某型涡喷发动机压气机结构改进

2013-10-14夏杨王海朋

机械制造与自动化 2013年2期

夏杨，王海朋

（南京模拟技术研究所，江苏南京 210016）

0 前言

压气机是航空涡喷发动机的重要组成部件，它的主要功用是提高流过它的空气总压［1-2］。离心式压气机可采用分体式结构，由导风轮和扩压轮组合而成［3-4］。某微型涡喷发动机的压气机采用整体加工而成，如图1所示。在轮毂中心开孔，以便嵌入高速起发电机转子件，达到发电机与压气机一体化设计。从发电机功率最大化需求而言，希望开孔直径越大越好，但受到轮盘强度限制。因此，需要对压气机零件进行强度和振动校核。

图1 整体式压气机

本文计算了不同开孔直径的轮盘应力分布，并优选出一种整体式压气机的设计方案。此外，对高速旋转的压气机而言，振动也是设计需要考虑的动力学问题。基于ANSYS软件，计算该方案的压气机在不同转速下的固有频率，得到其共振曲线，进而判断该设计的合理性。

1 强度分析

1.1 有限元模型

发动机工作时，压气机高速旋转，受到离心力场作用，叶片产生较大的拉伸、弯曲和扭转应力。气流在压气机中通过，产生气动力，气动力会产生叶片弯曲和扭转应力。其次，由于压气机不同部位温度分布有一定差异，还会产生局部热应力。为简化计算，抓住影响压气机强度的主要载荷，本次设计计算中主要考虑了离心力和温度场耦合影响。

整体式压气机有限元计算模型如图2所示，计算时，在压气机与主轴连接的孔面上施加固定约束，整体施加转速载荷和温度载荷。

图2 压气机有限元计算模型

1.2 计算结果

采用上述有限元模型进行计算，得到整体式带开孔压气机上的应力分布情况。图3所示为开孔处壁厚3.5 mm时的计算结果，最大应力约为284 MPa，大于材料屈服强度，考虑通过增加壁厚的措施来提高该区域的强度性能。

分别对壁厚为 4.5 mm，5.5 mm，6.5 mm 和 7.5 mm的情况进行计算，最大应力随壁厚变化曲线如图4所示。压气机的应力范围为120 MPa～270 MPa，压气机取强度极限安全系数 n=4 ～6［5］。

2 振动计算

振动是旋转机械设计需要考虑的动力学问题之一，压气机结构故障绝大多数是由于振动所引起［5-6］。工程上计算叶片动频率的方法很多，常见的有能量法、数值解法、传递矩阵法和有限元法，文献［5］中的叶片动频率计算:

式中:fD——叶片动频率;

f——叶片静频率;

n——转速;

B——动频率系数，是叶片结构和弹性线变化的函数。

式（1）中动频率计算的前提是假设叶片的轮盘为绝对刚性盘，叶片的振动不受盘的影响。实际上，某压气机是整体加工而成，薄盘部分质量或多或少参与了振动，并与叶片有振动的耦合，因此，单纯的叶片振动方程不能准确描述该涡喷发动机压叶轮的振动特性;而且，按式（1）计算时，动频率系数B的获得也是比较复杂的。在有限元软件中，可以很方便地解决这个问题，如ANSYS软件只要在边界条件中，输入转速即可计算压气机在不同转速下的动频率。

图5为两个典型振动。本文利用静强度计算的有限元模型，计算出从0～1.2倍满转速下的压气机固有频率。模态计算时模型约束为将轴孔处的轴向及径向位移限制为零，只有旋转自由度，模型载荷为绕轴的旋转速度。表1给出了0转速和额定转速下的前20阶固有频率，图6为压气机共振图。从中看出，随着转速的不断增大，压气机刚性也在增加，固有频率不断增大，其固有频率主要集中在3 000 Hz和6 500 Hz两个范围，振型较为复杂。这是由于压气机叶片和轮盘、轴等的质量相差不大，压气机轴及盘对叶片振动频率有影响，一方面，薄盘部分质量参与了振动;另一方面，盘叶轴行成一个耦合振动体。