CN118070455B - 一种涡轮转静子径向装配间隙的设计方法及系统 - Google Patents
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Abstract
本发明涉及航空发动机技术领域，公开了一种涡轮转静子径向装配间隙的设计方法及系统，通过仿真分析分别获得涡轮转静子变形差最小值、涡轮转静子的极限径向间隙最小值，并综合考虑空气系统设计需求建立涡轮转静子径向装配间隙最小值分析模型和涡轮转静子径向装配间隙最大值分析模型，能够根据对应的分析模型快速地分析获得合理的涡轮转静子径向装配间隙设计值，为发动机出厂磨合试车程序制定、轴向力调整等提供思路，可有效地避免发动机试车过程中涡轮转静子碰磨或轴向力反向等引发的安全隐患。
Description
技术领域
本发明涉及航空发动机技术领域，公开了一种涡轮转静子径向装配间隙的设计方法及系统。
背景技术
发动机工作时涡轮转子、静子主要因热、离心力载荷产生变形，特别是处于过渡态时转子、静子受热不均导致间隙设计不当，造成某些工况下涡轮转静子间隙过小而碰磨，间隙不合理引发的发动机轴向力反向等。究其原因是涡轮转静子径向间隙设计不合理。工程上通常装配时给予一定的径向间隙来保证，但国内现有设计体系中，主要依赖于航空发动机设计手册和准则中提及的设计方法和设计要求，限于单一工况、单一载荷下分析，且需开展多轮次重复性整机试验才能初步给定发动机转静子径向间隙的设计值，成本高昂。
发明内容
本发明的目的在于提供一种涡轮转静子径向装配间隙的设计方法及系统，能够快速地分析获得合理的涡轮转静子径向装配间隙设计值，并有效地避免发动机试车过程中涡轮转静子碰磨或轴向力反向等引发的安全隐患。
为了实现上述技术效果，本发明采用的技术方案是：
一种涡轮转静子径向装配间隙的设计方法，包括：
在涡轮静子和涡轮转子达到亚音速巡航状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在机匣和篦齿盘达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到设计状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮转静子变形差；
根据涡轮转静子变形差最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最小值；
在涡轮静子和涡轮转子达到最大热负荷状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在涡轮静子和涡轮转子达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到最大热负荷状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值；
根据涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最大值；
最终确定涡轮转静子径向装配间隙取值范围为～。
进一步地，当涡轮转子边缘对应的静子内壁无篦齿蜂窝时，所述涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，其中，为燃气流量，为燃气流通能力系数，为静子半径，为转子的半径，为封严篦齿齿数，为燃气常数，为燃气温度，为转子来流侧腔压，为转子排气侧腔压。
进一步地，当涡轮转子边缘对应的机匣内壁存在篦齿蜂窝时，所述涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，其中，为燃气流量，为燃气流通能力系数，为篦齿蜂窝的半径中值，为涡轮转子的半径，为封严篦齿齿数，为燃气常数，为燃气温度，为涡轮转子来流侧腔压，为涡轮转子排气侧腔压。
进一步地，所述发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值，其中为垂向单位过载下的转静子径向间隙值。
为实现上述技术效果，本发明还提供了一种涡轮转静子径向装配间隙的设计系统，包括：
第一仿真分析模块，所述第一仿真分析模块用于在涡轮静子和涡轮转子达到亚音速巡航状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在机匣和篦齿盘达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到设计状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮转静子变形差；
最小装配间隙获取模块，所述最小装配间隙获取模块用于根据涡轮转静子变形差最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最小值；
第二仿真分析模块，所述第二仿真分析模块用于在涡轮静子和涡轮转子达到最大热负荷状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在涡轮静子和涡轮转子达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到最大热负荷状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值；
最大装配间隙获取模块，所述最大装配间隙获取模块用于根据涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最大值；
输出模块，所述输出模块用于将～的区间范围确定为涡轮转静子径向装配间隙取值范围区间，并输出区间范围值。
进一步地，当涡轮转子边缘对应的机匣内壁无篦齿蜂窝时，所述最小装配间隙获取模块以及所述最大装配间隙获取模块中的涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，其中，为燃气流量，为燃气流通能力系数，为静子半径，为转子的半径，为封严篦齿齿数，为燃气常数，为燃气温度，为转子来流侧腔压，为转子排气侧腔压。
进一步地，当涡轮转子边缘对应的机匣内壁存在篦齿蜂窝时，所述最小装配间隙获取模块以及所述最大装配间隙获取模块中的涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，其中，为燃气流量，为燃气流通能力系数，为篦齿蜂窝的半径中值，为涡轮转子的半径，为封严篦齿齿数，为燃气常数，为燃气温度，为涡轮转子来流侧腔压，为涡轮转子排气侧腔压。
进一步地，所述最小装配间隙获取模块以及所述最大装配间隙获取模块中的发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值，其中为垂向单位过载下的转静子径向间隙值。
与现有技术相比，本发明所具备的有益效果是：本发明通过仿真分析分别获得涡轮转静子变形差最小值、涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值，并综合考虑空气系统设计需求建立涡轮转静子径向装配间隙最小值分析模型和涡轮转静子径向装配间隙最大值分析模型，能够根据对应的分析模型快速地分析获得合理的涡轮转静子径向装配间隙设计值，为发动机出厂磨合试车程序制定、轴向力调整等提供思路，可有效地避免发动机试车过程中涡轮转静子碰磨或轴向力反向等引发的安全隐患。
