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航空发动机温度有多高？用这些方法测测就知道航空发动机的工作条件极为苛刻，通常包括高温、高压、并伴随着高负荷、高转速剧烈振动，是涉及多学科的综合性系统工程，因此造成了巨大的设计与制造难度。
随着发动机向高推重比、高涵道比、高涡轮进口温度方向发展，发动机热端部件的工作温度越来越高，发动机的机体表面温度在50~600℃之间，而燃烧室中的燃气温度已超过1650℃。
众所周知，确定被检对象在实际运行过程中热变化程度和异常过热，往往是判断其可靠性和实际工作性能的重要依据。
发动机的各部组件在设计与制造过程中，长时间运行测试，在不同的极端高温、高压环境中工作存在易燃易爆的危险，因此，对生产过程中的设备的检测与监测是非常必要的，可以提高航空发动机的使用寿命和确保不因局部过热故障引起事故，这对发动机工作时全面监测和及时告警的监控手段提出了更高的要求。
对于航空发动机热端的温度测量中，进排气温度、燃烧气体温度等温度测量是多种多样的，为了获得航空发动机探测温度场分布或局部温度，可将高温的测量方法分为接触式测温法和非接触式测温法两类。
当热气流运动速度不是很高时，接触式测温法可以测量火焰的真实温度，目前国内外主要采用的方法是通过热电偶、示温漆等手段;非接触式测温方法分为两大类:一类是通过测量燃烧介质的热力学性质参数来求解温度;另一类是利用高温火焰的辐射特性通过光学法来测量温度场。
非接触测温方法由于测温元件不与被测介质接触，不会破坏被测介质的温度场和流场，同时其测量上限不受材料介质的影响，因此可测诸如炉内工件、钢水等高温对象。
近年来，随着技术的进步，红外箱射测温、晶体测温技术、双谱线测温技术和激光测温技术等非接触式测温技术取得了惊人的进展。
热电偶测温法热电偶测温是一种接触法测温，它是由热电偶、补偿导线及二次测量仪表构成的。
热电偶的原理是通过测量热电动势来实现测温的，由于组成闭合回路的导体两端材质不同，从而不同的电子密度产生电子扩散，因此回路中会有电流通过是由于有热电动势存在，其中温度差越大，电流越大。
汽修发动机计算公式在汽车维修领域，发动机是一个非常重要的部件，它是汽车的心脏，承担着驱动汽车的重要任务。
在日常的汽车维修工作中，对发动机的计算是非常重要的，可以帮助技师们更好地了解发动机的工作原理和性能特点。
下面我们将介绍一些常见的发动机计算公式，希望能对汽修技师们有所帮助。
1. 排气量计算公式。
发动机排气量是指发动机在一个循环中排出的气体总体积，通常用毫升（mL）或立方厘米（cc）来表示。
排气量的计算公式为：排气量 = π/4 ×缸径²×行程×缸数。
其中，π为圆周率，缸径是活塞在缸筒内的直径，行程是活塞在缸筒内的行程，缸数是发动机的气缸数量。
2. 燃烧室容积计算公式。
燃烧室容积是指活塞在上止点时与气缸顶部之间的空间容积，通常用立方厘米（cc）来表示。
燃烧室容积的计算公式为：燃烧室容积 = 缸径²×行程×活塞顶部到气缸顶部的距离。
3. 压缩比计算公式。
压缩比是指发动机在工作循环中气缸内气体的压缩程度，它是发动机性能的重要指标之一。
压缩比的计算公式为：压缩比 = 燃烧室容积 + 活塞运动体积 / 活塞运动体积。
其中，燃烧室容积是燃烧室的容积，活塞运动体积是活塞在上止点和下止点之间的容积。
4. 空气燃油混合比计算公式。
空气燃油混合比是指发动机燃烧室内空气和燃油的混合比例，它直接影响到发动机的燃烧效率和性能。
空气燃油混合比的计算公式为：空气燃油混合比 = 空气质量 / 燃油质量。
其中，空气质量是指单位时间内进入燃烧室的空气质量，燃油质量是指单位时间内喷入燃烧室的燃油质量。
5. 燃烧室压力计算公式。
燃烧室压力是指发动机在工作循环中燃烧室内气体的压力，它是发动机性能和燃烧效率的重要指标之一。
燃烧室压力的计算公式为：燃烧室压力 = 空气质量×空气温度 / 燃烧室容积。
其中，空气质量是指单位时间内进入燃烧室的空气质量，空气温度是指进入燃烧室的空气温度，燃烧室容积是燃烧室的容积。
发动机做工计算公式发动机是汽车的心脏，它的性能直接影响着汽车的整体表现。
在汽车工程领域中，对发动机的设计和制造是一个非常重要的课题。
而对于发动机的做工质量的评估，通常会采用一些计算公式来进行分析。
