渦輪增壓式節流器的結構設計與承載性能初探

白科研, 沈小燕, 禹 靜, 李東升

(中國計量大學 計量測試工程學院,杭州 310018,E-mail:3281730477@qq.com)

節流器是氣體靜壓系統的核心部件之一,也是氣體靜壓系統設計的關鍵部件,它決定了導軌與軸承的精度等主要參數[1]。

現有氣體靜壓節流器承載性能已無法滿足超精密機床、儀器制造業等大型設備的需求[2],目前主要通過優化節流器尺寸參數和供氣壓力、氣膜厚度等工作參數提高小孔節流器的承載能力,或者通過增加節流孔數量、在工作面上加工溝槽來實現承載力的提升[3-5]。其中,Belfort等[6-7]研究的帶圓周槽的小孔節流器,其凹槽提高了剛度和承載能力,但始終承載力提升的幅度比較小。作者所在課題組提出改變氣體靜壓導軌關鍵零件節流器的想法,主要設計思路是將渦輪增壓的原理運用到節流器,在節流器結構內部增加渦輪風扇,實現氣體能量的放大,起到增加壓強的目的,從而形成一種渦輪增壓式主動型氣體靜壓節流器,達到承載力提升兩倍以上的目的。

一般節流器的靜態設計要求,大多從節流器的承載性能、氣膜剛度及穩定性考慮,這些是節流器設計可行性的重要指標[8-9]。在本文研究中,首先對渦輪增壓式節流器進行工作原理分析、結構設計;其次,利用FLUENT優化設計新型氣體靜壓節流器主要結構的參數;緊接著,對其進行整體仿真試驗,分析工作狀態下的氣膜微流場壓強分布;最后,和市場主流節流器產品—雙U型節流器進行對比仿真實驗,對渦輪增壓式節流器承載性能進行初探。

1 機械結構設計

1.1 工作原理

氣體靜壓節流器是使外部加壓氣體進入系統間隙前,產生一種節流的效果,形成具有一定承載力及剛度的潤滑氣膜裝置[10]。渦輪增壓式氣體靜壓節流器的工作原理和三維結構如圖1和圖2所示。

▲圖1 渦輪增壓式氣體靜壓節流器結構原理

▲圖2 主體三維結構圖

工作時,電機帶動渦輪風扇旋轉,把壓縮空氣送入節流器內部氣室,經節流器內部整流板、渦輪風扇以及節流板的作用,在節流器工作面與工作臺面之間形成一層氣膜,從而使節流器懸浮起來,實現節流器與工作臺承導面之間的純氣體摩擦,從而提供一定的承載力。

1.2 渦輪增壓式節流器結構設計

▲圖3 整流板三維結構圖

渦輪增壓式氣體靜壓節流器結構呈圓柱狀,主要包括支撐體、電機、圓柱型節流器殼體、整流板、渦輪風扇以及節流板。渦輪增壓式節流器支撐體上開設有圓形凹槽和球形槽,起到節流器工作時放置頂針減緩節流器振動的作用。整流板上設計有均壓孔,渦輪風扇上設計有與電機轉子裝配的平鍵槽,節流板上設計有節流小孔,其整流板、渦輪風扇、節流板的三維結構如圖3、圖4、圖5所示。

▲圖4 渦輪風扇三維結構圖

▲圖5 節流板三維結構圖

當外部加壓氣體送入節流器內部氣室后,先經整流板上均壓大孔緩存,后通過均壓小孔射出氣流,經通電渦輪風扇的旋轉增壓,由節流板上的節流小孔射出。其中,支撐體、電機、整流板和節流板與圓柱形節流器殼體采用螺釘擰緊裝配,渦輪風扇上的平鍵槽與電機轉子過盈配合裝配。

其中,為保證渦輪風扇的扇葉具有航空發動機扇葉增壓的氣動性能[11-12],需把渦輪風扇扇葉葉身外型型面設計成自由曲面,扇葉可以看成由很多個外型截面沿徑向積疊而成。扇葉截面由前緣、后緣、葉盆和葉背四條曲線組成,如圖6為扇葉截面的組成示意圖[13]。

▲圖6 扇葉截面的組成

按照對渦扇扇葉氣動性能的影響可將截面線型集合參數分為3組:

① 影響扇葉氣動性能比重較大的參數

② 影響扇葉葉型強度特性的參數

弦長l、葉型最大厚度Cmax、前緣小圓C1半徑r1、后緣小圓C2半徑r2、葉型轉折角θr=180-β1r-β2r;

③ 其他參數

葉型中最大內切圓C3圓心離開前緣的距離Xcmax、葉型中最大內切圓與弦線的垂直距離Ycmax、前緣尖角ω1、后緣尖角度ω2、安裝角γ。

其中,上述部分參數可根據渦輪風扇葉片氣動性能由經驗類比設計確定,如表1所示為渦扇葉片截面造型設計參數,但是滿足這些參數的型線不是唯一的。

表1 渦輪風扇葉片截面設計參數

建立以后緣圓弧中心點B為坐標原點的坐標系,其中Cmax控制在葉尖為r1/l=0.04～0.06、葉根為r2/l=0.1～0.12,其他點用與B點相關的方程表示,數值計算即可得到各個點的坐標值,葉背曲線由多個外形截面積疊而成,積疊線保證通過前緣小圓中心、后緣小圓中心以及截面形心,再通過solidworks中的掃描命令從而創建具備完整氣動性能的扇葉,與輪轂采用榫卯結構安裝后的最終示意圖如圖4所示。

