QD128燃气轮机动力涡轮盘组件温度场计算及静强度分析

宋文超，陈英涛，徐让书，权立宝

（1.沈阳黎明航空发动机集团有限责任公司，沈阳110031；2.沈阳航空航天大学辽宁省航空推进系统先进测试技术重点实验室，沈阳110034）

QD128燃气轮机动力涡轮盘组件温度场计算及静强度分析

宋文超1，陈英涛2，徐让书2，权立宝2

（1.沈阳黎明航空发动机集团有限责任公司，沈阳110031；2.沈阳航空航天大学辽宁省航空推进系统先进测试技术重点实验室，沈阳110034）

动力涡轮盘作为燃气轮机的关键部件，其结构较为复杂，且承受着复杂的热载荷及机械载荷，在局部区域有可能出现较大的应力，从而导致各种失效故障。为保证其正常可靠工作，在盘体设计时首先要满足静强度要求。基于有限元法计算涡轮盘组件在最大载荷状态下的应力分布，分析了热载荷、机械载荷及螺栓预紧力对轮盘应力的影响，为涡轮盘组件的改进提供了理论依据。

燃气轮机；动力涡轮盘；有限元分析；流-固-热耦合模型；温度场；静强度校核

1　引言

QD128燃气轮机是我国自行研制的首台拥有自主知识产权的中档功率轻型燃气轮机，由昆仑发动机改型而来，主要用于发电。该燃气轮机Ⅰ级、Ⅱ级动力涡轮盘原结构采用K438材料加工而成，目前该种材料在市场不易采购且价格较高，不利于改型燃气轮机的推广。为此，本文基于有限元法，针对Ⅰ级、Ⅱ级动力涡轮盘组件进行盘改材料静强度计算。通过给定条件，首次以Ⅰ级、Ⅱ级动力涡组件的形式计算其温度场，得到新材料下涡轮盘的强度，为涡轮盘变更设计提供理论参考。

2　QD128燃气轮机结构

QD128燃气轮机有2级动力涡轮盘，Ⅰ级、Ⅱ级涡轮叶片数均为97，Ⅰ级、Ⅱ级导向器叶片数均为85，涡轮盘外缘均布97个榫槽。第Ⅰ级涡轮盘前侧有篦齿封严突缘及平衡配重组件安装槽突缘。两级动力涡轮盘之间有一个级间篦齿封严圈，封严圈与两级涡轮盘之间以套接方式相连。16个联接螺栓将两级涡轮盘及主轴组件通过套齿相连。

燃气轮机工作过程中，动力涡轮盘承受的载荷主要有：叶片、榫头及轮盘本身的质量离心力，轮缘部位与轮盘中心部位的温度梯度，气动载荷（由叶片传来的气体力和轮盘前、后端面上的气体压力），叶片及轮盘振动时产生的动载荷，盘与轴连接处的装配应力等。其中气动载荷、振动载荷对轮盘的静强度影响较小，载荷数据的影响也比较有限，所以本文进行强度计算时主要考虑离心载荷、温度载荷及装配条件的影响。

本文所选GH4169高温合金为饼材，其材料参数［1］为：密度8.24 kg/cm3，弹性模量193 GPa，泊松比0.3，屈服强度1 310 MPa，线膨胀系数13.5×10-6。

3　计算模型建立

考虑到涡轮盘上均布的螺栓孔数和套齿数的最大公约数为16，利用旋转周期性条件，将涡轮工作叶片数简化为96，级间篦齿封严圈上的40个ϕ4.8孔按等效流通能力条件简化为均布的32个ϕ5.0孔。旋转坐标系区和被包围在其内部的固体区取圆周1/ 16的扇形区域为计算域，并包含6个完整的工作叶片和叶栅通道。

4　温度场计算

建立合理的动力涡轮盘温度场计算模型，是获得可靠强度分析结论的重要技术保证。为得到满足涡轮盘强度计算要求精度的温度分布，本文建立了包括涡轮燃气流道、冷却空气腔、涡轮工作叶片和涡轮盘的流-固-热耦合模型［2］。

