多級渦輪氣熱耦合仿真性能及強度對比研究

張鵬飛,賈少鋒,許開富,朱東華,任 眾

(西安航天動力研究所,陜西 西安,710100)

0 引言

渦輪是發動機中熱負荷和動力負荷最大的部件,工質溫度高,工作環境惡劣。渦輪盤作為渦輪的關鍵件,整體結構較為復雜,直接承受燃燒室出口高溫、高壓和高速氣流的沖擊,所處的環境極端惡劣,由于熱應力的存在,其局部區域有可能出現較大的應力、應變,從而導致各種失效故障的發生[1-6]。渦輪盤的溫度及溫度梯度分布,對渦輪盤的強度以及渦輪機的結構安全性有極為重要的影響。傳統的氣動仿真方法通常將固體壁面作絕熱處理,通過CFD計算得到壁面溫度條件進行渦輪盤強度校核;但真實狀態下,因周圍環境溫度及接觸部件間存在的溫差,渦輪盤固體壁面存在強烈的熱傳遞,渦輪盤的溫度分布也相應發生變化[7-8],并進一步影響到渦輪盤的應力分布和結構強度安全特性。

本文采用氣動仿真及氣熱耦合仿真,分別得到渦輪的氣動性能和溫度載荷,并進行渦輪盤的有限元強度仿真,對兩者的結果進行了對比分析。

1 研究對象

以某型發動機渦輪為研究對象,該渦輪為全周進氣沖擊式渦輪,3級動力渦輪盤。流動及固體域示意如圖1所示。

圖1 渦輪流動及固體域示意圖Fig.1 Schematic diagram of turbine flow and solid domain

氣動仿真條件下,不考慮固體域,計算區域包括渦輪流道,級間密封和渦輪盤腔;氣熱耦合仿真中,除與氣動仿真相同的流動域外,還包括固體域的渦輪盤及靜葉盤。多級軸流渦輪工作過程中,渦輪盤承受的載荷主要有葉片及輪盤本身的質量離心力,渦輪盤各部位溫度梯度導致的熱應力,氣動載荷(葉片傳來的氣體力和輪盤前、后端面上的氣體壓力),葉片及輪盤振動時產生的動載荷[3]。其中氣動載荷、振動載荷對輪盤的靜強度影響較小,載荷數據的影響也比較有限,所以本文進行強度計算時主要考慮材料為高溫合金,其材料參數如表1所示。

表1 材料主要力學參數Tab.1 Main mechanical parameters of material

2 計算模型建立

2.1 計算網格

考慮到渦輪盤上均布的10個螺栓孔,以及互為質數的各級靜動葉葉片數,在流動計算域的選取中,葉片通道按單通道選取,而盤腔流動域以及級間流動域則取1/10的扇形區域為計算域;固體溫度場計算中旋轉渦輪盤的計算域也取1/10的扇形區域,而靜葉盤部分則根據相應的靜葉片單通道角度進行選取[9-11],計算模型如圖2所示。流動域和固體域的網格分別采用Ansys Workbench的Mesh模塊中針對流動和結構的方式生成,并對流動邊界層、葉頂間隙、泄漏間隙以及流固交界面處的網格進行加密。其中流體域網格數為1 373萬,固體域網格數為416萬。

圖2 渦輪流動及固體域計算模型Fig.2 Calculation model of turbine flow and solid domain

2.2 邊界載荷

利用商業軟件CFX完成氣動及氣熱耦合仿真,氣動仿真中固體壁面按照絕熱壁面處理,而在氣熱耦合中,流體域與固體域交界面給定流固交界面,其他非接觸固體壁面則按絕熱處理;氣熱耦合流動部分的邊界條件與氣動仿真相同。圖3為氣熱耦合仿真的計算網格,去掉固體部分后剩下的即為氣動仿真的網格。

圖3 渦輪流動及固體域計算網格Fig.3 Calculating grid of turbine flow and solid domain

圖4為渦輪盤有限元計算的網格。在利用Ansys Mechanical進行有限元仿真前,仿真得到的輪盤表面溫度分布還需要插值到有限元網格上[12]。由于流場網格與有限元網格不一致,流固交界面上的溫度數據需要通過插值算法傳遞到有限元網格節點上,作為有限元計算的溫度載荷邊界。同時,在有限元計算中,第Ⅰ級和第Ⅲ級固結在第Ⅱ級渦輪盤上,在第Ⅱ級渦輪盤內孔處給定周向約束,靠近第Ⅲ級一側的端面上給定軸向約束,并給定輪盤轉速[13]。

