轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法
【专利摘要】本发明公开了一种轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，包括步骤：计算得到燃气轮机的转子所受的最大重力弯矩Mb及相应接触界面位置，并确定燃气轮机运行时传递的扭矩Mt；得到受重力弯矩最大的接触界面其截面对直径的轴惯性矩Id和截面面积A；计算转子受重力弯矩最大接触界面处重力产生的最大脱开应力σ和拉杆预紧力F产生的名义压应力Pa，定义弯曲刚度无量纲系数为γb＝σ/Pa，设置拉杆预紧力，使弯曲刚度无量纲系数小于1.0；计算端面齿接触界面上扭矩产生的轴向脱开力Fva，定义扭转刚度无量纲系数为γt＝Fva/F，校核扭转刚度无量纲系数的数值，当弯曲和扭转刚度无量纲系数均小于1.0时，燃气轮机拉杆转子预紧力能够确保轮盘之间接触面不脱开。
【专利说明】轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法
【【技术领域】】
[0001]本发明涉及燃气轮机设计【技术领域】，特别涉及一种轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法。
【【背景技术】】
[0002]重型燃气轮机拉杆转子是一种典型的组合式转子，由一根中心拉杆或者多根周向拉杆穿过各级轮盘，通过对拉杆施加预紧力并把紧两端轴头的拉杆螺栓，将轮盘压紧以将组合转子结合为一体。由于这种结构的转子重量轻、易于装配且具有良好的冷却效果，在燃气轮机轮机和航空发动机中得到了广泛应用。此时转子不再是连续的整体，在多种工作载荷作用下，拉杆预紧力太小时转子将不能正常连接和运转；预紧力太大时拉杆螺栓和其他部件的强度安全储备将降低。拉杆预紧力大小的确定一直是拉杆转子设计中极为重要的问题。 【
【发明内容】
】
[0003]本发明的目的是提供一种轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，其通过控制定义的关键参数:弯曲刚度无量纲系数的数值来设置合适的拉杆预紧力，同时校核扭转刚度无量纲系数，保证燃气轮机轮机转子的安全运行。
[0004]为达到上述发明目的，本发明采取如下技术方案:
[0005]轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，包括以下步骤:
[0006]I)计算燃气轮机在静态轴承支承时其重力弯矩沿轴向的分布，得到燃气轮机的转子所受的最大重力弯矩Mb及其位置，同时确定燃气轮机运行时传递的扭矩Mt ；
[0007]2)计算转子受重力弯矩最大处接触界面的截面参数，计算截面参数时将端面齿接触面近似为平面圆环，该截面参数包括截面对直径的轴惯性矩Id和截面面积A ;
[0008]3)计算转子受重力弯矩最大接触界面处重力产生的最大脱开应力σ和拉杆预紧力F产生的压应力Pa，其公式如下:
[0009]σ =MbUId(I)
[0010]式中Aut为接触面外半径；
[0011]Pa = F/A (2)
[0012]定义弯曲刚度无量纲系数为Yb，其公式如下:
[0013]Yb= σ /Pa(3)
[0014]确定弯曲刚度无量纲系数的数值，对于实际的燃气轮机拉杆转子，设置拉杆预紧力F，使弯曲刚度无量纲系数小于1.0 ；
[0015]4)计算端面齿接触面上扭矩产生的轴向脱开力Fva，公式如下:
[0016]Fva = 4Mt X tan ( a /2) / (Rin+Rout)(4)
[0017]式中:α为齿形角，Rin为截面内半径；[0018]定义扭转刚度无量纲系数为Yt:
[0019]Y t = Fva/F(5)
[0020]校核扭转刚度无量纲系数Yt的数值，调整拉杆预紧力F，确保弯曲刚度无量纲系数和扭转刚度无量纲系数均小于1.0 ；
[0021]当弯曲和扭转刚度无量纲系数均小于1.0时，燃气轮机拉杆转子预紧力能够确保轮盘之间接触面不脱开。
[0022]本发明进一步改进在于，步骤I)中，采用有限元方法计算重力弯矩，燃气轮机运行时传递的扭矩Mt为燃气轮机的额定扭矩。
[0023]本发明进一步改进在于，步骤2)中，计算截面为转子轮盘之间的接触面，即受重力弯矩最大的轮盘接触面。
