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CN116050194B - 一种确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法 - Google Patents

一种确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法 Download PDF

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CN116050194B CN202310340754.0A CN202310340754A CN116050194B CN 116050194 B CN116050194 B CN 116050194B CN 202310340754 A CN202310340754 A CN 202310340754A CN 116050194 B CN116050194 B CN 116050194B
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Abstract

本发明涉及航空发动机技术领域，公开了一种确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法，通过开展发动机“0—最大状态”历程时不同径向紧度下挡板和转子组件的受力和应力分析，获得挡板和涡轮盘径向定位面之间的径向紧度上限值；开展发动机持续最大状态转换到慢车状态下不同径向紧度下的挡板和转子组件的变形分析，获得径向紧度下限值。本发明综合考虑航空发动机中涡轮转子无螺栓挡板的使用特点，以及挡板受力、变形、分离的关键过渡态历程，获得挡板径向紧度的上限值和下限值，可快速确定无螺栓挡板合理的径向紧度设计值，有效规避发动机试车过程中径向张开的问题，降低发动机工作或试车过程中涡轮转子系统不平衡量激增引发的安全隐患。

Description

一种确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法
技术领域
本发明涉及航空发动机技术领域，公开了一种确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法。
背景技术
无螺栓挡板结构是国内外高推重比、高性能涡扇发动机涡轮转子普遍采用的结构形式（图1），也是防止冷却空气泄漏、引导冷却空气按设计的流路进入叶片内腔的重要零件，但因挡板为薄壁结构刚度较小、质心半径高，往往无法承受自身离心载荷，需通过径向定位圆柱面支撑于涡轮盘轮缘部位，以保证其功能的可靠发挥。
国内公开资料《涡轮盘与挡板的无螺栓连接结构》指出，因涡轮盘热响应慢于挡板，在发动机试车过程中因径向配合面会出现间隙，导致涡轮转子系统不平衡量激增，引发安全隐患，提出了施加紧度的解决思路。通常工程上借鉴国外成熟发动机使用经验施加径向紧度方式来解决，但缺少紧度的确定方法。过大的径向紧度可能导致挡板局部应力升高而破裂或低循环疲劳失效，较小的紧度则可能无法达到避免挡板径向张开的目的，因此合理的紧度设计显得至关重要。
发明内容
本发明的目的在于提供一种确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法，在满足静强度和低循环疲劳寿命的同时，可快速地确定无螺栓挡板合理的径向紧度设计值，有效规避发动机试车过程中径向张开的问题。
为了实现上述技术效果，本发明采用的技术方案是：
一种确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法，包括：
建立挡板的第一径向定位面和涡轮盘第二径向定位面之间的接触对径向紧度；其中，所述第一径向定位面设置于挡板内缘和外缘之间，所述第二径向定位面位于涡轮盘上，且与第一径向定位面配合形成接触对；
开展发动机“0—最大状态”历程时不同径向紧度下的挡板和转子组件的受力和应力分析，获得径向紧度上限值；
开展发动机持续最大状态转换到慢车状态下不同径向紧度下的挡板和转子组件的变形分析，获得径向紧度下限值；
确定径向紧度下限值到径向紧度上限值的范围为挡板径向紧度设计范围。
进一步地，开展发动机“0—最大”历程时不同径向紧度下的挡板和转子组件的受力和应力分析，获得径向紧度上限值，包括：
获得不同径向紧度下第一径向定位面和第二径向定位面之间的最大挤压力以及挡板的应力值；
计算得到不同径向紧度下的挤压屈服储备，根据不同径向紧度与对应的挤压屈服储备拟合得到挤压屈服储备与径向紧度的函数表达式，根据挤压屈服储备设计要求最小值，得到径向紧度的第一上限值；
计算不同径向紧度的与对应的挡板应力值，获得挡板应力值与径向紧度的函数表达式，根据挡板最大局部塑性应变指标要求，得到径向紧度的第二上限值；
根据不同径向紧度的挡板应力值计算挡板循环疲劳寿命，根据发动机设计循环疲劳寿命要求值，得到径向紧度的第三上限值；
取第一上限值、第二上限值和第三上限值中的最小值，作为挡板的径向紧度上限值。
进一步地，挤压屈服储备设计要求最小值为1.5。
进一步地，挡板最大局部塑性应变指标为挡板材料延伸率的0.5倍。
进一步地，开展发动机持续最大状态转换到慢车状态下不同径向紧度下的挡板和转子组件的变形分析，获得径向紧度下限值，包括：
