大涵道比增压压气机试验件设计

2011-07-14杨建炜

燃气涡轮试验与研究 2011年3期

郑浩，杨建炜

(中国燃气涡轮研究院，四川成都610500)

1 引言

增压压气机是民用双转子发动机的主要部件之一，其作用是将风扇出口进入内涵流路的空气进一步增压，以满足发动机总增压比的要求。结构布局上，增压压气机和风扇共轴并由低压涡轮驱动，进口承接风扇内涵出气，出口向外涵和高压压气机供气，由此带来气动设计匹配上的困难；此外，增压压气机转子叶尖切线速度低，流路设计不同于风扇和高压压气机，均带来设计上的考验。

世界各主要航空发动机公司在增压压气机研制方面均具有较高的设计水平和丰富的使用经验，其增压压气机设计加工完成后可直接装机使用而不再单独进行增压压气机部件试验验证。我国在民用航空发动机设计领域基本上是空白，在本增压压气机设计完成之前，从未自主开展并完成增压压气机研制，设计技术比较落后。

为此，中国燃气涡轮研究院(GTE)寻求并与美国P&W公司开展了基于PW6000发动机增压压气机设计指标的增压压气机合作研制。开展增压压气机部件研制，可作为我国参与民用发动机国际合作研究的一个突破口。基于此，根据P&W公司提出的增压压气机流道尺寸和气动参数，GTE完成了增压压气机气动设计。P&W公司对设计进行了评审，认为：PW6000发动机增压压气机设计工作做得很好，能够达到P&W公司的设计需求，并有独到之处；但在发动机部件设计细节上还需要多做工作，尽量做到重量轻、成本低、安全、可靠。在此气动设计的基础上，立足于GTE的试验台架，开展了满足气动设计和试验要求的试验件结构设计，强度、振动和寿命分析工作，并完成了相关试验验证。

2 增压压气机技术指标

该增压压气机采用3级，达到现役发动机中该部件增压比1.6～1.8的水平；其它部件性能指标按照PW6000发动机设计要求提出。

3 试验件结构设计

3.1 试验件结构布局和传力路径

增压压气机部件试验件由转子组件、静子组件、前后转接承力机匣等构成，其结构如图1所示。试验件在设备上采用悬臂结构安装，即整个试验件由排气机匣后安装边与试验设备齿轮箱的前安装边相连；试验件前段通过橡胶盘与稳压箱连接，并在前机匣的前安装边正上方设置一辅助吊挂(有利于减小整个试验件的弯曲变形和振动)。试验件的轴向负荷将通过后支点直接传至排气机匣——涡壳上，试验件可自由向前膨胀。而试验件上其它负荷(包括静叶负荷、径向负荷、振动等)均由增压压气机部件试验件机匣从前向后传递至设备的排气涡壳上。试验件扭矩通过设备动力输出轴与试验件传动轴间相连接的短套齿来传递。

3.2 试验件转子设计

试验件转子没有采用发动机中使用的悬臂鼓筒结构，而采用了简支结构。转子前、后支点跨度782mm，后支点为主支点，采用双排球轴承；前支点采用滚棒轴承。试验件的3级轮盘均采用不锈钢材料制造，用真空电子束焊连接在一起，然后用螺栓分别与相同材料的前、后轴颈连接形成转子，实体模型见图2，转子实物见图3。为减轻转子载荷，转子叶片均用TC4钛合金制成，采用周向燕尾榫装配在转子上。

在大涵道比双转子涡扇发动机中，增压压气机要转接大直径的风扇流道和小直径的高压压气机流道，其气流向后、向内呈弧线流动[1]。如果按常规设计，将转子叶片叶身设计成与发动机轴向呈直角相交，那么气流将以一定夹角流向叶身。若将叶型设计成与鼓筒外缘垂直相交，叶身向后倾斜，形成正交叶片，则在气动性能方面能带来一定的好处。但是，由于叶片斜着安装在鼓筒上，使得其强度设计方面存在不足：叶根除正常承受转子叶片离心载荷外，还要承受由于叶片倾斜安装带来的附加弯曲载荷。根据气动设计及其流道布局，试验件第1、2级转子叶片采用常规设计，第3级转子叶片因流道弯度大而采用了正交叶片设计，如图4所示。

增压级试验件转子支承为双支点简支结构。推力球轴承(后支点)设置在转子的后鼓筒轴上，选用双排球轴承；前支点选用滚棒轴承。轴承均使用润滑油进行冷却和润滑。

3.3 试验件静子组件设计

增压压气机试验件静子组件包括前机匣组件，前测量机匣，1、2级整环机匣，中介机匣以及排气机匣组件。前机匣和排气机匣均为带支板结构的主要承力框架。支板为空心结构，以方便通过各种测试管线和油、气管路。安装静叶的机匣都为整环结构，壁厚大，有利于安装各种测试座和接嘴。为了准确模拟增压压气机流过中介机匣后的流场和损失，还专门设计了中介机匣。

0级导叶和第1级整流叶片为可调叶片，上下都带有轴颈，如图5所示。第2、3级静子叶片均为单个叶片，其内、外缘板上均设计有“π”型榫头。装配时，叶片按不同数量与内环形成扇形块组件，直接装在机匣上对应的槽内[2]。

为获取增压压气机优化性能，0级导叶和第1级可调静叶均设计成单独调节控制(见图6)，由步进电机驱动螺杆转动，进而带动联动环绕试验件轴线周向转动，以使得单排静叶同时转动叶片角度。