[0024]本发明进一步改进在于，步骤3)中，当弯曲刚度无量纲系数小于1.0时，轮盘之间接触面接触良好；当弯曲刚度无量纲系数大于等于1.0时，轮盘之间接触面开始发生脱离。
[0025]本发明进一步改进在于，弯曲刚度无量纲系数取0.1。
[0026]本发明进一步改进在于，步骤4中)，当扭转刚度无量纲系数小于1.0时，轮盘之间接触面接触良好；当扭转刚度无量纲系数大于等于1.0时，轮盘之间接触面开始发生滑移。
[0027]与现有技术相比，本发明的有益效果在于:
[0028]本发明定义了物理意义明确的弯曲和扭转刚度无量纲系数，确定了轮盘之间通过端面齿连接的重型燃气轮机拉杆转子拉杆预紧力的设计方法和校核准则，为燃气轮机轮机拉杆转子拉杆预紧力的设置提供了依据，为以后燃气轮机的自主设计打下了基础，具有广泛的工程应用前景。
【【专利附图】
【附图说明】】
[0029]图1是某燃机典型结构示意图；
[0030]图中:1、2为轴承支承位置；3、转子受重力弯矩最大位置；
[0031]图2是轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法的流程图；
[0032]图3是燃气轮机拉杆转子轮盘之间接触面在受弯矩作用下的应力分布示意图；
[0033]图4是燃气轮机拉杆转子轮盘之间端面齿接触面受扭矩载荷时端面齿的受力分析示意图；
[0034]图5是不考虑微观接触效应的情况下，拉杆转子接触面的弯曲刚度随弯曲刚度无量纲系数的变化关系示意图；
[0035]图6是不考虑微观接触效应的情况下，拉杆转子接触面的扭转刚度随扭转刚度无量纲系数的变化关系示意图；
[0036]图7是端面齿的结构示意图，标明了内外径。
【【具体实施方式】】
[0037]下面结合附图对本发明做进一步的详细描述。
[0038]图1为某燃机典型结构示意图，轴承一般在轴承支承位置I和轴承支承位置2，在轴承支承时转子受重力弯矩最大的接触面一般出现在转子受重力弯矩最大位置3处。
[0039]参见图2至图7，本发明轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，包括以下步骤:
[0040]I)燃气轮机的转子所受重力弯矩的计算和作用在转子上扭矩的确定。
[0041]为得到较为精确的转子重力弯矩沿轴线变化的数据，一般用材料力学或有限元方法对重力弯矩进行计算。在两端轴承处刚支，添加重力载荷，提取轮盘之间接触面上的支反弯矩，作出重力弯矩沿转子轴线的变化曲线，找出受到重力弯矩最大的接触面。作用在转子上的扭矩一般为转子运行时的额定扭矩。
[0042]2)接触面截面参数的计算。
[0043]采用常规方法计算步骤I)得到受到重力弯矩最大接触界面的截面面积A，截面对直径的轴惯性矩Id，计算截面参数时将端面齿接触面近似为平面圆环。
[0044]3)重力产生的最大脱开应力和拉杆预紧力产生的压应力计算。
[0045]燃气轮机拉杆转子通过拉杆螺栓将轮盘和轴头预紧组合在一起，轮盘之间的通过鼓环状结构连接，接触平面一般为圆环面。对于圆环，受弯矩Mb作用时的应力分布如附图3所示。此时弯矩在接触平面上产生的最大应力σ =MbRtjutAd,其中Rwt为圆环接触面外半径。拉杆预紧力F产生的压应力Pa = F/A。
[0046]4)扭矩在端面齿接触面上产生的轴向脱开力计算。 [0047]燃气轮机轮盘之间的端面齿齿面受力情况如附图4所示。此时扭矩在接触平面上产生的轴向脱开力 Fva = 4Mt X tan ( α /2) / (Rin+Rout)。
[0048]5)计算弯曲刚度无量纲系数Yb=O /Pa0
[0049]其物理意义为重力产生的最大脱开应力与拉杆预紧力产生的压应力的比值。若Yb〈1.0表示接触面所受的脱开力小于压紧力，接触面接触良好；若YbS 1.0表示接触面所受的脱开力大于压紧力，接触面开始发生脱离，这种情况在实际运行过程中是不允许出现的。图5为某轮盘之间接触面为端面齿的燃气轮机，其接触界面的弯曲刚度随弯曲刚度无量纲系数的变化情况。接触界面刚度可以直观地表征接触段的接触状态。可以看出，在弯曲刚度无量纲系数Yb〈l.0时，接触面接触良好，接触段的刚度基本不变；在弯曲刚度无量纲系数YbS 1.0时，接触段的接触刚度急剧下降，表明接触段已经开始发生脱离。