本文将介绍一些常用的发动机做工计算公式，帮助读者了解发动机做工质量的评估方法。
1. 燃烧室压力计算公式。
燃烧室是发动机内部进行燃烧过程的地方，其压力的大小直接关系到发动机的工作效率和性能。
燃烧室压力的计算公式为：P = (ρ R T) / M。
其中，P为燃烧室压力，ρ为燃烧室内气体的密度，R为气体常数，T为燃烧室内气体的温度，M为气体的分子量。
通过这个公式，可以计算出燃烧室内气体的压力，从而评估燃烧室的工作状态。
2. 燃烧效率计算公式。
燃烧效率是衡量发动机燃烧过程完整程度的一个重要指标，其计算公式为：η = (1 (T2/T1)) 100%。
其中，η为燃烧效率，T2为实际燃烧温度，T1为理论燃烧温度。
通过这个公式，可以评估发动机燃烧效率的高低，从而对发动机的做工质量进行评估。
3. 燃烧室温度计算公式。
燃烧室温度是一个影响发动机工作状态的重要参数，其计算公式为：T = P V / (n R)。
其中，T为燃烧室温度，P为燃烧室内气体的压力，V为燃烧室内气体的体积，n为气体的摩尔数，R为气体常数。
通过这个公式，可以计算出燃烧室内气体的温度，从而评估燃烧室的工作状态。
4. 发动机功率计算公式。
发动机的功率是衡量其性能的一个重要指标，其计算公式为：P = T n / 5252。
其中，P为发动机的功率，T为发动机的扭矩，n为发动机的转速。
通过这个公式，可以计算出发动机的功率，从而评估其工作状态。
5. 发动机效率计算公式。
发动机效率是衡量发动机工作效率的一个重要指标，其计算公式为：η = (Output / Input) 100%。
其中，η为发动机效率，Output为发动机的输出功率，Input为发动机的输入功率。
通过这个公式，可以评估发动机的工作效率，从而对其做工质量进行评估。
《航空发动机结构分析》课后思考题答案第一章概论1.航空燃气涡轮发动机有哪些基本类型？指出它们的共同点、区别和应用。
答：2.涡喷、涡扇、军用涡扇分别是在何年代问世的？答：涡喷二十世纪三十年代（1937年WU；1937年HeS3B）；涡扇 1960~1962军用涡扇 1966~19673.简述涡轮风扇发动机的基本类型。
答：不带加力，带加力，分排，混排，高涵道比，低涵道比。
4.什么是涵道比？涡扇发动机如何按涵道比分类？答：（一）B/T，外涵与内涵空气流量比；（二）高涵道比涡扇（GE90），低涵道比涡扇（Al-37fn）5.按前后次序写出带加力的燃气涡轮发动机的主要部件。
答：压气机、燃烧室、涡轮、加力燃烧室、喷管。
6.从发动机结构剖面图上，可以得到哪些结构信息？答：a)发动机类型b)轴数c)压气机级数d)燃烧室类型e)支点位置f)支点类型第二章典型发动机1.根据总增压比、推重比、涡轮前燃气温度、耗油率、涵道比等重要性能指标，指出各代涡喷、涡扇、军用涡扇发动机的性能指标。
答：涡喷表2.1涡扇表2.3军用涡扇表2.22.al-31f发动机的主要结构特点是什么？在该机上采用了哪些先进技术？答：AL31-F结构特点：全钛进气机匣，23个导流叶片；钛合金风扇，高压压气机，转子级间电子束焊接；高压压气机三级可调静子叶片九级环形燕尾榫头的工作叶片；环形燃烧室有28个双路离心式喷嘴，两个点火器，采用半导体电嘴；高压涡轮叶片不带冠，榫头处有减振器，低压涡轮叶片带冠；涡轮冷却系统采用了设置在外涵道中的空气-空气换热器，可使冷却空气降温125-210*c；加力燃烧室采用射流式点火方式，单晶体的涡轮工作叶片为此提供了强度保障；收敛-扩张型喷管由亚声速、超声速调节片及蜜蜂片各16式组成；排气方式为内、外涵道混合排气。
3.ALF502发动机是什么类型的发动机？它有哪些有点？答：ALF502，涡轮风扇。
优点：●单元体设计，易维修●长寿命、低成本●B/T高耗油率低●噪声小，排气中NOx量低于规定第三章压气机1.航空燃气涡轮发动机中，两种基本类型压气机的优缺点有哪些？答：（一）轴流压气机增压比高、效率高单位面积空气质量流量大，迎风阻力小，但是单级压比小，结构复杂；（二）离心式压气机结构简单、工作可靠、稳定工作范围较宽、单级压比高；但是迎风面积大，难于获得更高的总增压比。
1. 中国航发沈阳发动机研究所，沈阳 110015摘要：为研究航空发动机涡轮盘的应力情况，对涡轮盘进行温度载荷下的应力分析研究。