根据变形分析得到不同径向紧度下挡板外缘靠近涡轮盘轮缘外端面处与涡轮盘轮缘外端面的轴向间隙值，确定轴向间隙值为零的径向紧度为径向紧度下限值。
与现有技术相比，本发明所具备的有益效果是：
本发明通过综合考虑航空发动机中涡轮转子无螺栓挡板的使用特点，充分考虑挡板受力、变形、分离的关键过渡态历程，获得挡板径向紧度的上限值和下限值，可快速地确定无螺栓挡板合理的径向紧度设计值，有效规避发动机试车过程中径向张开的问题，从而降低发动机工作或试车过程中涡轮转子系统不平衡量激增引发的安全隐患。
附图说明
图1为实施例中涡轮转子无螺栓挡板与涡轮盘的安装结构图；
图2为图1中局部A的放大示意图；
其中，1、第一径向定位面；2、第二径向定位面；3、挡板；4、涡轮盘；5、限位环。
具体实施方式
下面结合实施例及附图对本发明作进一步的详细描述。但不应将此理解为本发明上述主题的范围仅限于以下的实施例，凡基于本发明内容所实现的技术均属于本发明的范围。
实施例
参见图1-图2，一种确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法，所述涡轮转子无螺栓挡板3与涡轮盘4同轴设置，所述挡板3内缘通过限位环5与涡轮盘4安装边固定连接，所述限位环5用于实现挡板3与涡轮盘4安装边轴向和周向限位；所述挡板3外缘位于靠近涡轮盘4轮缘外端面的位置，所述挡板3在内缘和外缘之间设置有与涡轮盘4相互作用的第一径向定位面1，所述涡轮盘4上设置有与第一径向定位面1配合的第二径向定位面2；所述方法包括：
建立挡板3的第一径向定位面1和涡轮盘4第二径向定位面2之间的接触对径向紧度；
开展发动机“0—最大状态”历程时不同径向紧度下的挡板3和转子组件的受力和应力分析，获得径向紧度上限值；
开展发动机持续最大状态转换到慢车状态下不同径向紧度下的挡板3和转子组件的变形分析，获得径向紧度下限值；
确定径向紧度下限值到径向紧度上限值的范围为挡板3径向紧度设计范围。
在本实施例中，过渡态“0—最大状态”历程下挡板3径向定位面挤压力随时间的变化关系为：油门杆上推过程中挡板3径向定位面挤压力增大，停留阶段逐渐减小；油门杆下拉过程中挡板3径向定位面挤压力减小，甚至为0；启动至最大状态阶段挡板3第一径向定位面1挤压力最大，因此将其确定为径向紧度上限值；发动机持续最大状态转换到慢车状态下不同径向紧度下的挡板3和转子组件的变形分析，在挡板3与涡轮盘4轴向间隙为0时对应的紧度为下限值。本发明综合考虑航空发动机中涡轮转子无螺栓挡板3的使用特点，充分考虑挡板3受力、变形、分离的关键过渡态历程，获得挡板3径向紧度的上限值和下限值，可快速地确定无螺栓挡板3合理的径向紧度设计值，有效规避发动机试车过程中径向张开的问题，从而降低发动机工作或试车过程中涡轮转子系统不平衡量激增引发的安全隐患。
在本实施例中，为防止挤压力过大造成挡板3径向定位面屈服，设计时要保证一定的挤压屈服储备，同时还需保证挡板3的局部应力应变控制在一定的范围内，满足静强度（破裂转速储备＞1.22）和低循环疲劳寿命满足设计要求（发动机设计要求给出），因此开展发动机“0—最大状态”历程时不同径向紧度下的挡板3和转子组件的受力和应力分析，获得径向紧度上限值，包括：
获得不同径向紧度下第一径向定位面1和第二径向定位面2之间的最大挤压力以及挡板3的应力值；
计算得到不同径向紧度下的挤压屈服储备（最大挤压力/径向定位面接触面积）；根据不同径向紧度与对应的挤压屈服储备拟合得到挤压屈服储备与径向紧度的函数表达式，根据挤压屈服储备设计要求最小值（如本实施例中取挤压屈服储备设计要求最小值为1.5），得到径向紧度的第一上限值；
计算不同径向紧度的与对应的挡板3应力值，获得挡板3应力值与径向紧度的函数表达式，根据挡板3最大局部塑性应变指标要求（如本实施例中挡板3最大局部塑性应变指标为挡板3材料延伸率的0.5倍），得到径向紧度的第二上限值；
根据不同径向紧度的挡板3应力值计算挡板3循环疲劳寿命（如挡板3应力-寿命曲线，即S-N曲线），根据发动机设计循环疲劳寿命要求值，得到径向紧度的第三上限值；
取第一上限值、第二上限值和第三上限值中的最小值，作为挡板3的径向紧度上限值。
通过确定第一上限值、第二上限值和第三上限值中的最小值，作为挡板3的径向紧度上限值，能够保证挡板3同时满足设计要求的最低径向挤压屈服储备、静强度及低循环疲劳寿命。
本实施例中，开展发动机持续最大状态转换到慢车状态下不同径向紧度下的挡板3和转子组件的变形分析，获得径向紧度下限值，包括：
在持续最大状态转换到慢车状态下，通过施加不同径向紧度计算得到挡板3与涡轮盘4轴向间隙值，直到轴向间隙为0停止，挡板3与涡轮盘4轴向间隙为零时对应的径向紧度为下限值。
或者，在持续最大状态转换到慢车状态下，通过施加多组不同径向紧度计算得到挡板3与涡轮盘4轴向间隙值，以轴向间隙值为自变量，径向紧度值为因变量通过最小二乘法拟合得到轴向间隙与径向紧度的函数表达式，根据函数表达式计算得到轴向间隙为0对应的径向紧度确定为下限值Xmin。
根据变形分析得到不同径向紧度下挡板3外缘靠近涡轮盘4轮缘外端面处与涡轮盘4轮缘外端面的轴向间隙值，确定轴向间隙值为零的径向紧度为径向紧度下限值。
以上仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (3)

