輕型渦扇發動機懸掛式試車臺架設計與有限元分析

李富才 阮昌龍 王月 李慶海

摘要：為滿足輕型渦扇發動機地面試驗，本文采用UG（Unigraphics）軟件，對輕型渦扇發動機懸掛式試車臺架進行設計，并應用Ansys軟件，建立試驗車臺架結構有限元模型，對懸掛式試車臺架的結構和強度進行分析與計算。研究結果表明，試車臺架結構在發動機推力與重量載荷耦合作用下，最大應力發生在動架前安裝節根部圓角處，其Von Mises等效應力為16817 8 MPa，遠小于材料Q345的屈服強度345 MPa，且當量應力主要由Y向應力決定，最大為15064 MPa，其Von Mises總應變為113×10-4 mm，滿足強度和剛度設計要求。該設計不但可以安裝不同型號的發動機，節約了成本，而且實現了推力測量及校準功能，降低了意外發生的風險。該研究為搭建試車臺架提供了理論依據。

關鍵詞：發動機; 試車臺架; 有限元分析

中圖分類號： U464; V263.4??文獻標識碼： A

近年來，隨著現代航空航天技術的迅猛發展，航空科學技術與高推重比發動機的研究有了新的突破，這對發動機的試驗測試及地面試車臺有了更高的要求。試車臺架是試車臺的核心組成部分，是用來安裝被試發動機，并裝有適當的推力測量系統，用以精確地測量發動機的推力，其他設備均以它為中心進行布置和安裝[1]。為了滿足試驗需要，應不斷提高發動機試車臺架的功能。在已有的研究中，張愛民等人[210]關注的重點是試車臺系統或測控系統的設計;而范澤兵等人[11]主要對航空發動機高空模擬試車臺架的參數進行設計;鄒德震[12]研究了航空發動機試車臺架的改造方案。以上這些研究均忽略了對臺架關鍵部件的設計、受力分析和限位保險裝置的研究。基于此，本文以懸掛式臺架為研究對象，采用參數化設計技術，對輕型渦扇發動機懸掛式試車臺架的關鍵部件進行設計，并對關鍵受力件進行受力分析。同時，采用Ansys軟件，建立了試驗車臺架結構有限元模型，對試車臺架進行整體受力分析，并得出應力集中位置，因此滿足強度設計要求。該研究為試車臺架設計和優化改進提供理論依據。

1?懸掛式試車臺架結構分析與設計

渦扇發動機試車臺架結構圖如圖1所示。渦扇發動機試車臺架在試驗間內搭建，主要由靜架、動架、彈簧片、發動機安裝架和推力測量裝置等組成。靜架主要由前支撐、主橫梁、副橫梁、后支撐及墻體固定座組成。靜架通過剛性連接與地面相連，其作用相當于基礎[1318]。動架由鋼板焊接而成，彈簧片主要連接動架與靜架。發動機安裝架主要包括主安裝架體和輔安裝架體。推力測量裝置主要包括推力測量裝置和推力校準裝置。

經分析，發動機安裝架、推力測量系統及限位保險裝置直接影響發動機性能、推力測量及安全性，應作為試驗臺架的關鍵件進行設計。為提高效率，縮短設計周期，采用參數化設計技術對關鍵件進行設計。

1.1?發動機安裝架結構設計

發動機安裝架主要用于支撐發動機，發動機安裝架結構如圖2所示。包括主安裝架體、輔安裝架體、主安裝節、輔安裝節等。主安裝架體和輔安裝架體安裝在動架上，兩個主安裝節用于固定發動機的前安裝邊，兩個輔安裝節用于固定發動機的后安裝邊，鎖緊螺母固定發動機左右移動及發動機的六個自由度，最終完成發動機的安裝和定位。為了保證發動機熱膨脹的需要，主安裝節與主安裝體之間留有8.5±4 mm的移動間隙，輔安裝節與主安裝體之間留有8.5±4 mm的移動間隙[19]。

輔安裝架體由升降桿、螺旋支撐桿、銷軸、底座等組成，在左右兩個輔安裝架體內，設計了可調節的銷軸、升降桿及螺紋支撐桿。銷軸分別安裝在輔安裝架體底座內，可實現前、后移動調節;升降桿通過螺紋可以實現上、下調節;螺旋支撐桿在銷軸內可實現左、右調節，所以輔安裝體可適用于不同型號發動機的安裝。

