CN116415371A - 一种燃气发生器转子加载预紧力预测方法 - Google Patents

一种燃气发生器转子加载预紧力预测方法 Download PDF

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CN116415371A CN202310305259.6A CN202310305259A CN116415371A CN 116415371 A CN116415371 A CN 116415371A CN 202310305259 A CN202310305259 A CN 202310305259A CN 116415371 A CN116415371 A CN 116415371A
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丁永顺
宋明波
李立新
仲冰冰
袁涛
刘阳
唐伟员
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Abstract

本发明涉及发动机技术领域，具体涉及一种燃气发生器转子加载预紧力预测方法，通过对燃气发生器转子与中心拉杆模型的加载与卸载状态进行受力分析，建立目标预紧力与实际加载预紧力的力学模型，对力学机理分析求解加载预紧力，能保证卸压后的实际预紧力仍能满足设计要求，方向性更为明确，可直接确定工装卸压后预紧力的损失率，并保证加载预紧力不会超出中心拉杆对拉压的实际承受能力，大大简化实际操作过程需重复进行多次试装装配的试验方案，优化了为得到最终所需的拉压压力值，在试验过程中的迭代试错方案，降低了对预紧力校准测试试验实际操作人员的经验依赖性，从而简化了试验过程，提高了预紧力校准测试试验的成功率并大大降低了试验次数。

Description

一种燃气发生器转子加载预紧力预测方法
技术领域
本发明涉及发动机技术领域，具体涉及一种燃气发生器转子加载预紧力预测方法。
背景技术
燃气发生器转子，通常由轴流转子、离心转子和燃气涡轮转子组成，这种结构采用端齿定心、定位，中心拉杆预紧、轴用大螺母锁紧。为了确保转子系统能够长时可靠工作，转子连接结构连接面不能在工作中出现分离，且连接刚度需保持相对稳定。
转子系统通过中心拉杆分段施加预紧力，使其能够抵消转子在工作条件下因离心力、气动力、热及机动等载荷的综合作用下产生的松弛或压紧力。转子预紧力设计值确定后，需要进行预紧力加载试验，以确保实际加载值符合设计要求。由于中心拉杆中间凸肩靠压在离心叶轮后端面上，压气机和涡轮两部分的预紧力是不同的，并且压气机段的预紧力必须大于涡轮段的预紧力，才能保证拉杆凸肩在装配时不与在离心叶轮后端面分离。这种预紧方式在液压油卸压后会出现预紧力损失的情况，而且涡轮段的液压油卸压后对压气机段的预紧力也有影响，为保证卸压后的剩余预紧力仍能满足设计要求，需在装配时通过中心拉杆对圆弧端齿施加适当的轴向预紧力。
现有技术中，预紧力的设计值确定后，再通过在实际装配前进行发动机转子预紧力校准试验，以获取转子装配预紧力的实际安装数据，最终确保实际加载值符合设计要求，由于无法确定工装卸压后预紧力的损失率，且需考虑中心拉杆对拉压的承力能力，只能通过逐渐加大工装液压值试凑的方法得到，从而导致试验过程比较烦琐，需要通过多轮试凑的方法才能得到最终的结果。
发明内容
因此，本发明要解决的技术问题在于克服现有技术中由于无法确定工装卸压后预紧力的损失率，且需考虑中心拉杆对拉压的承力能力，只能通过逐渐加大工装液压值试凑的方法得到，从而导致试验过程比较烦琐，需要通过多轮试凑的方法才能得到最终的结果的缺陷。
为了解决上述问题，本发明提供了一种燃气发生器转子加载预紧力预测方法，包括：
步骤S1：建立燃气发生器转子与中心拉杆的模型，设计计算燃气发生器转子与中心拉杆安装后的目标预紧力；
步骤S2：根据步骤S1中的目标预紧力对燃气发生器转子与中心拉杆模型的加载与卸载状态进行受力分析；
步骤S3：根据步骤S2中的受力分析建立目标预紧力与实际加载预紧力的力学模型；
步骤S4：根据步骤S3中建立的力学模型，求解加载预紧力，并使得加载预紧力大于等于目标预紧力，并能保证卸压后的实际预紧力为目标预紧力。
进一步地，此燃气发生器转子加载预紧力预测方法，燃气发生器转子包括压气机段与涡轮段，目标预紧力包括压气机与中心拉杆间的压气机段目标预紧力和涡轮与中心拉杆间的涡轮段目标预紧力；
加载预紧力包括压气机与中心拉杆间的压气机段加载预紧力和涡轮与中心拉杆间的涡轮段加载预紧力。
进一步地，此燃气发生器转子加载预紧力预测方法，还包括：