圖4 渦輪盤有限元網格Fig.4 Finite element grid of turbine disk

3 計算結果

3.1 氣動性能

表2給出了兩種仿真方式得到的渦輪氣動性能結果。圖5給出了葉片通道中截面上的馬赫數分布。兩種方法得到的渦輪效率和流量的偏差非常小,仿真結果一致。但兩者軸向力偏差略大,這主要是氣熱耦合仿真的壁面溫度不同,使得近壁面處的傳熱特性發生變化,流動壓力也隨之改變。

圖5 渦輪葉片通道中截面馬赫數分布云圖Fig.5 Mach number contour on the cross section in the turbine blade passage

表2 渦輪氣動性能結果對比
Tab.2 Result comparison of turbine aerodynamic performance

參數氣動仿真氣熱耦合偏差效率70.65%70.79%0.205%流量3.811kg/s3.812kg/s0.026%軸向力7635N7289N-4.747%

圖6是仿真得到的渦輪盤表面的溫度分布。氣動仿真結果的溫度范圍為603～885 K,氣熱耦合仿真的結果為706～873 K;并且從溫度云圖也能看出兩者溫度分布存在較大差異,尤其是氣動仿真結果在第Ⅲ級渦輪盤根部靠近第Ⅱ級渦輪盤側出現了異常的高溫區。

3.2 應力及位移

將圖6的溫度云圖作為熱邊界條件,并考慮離心力的作用進行渦輪盤強度的有限元計算。氣動和氣熱耦合仿真得到的渦輪盤位移如圖7所示,氣動結果的最大位移為1.39 mm,而氣熱耦合的結果為1.20 mm,兩者都出現在葉頂位置,相差0.19 mm,相對偏差較大,對渦輪葉頂間隙的設計控制有較大影響[14-15]。

由兩種仿真結果溫度載荷計算得到的各級盤的等效應力見圖8。由圖8可知,離心力和溫度載荷作用下各級盤的最大等效應力都出現在螺栓孔靠近盤心側(Ⅱ級盤為腰形孔),氣動仿真溫度載荷下,Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ級渦輪盤最大等效應力分別為835.45 MPa,717.11 MPa,655.55 MPa,而氣熱耦合溫度載荷下的最大等效應力分別為721.12 MPa,673.7 MPa,547.75 MPa,最大等效應力偏差可達50～100 MPa。葉片根部區域的等效應力差值也達到了50～100 MPa,并且各級渦輪盤整個盤面上等效應力分布也存在著明顯的差異。

圖6 渦輪盤表面溫度分布云圖Fig.6 Temperature contour on the turbine disk surface

圖7 渦輪盤位移變化圖Fig.7 Displacement deformation of the turbine disk

圖8 渦輪盤等效應力分布圖Fig.8 Equivalent stress contour of the turbine disk

3.3 強度校核

利用有限元強度設計準則對上述結果的校核如表3～表5所示,由表可知,雖然兩種仿真方法得到的最大等效應力存在較大的差異,但在相應溫度條件下,材料的許用值仍有較大的安全裕量,并且全盤最大等效應力離最高溫度下的許用值也有足夠的安全裕量[16-17]，有限元結果滿足要求[18-20]。

圖9為使用塑性有限元強度仿真得到的整個渦輪盤的塑性變形量。可以看出離心力和氣熱耦合仿真溫度載荷下的渦輪盤未發生塑性變形,處在安全范圍內。而離心力和氣動仿真溫度載荷下的渦輪盤雖然根據業內普遍認可的準則,仍視為安全可靠,但可以看出與氣熱耦合下的結果還是存在差異的。

表3 Ⅰ級盤有限元校核結果Tab.3 Finite element check result of diskⅠ

表4 Ⅱ級盤有限元校核結果Tab.4 Finite element check results of disk Ⅱ

表5 Ⅲ級盤有限元校核結果Tab.5 Finite element check results of disk Ⅲ

圖9 渦輪盤塑性變形Fig.9 Plastic deformation of turbine disk

4 結論

本文采用氣動仿真及氣熱耦合對某三級軸流渦輪進行了仿真研究,得到了渦輪的氣動性能和溫度載荷,并進行渦輪盤的有限元強度仿真,對兩者的結果進行了對比,得到以下結論：

1)氣動仿真及氣熱耦合仿真得到的渦輪氣動仿真性能高度一致,但由于壁面傳熱的作用,軸向力存在一定偏差。

2)以兩種仿真結果的壁面溫度作為載荷,并結合離心力進行有限元強度計算,得到的最大等效應力位置一致,但數值存在非常大的偏差;依據強度準則對有限元結果進行校核,雖然兩者都滿足強度準則要求,但有限元塑性計算結果依然有所差異。

3)綜合以上分析可以看出,氣熱耦合結果充分考慮了固體傳熱的影響,相對氣動仿真的結果更為可靠。