得CFM56-3

的高壓渦輪盤強度計算基準模型后，通過在DesignMo-deler中將某些結(jié)構(gòu)尺寸設為變量，以此改變輪盤的局部結(jié)構(gòu)，為輪盤減重，并在ANSYS.Workbench中得到相同工況和載荷下不同結(jié)構(gòu)尺寸的有限元計算結(jié)果，以此來探尋一種發(fā)動機輪盤的優(yōu)化減重方法。

2.1將輪心厚度設為變量

基準模型的輪心厚度為102.95mm，在優(yōu)化模型中，將輪心厚度設為結(jié)構(gòu)尺寸的唯一變量，每次優(yōu)化使輪心厚度改變2mm，并進行有限元計算，通過增加或減少輪心厚度如圖3，觀察輪盤等效應力的變化趨勢及輪心最大當量應力的變化趨勢。

圖4為輪盤最大當量應力隨輪心厚度變化趨勢，圖5為相應的最大當量應力增量與輪盤減重百分比的關系圖。通過整理分析有限元結(jié)果數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)對于此高壓渦輪盤，在其他結(jié)構(gòu)尺寸不變的情況下，有一個最佳的輪心厚度，對應著不同輪心厚度下最大當量應力的最小值。

2.2在輪心位置加槽改變輪心結(jié)構(gòu)

通過在基準模型中的輪心位置加槽，引入兩個結(jié)構(gòu)尺寸變量，如圖6所示，結(jié)構(gòu)尺寸變量分別為槽寬和槽深。槽寬、槽深的取值為離散變量，見表2，為減少計算時間，輪心槽結(jié)構(gòu)的倒角R為定值。對不同的變量取值組合的優(yōu)化模型進行有限元分析，觀察輪盤等效應力的變化趨勢及輪心最大當量應力的變化趨勢。

圖7中，將所有輪心最大當量應力隨槽深變化的結(jié)果合并到一張圖內(nèi)，通過觀察分析可知，對于此渦輪盤，在輪心加槽會使輪心最大當量應力急劇增加，可以理解為輪心在去材料以后增加了輪盤輪心材料單位質(zhì)量的負荷，并且發(fā)現(xiàn)當槽寬大于25mm時，當槽深大于50mm之后，隨著輪心開槽深度的增加，輪盤的最大當量應力急劇下降，原因可能是隨著槽深增加，去除材料的部位越靠近輪緣，去除材料部位所產(chǎn)生的離心載荷也隨著半徑增大而增大，因而去除材料所帶來了減少離心載荷的作用漸漸超過了增加輪心材料單位質(zhì)量載荷的副作用，因此最大當量應力開始下降。

2.3在輪心位置增加倒角結(jié)構(gòu)

通過在基準模型中的輪心位置增加倒角結(jié)構(gòu)，引入兩個結(jié)構(gòu)尺寸變量，如圖8所示，結(jié)構(gòu)尺寸變量分別為倒角寬度和倒角高度。倒角寬、倒角高的取值為離散變量，見表3，為減少計算時間，輪心倒角結(jié)構(gòu)的倒角R為定值。對不同的變量取值組合的優(yōu)化模型進行有限元分析，觀察輪盤等效應力的變化趨勢及輪心最大當量應力的變化趨勢。

圖9中，將所有輪心最大當量應力隨倒角高度變化的結(jié)果合并到一張圖內(nèi)，通過觀察分析可知，對于此渦輪盤，在輪心加倒角結(jié)構(gòu)會使輪心最大當量應力增加，輪盤的等效應力分布基本不變，通過此方法減重，在輪心倒角寬度=50mm，倒角高度=23mm時，最大當量應力達到峰值1080.79MPa，最大當量應力增大14.43%，減重百分比達到5.5%。從圖9中還可觀察出，對于此渦輪盤，當減重量相同時，輪心倒角寬度越大，最大當量應力越大。因此，當用此方法為該輪盤優(yōu)化減重時，如對最大當量應力有上限要求時，通過選擇小倒角寬度，大倒角高度的搭配取值可以得到最優(yōu)解。

3結(jié)論

對于文中的基準有限元模型，如果將輪心厚度設為唯一的結(jié)構(gòu)變量，將有一個輪心厚度的最優(yōu)解可以使輪心當量應力降為最低值。

4展望

在分析輪盤加槽結(jié)構(gòu)時，發(fā)現(xiàn)當槽寬大于25mm時，當槽深大于50mm之后，隨著輪心開槽深度的增加，輪盤的最大當量應力急劇下降，希望在此后的工作中繼續(xù)研究這種趨勢及形成原因。

Abstract：In this theis， a high pressure turbine disk model is built by scaling up the dimensions in a CFM56-3 drawing. An assumption is made that the disk material is Rene 95.In order to validate the assumption of the material， the ratio of the max equivalent stress of the disk to the ultimate tensile strength of the material is calculated and the result is reasonable.After that， some structural parameters are introduced to get simulation results of cases with different structural parameters to find the change law of the max equivalent stress of the disk bore to look for a new method to disk weight reduction.

Key words：high-pressure turbine disk;structural dimension variable;maximum equivalent stress

收稿日期：2020-05-30

作者簡介：羅煒晗（1988—），男，湖南常寧人，碩士，工程師，研究方向：壓氣機結(jié)構(gòu)。