CN109376460A

CN109376460A - 微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法

Info

Publication number: CN109376460A
Application number: CN201811360495.3A
Authority: CN
Inventors: 熊杰; 刘驰; 刘颖; 陈腾
Original assignee: Sichuan Aerospace Zhongtian Power Equipment Co Ltd
Current assignee: Sichuan Aerospace Zhongtian Power Equipment Co Ltd
Priority date: 2018-11-15
Filing date: 2018-11-15
Publication date: 2019-02-22
Anticipated expiration: 2038-11-15
Also published as: CN109376460B

Abstract

本发明公开了一种微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，根据发动机系统所需约束，考虑箍带安装后由于摩擦力而导致的圆周方向拉力损失，计算箍带理论最小间隙量；基于弹塑性安定理论的强度分析和设计准则，在保证结构安全工作的条件下，允许结构在局部区域产生一定量的塑性变形，计算箍带理论最大间隙量；考虑壳体与箍带的制造误差，计算箍带设计最小间隙量和设计最大间隙量；最后，在设计最小间隙量和设计最大间隙量间，通过加权系数的方式确定最佳的设计间隙量。利用本发明专利所述的间隙量设计方法给出的最佳间隙量值，可以实现箍带对发动机约束力的精确控制，可大幅度提高箍带制造的合格率。

Description

微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法

技术领域

本发明属于机械制造领域，具体涉及一种微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，它适用于微型涡喷发动机弓形箍带的设计和制造过程。

背景技术

无人机、巡飞弹等用微型涡喷发动机通常采用弓形箍带与总体连接，箍带肩负传递发动机系统推力至总体的功能，另外，当总体受环境影响或做大机动动作时，整体将受到较大冲击载荷，故发动机系统与总体的连接可靠性尤为关键。

目前，微型涡喷发动机用双面弓形箍带主要依靠经验进行初步设计，然后根据环境试验结果进行反馈修正。尤其是对于箍带间隙量的控制，经常出现箍带间隙量过小，需要添加石棉垫进行调整，或间隙量过大，上下箍带无法合拢，使螺栓受力恶化，甚至在安装过程中就出现螺栓或箍带失效。同时，箍带在安装过程中，由于张紧螺栓在工作过程中不仅受到拉力载荷，还同时受到弯曲载荷，所以箍带张紧力无法采用定螺栓拧紧力矩的方式进行控制。故当一批次箍带中，由于制造误差等原因导致箍带间隙不一致时，箍带对发动机提供的约束力也将难以控制。

发明内容

本发明克服了现有技术的不足，其目的在于提供一种微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，采用该方法设计箍带间隙量，不但能够准确控制箍带对发动机的约束力，同时可以包容箍带与壳体的制造误差，提高箍带制造的合格率以及装配效率。本发明采用以下技术方案：

一种微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，包括以下步骤：

1)根据微型涡喷发动机质量及冲击加速度确定发动机所需约束力，然后通过解析方法确定发动机所需约束力与箍带理论最小间隙量之间的关系；

2)基于弹塑性安定理论的强度分析和设计准则，在保证箍带结构安全工作的条件下，允许其在局部区域产生一定量的塑性变形，给出了箍带的理论最大间隙量；

3)根据箍带及发动机壳体的制造公差范围，给出箍带的设计最小间隙量及设计最大间隙量；

4)判断设计最大间隙量是否大于设计最小间隙量，若是，则在设计最小间隙量与设计最大间隙量之间选取一个值作为设计最佳间隙量；若否，则调整箍带截面积，重新进行第1)～4)步骤，直至满足设计最大间隙量大于设计最小间隙量的条件。