步骤S5：分别在中心拉杆上的压气机部件安装位置与涡轮部件安装位置安装应变计；
步骤S6：将压气机部件与涡轮部件分别与中心拉杆装配；
步骤S7：将预紧工装施加压力部分抵接在压气机部件轴颈处，将预紧工装施加拉力部分与中心拉杆相连接；
步骤S8：启动液压设备对预紧工装加压至步骤S4中求得的压气机加载预紧力，并记录压气机部件处应变计的数值；
步骤S9：采用锁紧螺栓锁紧压气机部件与中心拉杆，卸压拆除预紧工装，并记录压气机部件处应变计的数值；
步骤S10：保持压气机部件的安装状态，将预紧工装施加压力部分抵接在涡轮部件轴颈处，将预紧工装施加拉力部分与中心拉杆相连接；
步骤S11：启动液压设备对预紧工装加压至步骤S4中求得的涡轮加载预紧力，并记录涡轮部件处应变计的数值；
步骤S12：采用锁紧螺栓锁紧涡轮部件与中心拉杆，卸压拆除预紧工装，并记录涡轮部件处应变计的数值；
步骤S13：计算卸载后的预紧力损失量是否满足目标预紧力的±2％。
进一步地，此燃气发生器转子加载预紧力预测方法，步骤S13后还包括：
步骤S14：若步骤S13计算出卸载后的预紧力损失量不满足设计值的±2％，重复步骤S1，重新设计计算燃气发生器转子中涡轮段与压气机段的加载预紧力。
进一步地，此燃气发生器转子加载预紧力预测方法，步骤S6后还包括：
步骤S61：对预紧工装进行标定。
进一步地，此燃气发生器转子加载预紧力预测方法，步骤S5后还包括：
步骤S51：记录应变计的型号及灵敏度参数。
进一步地，此燃气发生器转子加载预紧力预测方法，步骤S5中中心拉杆上的压气机部件安装位置与涡轮部件安装位置分别对称安装两个应变计。
进一步地，此燃气发生器转子加载预紧力预测方法，步骤S1中采用柔度法或有限元法设计计算燃气发生器转子中涡轮段与压气机段的目标预紧力。
进一步地，此燃气发生器转子加载预紧力预测方法，步骤S3和步骤S6中压气机部件及涡轮部件采用圆弧端齿结构与中心拉杆连接。
本发明具有以下优点：
1.本发明提供的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，通过对燃气发生器转子与中心拉杆模型的加载与卸载状态进行受力分析，并受力分析建立目标预紧力与实际加载预紧力的力学模型，对力学机理分析求解加载预紧力，这种方法能保证卸压后的实际预紧力仍能满足设计要求，方向性更为明确，可直接确定工装卸压后预紧力的损失率，并保证加载预紧力不会超出中心拉杆对拉压的实际承受能力，大大简化实际操作过程需重复进行多次试装装配的试验方案，优化了为得到最终所需的拉压压力值，在试验过程中的迭代试错方案，降低了对预紧力校准测试试验实际操作人员的经验依赖性，从而简便了试验过程，提高了预紧力校准测试试验的成功率并大大降低了试验次数。同时，该发明对燃气发生器转子的具体组成无特殊要求，无论是轴流、轴流与离心或离心压气机组合、多级轴流涡轮构型均可应用。
附图说明
为了更清楚地说明本发明具体实施方式或现有技术中的技术方案，下面将对具体实施方式或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图是本发明的一些实施方式，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。
图1为本发明实施例中燃气发生器转子与中心拉杆装配示意图；
图2为本发明实施例中燃气发生器转子中第一工装加压位置示意图；
图3为本发明实施例中燃气发生器转子压气机段拉压状态受力分析图；
图4为本发明实施例中燃气发生器转子压气机段卸压状态受力分析图；
图5为本发明实施例中燃气发生器转子涡轮段拉压状态受力分析图；
图6为本发明实施例中燃气发生器转子涡轮段卸压状态受力分析图；
图7为本发明实施例中燃气发生器转子分段预紧力学模型图；
图8为本发明实施例中燃气发生器转子各段刚度示意图；
图9为本发明实施例中燃气发生器转子压气机段拉压状态力学模型图；
图10为本发明实施例中燃气发生器转子压气机段卸压状态力学模型图；
图11为本发明实施例中燃气发生器转子涡轮段拉压状态力学模型图；
图12为本发明实施例中燃气发生器转子涡轮段卸压状态力学模型图；
图13为本发明实施例中燃气发生器转子中心拉杆应变计安装示意图。
附图标记说明：
1、燃气发生器转子；11、压气机；12、涡轮；2、中心拉杆；3、第一工装；4、第二工装；5、锁紧螺母；6、扳手；T1-1、第一应变计；T1-2、第二应变计；T2-1、第三应变计；T2-2、第四应变计。
具体实施方式