动力涡轮中，基本传热过程是燃气通过动力涡轮叶片将热量传给涡轮盘，涡轮盘再将热量传给冷却空气。因此，动力涡轮盘温度场计算模型的计算域，应包括涡轮盘、涡轮工作叶片、燃气流道和冷却空气腔，见图1。

图1　动力涡轮盘温度场计算域Fig.1 Temperature field calculation domain

作为流-固-热耦合计算模型，计算网格应具有良好的正交性和单元质量等要求。流体区网格应满足基于求解RANS的湍流模型对单元尺寸的要求［3］，特别是对近壁区湍流速度、温度分布精确计算的要求，应满足近壁区处理方法对壁面y+的要求；固体区网格则主要应与温度和热流通量分布相适应［4］。计算域网格采用计算流体动力学（CFD）网格划分程序Gambit2.4划分，见图2。

图2　动力涡轮盘温度场计算域网格Fig.2 Temperature field computational domain grid

图3　动力涡轮燃气和冷却空气流动及涡轮盘温度场Fig.3 Power turbine gas，cooling air flow and temperature field of turbine disc

图3示出了计算模型的动力涡轮燃气和冷却空气流动及涡轮盘温度场概况。图中，流动情况用以速度着色的流线表示，涡轮盘、叶片、机匣等固体部分显示了表面和子午面的温度，燃气通道入口和出口显示为燃气温度。

涡轮盘强度采用有限元法（FEM）计算，需将流-固-热耦合CFD模型计算所得涡轮盘和封严圈温度场数据向FEM结构分析模型映射［5］。导入并映射温度场后的涡轮盘和封严圈有限元模型如图4所示。

图4　导入温度场的涡轮盘和封严圈的有限元模型Fig.4 FEM model of turbine disc and seal ring with temperature field

动力涡轮出口温度计算值与实测值的对比如表1所示，可见二者偏差较小，表明计算模型和计算结果可信。

表1　动力涡轮出口温度计算值与实测值的对比Table 1 Calculated vs.measured values of the outlet temperature of the power turbine

5　静强度计算

5.1载荷及边界

利用ANSYS15.0软件可进行多物理场计算分析的特点，基于温度场计算结果，对Ⅰ级、Ⅱ级动力涡轮盘的结构强度进行计算。计算网格如图5所示。

图5　动力涡轮盘组件网格划分Fig.5 Grid division of power turbine disc

选取轮盘最大工作状态转速进行计算分析。计算转速为4 700 r/min时动力涡轮的应力分布。

叶片离心载荷：叶片离心载荷由公式Fc=mRω2计算，式中m为叶片质量，R为叶片质心到旋转轴的径向距离，ω为角速度。根据叶片参数，叶片与轮盘的连接属枞树型榫头连接，共有3对齿接触，涡轮盘上每个齿的接触表面积分别为S1、S2、S3。根据设计转速计算出的作用于轮盘上的叶片离心力平均分配到榫齿棒槽的3对齿面上，且挤压面与水平方向的夹角为37.5°，则各个齿面上的分布压力为174.2 MPa和142.5 MPa。

螺栓预紧力：Ⅰ级、Ⅱ级涡轮盘通过16个M20 mm螺栓连接，螺栓预紧力会影响盘的应力，本文在螺栓连接处施加40 kN预紧力。

边界条件：由于模型针对1/16的涡轮盘体进行计算，需要建立柱坐标，对模型侧端面施加循环对称约束［6］，保证计算模型的整体性和周期性。

位移约束：由于施加预紧力后需保持结构不会产生刚体位移，在第Ⅱ级轮盘端齿平面施加无摩擦约束。

5.2应力计算结果

图6为动力涡轮盘组件在最大工况下的等效应力云图，可见整个轮盘的最大应力分布在Ⅰ级涡轮盘螺栓连接内孔处，最大值为680 MPa。

图6　动力涡轮盘组件等效应力分布Fig.6 Equivalent stress distribution of a power turbine disc assembly