联动环由于装配需要而采用分半设计，使用带凸耳的联接段桥接。连接杆长度可调节，有利于弥补加工公差、变形等不利影响。试验中，角度的反馈通过以下两种方式控制：①通过摄像头观察设计的刻度盘和指针；②利用角位移传感器进行实时控制和调节。

3.4 试验件轴承轴向力和寿命估算

试验件按照3个转速和3种节流比(共计6个工况)进行了腔压计算。结果表明，双排推力球轴承承担的轴向力在8 500～22 000 N之间，逆气流方向，确保试验中轴向力不反向。

径向载荷仅考虑了转子自重，通过支反力计算，球轴承径向载荷为655 N。

对双排球轴承进行了寿命估算，在最大轴向力时基本额定寿命为108 h，满足增压压气机部件使用要求。

4 试验件强度振动计算和寿命分析

为确保试验顺利进行，试验件必须具有足够的强度和刚度。该增压压气机试验件强度设计采用了专用软件(AJC、RCSC)和普通商业软件(ANSYS、MSC/NASTRAN、PATRAN 等)，对各排转、静子叶片，转子及联结的强度、振动进行了计算分析。结果表明：设计状态和最大爬升状态的静强度、持久强度储备、低循环疲劳寿命均满足设计要求。两种状态下转子的最大等效应力分别为310 MPa和371 MPa，远小于材料的屈服强度，计算应力分布见图7；轮盘破裂转速储备大于1.22，满足强度规范要求；转子连接螺栓孔处低循环寿命大于105个循环。

对第1、2和3级轮盘处的两条真空电子束焊焊缝进行了强度评估，认为满足强度设计要求。

5 喘振条件下轴向间隙计算分析

压气机结构设计既要考虑结构紧凑又要考虑机械运行安全，因此压气机结构设计中必须考虑喘振的影响：既要保证喘振发生时能及时退出，又要考虑喘振时气流产生的极大轴向能量对叶片冲击带来的轴向位移。常规设计中如果不考虑喘振对轴向间隙的影响，极可能产生转、静子碰磨等机械故障，威胁发动机安全。基于此，设计中主要对最大爬升状态时的叶片喘振位移进行了计算。

对试验件转子变形进行了计算，机匣的变形认为可以忽略。

试验件轴向间隙应保证转子叶片和静子叶片避免碰撞。根据PW6000增压压气机轴向间隙设计经验，考虑了最坏的公差累积、轴承轴向游隙、喘振时叶片的轴向位移，以及最恶劣热力瞬态时转、静子的轴向位移[3]。轴向间隙计算结果表明：试验件喘振时的叶片变形量相对较小，试验件实际工作和喘振时的轴向间隙裕度较大，满足安全性要求。

将试验件的轴向间隙分析结果与某低压压气机的轴向间隙进行比较和分析，结果表明：本增压压气机试验件的转子叶片变形以及喘振时的叶片变形都较小，其机械运行安全。

6 试验件首次装配出现的问题和解决措施

在首次总装前对静子机匣部件进行假装，将进气机匣(含前轴承座)、前测量机匣、第1级整流机匣、第2级整流机匣、中介机匣模拟段、后测量机匣和排气机匣(含后轴承座)依次装配并同时进行跳动检测。在进行前、后支点同轴度检测时，发现支点同轴度为0.28～0.30 mm，超差近一倍。为此，设计人员根据装配过程和各级机匣的跳动检测结果，重新分解并检查后轴承座与排气机匣的配合尺寸，结果发现排气机匣配合尺寸未加工到位，使得该处设计要求的小间隙配合变成了过盈配合，从而使后轴承座装配未完全到位。经返修后，前、后轴承座同轴度满足设计要求。

另外，首次装配中还发现前、后内环组合加工后，切分成四块扇形的第1级内环组件在切开处向外变形椭圆度达1.2 mm，无法装入第1级可调叶片排上。经三次热校形并辅以钳修，最终使第1级内环组件顺利装入第1级可调整流叶片排上。最终完成的增压压气机试验件装配实物如图8所示。

7 试验结果

在增压压气机第一阶段试验中，共进行了3次试验，包括机械运行试验、总性能试验和总性能优化试验，录取了折合转速0.70、0.75、0.80、0.85、0.90、0.91、0.95、0.963、1.00、1.094下的性能参数，进、出口流场分布，以及一些优化调节角度组合下的部分性能点。这一阶段中试验件运转约12 h，进喘约37次，共录取了约301个稳态性能数据。其性能试验结果与一维计算结果的对比见图9。结果表明，设计点流量满足设计要求，全转速范围内效率包络线良好，设计点效率和喘振裕度均超过设计值。

此外，增压压气机试验件还进行了轴向斜槽式处理机匣设计和试验。该处理机匣在第1级转子叶片上方沿压气机轴向开斜槽，与发动机轴线方向成20°倾角，槽深方向与压气机径向成20°夹角，处理栅槽为400片。模型如图10所示。

试验件带处理机匣与带实壁机匣在设计角度下的试验特性比较见图11。从图中可以看出，在0.4～0.6时，处理机匣的稳定边界与实壁机匣试验结果基本重合，稳定裕度没有得到明显提高；在中、高转速下，处理机匣并没有改善增压压气机的稳定裕度，反而有1.0%～1.6%左右的下降。同时，在流量效率图中还可以看出，增压压气机效率在有3.0%～4.0%的下降。由此表明，该处理机匣设计未获成功。