下面将结合附图对本发明的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
在本发明的描述中，需要说明的是，术语“中心”、“上”、“下”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“内”、“外”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。此外，术语“第一”、“第二”、“第三”仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性。
在本发明的描述中，需要说明的是，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接；可以是机械连接，也可以是电连接；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通。对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。
此外，下面所描述的本发明不同实施方式中所涉及的技术特征只要彼此之间未构成冲突就可以相互结合。
实施例
本实施例提供的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，包括：
步骤S1：建立燃气发生器转子1与中心拉杆2的模型，设计计算燃气发生器转子1与中心拉杆2安装后的目标预紧力；
本实施例对燃气发生器转子1不做具体限定，为符合现实情况，本实施例中燃气发生器转子1采用前、后两段分别轴向预紧的圆弧端齿加中心拉杆2连接的燃气发生器转子1，这种转子由轴流转子、离心转子和燃气涡轮12转子组成，此结构转子间采用圆弧端齿定心、定位，通过中心拉杆2施加预紧力连接在一起，并用锁紧螺母5锁紧。
本实施例中，燃气发生器转子1包括压气机11段与涡轮12段，目标预紧力包括压气机11与中心拉杆2间的压气机11段目标预紧力F1’和涡轮12与中心拉杆2间的涡轮12段目标预紧力F2’；加载预紧力包括压气机11与中心拉杆2间的压气机11段加载预紧力F1和涡轮12与中心拉杆2间的涡轮12段加载预紧力F2，实际预紧力包括涡轮12段卸压后状态中心拉杆2上位于压气机11段的实际预紧力F4 前和涡轮12段的实际预紧力F4 后。
燃气发生器转子1通过中心拉杆2分段施加预紧力，可使其能够抵消转子在工作条件下因离心力、气动力、热及机动等载荷的综合作用下产生的松弛或压紧力，从而保证了燃气发生器转子1能够长时间可靠工作，避免各转子连接结构连接面在工作中出现分离，且连接刚度可保持相对稳定。
由于中心拉杆2中间凸肩靠压在离心叶轮后端面上，压气机11和涡轮12两部分的预紧力是不同的，并且压气机11段的预紧力必须大于涡轮12段的预紧力，才能保证拉杆凸肩在装配时不与在离心叶轮后端面分离。
本实施例中，步骤S1中采用柔度法或有限元法设计计算燃气发生器转子1中涡轮12段与压气机11段的目标预紧力。
步骤S2：根据步骤S1中的目标预紧力对燃气发生器转子1与中心拉杆2模型的加载与卸载状态进行受力分析；
如图1和图2所示，燃气发生器转子1与中心拉杆2安装时，先将燃气发生器转子1的压气机11段套设安装在中心拉杆2上，再将第一工装3抵接在压气机11段的Y处，并将第二工装4与中心拉杆2螺纹连接，通过液压设备对第一工装3施加压力，同时对第二工装4施加拉力，此时压力与拉力数值相等，当拉力值达到设计值后通过扳手6将锁紧螺母5安装在压气机11段上，使压气机11段与中心拉杆2固定安装，最后逐渐卸载拉力，拆卸第一工装3和第二工装4，完成装配；然后将第一工装3抵接在涡轮12段的W处，并将第二工装4与中心拉杆2螺纹连接，通过液压设备对第一工装3施加压力，当拉力值达到设计值后通过扳手6将锁紧螺母5安装在涡轮12段上，使涡轮12段与中心拉杆2固定安装，最后逐渐卸载拉力，拆卸第一工装3和第二工装4完成装配。
如图3和图4所示，为燃气发生器转子1压气机11段受力状态，其中图3为拉压状态，图4为卸压后状态。以中心拉杆2与一级盘前轴颈连接C处为受力基准，对比图3和图4的状态可知，无论拉压状态还是卸压后状态，转子轮盘均受压力，而中心拉杆2受拉力，不同的是拉压状态下，只有Y处左侧的轮盘受压力(Y处即为拉压工装着力位置)，而卸压后，从锁紧螺母5向左的轮盘全受压力。而正是这两种状态的受力不同导致了预紧力的损失。
如图5和图6所示，为燃气发生器转子1涡轮12段受力状态，图5所示拉压状态下，只有W处左侧的转子轮盘受压力，涡轮12盘后轴颈D处不受压力；如图6所示而卸压后，从锁紧螺母5向左的轮盘全受压力，特别是涡轮12盘后轴颈D处会受压力。