1.一种确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法，包括：
建立挡板的第一径向定位面和涡轮盘第二径向定位面之间的接触对径向紧度；其中，所述第一径向定位面设置于挡板内缘和外缘之间，所述第二径向定位面位于涡轮盘上，且与第一径向定位面配合形成接触对；
开展发动机“0—最大状态”历程时不同径向紧度下的挡板和转子组件的受力和应力分析，获得不同径向紧度下第一径向定位面和第二径向定位面之间的最大挤压力以及挡板的应力值；
计算得到不同径向紧度下的挤压屈服储备，根据不同径向紧度与对应的挤压屈服储备拟合得到挤压屈服储备与径向紧度的函数表达式，根据挤压屈服储备设计要求最小值，得到径向紧度的第一上限值；
计算不同径向紧度的与对应的挡板应力值，获得挡板应力值与径向紧度的函数表达式，根据挡板最大局部塑性应变指标要求，得到径向紧度的第二上限值；
根据不同径向紧度的挡板应力值计算挡板循环疲劳寿命，根据发动机设计循环疲劳寿命要求值，得到径向紧度的第三上限值；
取第一上限值、第二上限值和第三上限值中的最小值，作为挡板的径向紧度上限值；
开展发动机持续最大状态转换到慢车状态下不同径向紧度下的挡板和转子组件的变形分析，根据变形分析得到不同径向紧度下挡板外缘靠近涡轮盘轮缘外端面处与涡轮盘轮缘外端面的轴向间隙值，确定轴向间隙值为零的径向紧度为径向紧度下限值；
确定径向紧度下限值到径向紧度上限值的范围为挡板径向紧度设计范围。
2.根据权利要求1所述确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法，其特征在于，挤压屈服储备设计要求最小值为1.5。
3.根据权利要求1所述确定涡轮转子无螺栓挡板径向配合紧度的方法，其特征在于，挡板最大局部塑性应变指标为挡板材料延伸率的0.5倍。
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