[0050]6)计算扭转刚度无量纲系数Y t = Fva/F。
[0051]其物理意义为扭矩产生的轴向脱开力与拉杆预紧力的比值。若Yt〈1.0表示端面齿接触面所受的扭矩产生的轴向脱开力小于预紧力，接触面接触良好D ?.ο表示端面齿接触面所受的扭矩产生的轴向脱开力大于预紧力，接触面开始发生滑移，这种情况在实际运行过程中是不允许出现的。图6为某轮盘之间接触面为端面齿的燃气轮机，其接触界面的扭转刚度随扭转刚度无量纲系数的变化情况。在扭转刚度无量纲系数Yt〈1.0时，接触面接触良好，接触段的扭转刚度基本不变；在扭转刚度无量纲系数Yt>1.0时，接触段的扭转接触刚度急剧下降，表明接触面已经开始发生滑移。
[0052]7)根据弯曲刚度无量纲系数Yb和最大脱开应力σ，得出所需的设计拉杆预紧力值:F = Ao ;
[0053]弯曲刚度无量纲系数Yb必须小于1.0，为保证足够的安全裕量使接触面不致脱开同时兼顾转子的强度储备，弯曲刚度无量纲系数Yb—般取0.1。
[0054]8)校核扭转刚度无量纲系数的数值，至少需要保证扭转刚度无量纲系数Y t小于1.0。为保证安全需要留有一定的安全裕量。
【权利要求】
1.轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，其特征在于，包括以下步骤: 1)计算燃气轮机在静态轴承支承时其重力弯矩沿轴向的分布，得到燃气轮机的转子所受的最大重力弯矩Mb及其位置，同时确定燃气轮机运行时传递的扭矩Mt ； 2)计算转子受重力弯矩最大处接触界面的截面参数，计算截面参数时将端面齿接触面近似为平面圆环，该截面参数包括截面对直径的轴惯性矩Id和截面面积A ; 3)计算转子受重力弯矩最大接触界面处重力产生的最大脱开应力σ和拉杆预紧力F产生的压应力Pa，其公式如下: ο = MbR0Ut/Id (I) 式中:R?t为接触面外半径； Pa = F/A(2) 定义弯曲刚度无量纲系数为Yb，其公式如下: Y b = 0 /Pa⑶ 确定弯曲刚度无量纲系数的数值，对于实际的燃气轮机拉杆转子，设置拉杆预紧力F，使弯曲刚度无量纲系数小于1.0 ； 4)计算端面齿接触面上扭矩产生的轴向脱开力Fva，公式如下:
Fva = 4MtXtan(a/2)/(Rin+R0Ut) (4) 式中:a为齿形角，Rin为截面内半径； 定义扭转刚度无量纲系数为Yt: Yt = Fva/F(5) 校核扭转刚度无量纲系数Yt的数值，调整拉杆预紧力F，确保弯曲刚度无量纲系数和扭转刚度无量纲系数均小于1.0 ； 当弯曲和扭转刚度无量纲系数均小于1.0时，燃气轮机拉杆转子预紧力能够确保轮盘之间接触面不脱开。
2.根据权利要求1所述的轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，其特征在于，步骤I)中，采用有限元方法计算重力弯矩，燃气轮机运行时传递的扭矩Mt为燃气轮机的额定扭矩。
3.根据权利要求1所述的轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，其特征在于，步骤2)中，计算截面为转子轮盘之间的接触面，即受重力弯矩最大的轮盘接触面。
4.根据权利要求1所述的轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，其特征在于，步骤3)中，当弯曲刚度无量纲系数小于1.0时，轮盘之间接触面接触良好；当弯曲刚度无量纲系数大于等于1.0时，轮盘之间接触面开始发生脱离。
5.根据权利要求1或4所述的轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，其特征在于，弯曲刚度无量纲系数取0.1。
6.根据权利要求1所述的轮盘间端面齿接触的燃气轮机拉杆转子预紧力设计校核方法，其特征在于，步骤4中)，当扭转刚度无量纲系数小于1.0时，轮盘之间接触面接触良好；当扭转刚度无量纲系数大于等于1.0时，轮盘之间接触面开始发生滑移。
【文档编号】F01D5/02GK104018887SQ201410234823
【公开日】2014年9月3日 申请日期:2014年5月29日 优先权日:2014年5月29日
【发明者】袁奇, 刘昕, 刘洋 申请人:西安交通大学