步骤S3：根据步骤S2中的受力分析建立目标预紧力与实际加载预紧力的力学模型；
图7中，截面1为压气机11与第一工装3相抵接的截面，截面2为压气机11与涡轮12相抵接的截面，截面3为第一工装3与涡轮12相抵接的截面，截面4为压气机11段中心拉杆上的截面，截面5为涡轮12段中心拉杆上的截面，中心拉杆2在截面2处分为前段与后段。
刚度是指产生单位位移(或转角)所需力(或力矩)，通过分析物体各部分的刚度，可以确定物体内部的应力和应变分布。如图7和图8所示，k压表示压气机11段轴向刚度(图8中R1区)，k中表示压气机11与涡轮12之间段轴向刚度(图8中G区)，k涡表示涡轮12段轴向刚度(图8中R2区)，k1表示压气机11工装后压紧面到锁紧螺母5轴向刚度(图8中Z1区)，k2表示涡轮12工装后压紧面到锁紧螺母5轴向刚度(图8中Z2区)，k杆1表示前段中心拉杆2刚度(图9中L1区)，k杆2表示后段中心拉杆2刚度(图8中L2区)。
步骤S4：根据步骤S3中建立的力学模型，求解加载预紧力，并使得加载预紧力F1、F2大于等于目标预紧力F1’、F2’，并能保证卸压后的实际预紧力F4 前、F4 后为目标预紧力F1’、F2’。
由力平衡方程求解装配过程中心拉杆2上的预紧力变化过程如下：
1.压气机11段
1.1拉压过程(状态1)
压气机11段拉压状态下，截面1、截面5分别受到如图9所示的力-F1、F1。
相对于初始状态，压气机11段拉压状态下截面1、截面4产生位移分别为d1-1、d4-1(下标前表示截面编号，下标后表示状态1，下同)，则：
-F1-k压d1-1＝0 (1)
F1-k杆1d4-1＝0 (2)
其中，F1表加载预紧力，d1-1表示压气机11段在拉压状态下截面1产生的位移，d4-1表示压气机11段在拉压状态下截面4产生的位移，k压表示压气机11段轴向刚度，k杆1表示前段中心拉杆2刚度。
令此状态中心拉杆2前段、后段的预紧力分别为F1 前、F1 后(上标表示前、后段，下标表示状态1，下同)，则
F1 前＝F1 后＝F1 (3)
其中，F1 前表示中心拉杆2前段在拉压状态下的预紧力，F1 后表示中心拉杆2后段在拉压状态下的预紧力。
1.2卸压过程(状态2)
如图10所示，为压气机11段卸压后状态，中心拉杆2在截面4通过中锁紧螺母5与压气机11段固连。
设压气机11段卸压后截面1、截面4相对于压气机11段拉压状态(状态1)产生的位移分别为d1-2、d4-2，分别由截面1、截面4受力平衡，可得：
k1(d4-2-d1-2)+(F1 前-k压d1-2)＝0 (4)
-k1(d4-2-d1-2)+(-F1 前-k杆1d4-2)＝0 (5)
其中，k1表示压气机11工装后压紧面到锁紧螺母5轴向刚度，d1-2表示压气机11段在卸压状态下截面1产生的位移，d4-2表示压气机11段在卸压状态下截面4产生的位移。
联立(3)、(4)、(5)，可得
Figure BDA0004146678260000111
Figure BDA0004146678260000112
式(7)中“－”表示相对于压气机11段拉压状态(状态1)，截面4向负方向移动。
本实施例中，由于中心拉杆2的刚度很小，即k杆1远远小于k压和k1，于是式(7)中忽略k杆1，d4-2可近似表达为：
Figure BDA0004146678260000113
卸压后中心拉杆2前段的预紧力为：
Figure BDA0004146678260000114
其中，F2 前表示中心拉杆2前段在卸压状态下的预紧力。
即卸压后，中心拉杆2前段预紧力损失：
Figure BDA0004146678260000121
其中，
Figure BDA0004146678260000122
表示中心拉杆2前段卸压状态与拉压状态预紧力的变化量。
2.涡轮12段
2.1拉压过程(状态3)
压气机11段完成装配后，继续进行涡轮12段拉压，如图11所示为涡轮12段拉压状态。其中截面3、截面5分别受到如图11所示的力-F2、F2。
设涡轮12段拉压后截面1、截面4相对于压气机11段卸压后(状态2)产生的位移分别为d1-3、d4-3，由截面1、截面4受力平衡，可得
(F2 前-k压d1-3)-F2+[-F2 前+k1(d4-3-d1-3)]＝0 (11)
F2+(-F2 前-k杆1d4-3)+[F2 前-k1(d4-3-d1-3)]＝0 (12)
其中，d1-3表示涡轮12段在拉压状态下截面1产生的位移，d4-3表示涡轮12段在拉压状态下截面4产生的位移。