所述步骤1)中，发动机所需约束力与箍带理论最小间隙量之间的关系达式为：

式中，l_theorymin——箍带理论最小间隙量；

m——发动机总质量；

a——发动机轴线方向最大冲击加速度；

R——发动机壳体外径；

n——箍带组数；

μ——箍带与发动机壳体间摩擦系数；

E——箍带材料弹性模量；

S——箍带截面面积。

所述步骤2)中，箍带理论最大间隙量表达式为：

其中：

σ_H＝1.5σ_S；

式中l_theorymax——箍带理论最大间隙量；

σ_H——箍带材料安定极限；

ε_H——箍带达到1.5倍屈服应力(安定极限)时的应变，查材料拉伸应力应变曲线可得；

σ_s——箍带材料屈服极限；

R——发动机壳体外径；

μ——箍带与发动机壳体间摩擦系数；

所述步骤3)中，箍带设计最小间隙量的表达式为：

l_designmin＝l_theorymin+EI_real，其中

箍带设计最大间隙量的表达式为：

l_designmax＝l_theorymax-ES_real，其中

式中，l_designmin——箍带设计最小间隙量；

l_designmax——箍带设计最大间隙量；

ES_real——箍带真实间隙量的最大上偏差；

es——壳体外径最大上偏差；

les——箍带间隙量最大上偏差，此值按照箍带理论最大间隙量根据制造精度进行选取；

EI——箍带内径的最大下偏差；

EI_real——箍带真实间隙量的最大下偏差；

ei——壳体外径最大下偏差；

lei——箍带间隙量最大下偏差，此值按照箍带理论最大间隙量根据制造精度进行选取；

ES——箍带内径的最大上偏差。

所述步骤4)中，当设计最大间隙量大于设计最小间隙量时，设计最佳间隙量表达式为：

l_designbest＝λl_designmax+(1-λ)l_designmin；

式中，l_designbest——箍带设计最大间隙量；

λ——权重调整系数，0＜λ＜1。

λ的取值根据箍带及壳体的制造工艺对间隙量的影响情况选取，若制造误差趋向于增大间隙量，λ取较小值，反之取较大值，在不确定制造误差趋势时可以取λ＝0.5。

与现有技术相比，本发明至少具有以下有益效果：

1本发明提供了一种计算发动机所需约束力与箍带所对应最小间隙量的解析计算方法，由于考虑了箍带在摩擦力作用下沿圆周方向的张力损失，使得计算出的箍带最小间隙量更为精确，提高了箍带对发动机约束的可靠性。

2本发明基于弹塑性安定理论的强度分析和设计准则，在保证结构安全工作的条件下，允许结构在局部区域产生一定量的塑性变形，给出了箍带的理论最大间隙量，与线弹性强度设计方法相比，既能保证箍带的可靠性，又能最大程度的发挥材料的承载能力，提高材料利用率，并实现轻量化；同时还可提高箍带对制造误差的包容性。

3本发明所述箍带间隙量设计方法考虑了箍带与壳体的制造误差，当壳体和箍带在设计允许的公差范围内时，仅需将上下箍带的凸耳拉拢，消除设计间隙，即可保证箍带对发动机的约束力，同时箍带又不至发生失效破坏，提高了箍带与发动机连接结构的可控性和可靠性。同时，减少了箍带安装过程中由于制造误差的原因导致的间隙过小，需添加垫片进行调整的工序，提高了安装效率。另外，更合理的间隙量设计使得其对制造误差的包容性更强，可大幅度提高箍带制造的合格率。

附图说明

图1为微型涡喷发动机利用双面弓形箍带与总体连接示意图。

图2为箍带上微元体在端面张紧时的受力示意图。

图3为箍带制造过程中影响间隙量的相关设计参数示意图。

图4为壳体制造过程中影响间隙量的相关设计相关参数示意图。

图5为1Cr18Ni9Ti单轴拉伸应力应变图。

具体实施方式

本发明专利提供了一种双面弓形箍带间隙量的设计方法，考虑了箍带在安装过程中由于摩擦力原因导致的箍带张紧力在圆周方向上的拉力损失，给出了发动机所需约束力与箍带最小间隙量的解析关系。并基于弹塑性安定理论的强度分析和设计准则，给出了箍带的理论最大间隙量。同时考虑了箍带及发动机壳体的制造误差，给出了最佳间隙量的计算方法。利用本发明专利所述的间隙量设计方法给出的最佳间隙量值，可以实现箍带对发动机约束力的精确控制。

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合附图及实施例，对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

各计算式中的“e”、“π”为数学上公知的常量。

本发明所述微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法的具体实施步骤如下：

1)根据发动机所需约束条件，确定箍带所需最小间隙量。

发动机通过箍带与总体连接方法如附图1所示。箍带包括上箍带2和下箍带3，二者通过张紧螺栓5锁紧，上下箍带2、3与发动机壳体1弧面接触，箍带凸耳利用固定螺栓4固定在总体安装位置6上。发动机设计指标将给出其工作过程需承受的冲击加速度。在发动机整体的六个自由度中，由于轴向平动自由度依靠箍带所提供的摩擦力进行约束，其安全裕度最小。故通常以发动机轴线方向平动所需约束力进行箍带设计。