附图说明
图1为实施例1或2中涡轮转静子径向装配间隙的设计方法流程图；
图2为实施例1中涡轮转静子径向装配间隙的设计系统结构框图；
图3为实施例1或2中含有篦齿蜂窝的机匣与篦齿盘的位置关系示意图；
其中，1、机匣；2、篦齿盘；3、篦齿蜂窝；4、第一仿真分析模块；5、最小装配间隙获取模块；6、第二仿真分析模块；7、最大装配间隙获取模块；8、输出模块。
具体实施方式
下面结合实施例及附图对本发明作进一步的详细描述。但不应将此理解为本发明上述主题的范围仅限于以下的实施例，凡基于本发明内容所实现的技术均属于本发明的范围。
实施例1
参见图1-图3，一种涡轮转静子径向装配间隙的设计方法，包括：
在涡轮静子和涡轮转子达到亚音速巡航状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在机匣1和篦齿盘2达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到设计状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮转静子变形差；
根据涡轮转静子变形差最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最小值；
在涡轮静子和涡轮转子达到最大热负荷状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在涡轮静子和涡轮转子达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到最大热负荷状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值；
根据涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最大值；
最终确定涡轮转静子径向装配间隙取值范围为～。
在本实施例中，通过仿真分析分别获得涡轮转静子变形差最小值、涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值，并综合考虑空气系统设计需求建立涡轮转静子径向装配间隙最小值分析模型和涡轮转静子径向装配间隙最大值分析模型，能够根据对应的分析模型快速地分析获得合理的涡轮转静子径向装配间隙设计值，为发动机出厂磨合试车程序制定、轴向力调整等提供思路，可有效地避免发动机试车过程中涡轮转静子碰磨或轴向力反向等引发的安全隐患。
基于相同的发明构思，本实施例还提供了一种涡轮转静子径向装配间隙的设计系统，包括：
第一仿真分析模块4，所述第一仿真分析模块4用于在涡轮静子和涡轮转子达到亚音速巡航状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在机匣1和篦齿盘2达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到设计状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮转静子变形差；
最小装配间隙获取模块5，所述最小装配间隙获取模块5用于根据涡轮转静子变形差最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最小值；
第二仿真分析模块6，所述第二仿真分析模块6用于在涡轮静子和涡轮转子达到最大热负荷状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在涡轮静子和涡轮转子达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到最大热负荷状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值；
最大装配间隙获取模块7，所述最大装配间隙获取模块7用于根据涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最大值；
输出模块8，所述输出模块8用于将～的区间范围确定为涡轮转静子径向装配间隙取值范围区间，并输出区间范围值。
本实施例中，当涡轮转子边缘对应的机匣1内壁无篦齿蜂窝3时，所述最小装配间隙获取模块5以及所述最大装配间隙获取模块7中的涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，其中，为燃气流量，为燃气流通能力系数，为静子半径，为转子的半径，为封严篦齿齿数，为燃气常数，为燃气温度，为转子来流侧腔压，为转子排气侧腔压。
当涡轮转子边缘对应的机匣1内壁存在篦齿蜂窝3时，所述最小装配间隙获取模块5以及所述最大装配间隙获取模块7中的涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，其中，为燃气流量，为燃气流通能力系数，为篦齿蜂窝的半径中值，为涡轮转子的半径，为封严篦齿齿数，为燃气常数，为燃气温度，为涡轮转子来流侧腔压，为涡轮转子排气侧腔压。
本实施例中，所述最小装配间隙获取模块5以及所述最大装配间隙获取模块7中的发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值，其中为垂向单位过载下的转静子径向间隙值。
实施例2
参见图1和图3，以某项目涡轮篦齿盘2处涡轮转静子径向装配间隙确定为例，对本发明做更进一步的解释，主要包括以下步骤：
步骤1、在机匣1和篦齿盘2达到亚音速巡航状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在机匣1和篦齿盘2达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到设计状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮转静子变形差；
为分析得到涡轮转静子变形差，利用涡轮机匣1与转子热变形响应特性，首先开展机匣1与转子热分析，获得机匣1与篦齿盘2负温差最大的情况。本实施例在机匣1和篦齿盘2达到亚音速巡航状态热平衡后，将油门杆以不大于0.5s时间快速下拉至慢车，并在慢车停留5min，计算得到机匣1和篦齿盘2达到负温差的最大值及其对应的时刻点；通过在机匣1和篦齿盘2达到负温差的最大值时，将油门杆以不大于0.5s时间快速上推到设计状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮转静子变形差。
步骤2、根据涡轮转静子变形差最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮篦齿盘2径向跳动量、涡轮机匣1径向跳动量、涡轮机匣1椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最小值；
本实施例根据仿真分析获得涡轮转静子变形差得到涡轮转静子变形差最小值。本实施例中的发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮篦齿盘2径向跳动量、涡轮机匣1径向跳动量、涡轮机匣1椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值可根据设计要求直接获取，或者根据仿真分析获得。