由(11)、(12)，可解得
Figure BDA0004146678260000123
Figure BDA0004146678260000124
式(13)中“－”表示相对于涡轮12拉压前状态(状态2)，截面1向负方向移动。
涡轮12段拉压状态中心拉杆2前段、后段的预紧力分别为：
Figure BDA0004146678260000125
F3 后＝F2 (16)
其中，F3 前表示在涡轮12段拉压状态下中心拉杆2前段的预紧力，F3 后表示在涡轮12段拉压状态下中心拉杆2后段的预紧力。
与涡轮12拉压前状态(状态2)对比，中心拉杆2前段预紧力增加：
Figure BDA0004146678260000131
其中，
Figure BDA0004146678260000132
表示涡轮12段拉压状态与压气机11卸压状态中心拉杆2前段预紧力的变化量。
其中涡轮12段卸压过程(状态4)下k压、k1中的内力
Figure BDA0004146678260000133
为：
Figure BDA0004146678260000134
Figure BDA0004146678260000135
表示k压对截面1的力。
Figure BDA0004146678260000136
Figure BDA0004146678260000137
表示k1对截面1的力。
2.2卸压过程(状态4)
如图12所示，为涡轮12段卸压后状态，中心拉杆2在截面5通过后锁紧螺母5与涡轮12段固定连接。
设涡轮12段卸压后截面1、截面3、截面4、截面5相对于涡轮12段拉压状态(状态3)产生的位移分别为d1-4、d3-4、d4-4、d5-4，分别由截面1、截面3、截面4、截面5受力平衡，可得：
Figure BDA0004146678260000138
[F2-k合(d3-4-d1-4)]+k2(d5-4-d3-4)＝0 (21)
Figure BDA0004146678260000139
-k2(d5-4-d3-4)+[-F2-k杆2(d5-4-d4-4)]＝0 (23)
其中，d1-4表示截面1在涡轮12段卸压状态下产生的位移，d3-4表示截面3在涡轮12段卸压状态下产生的位移，d4-4表示截面4在涡轮12段卸压状态下产生的位移，d5-4表示截面5在涡轮12段卸压状态下产生的位移，k合为k中与k涡的串联刚度。
式(20)至(23)联立即可解得d1-4、d3-4、d4-4、d5-4，当中心拉杆刚度k杆1、k杆2远小于其他刚度时的近似解为：
Figure BDA0004146678260000141
Figure BDA0004146678260000142
Figure BDA0004146678260000143
Figure BDA0004146678260000144
式(26)、(27)中“－”表示相对于涡轮12拉压状态(状态3)，截面4、截面5向负方向移动。
涡轮12段卸压后中心拉杆2前段、后段的预紧力分别为：
Figure BDA0004146678260000145
Figure BDA0004146678260000146
其中，F4 前表示在涡轮12段卸压状态下中心拉杆2前段的预紧力，F4 后表示在涡轮12段拉卸状态下中心拉杆2后段的预紧力。
与涡轮12拉压状态(状态3)对比，中心拉杆2前段、后段预紧力损失：
Figure BDA0004146678260000151
Figure BDA0004146678260000152
其中，
Figure BDA0004146678260000153
表示涡轮12段卸压状态与拉压状态中心拉杆2前段预紧力的变化量，
Figure BDA0004146678260000154
示涡轮12段卸压状态与拉压状态中心拉杆2后段预紧力的变化量。
通过上述分析，即可得出关于装配过程中心拉杆2预紧力损失的基本结论：正是由于拉压工装对转子的施力部位与锁紧螺母5的安装位置存在差异，导致了中心拉杆2在不同状态下的预紧力变化，具体总结如下：
(1)压气机11段拉压(状态1)
中心拉杆2上预紧力F1 前、F1 后分别为：
F1 前＝F1 后＝F1 (32)
(2)压气机11段卸压(状态2)
中心拉杆2上预紧力F2 前、F2 后分别为：
Figure BDA0004146678260000155
F2 后＝0 (34)
与状态1对比，中心拉杆2前段预紧力损失率：
Figure BDA0004146678260000156
(3)涡轮12段拉压(状态3)
中心拉杆2上预紧力F3 前、F3 后分别为：