发动机所需轴向约束力计算式为：

F_Z＝ma 式(1)

式中F_Z——发动机轴向所需约束力；

m——发动机质量；

a——发动机轴线方向最大冲击加速度。

此约束力依靠箍带摩擦力提供，而箍带所能提供的最大摩擦力为：

f＝uN_g 式(2)

式中f——箍带所能提供最大摩擦力；

μ——箍带与壳体间材料摩擦系数；

N_g——箍带与壳体间接触面法向总反力(径向力)。

箍带与壳体及总体安装位置的配合关系如附图1所示。上下箍带2、3与发动机壳体1弧面接触，依靠张紧螺栓4在箍带与壳体间产生接触反力，同时，在箍带张紧过程中，箍带与壳体间将产生沿接触面圆周方向的摩擦力，取箍带上一微弧段dl进行分析，其受力分析图如附图2所示：

对于微弧段dl，根据接触面法向受力平衡方程有：

式中dN——箍带微元体与壳体间接触法向反力；

F——箍带微元体dl一端横截面上的张力；

dθ——微弧段dl对应的圆心角；

dF——微弧段dl上的张力损失。

当微弧段dl无穷小时，其对应圆心角dθ也无穷小，则有：

同时，忽略二次微量可得到：

dN＝Fdθ 式(5)

根据微弧段dl在接触面切向的受力平衡方程有：

式中μ——箍带与壳体间摩擦系数。

当微弧段dl无穷小时，其对应圆心角dθ也无穷小，则有：

则式(6)可简化为：

μdN＝dF 式(8)

结合上式(5)和式(8)可得：

对式(9)两边同时积分有：

式中θ——箍带截面转角，

F₀——箍带端面张紧力；

F_θ——箍带上转角为θ的截面上的张力。

式(10)积分结果为：

变形得：

F_θ＝F₀e^-μθ 式(12)

结合上式(5)可得箍带在转角θ处产生的径向力为：

dN_θ＝F_θdθ 式(13)

式中dN_θ——箍带截面转角θ处微段产生的径向力。

由于上下箍带结构及受力情况完全对称，单边箍带左右两侧对称，对式(13)两端在范围内积分，得到箍带在1/4圆周上产生的径向力为：

将式(12)代入式(14)中得到：

对式(15)求取积分结果得到：

故上下完整箍带在张紧力F₀作用下，产生的总径向力为：

结合式(1)、式(2)及式(17)，当给定发动机整机质量及冲击加速度时，箍带端面最小张紧力应为：

式中F_min——满足发动机约束要求时，箍带端面张紧力F₀的最小值；

n——发动机采用的箍带组数。

根据双面弓形箍带张紧过程的受力情况可知，上下箍带受力情况一致，对于单独的上箍带或下箍带，两侧受力情况完全一致，中间截面不偏移。故给箍带端面施加张紧力F_min时，对应的单侧箍带伸长量为：

根据材料力学原理，当给箍带端面施加张紧力F₀时，箍带伸长量为：

式中F_θ——箍带转角为θ处截面上的张力；

l——箍带总伸长量；

E——箍带材料弹性模量；

S——箍带截面面积；

dl——箍带上微弧段。

将式(12)代入式(19)中可得：

式中R——发动机壳体外径；

上式积分后得：

将式(18)代入式(20)中，可得到给定发动机整机质量及工作过程最大冲击加速时箍带的理论最小间隙量：

式中l_theorymin——箍带理论最小间隙量。

2)基于弹塑性安定理论的强度分析和设计准则，在保证结构安全服役的条件下，允许结构在局部区域产生一定量的塑性变形，给出了箍带的理论最大间隙量。

无论是传统的基于材料力学、结构力学以及弹性力学的强度分析方法，还是现代的基于弹性有限元模拟技术的分析方法，均是基于弹性强度设计准则的结构分析和设计理论，均要求结构承载后各部分的变形都在弹性范围内，且要有一定的强度安全裕度。将材料发生屈服作为结构强度失效的形式，以结构中危险截面处的应力最高点作为危险点进行结构强度校核。因此对结构形式和尺寸通常偏大。