研究不同结构参数下温度载荷对周向应力、径向应力和等效应力的影响和变化规律，分析应力的分布特点。
结果表明：周向应力沿径向线性分布,线性变化的斜率和截距与温差正向相关；径向应力沿径向按二次曲线规律变化，最大径向应力值是温差的线性函数。
同时这也是开展涡轮盘结构优化、缩短结构与强度迭代周期必要的技术储备，可为航空发动机涡轮盘的轻量化设计提供参考。
关键词：航空发动机；涡轮盘；应力分析中图分类号: 文献标识代码：Stress Analysis of Aero-engine Turbine Disk under Temperature LoadZHANGQian1LIGuo-jie1NIUJun-tao1(1. AECC Shenyang Engine Research Institution, Shenyang 110015, China)Abstract:In order to study the stress of aero-engine turbine disk, conduct stress analysis and research of turbine disk under temperature load. The influence and variation of temperature load on circumferential stress, radial stress and equivalent stress underdifferent structural parameters were studied, and the stress distribution characteristics were analyzed. The results show that: the circumferential stress is linearly distributed along the radial direction, and the slope and intercept of the linear change are positively related tothe temperature difference; the radial stress changes along the radial direction according to the law of quadratic curve, and the maximum radial stress value is a linear function of temperature difference. At the same time, it is also the necessary technical reserve for carrying out the structural optimization of turbine disk and shortening the iteration cycle of structure and strength, which can provide a reference for the lightweight development of aero-engine turbine disk.第期10 引言涡轮部件作为航空发动机的热端部件，长期处在高温、高负荷、高转速、大功率的工作环境下，工作条件十分苛刻。
第24卷第8期2009年8月航空动力学报Jour nal of A er ospa ce Pow erVol.24No.8A ug.2009文章编号:100028055(2009)0821699208某型发动机涡轮盘销钉孔结构分析与寿命评估李 伟1,2,董立伟2,蔡向晖2,赵福星2,刘 东2(11北京航空航天大学能源与动力工程学院,北京100191;21北京航空工程技术研究中心,北京100076)摘 要:利用有限元方法计算了某型发动机涡轮盘径向销钉孔的应力应变分布,分析了不同销钉数目、孔销之间的不同摩擦系数和涡轮盘是否施加扭矩对销钉孔周边应力的影响,发现了前期试验状况与实际使用的差异.利用拉伸应变能寿命预测公式进行了寿命评估,与试验有较好的一致性.有限元计算及试验结果说明了涡轮盘加扭疲劳试验的必要性,为某型发动机高压涡轮盘的延寿工作提供了依据.