Figure BDA0004146678260000161
F3 后＝F2 (37)
与状态2对比，中心拉杆2前段预紧力增加率：
Figure BDA0004146678260000162
(4)涡轮12段卸压(状态4)
中心拉杆2上预紧力F4 前、F4 后分别为：
Figure BDA0004146678260000163
Figure BDA0004146678260000164
当忽略高阶小量k杆1k杆2，
Figure BDA0004146678260000165
后，可得到最终的：
Figure BDA0004146678260000166
其中
Figure BDA0004146678260000167
为中心拉杆前段、后段预紧力损失率。
求解加载预紧力完成后，对预测的加载预紧力包括压气机11与中心拉杆2间的压气机11段加载预紧力F1和涡轮12与中心拉杆2间的涡轮12段加载预紧力F2进行验证，步骤如下：
步骤S5：分别在中心拉杆2上的压气机11部件安装位置与涡轮12部件安装位置安装应变计；
本实施例中，步骤S5中中心拉杆2上的压气机11部件安装位置与涡轮12部件安装位置分别对称安装两个应变计，如图2和图13所示，对中心拉杆A截面和B截面安装应变计。
本实施例对应变计不做具体限定，为符合现实情况，本实施例中对称布置4个轴向力电阻应变计，如图13所示，其中A截面安装第一应变计T1-1和第二应变计T1-2，B截面安装第三应变计T2-1和第四应变计T2-2，应变计沿轴向0度及180度母线位置各贴一组组成全桥。
步骤S51：记录应变计的型号及灵敏度参数。
步骤S6：将压气机11部件与涡轮12部件分别与中心拉杆2装配；
步骤S61：对预紧工装进行标定。
步骤S7：将预紧工装施加压力部分抵接在压气机11部件轴颈Y处，将预紧工装施加拉力部分与中心拉杆2相连接；
步骤S8：启动液压设备对预紧工装加压至步骤S4中求得的压气机11加载预紧力F1，并记录压气机11部件处应变计的数值；
步骤S9：采用锁紧螺栓锁紧压气机11部件与中心拉杆2，卸压拆除预紧工装，并记录压气机11部件处应变计的数值；
步骤S10：保持压气机11部件的安装状态，将预紧工装施加压力部分抵接在涡轮12部件轴颈W处，将预紧工装施加拉力部分与中心拉杆2相连接；
步骤S11：启动液压设备对预紧工装加压至步骤S4中求得的涡轮12加载预紧力F2，并记录涡轮12部件处应变计的数值；
步骤S12：采用锁紧螺栓锁紧涡轮12部件与中心拉杆2，卸压拆除预紧工装，并记录涡轮12部件处应变计的数值；
步骤S13：计算卸载后的预紧力损失量是否满足目标预紧力的±2％。
本实施例中，步骤S13后还包括：
步骤S14：若步骤S13计算出卸载后的预紧力损失量不满足设计值的±2％，重复步骤S1，重新设计计算燃气发生器转子1中涡轮12段与压气机11段的加载预紧力。
本实施例中，步骤S3和步骤S6中压气机11部件及涡轮12部件采用圆弧端齿结构与中心拉杆2连接。
为了验证本发明的可行性，通过已做过的三组预紧力校准测试试验结果数据进行验算分析，其中前两组所用的试验件为同一型号发动机在不同研制阶段的燃气发生器转子，结构特性、材料及连接形式基本相同，所不同的是拉压工装由不同的总装厂设计生产，所用液压油泵型号不同。第三组中所用的试验件为另一型号发动机的燃气发生器转子，结构特征与材料与上一转子存在一定差异，拉压工装与所用液压油泵型号不同，但均为压气机及两级轴流涡轮转子组成，同为前、后分段预紧形式。
第一组验证
分段预紧的涡轴发动机核心机燃气发生器转子设计装配预紧力为：压气机11段：160kN(±2％)，涡轮12段：90kN(±2％)。通过现有技术的方法经两次转子拆装，十次工装拉压、卸压过程的预紧力校准测试试验后，最终确定安装压气机11段时需工装拉压30MPa，安装涡轮12段时需工装拉压20MPa。根据试验前期所得数据进行线性拟合换算可知，1MPa工装油压对应预紧力为5.635kN。最终得到的卸压后预紧力为：压气机11段158.1kN，涡轮12段92.0kN，符合设计要求。
而利用本发明中推导得出的公式，可仅经过1次转子拆装，2次工装拉压、卸压过程即可获知式(41)中：
Figure BDA0004146678260000191
Figure BDA0004146678260000192
利用公式(41)可推算出设计预紧力对应的工装拉压压力值如下：
Figure BDA0004146678260000193
Figure BDA0004146678260000194
对应的工装拉压液压值为：
P1＝29.6MPa
P2＝20.5MPa