1.2?推力測量及校準系統設計

推力測量及校準系統結構如圖3所示。推力測量系統主要由工作傳感器、工作傳感器座、測量座、動架、靜架等組成。為了保證推力測量的準確性，在臺架左、右各設計一套推力測量裝置，測量座固定在動架上，工作傳感器座固定在靜架上，動架與靜架間安裝工作傳感器;推力校準系統主要由推力加載裝置、標準傳感器、標準傳感器座、動架、靜架等組成。為了更好地模擬發動機的測試狀態，推力校準系統采用中心加載校準方式設計[3]。推力加載裝置固定在靜架上，標準傳感器座固定在動架上，推力加載裝置與標準傳感器座間安裝標準傳感器。

1.3?限位保險裝置設計

限位保險裝置由下座、銷軸、上座、鎖緊螺栓等組成，前、后各設置兩套，且安裝方向相反，限位保護裝置結構如圖4所示。上座安裝在靜架上，下座安裝在動架上，通過銷軸將上座與下座連接。為防止動架晃動，用鎖緊螺栓將動架鎖緊。

限位保險裝置的連接銷軸部分尤為重要，在發動機正常試驗狀態下，該限位保險裝置不能處于受力狀態，因此在銷軸處需設置一定間隙;當彈簧片斷裂或者其他意外事故發生時，限位保護裝置開始工作，銷軸承力。

2?懸掛式試車臺架強度分析

2.1?彈簧片強度分析

彈簧片主要連接動架和靜架，該試車臺共設置四塊彈簧片，前、后各兩塊。動架上的部件相連屬于剛性連接，從結構力學原理分析可知，其結構是幾何不變系統[20]。由于彈簧片狀態直接影響推力測量的準確性及發動機安全，作為整個臺架的關鍵件，需在不同狀態下進行受力分析。發動機產生的推力（T）由兩個推力工作傳感器傳遞至靜架，試車臺彈簧片受力示意圖如圖5所示。

彈簧片材料為60Si2MnA，彈簧片的最小截面尺寸120 mm×3 mm，其抗拉強度極限為δb=1570 MPa。試驗對象為輕型發動機，最大設計推力為15 000 N，分別對發動機工作與不工作的狀態進行分析。

1）?發動機不工作狀態。試車臺架的動架總重W為發動機質量Wf和安裝架質量Wd之和。根據實際設計數據，即W=Wf+Wd=2000 kg（發動機質量500 kg，安裝架質量1500 kg）。

此時推力T=0，作用在彈簧片上的力只有總重力W=20 000 N，發動機重心距離前彈簧片L1=650～750 mm，前后彈簧片的跨距為L0=1700 mm。發動機不工作時彈簧片受力簡圖如圖6所示。

通過計算，得前彈簧片和后彈簧片受力分別為

F1=11 176.5 N（12 353 N）， F2=8 823.5 N（7467 N）

當發動機不工作時，前、后彈簧片均為受拉狀態，前彈簧片的拉伸應力為

σ1=F12×10.120×0.003=17.16 MPa

后彈簧片的拉伸應力為

σ2=F22×10.120×0.003=12.25 MPa

由強度計算結果可知，前、后彈簧片所受的拉力遠小于彈簧片材料的抗拉強度極限。

2）?發動機工作狀態。發動機的最大推力為Tmax=15 000 N，同時動架受到的推力為Tm=15 000 N。以前端彈簧片下固定處作為扭矩的參考點，則扭矩方程為

F2L0=TmaxH1+TmH2+WfL1+Wd（L0/2）

變換方程，得

F2=Wf（L1/L0）+Wd/2+Tmax＼[（H1+H2）/L0＼]=Wf（L1/L0）+Wd/2+Tmax＼[H/L0＼]

式中，H1為發動機軸線至前彈簧下固定處的距離;H2為動架中心至前彈簧下固定處的距離;H為總高度，H=H1+H2=07+02=09 m;L0=17 m;L1的取值范圍為065～075 m，計算得F2=17 35276～17 64688 N;同理，可得F1=2353～264724 N。