箍带在安装和使用过程中，部分位置会出现塑性变形，若完全按照弹性理论进行计算，不能完全发挥材料的承载性能及韧性，且会导致箍带的伸长量过小，与工程实际相差甚大。

当箍带应力超过屈服极限以后，随着载荷的增加，箍带的应变会显著增加，对于一般的塑性金属材料而言，其断裂伸长率都在30％以上。在超过屈服极限后，在达到强度极限之前，材料将均匀的伸长，超过强度极限之后，材料将发生颈缩，此时结构失去承载能力。在材料达到屈服极限之后，箍带产生一定的塑性变形之后，卸载后再次加载，结构不再产生塑性变形，此时的载荷称为安定极限载荷，其应力成为安定极限应力。对于理想弹塑性材料结构，其安定极限不超过结构弹性极限的2倍，峰值不超过结构塑性极限。保留一定安全裕度，取屈服应力的1.5倍为许用安定极限。其对应的应变值为：

σ_H＝1.5σ_S 式(22)

式中σ_H——箍带材料安定极限；

σ_s——箍带材料屈服极限。

箍带材料在许用安定极限时对应的应变可查材料的单轴拉伸应力应变图得到ε_H：同时，从上文分析可知，由于摩擦力作用，箍带在圆周方向上的拉力并非均匀分布，结合式12，箍带的最大间隙量可按下式计算：

式中l_theorymax——箍带理论最大间隙量。

ε_H——箍带达到1.5倍屈服应力(安定极限)时的应变。

3)根据箍带及发动机壳体的制造公差范围，给出箍带的设计最小间隙量及设计最大间隙量。

箍带及壳体在制造过程中影响间隙量的相关设计参数如附图3和附图4所示。分析可知：

当壳体外径靠近公差上限、箍带内径靠近公差下限、箍带间隙靠近公差上限时，安装过程中，若要上下箍带贴紧，则箍带伸长量偏大，此时若设计间隙量不当，容易出现箍带失效破坏，螺栓难以拧紧等情况。令在制造误差影响下，箍带真实间隙量的最大上偏差为：

式中ES_real——箍带真实间隙量的最大上偏差。

es——壳体外径最大上偏差。

les——箍带间隙量最大上偏差，此值按照箍带理论最大间隙量根据制造类型的自由公差进行选取。

EI——箍带内径的最大下偏差。

当壳间隙靠近公差上限时，箍带贴紧后，箍带伸长量偏小，张紧力也偏小，此时若箍带间隙设计不当，箍带将不能为发动机提供足够的约束力，极易发生事故。令在制造误差影响下，箍带真实间隙量的最大下偏差为：

式中EI_real——箍带真实间隙量的最大下偏差；

ei——壳体外径最大下偏差；

ES——箍带内径的最大上偏差。

结合上述，若要箍带实际间隙量最小时，保证其为发动机提供足够的约束力，则设计最小间隙量应为：

l_designmin＝l_theorymin+EI_real 式(26)

式中l_designmin——箍带设计最小间隙量。

若要箍带间隙量最大时，保证箍带材料不发生失效破坏，则设计最大间隙量应该为理论最大间隙与制造上偏差之差：

l_designmax＝l_theorymax-ES_real 式(27)

式中l_designmin——箍带设计最大间隙量。

4)判断设计最大间隙量是否大于设计最小间隙量，若是，则在设计最小间隙量与设计最大间隙量之间选取一个值作为设计最佳间隙量。若不是，则调整箍带截面积，重新进行第1)～4)步骤，直至满足条件。

当设计最大间隙量大于设计最小间隙量时，设计最佳间隙量表达式为：

l_designbest＝λl_designmax+(1-λ)l_designmin 式(28)

式中l_designbest——箍带设计最大间隙量；

λ——权重调整系数，0＜λ＜1。其取值根据箍带及壳体的制造工艺对间隙量的影响情况选取，若制造误差趋向于增大间隙量，λ取较小值，反之取较大值，在不确定制造误差趋势时可以取λ＝0.5。