关 键 词:高压涡轮盘;销钉孔;有限元方法;结构分析;应变能寿命计算公式中图分类号:V231195 文献标识码:A收稿日期22;修订日期2623作者简介李伟(63),男,江苏扬州人,博士生,主要从事发动机结构强度可靠性研究Str uctur e analysis and life ev aluat ion of the pin holes ina tur bine disc of a type of aer o 2engineL I Wei1,2,DON G Li 2wei 2,CA I Xiang 2hui 2,ZH AO Fu 2xing 2,L IU Dong2(11Sc hool of Jet Propul sio n ,Beijing Uni versit y of Aerona utics and A st rona utics ,Beijing 100191,China ;21Bejing Aeronautical Engineering Technical Research Ce nte r ,Beijing 100076,China )Abst ract :The st ress and st rai n di st ribution at t he radial pin holes in a t urbi ne di sc of an aero 2engi ne was anal yzed usi ng fini te element anal ysis (F EA)met hod.The i nfl uence of some factor s on t he st ress dist ri but io n adjacent t he pin hole wa s di scusse d ,such a s t he numbers of t he pi ns ,t he f riction coefficient bet ween hole and pi n ,t he p re sent at ion of torque on t he di sc.The analysi s reveal ed t he difference bet ween earlier te st and act ual ope rat ion.The fat igue lif e was e sti mat ed wit h t he form ula of st rai n energy and t he predicti ng lif e t al li ed well wit h t he t est.The result s demonst rate t hat t urbi ne di sk fatigue te st wit h torque i s necessary ,providi ng a mecha ni cal foundation for t he life e xte nsion of t he high p re ssure t urbine di scs.K ey w or ds :high pressure t ur bine disk ;t he pi n hol es ;finit e element met hod;st ruct ure a nalysi s ;life calcul at io n for mula of st rain energy 某型发动机高压涡轮盘、轴采用了销钉连接方式,连接部位是强度较弱部位.为研究工作条件下高压轮盘连接部位的应力、应变场和疲劳寿命特点,准确定寿,需要开展涡轮盘销钉孔结构分析和寿命评估.试验台上某型发动机高压涡轮盘系统是由试验转轴、止退环、涡轮盘和16个销钉(前期试验时为方便观测间隔一个销钉孔安装一个销钉,总共安装了8个销钉)组成的[1].转轴和涡轮盘热压配合后,加装径向销钉,实现扭矩的可靠传递;销钉、轴和涡轮盘之间过盈装配.但前期的试验[122]以及寿命预测并未达到预期效果,与涡轮盘实际使用寿命相差较大.为此,本文从涡轮盘工作实际出发,和前期试验相对照,利用有限元方法,进行不同销钉数目、孔销之间的不同摩擦系数和气动载荷对涡轮盘销钉孔周边应:20090118:200900:19-.