當發動機工作時，前、后彈簧片均為受拉狀態，后彈簧片的最大拉伸應力為

σ2max=F2max2×10.12×0.003=24.51 MPa1570 MPa

由此可知，無論發動機安裝在動架上的任何位置，彈簧片都不會出現失穩情況。

2.2?試車臺架靜強度分析

1）?定義材料類型。發動機試車臺架靜架和動架使用的材料均為Q345，彈簧片使用的材料為60Si2MnA，Q345和60Si2MnA材料性能參數如表1所示。

2）?模型的建立及網格劃分。首先將UG三維模型導入Ansys中，完成其線框模式的轉換[21]。采用高階三維20節點solid186六面體單元，建立其整體的有限元模型，共劃分323 327個單元，122 920個節點。為了更加準確地分析過渡圓角處的應力和應變，在相應位置采用相對稠密的網格，試車臺架結構有限元模型如圖7所示。

3）?施加約束及載荷。

根據發動機試車臺架靜架和動架結構的安裝狀態，確定其約束條件，為靜架的支撐部位施加全約束。綜合考慮其工作狀態時受到的發動機推力和質量載荷，在建立的有限元模型中，對邊界條件的施加進行處理：即發動機推力為1500 kgf，施加到兩個主安裝節的相應節點上;發動機質量為500 kg，施加到兩個主安裝節和兩個輔助安裝節的節點上;靜架和動架自身質量載荷通過施加加速度載荷實現，施加約束和載荷的有限元模型如圖8所示。圖8中，縱向為Z軸、橫向為X軸、鉛垂向上為Y軸。

4）?求解及結果分析。施加約束及載荷完成后進入求解器中，執行響應操作后進行求解，求解完成后查看處理結果。對靜架與動架應力變形進行分析，試車臺架結構彈性范圍內的應力應變分布如圖9所示。

由計算結果可知，試車臺架結構在發動機推力/質量載荷耦合作用下，最大應力發生在動架前安裝節根部圓角處，其Von Mises等效應力為16817 8 MPa，且當量應力主要由Y向應力決定，最大Y向應力為15064 MPa，其Von Mises總應變為113×10-4 mm。最大等效應力遠小于材料Q345的屈服強度（345 MPa），因此滿足強度設計要求。

3?結束語

本文采用參數化設計技術對渦扇發動機懸掛式試車臺架進行設計，縮短了設計周期，提高了設計質量。通過對關鍵受力件進行理論計算和有限元分析可知，該試車臺架具有足夠的強度和剛度，能夠保證試驗的安全性與可靠性，可滿足不同型號發動機的安裝，有效節約成本。推力測量系統和校準系統測量的數據穩定和準確，為后續類似臺架的設計提供了參考。由于本文對試驗臺架沒有進行模態分析，可能存在發動機與臺架共振的現象，為減小振動和噪音，避開產生共振的轉速，后期需要對試驗臺架模態進行研究和分析。

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Design and Finite Element Analysis of a Suspension Type Test Bench Aimed at a Light Turbofan Engine

LI Fucai， RUAN Changlong， WANG Yue， LI Qinghai

（Qingdao Institute of Aeronautical Technology， Qingdao 266071， China）

Abstract： ??In order to satisfy the ground test of light turbofan engine， UG software is used in this paper to design the suspended test bench of light turbofan engine. At the same time， Ansys is used to establish the finite element model of the test bench structure， and the structure and strength of the suspension test bench are analyzed and calculated. Results show that the test platform structure under the effect of engine thrust/weight load coupling， the maximum stress occurs in the moving frame installation section before the root fillet， the Von Mises equivalent stress is 16.817 8 MPa， and the equivalent stress is mainly determined by the Y to stress， maximum circumferential stress is 15.064 MPa， Y the Von Mises total strain is 113×10-4 mm， the maximum equivalent stress is far less than the yield strength 345 MPa of material Q345， satisfying the requirement of strength and stiffness design. This design can not only install different types of engines， but also save cost， achieve thrust measurement and calibration function， and reduce the risk of accidents. This research provides a theoretical basis for building a test bench.

Key words： engine; test bench; finite element analysis