当设计最大间隙量大于设计最小间隙量时，增大箍带截面积，重新进行第1)～4)步骤。

实施例1

某型微型涡喷发动机箍带涉及的相关的参数如下：

发动机质量：m＝10kg；

轴向冲击加速度：a＝2000m/s²(200g)；

摩擦系数：μ＝0.08；

壳体外径：R＝102；

箍带组数：n＝2；

材料弹性模量：E＝196GPa；

材料屈服极限：σ_s＝198MPa；

箍带截面积：S＝Bt＝1×10^-3×15×10^-3＝1.5×10^-5m²；

箍带内径：

壳体外径：

发动机所需约束力与箍带理论最小间隙量之间的关系达式为：

代入数据有：

箍带理论最大间隙量计算式为：

查1Cr18Ni9Ti单轴拉伸应力应变曲线图(附图5)可知，1.5σ_s对应的应变值为0.02。

代入数据有：

箍带的设计最大及最小间隙量计算式为：

l_designmin＝l_theorymin+EI_real

l_designmax＝l_theorymax-ES_real

箍带为钣金件，理论最大间隙量为2.43mm，其自由公差为±0.2，即：les＝0.2、lei＝-0.2

代入数据有：

l_designmin＝0.19mm+0.51mm

＝0.7mm

l_designmax＝2.8mm-0.51mm

＝2.29mm

箍带设计最小间隙量小于设计最大间隙量，故：

l_designbest＝λl_designmax+(1-λ)l_designmin

壳体为焊接件、其下料长度确定，焊接后，壳体周长一般偏大，而箍带的下料长度及打孔位置属于机加工，公差带均匀分布，故总体制造误差使箍带间隙偏大，故λ取小值，取λ＝0.4，对于一般不确定制造误差方向的情况取λ＝0.5，代入数据：

l_designbest＝0.4×2.29mm+(1-0.4)×0.7mm

＝1.06mm

综上，此发动机箍带的最佳间隙量为1.06mm，可圆整取为1mm。

尽管这里参照本发明的解释性实施例对本发明进行了描述，但是，应该理解，本领域技术人员可以设计出很多其他的修改和实施方式，这些修改和实施方式将落在本申请公开的原则范围和精神之内。更具体地说，在本申请公开的范围内，可以对主题组合布局的组成部件和/或布局进行多种变型和改进。除了对组成部件和/或布局进行的变型和改进外，对于本领域技术人员来说，其他的用途也将是明显的。

Claims

1.一种微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，其特征在于包括以下步骤：

2.根据权利要求1所述的微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，其特征在于所述步骤1)中，发动机所需约束力与箍带理论最小间隙量之间的关系达式为：

式中，l_theorymin——箍带理论最小间隙量；

m——发动机总质量；

a——发动机轴线方向最大冲击加速度；

R——发动机壳体外径；

n——箍带组数；

μ——箍带与发动机壳体间摩擦系数；

E——箍带材料弹性模量；

S——箍带截面面积。

3.根据权利要求2所述的微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，其特征在于所述步骤2)中，箍带理论最大间隙量表达式为：

其中：

σ_H＝1.5σ_S；

式中l_theorymax——箍带理论最大间隙量；

σ_H——箍带材料安定极限；

σ_s——箍带材料屈服极限；

R——发动机壳体外径；

μ——箍带与发动机壳体间摩擦系数。

4.根据权利要求3所述的微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，其特征在于所述步骤3)中，箍带设计最小间隙量的表达式为：

l_designmin＝l_theorymin+EI_real，其中

箍带设计最大间隙量的表达式为：

l_designmax＝l_theorymax-ES_real，其中

式中，l_designmin——箍带设计最小间隙量；

l_designmax——箍带设计最大间隙量；

ES_real——箍带真实间隙量的最大上偏差；

es——壳体外径最大上偏差；

EI——箍带内径的最大下偏差；

EI_real——箍带真实间隙量的最大下偏差；

ei——壳体外径最大下偏差；

ES——箍带内径的最大上偏差。

5.根据权利要求4所述的微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，其特征在于所述步骤4)中，当设计最大间隙量大于设计最小间隙量时，设计最佳间隙量表达式为：

l_designbest＝λl_designmax+(1-λ)l_designmin；

式中，l_designbest——箍带设计最大间隙量；

λ——权重调整系数，0＜λ＜1。

6.根据权利要求5所述的微型涡喷发动机用双面弓形箍带间隙量设计方法，其特征在于λ的取值根据箍带及壳体的制造工艺对间隙量的影响情况选取，若制造误差趋向于增大间隙量，λ取较小值，反之取较大值，在不确定制造误差趋势时取λ＝0.5。