航 空 动 力 学 报第24卷力的影响分析;在进行不同试验载荷条件下应力分析的基础上,进行销钉孔试验寿命估算,为验证试验结果并探究加扭试验条件下销钉孔有较长的疲劳寿命的力学依据开展销钉孔寿命分析.1 涡轮盘系统简化与建模111 简化建模根据涡轮盘的试验和工作情况,建立了三种模型:试验条件下16销钉无扭矩模型(简称模型1,如图1)采用1/32循环对称结构,用来模拟安装全部销钉后不考虑气动载荷工况;采用1/16循环对称结构前期试验的8销钉无扭矩模型(简称模型2,如图2);也采用1/16涡轮盘循环对称结构,模拟涡轮盘的实际工况考虑气动载荷的16销钉有扭矩模型(简称模型3,如图3).在装配中,涡轮盘套装在试验轴上,装配过盈量为01003～01063mm,在建模时取中值01033mm;然后通过销钉定位联结,销钉与轴、盘体之间的装配过盈量为01005～01015m m,在建模时取中值0101mm.止退环的作用是防止销钉脱出,其与涡轮盘、销钉无过盈.图3 模型3实体示意图Fig.3 Sketch of model3112 计算条件分析系统中的涡轮盘、止退环、轴和销钉分别采用了三种材料:涡轮盘和止退环为GH4133高温合金,转轴为40CrNiMoA、销钉为18Cr2Ni4WA结构钢.其中GH4133在250℃的循环应力应变曲线是用文献[3]450℃和600℃数据线性外推得到的,其余数据来自《航空材料手册》[4].为简化建模计算,略去轮盘塔头和叶片,其离心力施加于涡轮盘模型外缘,总离心力随转速的变化分别为190341N(20916ra d/s)和7687129N (1196rad/s);通过气动载荷计算分析,涡轮盘气动扭矩为13875N m.实际使用中涡轮盘销钉孔区域的工作温度为250℃.113热应力等效方法涡轮盘在工作时有温度应力影响,而试验无法模拟温度梯度,因此一般都采用提高转速补偿温度应力的方法:采用热2结构贯序耦合方法.首先计算轮盘有温度应力时的应力场,然后利用增加转速的方法在销钉孔等效温度应力进行计算,从而确定提高后的转速.一般情况下,在只知道外缘和内缘温度,而轮盘的温度场未知时,可用四次经验公式来替代T=T0+(T1-T0)R4-R40R41-R40(1)式中T1和R1分别表示轮缘温度与半径;T0和R0分别表示轮心温度与半径.温度数据来自测量结果:该型发动机常温下开车到最大转速直至停车的一个循环下,涡轮盘轮缘、轮心等几个测点的温度曲线如图4所示,将图中%转速时轮缘与轮心的温度数据带入式(),进行有限元计算,即可得到温度分布和温度应力分布其中最大温差周向温度应力为M,00711001.270Pa 第8期李 伟等:某型发动机涡轮盘销钉孔结构分析与寿命评估轮盘的实际最大工作转速是1196rad/s.这与恒温250℃、转速为1331rad/s 在偏心孔处的弹性应力分布几乎完全相同,因此在试验中转速循环为20916～1331rad/s.与提高转速相对应,试验中使用了将叶尖削短46%的短叶片,来保持试验和实际工况叶片的离心力相同.图4 主循环温度曲线图Fig.4 Tempe rature curves in main cycle2 涡轮盘系统结构计算分析由于涡轮盘材料GH4133在250℃的循环应力应变曲线是通过450℃和600℃数据线形外推得到的,过盈装配条件下几种金属材料间的静摩擦系数也是通过工程经验来选取的,因此有限元计算是定性计算,用来进行几种不同模型之间对比分析.涡轮盘系统应力应变分析表明:在载荷循环中,循环峰值应变幅出现在涡轮盘销钉孔周缘,凸肩内侧孔缘较大(图5所示P 点附近).如图5,在P 点附近,PQ 方向有可能产生疲劳开裂.为后续描述方便,这里约定当转速达到最大时记为峰值状态,试验小转速时记为循环谷值状态.211 销钉孔壁摩擦系数对P 点应力应变的影响在有限元分析模型中,销钉孔壁与销子间的图5 重点考察部位P 点和PQ 线段的选择Fig.5 Critical part of P and PQ摩擦系数是基于二者之间为过盈装配条件下静摩擦的特点,按一般工程经验选取的,具体取值为μ=0141为进一步分析摩擦系数对P 点应力应变值的影响,在模型1上补充进行了摩擦系数μ取值为011时的应力分析工作,结果见表11由对比结果可以看出,P 点的最大主应力、主应变均随摩擦系数成正比变化,μ取值014时P 点的最大主应力、主应变分别是μ取值011时的111倍;P 点循环变幅随μ值的变化幅度相对较小,且表现出不同的规律,在μ取值011～014区间内,应力幅随μ值增加而增加,应变幅则随μ值增加而减少.