步骤3、在机匣1和篦齿盘2达到最大热负荷状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在机匣1和篦齿盘2达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到最大热负荷状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得机匣1和篦齿盘2的极限径向间隙最小值；
本实施例中根据涡轮机匣1和篦齿盘2的径向变形随时间的变化关系，考虑全冷机匣1匹配全热篦齿盘2的极限情况，在机匣1和篦齿盘2达到最大热负荷状态热平衡后，将油门杆不大于0.5s时间快速下拉至慢车并在机匣1和篦齿盘2达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到最大热负荷状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得机匣1和篦齿盘2的极限径向间隙最小值。
步骤4、根据机匣1和篦齿盘2的极限径向间隙最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮篦齿盘2径向跳动量、涡轮机匣1径向跳动量、涡轮机匣1椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最大值。
本实施例中的篦齿盘2边缘对应的机匣1内壁存在篦齿蜂窝3，因此所述涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，其中，为燃气流量，为燃气流通能力系数，为篦齿蜂窝3的半径中值，为篦齿盘2的半径，Z为封严篦齿齿数，R为燃气常数，为燃气温度，为篦齿盘2来流侧腔压，为篦齿盘2排气侧腔压。
所述发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值，其中为垂向单位过载下的转静子径向间隙值，可通过有限元仿真计算得到。
步骤5、最终确定涡轮转静子径向装配间隙取值范围为～。
以上仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。
Claims (4)
1.一种涡轮转静子径向装配间隙的设计方法，其特征在于，包括：
在涡轮静子和涡轮转子达到亚音速巡航状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在机匣和篦齿盘达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到设计状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮转静子变形差；
根据涡轮转静子变形差最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最小值；其中，当涡轮转子边缘对应的静子内壁无篦齿蜂窝时，所述涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，为燃气流量，为燃气流通能力系数，为静子半径，为转子的半径，为封严篦齿齿数，为燃气常数，为燃气温度，为转子来流侧腔压，为转子排气侧腔压；当涡轮转子边缘对应的机匣内壁存在篦齿蜂窝时，所述涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，为篦齿蜂窝的半径中值；
在涡轮静子和涡轮转子达到最大热负荷状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在涡轮静子和涡轮转子达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到最大热负荷状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值；
根据涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最大值；
最终确定涡轮转静子径向装配间隙取值范围为～。
2.根据权利要求1所述的涡轮转静子径向装配间隙的设计方法，其特征在于，所述发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值，其中为垂向单位过载下的转静子径向间隙值。
3.一种涡轮转静子径向装配间隙的设计系统，其特征在于，包括：
第一仿真分析模块，所述第一仿真分析模块用于在涡轮静子和涡轮转子达到亚音速巡航状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在机匣和篦齿盘达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到设计状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮转静子变形差；
最小装配间隙获取模块，所述最小装配间隙获取模块用于根据涡轮转静子变形差最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最小值；其中，当涡轮转子边缘对应的静子内壁无篦齿蜂窝时，所述涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，为燃气流量，为燃气流通能力系数，为静子半径，为转子的半径，为封严篦齿齿数，为燃气常数，为燃气温度，为转子来流侧腔压，为转子排气侧腔压；当涡轮转子边缘对应的机匣内壁存在篦齿蜂窝时，所述涡轮转静子间空气系统设计间隙值根据，为篦齿蜂窝的半径中值；
第二仿真分析模块，所述第二仿真分析模块用于在涡轮静子和涡轮转子达到最大热负荷状态热平衡后，将油门杆快速下拉至慢车并在涡轮静子和涡轮转子达到负温差的最大值时，将油门杆快速上推到最大热负荷状态，并停留一段时间，在停留过程中仿真分析获得涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值；
最大装配间隙获取模块，所述最大装配间隙获取模块用于根据涡轮静子和涡轮转子的极限径向间隙最小值、发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值、轴承径向游隙、涡轮转子径向跳动量、涡轮静子径向跳动量、涡轮静子椭圆变形量以及涡轮转静子间空气系统设计间隙值，分析获得涡轮转静子径向装配间隙最大值；
输出模块，所述输出模块用于将～的区间范围确定为涡轮转静子径向装配间隙取值范围区间，并输出区间范围值。
4.根据权利要求3所述的涡轮转静子径向装配间隙的设计系统，其特征在于，所述最小装配间隙获取模块以及所述最大装配间隙获取模块中的发动机机动载荷作用下涡轮转静子径向间隙值，其中为垂向单位过载下的转静子径向间隙值。
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|---|---|---|---|
| PB01 | Publication | ||
| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
| GR01 | Patent grant |