某燃氣輪機壓氣機可轉導葉IGV 流固耦合分析

羅躍飛， 吳飛， 李冠

(東方汽輪機有限公司， 四川 德陽， 618000 )

1 前言

流固耦合是研究流體與固體之間流體動力、結構彈性與慣性力之間的耦合作用, 根據作用機理分為單向流固耦合和雙向流固耦合。 針對IGV流場特點, 本文采用了單向流固耦合方法, 將在流場分析中得到流體壓力作為載荷加載在IGV 葉片中, 以此分析求解IGV 葉片由于流場作用所發生的形變值和應力值等。

2 IGV 流場分析

對IGV 加以流場邊界條件, 氣流從左側進氣,右側出氣, IGV 葉片在流場中部, 對整個流場進行網格劃分, 見圖1, 邊界條件見圖2, 這里的分析是針對60%轉速工況。

圖1 IGV 流場網格劃分

圖2 IGV 邊界條件

IGV 葉片和支撐桿材料特性參數見表1, 根據《東汽金屬材料手冊》, 其引起0.2%殘余變形的條件屈服強度在20 ℃時為760 MPa。

表1 IGV 葉片和支撐桿材料參數

流場求解后, 得到流場流線分布, 見圖3～6。

圖3 流場分析結果

圖4 IGV 葉片進氣側壓力分布

圖5 IGV 葉片出氣側壓力分布

圖6 IGV 流場速度分布

從圖中可以看到, 流場和葉片物理分布一致,壓力是呈圓周均勻分布, 此處壓力是相對絕對大氣壓的壓力, 葉片在邊緣處速度大, 壓力高。

3 IGV 強度分析

3.1 IGV 60%工況受力分析

將計算的流場壓力導入到IGV 結構中（見圖7）, 進行靜力分析, 以60%工況下的轉速分析計算說明IGV 結構在流場作用下形變、 應力, 支反力和支反力矩的情況, 如圖8～13 和表2 所示。

圖7 流場壓力導入

圖8 IGV 葉片固定

圖9 IGV 葉片整體形變

圖10 IGV 葉片X 方向形變

圖11 IGV 葉片Y 方向形變

圖12 IGV 葉片Z 方向形變

圖13 IGV 葉片Mises 應力

表2 IGV 結構流固耦合分析

從圖9～12 和表2 可以看出, IGV 在此工況下, 葉片會發生一定形變, 最大整體形變量為0.248 mm, 在進氣方向上, 即X 軸形變是其主要形變, 為0.230 mm。 在設計IGV 結構和通流設計時需要考慮IGV 葉片形變可能會產生的影響。在流場壓力的作用下, 其最大等效應力為24 MPa, 遠遠低于引起0.2%殘余變形的條件屈服強度在20 ℃時為760 MPa。 因此,葉片在強度上滿足材料要求。

3.2 IGV 不同工況受力分析

為了能得到外接驅動結構的設計參數（驅動力、 行程等）, 需要計算在流場作用下各工況IGV葉片支反力和支反力矩。 對整個11 種工況的IGV結構葉片形變、 應力、 支反力和支反力矩進行計算分析, 結果見圖14～17。

圖14 IGV 葉片整體形變值

圖15 IGV 葉片應力值

圖16 IGV 葉片支反力值

圖17 IGV 結構支反力矩值

從圖14～17 可以得到以下結論：

（1）IGV 整體形變和X 方向形變最大值都發生在80%轉速工況時, 其最大值分別為0.844 mm 和0.730 mm；

（2）IGV 結構應力最大值發生在80%轉速工況時, 其值為149.8 MPa, 遠小于允許屈服強度760 MPa, 因此IGV 葉片材料滿足各工況強度要求；

（3）IGV 結構最大支反合力和最大支反合力矩發生在80%轉速工況時, 其值分別為122.13 N 和16 366 N·mm；

（4）考慮驅動扭矩為繞IGV 支撐桿軸線旋轉動力, 通過對特定葉片選擇和數據處理, 最小驅動扭矩值為1 436 N·mm, 發生在50%轉速工況時。

4 IGV 驅動力矩計算

在前面得到了IGV 葉片的支反力矩為1 436 N·mm。 由IGV 葉片所處的環境可知, IGV 葉片轉動起來須克服流場作用產生的支反力矩和IGV 葉片與缸體摩擦產生的摩擦力矩,由圖18 計算如下：

（a）最大支反力矩（50%轉速工況）

單支My=1 436 N·mm,

整圈IGV 葉片的支反力矩為M1=30×My=43 N·m

（b）最大摩擦力矩（80%轉速工況）

式（1）中0.3 為摩擦系數, 12 為葉片桿半徑,103.61 為80%轉速工況的Fx, 64.63 為80%轉速工況的Fz。

圖18 IGV 葉片坐標系

式（2）中0.6 是葉片質量, 8 為80%轉速工況下的Fy。

整個IGV 的摩擦力矩為M2=30× （Mf1+Mf2）=16.7 N·m

得到驅動力矩最小為M總=M1+M2=59.7 N·m。

5 總結

本文通過對IGV 導葉做流固耦合計算, 分析認為IGV 可轉導葉強度和剛度滿足設計要求, 并計算出了IGV 可轉導葉整圈總驅動力矩需大于59 N·m, 為驅動機構選型提供了依據。