上述计算结果说明,P 点计算结果与销钉和销钉孔之间的约束有关.212 模型1计算结果分析在整个循环加载过程中,涡轮盘、销钉和试验转轴之间都有分离现象.销钉相对于试验转轴有相对位移,涡轮盘相对于销钉的位移不明显,止退环受到销钉的挤压.试验转轴、销钉、止退环在循环过程中,其应力应变变化在弹性范围内.涡轮盘的周向应力云图如图6所示,危险区域在销钉孔周围.在进入循环峰值转速时,销钉孔处进入塑性区,其第一主应力为周向,明显大于第二、第三主应力.应变变化规律和应力变化规律相表1 各种模型及摩擦系数对P 点应力应变计算结果的影响比较T a ble 1 Inf luence of models and coef f icients on str ess a nd stra in a t P计算模型循环峰值最大主应力/M Pa循环谷值最小主应力/M Pa循环应力幅/M Pa循环应变幅模型1静摩擦系数μ=011816111-740109155612010101321静摩擦系数μ=01492019-71413316351201009931 模型有销钉孔932132-74715516791901010794 无销钉孔(′)161331165模型3 11665 1注循环谷值最小主应力与循环峰值最大主应力方向相同10712P 11087-749178100094797492-70001700089878:.航 空 动 力 学 报第24卷同,第一主应变的方向为涡轮盘周向,其对应的主应变明显大于第二、第三主应变.循环谷值状态时,对应周向应力如图7,计算结果见表11213 模型2计算结果分析在前期试验中为了测量方便,采用间隔一个销钉孔安装一个销钉的方法进行连接,共安装了8个销钉,为此进行了8销钉无预扭模型的计算.如图8、图9所示,图中左侧未安装销钉,右侧安装了销钉.图循环峰值状态下和循环谷值状态下的应力云图.数据结果分析表明,在轮盘8销钉试验模型中,未装销钉的销钉孔处也有可能产生裂纹.这里设定与安装销钉一侧PQ 线段相对应的未安装销钉的一侧为P ′Q ′线段,则其P ′点周向应变幅循环峰值点处应变幅值小于安装销钉孔边的循环峰值点处,但其塑性梯度小,单从危险点着手很难判断,具体讨论见第4节,计算结果见表111 模型3计算结果分析涡轮盘在实际工作中有气动扭矩,气动计算为13875N m ,为此又进行了有预扭模型计算.考察涡轮盘系统结构,在考虑扭矩后,每隔1/16涡轮盘结构应力应变循环对称.在柱状节点坐标系下,取对称两截面上位置相同的节点,则其ρ,θ和z 三坐标位移完全相同,因此采用对称节点自由度耦合的方法约束模型边界进行添加扭矩的计算.计算表明循环峰值周向应变幅出现点和16销钉模型P 点的位置相同.图10、图11所示为循环峰值状态和循环谷值状态时的周向应力分布,可以看出,当添加扭矩时,其应力应变场不再对称,呈现向一边偏的趋势,在施加扭矩以后涡轮盘的应变幅减小计算结果见表1207124.1 第8期李 伟等:某型发动机涡轮盘销钉孔结构分析与寿命评估图10 模型3循环峰值状态周向应力分布云图Fig.10 Circumf erential st ress dist ribution of t ur binedisc at the cre st of the cycle of model3图11 模型3循环谷值状态周向应力分布云图Fig.11 Circumfe rential st ress distribution of tur binedi sc at the trough of the c ycle of model 33 涡轮盘寿命规律研究对于高应力梯度区域,仅仅从应力及应力修正的公式来计算寿命,不考虑应变及应变梯度,其寿命预计结果与实际情况已发生严重背离,误差已超出工程许可范围.譬如利用Masson 2Coffen 公式[526],计算只安装8个销钉的模型2,安装销钉的销钉孔寿命远低于没有销钉的销钉孔,和表2中的1～4号试验结果完全相悖.对于大应变及大应变范围和梯度的构件来说,从能量的角度来衡量,则更为精确.为此,本文利用了赵福星提出的拉伸应变能寿命预计方法.