图7示出了Ⅰ级涡轮盘榫槽处的应力分布，可见Ⅰ级涡轮盘榫槽处应力分布较为均匀，最大应力集中在第3个榫槽根部，为457 MPa。

图7　Ⅰ级动力涡轮盘榫槽应力分布Fig.7 The mortise stress distribution of the first-stage power turbine disc

表2示出了根据上述计算结果，涡轮盘在最大转速状态下工作时，对Ⅰ级、Ⅱ级动力涡轮盘应力集中点数值所作的统计。

表2　动力涡轮盘应力集中点统计Table 2 The statistic of the stress concentration point of the power turbine disc

从图8中可以看出，Ⅰ级动力涡轮盘在最大工况下（无热载荷），最大等效应力在轮盘螺栓内孔边缘，为639 MPa。

图8　Ⅰ级动力涡轮盘在无热载荷条件下的等效应力分布Fig.8 Equivalent stress distribution of the first-stage power turbine disc under the condition of no heat load

从图9中可以看出，Ⅰ级动力涡轮盘在单一热载荷条件下，最大热应力在轮盘第3榫齿根部螺栓内孔边缘，为191 MPa。

图9　Ⅰ级动力涡轮盘在单一热载荷条件下的等效应力分布Fig.9 Equivalent stress distribution of the first-stage power turbine disc under single thermal load

6　结论

（1）动力涡轮盘在最大工作状态下的最大等效应力值，没有超出材料屈服强度的应力值，都在线弹性范围内，静强度储备满足要求。

（2）动力涡轮盘应力最大位置及寿命考核点，位于Ⅰ级动力涡轮盘螺栓内孔边缘。

（3）动力涡轮盘最大等效应力主要由机械载荷产生，温度场不均匀性引起的热载荷在榫槽位置所占比重较大，在其他位置比重较小。

（4）温度梯度较大的位置在涡轮盘榫槽处，该位置温度场对涡轮盘应力影响较大，在最大载荷条件下应力为457 MPa，机械载荷条件下应力为356 MPa，单一热载荷条件下应力为191 MPa。

［1］《中国航空材料手册》编辑委员会.中国航空材料手册［K］.2版.北京：中国标准出版社，2002.

［2］ANSYS Mechanical User's Guide［M］.Canonsburg：ANSYS Inc.，2013.

［3］ANSYS Fluent Theory Guide［M］.Canonsburg：ANSYS Inc.，2013.

［4］ANSYS Fluent User's Guide［M］.Canonsburg：ANSYS Inc.，2013.

［5］宋学官，蔡林，张华.ANSYS流固耦合分析与工程实例［M］.北京：中国水利出版社，2012.

［6］张洪才，刘宪伟，孙长青，等.ANSYS Workbench 14.5数值模拟工程实例解析［M］.北京：机械工业出版社，2013.

Temperature field calculation and static strength analysis of power turbine disc assembly of QD128 gas turbine

SONG Wen-chao1，CHEN Ying-tao2，XU Rang-shu2，QUAN Li-bao2
（1.Shenyang Liming Aero-Engine Group Corporation Ltd.，Shenyang 110043，China；2.Liaoning Key Laboratory of Advanced Test Technology for Aerospace Propulsion System，Shenyang Aerospace University，Shenyang 110136，China）

As the key part of the gas turbine，the power turbine disc is complex，and it has a complicated thermal and mechanical load，so it is possible to have a large stress in the local area that will lead to varied faults.In order to ensure the normal and reliable work，the static strength requirements should be met in the design of the disc.Based on the finite element method，the stress distribution of the turbine disc assembly in the maximum load state was calculated and the impact of thermal and mechanical load as well as bolt pre-tightening force on disc stress was analyzed to provide theoretical reference for disk assembly improvement.

gas turbine；power turbine disc；finite element analysis；fluid-solid-thermal coupling；temperature field；static strength check

TK472

A

1672-2620（2015）06-0045-04

2015-12-01；

2015-12-25

宋文超（1961-），男，辽宁丹东人，研究员级高工，主要从事燃气轮机整机及部件设计工作。