与最终试验得到的工装拉压值较为接近。
第二组验证
分段预紧的涡轴发动机验证机燃气发生器转子设计装配预紧力为：压气机11段：160kN(±2％)，涡轮12段：90kN(±2％)。通过三次转子拆装，八次工装拉压、卸压过程的预紧力校准测试试验后，最终确定安装压气机11段时需工装拉压30MPa，安装涡轮12段时需工装拉压24MPa。根据试验前期所得数据进行线性拟合换算可知，1MPa工装油压对应预紧力为5.33kN。最终得到的卸压后预紧力为：压气机段159.7kN，燃气涡轮段90.4kN，符合设计要求。
而本发明中推导得出的公式，仅经过1次转子拆装，2次工装拉压、卸压过程即可获知式(41)中：
Figure BDA0004146678260000195
Figure BDA0004146678260000196
利用公式(41)可推算出设计预紧力对应的工装拉压压力值如下：
Figure BDA0004146678260000197
Figure BDA0004146678260000201
对应的工装拉压压力值为：
P1＝30.7MPa
P2＝23.1MPa
与最终试验得到的工装拉压值较为接近。
第三组验证
分段预紧的涡轴发动机验证机燃气发生器转子设计装配预紧力为：压气机11段：160kN(±2％)，涡轮12段：115kN(±2％)。通过两次转子拆装、八次工装拉压、卸压过程的预紧力校准测试试验后，最终确定安装压气机11段时需工装拉压54MPa，安装涡轮12段时需工装拉压44MPa。根据试验前期所得数据进行线性拟合换算可知，1MPa工装油压对应预紧力为3.07kN。最终得到的卸压后预紧力为：压气机11段160.3kN，涡轮12段113.6kN，符合设计要求。
而利用本发明中推导得出的公式，仅经过1次转子拆装，2次工装拉压、卸压过程即可获知式(41)中：
Figure BDA0004146678260000202
Figure BDA0004146678260000203
利用公式(41)可推算出设计预紧力对应的工装拉压压力值如下：
Figure BDA0004146678260000204
Figure BDA0004146678260000205
对应的工装拉压压力值为：
P1＝53.6MPa
P2＝44.6MPa
与最终试验得到的工装拉压值较为接近。
通过以上三组验证的结果对比情况参见表1，从结果可知，同一结构形式的不同分段预紧的端齿连接转子轴向预紧力加载损失机理基本一致，利用式(1)可在经过1次转子拆装，2次工装拉压、卸压过程，即可计算得到最终工装的拉压压力值，再经过一次试验验证即可确定最终的拉压压力值。由于转子间端齿连接刚度、工装装配及试验误差的影响，计算所得结果与实际试验所得结果存在一点差异，此差异在可接受的范围内，而且转子设计装配预紧力要求值也允许一定范围，计算所得结果有可能在实际验证试验即可满足设计要求。
表1验证值与计算值对比情况
Figure BDA0004146678260000211
本发明提供的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，通过受力分析揭示了分段预紧的端齿连接转子压气机11段与涡轮12段在拉压状态与卸压状态下分别的受力模式，建立了基于刚度的分析的分段预紧力学模型，基于力学模型对预紧力变化的求解过程，经推导后得出的前、后预紧力在拉压、卸压前后的具体表达形式，从而得出压气机11段装配时的预紧力损失率与涡轮12段装配时的损失率具体表达形式。
由此可得，相似结构形式的不同分段预紧的端齿连接转子轴向预紧力加载损失机理基本一致，利用本发明方法可实现对实际装配预紧力损失进行预估，可有效指导此类形式的转子连接、装配设计。
通过对燃气发生器转子1与中心拉杆2模型的加载与卸载状态进行受力分析，并受力分析建立目标预紧力与实际加载预紧力的力学模型，对力学机理分析求解加载预紧力，这种方法能保证卸压后的实际预紧力仍能满足设计要求，方向性更为明确，可直接确定工装卸压后预紧力的损失率，并保证加载预紧力不会超出中心拉杆2对拉压的实际承受能力，大大简化实际操作过程需重复进行多次试装装配的试验方案，优化了为得到最终所需的拉压压力值，在试验过程中的迭代试错方案，降低了对预紧力校准测试试验实际操作人员的经验依赖性，从而简便了试验过程，提高了预紧力校准测试试验的成功率并大大降低了试验次数。同时，该发明对燃气发生器转子1的具体组成无特殊要求，无论是轴流、轴流与离心或离心压气机11组合、多级轴流涡轮12构型均可应用。