[7]311 涡轮盘实验情况涡轮盘在地面旋转试验器上,前期进行过不加扭矩的4次低循环疲劳试验.为便于盘轴连接销钉孔裂纹检测,在试验中传扭的16个销钉中仅等间隔装了8个(即模型2).目视发现裂纹,停止试验分解检查,试验结果见表21为了考核施加扭矩对盘轴连接销钉孔疲劳表2 某型发动机高压涡轮盘低循环疲劳寿命试验结果T a ble 2 T est result s o f L CF life o f the high 2pressu r e tur bine disc序号试验条件试验盘试验循环数检查情况1盘轴连接销子不承受扭矩,试验中单号销钉孔未装销子,双号销钉孔装有销子新盘70871#孔为主裂纹,已扩展至盘中心,长26mm ;4#,7#,9#,12#和15#孔均目视可见裂纹;断口分析揭示出1#裂纹萌生寿命3493循环,4#裂纹萌生寿命3667循环[1]2旧盘(200H )60471#孔为主裂纹,长10mm ;5#,8#,12#和16#孔均目视可见裂纹;断口分析1#裂纹萌生寿命3161循环,8#裂纹萌生寿命3985循环,16#裂纹萌生寿命3783循环[1]3旧盘(800H)2100着色检查6个孔(3#～8#)均有裂纹,长度分别约为10,5,2,5,10mm 和5mm [6]4旧盘(800H )26102330循环时检查发现7#孔裂4mm ,2430循环时裂纹未明显扩展,2610循环时裂纹扩展至10mm [6]5盘轴连接销子承受10000N 恒定扭矩作用,6个销钉孔均装有连接销子新盘5个销钉孔均未发现裂纹(另一个孔销子拔不出,无法检查)注序号3和号试验转子循环峰值转速为,其它试验转子循环峰值转速为3071m 1100001:412810r/im 12710r /min.航 空 动 力 学 报第24卷寿命的影响,又进行了施加固定扭矩的高压轮盘疲劳试验.试验施加恒定的13875N m 扭矩,传扭的16个销钉全部装上(即模型3).试验通过10000循环,分解探伤检查,未发现裂纹(试验结果见表2).显示了在新的试验条件下,某型高压轮盘有较长的疲劳寿命.312 拉伸应变能寿命模型该模型的假设是:在低循环载荷作用下,构件材料的损伤,是由其最大应力点附近所吸收的拉伸应变功控制的.每个循环单位体积的材料所吸收拉伸应变功的大小,可通过拉伸应变能的有效值来度量.材料的对称循环拉伸应变能表述为W d =Δσ-12Δεt ,-122θp ,-11+n ′+θe,-12(2)其中 Δσ-12为循环的应力幅; Δεt ,-12为循环的总应变幅; θp ,-1=Δεp Δεt ,θe ,-1=ΔεeΔεt 分别为塑性应变比和弹性应变比; Δεp ,Δεe 分别为塑性应变范围和弹性应变范围; n ′为循环应变硬化指数.采用构件低循环疲劳寿命的拉伸应变能模型,利用文献[3]材料试件的循环应力应变和寿命数据,外推拟合的250℃GH4133寿命计算式为l g N f =511089-515354(log W d )+619087(log W d )2-510421(log W d )3+118348(log W d )4-012569(log W d )5(3)其中W d 为有效应变能;N f 为循环寿命.而构件拉伸应变能的有效值,可由距最大应力点018m m 以内虚拟裂纹深度方向上的拉伸弹性应变能与拉伸滞后能的和的均值来近似.最大应力点附近的拉伸应变能有效值,可由第一主应力和第一应变幅的函数积分出来.W α=∫10βΔσ12Δε1,t 2d a-(4)其中a -=aa 0为虚拟裂纹相对长度,a 0=018mm ;Δσ1,Δε1,t分别为第一主应力幅和第一主应变幅;β为与局部应力、应变和应力循环特征σ相关的函数当构件最大应力点附近的有效拉伸应变能与光滑试件对称循环的拉伸应变能相等时,构件与光滑试件将具有相同的寿命.即W α=W d(5)在此条件下,对3种结构载荷条件下如图5所示P 点起始沿PQ 线方向的有效应变能和寿命计算,结果如表3所示,应变能分布如图12～图14所示.313 计算与试验对比分析由于材料数据有限,这里只能进行定性分析,为比较方便提出寿命比概念,寿命比是计算得到的循环寿命与最小循环寿命的比值.对于前期无扭矩8销钉结构的试验盘,有销钉孔和无销钉孔的初始寿命非常接近,寿命比为1∶,有销钉孔的寿命略长一些,这与试验中两种孔都有裂纹且无销钉孔裂纹较多的现象相一407122r .1021 第8期李 伟等:某型发动机涡轮盘销钉孔结构分析与寿命评估表3 寿命计算值T a ble 3 Calcula tion r esults of life计算条件序号模型3模型1模型2(有销钉孔)模型2(无销钉孔)有效应变能/(MJ/m 3)214999217511310768311200寿命/(循环数)5320443336613580寿命比114911241102110注:寿命比是以模型2(无销钉孔)为基准.图14 模型3应变能分布Fig.14 Strain energy distribution of model 3致(如表3种序号为1～4的4个试验盘结果).由图13可以看出,虽然有销钉孔孔边(a -=0)应变能大于无销钉孔孔边应变能.但是,有销钉孔应变能随相对虚拟裂纹长度a -衰减较快,使得其应变能有效值略小于无销钉孔的,因而出现了有销钉孔的寿命略长的计算结果.无扭矩的16销钉结构试验盘其计算初始寿命,大于8销钉结构试验盘的计算初始寿命,寿命比为1124∶11说明采用8销钉结构进行试验会降低轮盘销钉孔的疲劳寿命,也就是说前期试验不太合理.有扭矩的16销钉结构试验盘,其计算初始寿命大于无扭矩的8销钉结构试验盘的计算初始寿命,寿命比为1149∶11表3中加扭盘的计算寿命5320循环,而表2所列加扭试验盘经历10000次循环后无裂纹,试验寿命大于计算值.其原因与孔边有限元网格较粗有关.图12～图14的应变能分布可以反映出这一结果(由于时间所限未作进一步探讨).增加径向销钉个数,添加扭矩之所以能减小销钉孔周向应力应变,是因为径向销钉的径向拉力减小了涡轮轴安装凸肩的径向变形峰值状态3种载荷结构的径向销钉拉力见表1表4 峰值状态径向销钉拉力T a ble 4 For ce of t he r adial dow el at t he pea k condition计算条件单个销钉拉力/N销钉总拉力/N模型137511860029模型2(有销钉孔)36311029048模型3754312120690工作中的涡轮盘除了承受扭矩外还承受轴向力,可以预见轴向力也具有增加径向销钉摩擦力减小销钉孔应力应变的作用.4 结 论本文通过对某型发动机高压涡轮系统销钉孔部位的结构计算分析和基于应变能寿命计算公式的寿命评估,发现了前期试验状况与实际使用差别较大的问题,提出了涡轮盘加扭的试验方法,有效解决了试验问题,为延寿工作提供了力学依据.经整理和分析,可得如下结论:1)轮盘的危险点在轮盘销钉孔缘的P 点,与疲劳试验的起裂点是一致的.无预扭8销钉结构的试验盘中有销钉孔和无销钉孔的初始寿命非常接近,有销钉孔的寿命略长一些,这与试验中两种孔都有裂纹且无销钉孔裂纹较多的现象相一致,说明了计算的合理性.2)无预扭的16销钉结构试验盘计算初始寿命,大于8销钉结构试验盘的计算初始寿命.说明采用8销钉结构进行试验会降低轮盘销钉孔的疲劳寿命,也说明了前期试验的不合理性.3)所施加的扭矩是根据实际工作中叶片的气动载荷计算得到的,添加扭矩的计算和试验寿命要优于不添加扭矩的计算和试验结果.利用这一结论解决了试验问题,为某型发动机的延寿工作提供了依据.参考文献[] 龚梦贤,黄庆东,肖育祥,等某Ⅰ级涡轮盘低循环疲劳寿命试验研究[]航空动力学报,,()36236615071.4:1.J .1999144:1航 空 动 力 学 报第24卷GONG Mengxi an,HUAN G Qi ngdo ng,XIAO Yuxiang,etal.An exp eri ment al st udy on low cycl e fatig ue life of1stt urbine di sk i n aeroengi ne[J].J o urnal of Aerospace Pow2er,1999,14(4):36123661(i n chinese)[2] 董立伟.发动机高压涡轮盘非线性结构分析[D].北京:北京航空航天大学,20051DON G Liwei.Non2li near st ruct ure analy s i s of a t urbi nedisc i n t he hig h2p res sure s 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