显然，上述实施例仅仅是为清楚地说明所作的举例，而并非对实施方式的限定。对于所属领域的普通技术人员来说，在上述说明的基础上还可以做出其它不同形式的变化或变动。这里无需也无法对所有的实施方式予以穷举。而由此所引伸出的显而易见的变化或变动仍处于本发明创造的保护范围之中。

Claims (9)

1.一种燃气发生器转子加载预紧力预测方法，其特征在于，包括：
步骤S1：建立燃气发生器转子(1)与中心拉杆(2)的模型，设计计算燃气发生器转子(1)与中心拉杆(2)安装后的目标预紧力；
步骤S2：根据步骤S1中的目标预紧力对燃气发生器转子(1)与中心拉杆(2)模型的加载与卸载状态进行受力分析；
步骤S3：根据步骤S2中的受力分析建立目标预紧力与实际加载预紧力的力学模型；
步骤S4：根据步骤S3中建立的力学模型，求解加载预紧力，并使得加载预紧力大于等于目标预紧力，并能保证卸压后的实际预紧力为目标预紧力。
2.根据权利要求1所述的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，其特征在于，燃气发生器转子(1)包括压气机(11)段与涡轮(12)段，目标预紧力包括压气机(11)与中心拉杆(2)间的压气机(11)段目标预紧力和涡轮(12)与中心拉杆(2)间的涡轮(12)段目标预紧力；
加载预紧力包括压气机(11)与中心拉杆(2)间的压气机(11)段加载预紧力和涡轮(12)与中心拉杆(2)间的涡轮(12)段加载预紧力。
3.根据权利要求2所述的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，其特征在于，还包括：
步骤S5：分别在中心拉杆(2)上的压气机(11)部件安装位置与涡轮(12)部件安装位置安装应变计；
步骤S6：将压气机(11)部件与涡轮(12)部件分别与中心拉杆(2)装配；
步骤S7：将预紧工装施加压力部分抵接在压气机(11)部件轴颈处，将预紧工装施加拉力部分与中心拉杆(2)相连接；
步骤S8：启动液压设备对预紧工装加压至步骤S4中求得的压气机(11)加载预紧力，并记录压气机(11)部件处应变计的数值；
步骤S9：采用锁紧螺栓锁紧压气机(11)部件与中心拉杆(2)，卸压拆除预紧工装，并记录压气机(11)部件处应变计的数值；
步骤S10：保持压气机(11)部件的安装状态，将预紧工装施加压力部分抵接在涡轮(12)部件轴颈处，将预紧工装施加拉力部分与中心拉杆(2)相连接；
步骤S11：启动液压设备对预紧工装加压至步骤S4中求得的涡轮(12)加载预紧力，并记录涡轮(12)部件处应变计的数值；
步骤S12：采用锁紧螺栓锁紧涡轮(12)部件与中心拉杆(2)，卸压拆除预紧工装，并记录涡轮(12)部件处应变计的数值；
步骤S13：计算卸载后的预紧力损失量是否满足目标预紧力的±2％。
4.根据权利要求3所述的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，其特征在于，步骤S13后还包括：
步骤S14：若步骤S13计算出卸载后的预紧力损失量不满足设计值的±2％，重复步骤S1，重新设计计算燃气发生器转子(1)中涡轮(12)段与压气机(11)段的加载预紧力。
5.根据权利要求4所述的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，其特征在于，步骤S6后还包括：
步骤S61：对预紧工装进行标定。
6.根据权利要求5所述的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，其特征在于，步骤S5后还包括：
步骤S51：记录应变计的型号及灵敏度参数。
7.根据权利要求6所述的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，其特征在于，步骤S5中中心拉杆(2)上的压气机(11)部件安装位置与涡轮(12)部件安装位置分别对称安装两个应变计。
8.根据权利要求7所述的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，其特征在于，步骤S1中采用柔度法或有限元法设计计算燃气发生器转子(1)中涡轮(12)段与压气机(11)段的目标预紧力。
9.根据权利要求1所述的燃气发生器转子加载预紧力预测方法，其特征在于，步骤S3和步骤S6中压气机(11)部件及涡轮(12)部件采用圆弧端齿结构与中心拉杆(2)连接。
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