2 主要結構參數確定

為確定主要結構參數,圓柱形節流器殼體直徑選為110 mm。首先,利用solidworks制圖工具先后建立整流板、渦輪風扇、節流板的三維流域模型;其次,采用FLUENT流體仿真計算軟件對流域模型處理、求解;最后,通過各求解目標,確定各主要結構參數。

2.1 整流板結構參數

設定入口壓強為0.5 MPa,對整流板模型選擇多孔介質,整流板下表面設為壓力出口?？紤]到后續的加工和試驗,按照表2數據對整流板流域模型進行改動,依次仿真分析,觀察出口面壓強大小及跡線分布情況。

表2 整流板孔尺寸及出口面壓強

分析表2數據,得到均壓孔數量為20、均壓大孔3 mm、均壓小孔1.5 mm的整流板出口面平均壓強最大,如圖7為其壓強跡線分布圖。

從圖7中可以看到出口面壓強跡線分布較為均勻,沒有明顯氣流旋渦。因此,選定均壓孔數量為20個、均壓大孔直徑為3 mm、均壓小孔直徑為1.5 mm的整流板,最終確定的三維結構示意圖如圖3所示。

2.2 渦輪風扇結構參數

流量和效率是影響渦輪風扇氣動性能的關鍵指標[14-15]。綜合考慮各因素,選定的電機轉矩為T=0.096 N*m、電機轉速為(0～4 200)r/min。仿真試驗時,選取渦輪風扇轉速n=2 000 r/min,邊界條件入口面為均壓孔數量為20、均壓大孔3 mm、均壓小孔1.5 mm整流板的出口面,壁面條件設置為旋轉壁面。

本文渦輪風扇參數優化設計主要考慮扇葉數量、輪轂比、扇葉安裝角度及扇葉寬度4種影響因素。采用單一因素分析法,在基礎渦輪風扇形狀上,改變一種影響因素時,其他影響因素保持不變,逐一調整渦輪風扇流域模型,確定一組最佳渦輪風扇結構參數。

2.2.1 扇葉數量對渦輪風扇性能的影響

當扇葉數量設計為偶數時,渦輪風扇旋轉工作時會產生共振現象,從而降低其氣動性能[16]。因此,本文設計渦輪風扇扇葉數量為奇數,此處僅通過改變扇葉數量分析其對渦輪風扇氣動性能的影響,扇葉數量選取11種情況,分別為23、21、19、17、15、13、11、9、7、5、3,得到如圖8所示關系曲線圖。

▲圖8 扇葉數量對渦輪風扇性能的影響

渦輪風扇流量隨葉片數量的減小先增大后趨于穩定,渦輪風扇的效率隨葉片數量的減小先增大后減小,觀察圖中數據發現,在扇葉數量為7時,渦輪風扇的流量和效率最大,但在葉片數量為3、5、9時,渦輪風扇的流量和效率略低于扇葉數量為7時的流量和效率。因此,渦輪風扇扇葉數量選取范圍在3～9片之間。

2.2.2 輪轂比對渦輪風扇性能的影響

輪轂比為渦輪風扇輪轂直徑與扇葉直徑之比,渦輪風扇直徑為80 mm,此處僅通過改變輪轂比因素分析其對渦輪風扇性能的影響,輪轂比選取5種情況,分別為0.24、0.27、0.3、0.33、0.36,得到如圖9所示關系曲線圖。

▲圖9 輪轂比對渦輪風扇性能的影響

渦輪風扇流量隨輪轂比的減小而增大、效率隨輪轂比的減小而減小,但觀察圖中數據,效率數值變化不大,因此輪轂比變化對渦輪風扇的效率影響變化不大。但是,輪轂比過小,對渦輪風扇與電機轉子裝配的加工精度越高。

2.2.3 扇葉安裝角對渦輪風扇性能的影響

渦輪風扇扇葉安裝角為扇葉葉型弦線與圓周方向之間的夾角,此處僅通過改變扇葉安裝角度分析其對渦輪風扇性能的影響,本文選取葉型安裝角度分別為25°、30°、35°、40°、41°、43°、45°、47°、49°和50°,得到如圖10所示關系曲線圖。

▲圖10 安裝角對渦輪風扇性能的影響

在扇葉安裝角大于25°的情況下,渦輪風扇流量隨扇葉安裝角的增大而增大,效率隨安裝角的增大出現先增大后減小的情況。因此,在保證渦輪風扇效率的前提下,選取一個最優的扇葉安裝角可以使渦輪風扇的氣動性能最佳。

2.2.4 扇葉寬度對渦輪風扇性能的影響

渦輪風扇扇葉寬度直接影響渦輪風扇的效率和流量,此處僅通過改變扇葉寬度分析其對渦輪風扇性能的影響,本文選取扇葉寬度分別為4 mm、4.3 mm、4.7 mm、5 mm、5.3 mm、5.7 mm、6 mm、7 mm,得到如圖11所示的關系曲線圖。

▲圖11 扇葉寬對渦輪風扇性能的影響

渦輪風扇流量和效率都隨著扇葉寬度的增加先增大后減小,且極值點都為5 mm,可確定渦輪風扇最佳扇葉寬度為5 mm。

2.2.5 正交試驗

正交試驗是一種簡單常用的多因素試驗設計方法,它運用數理統計原理分析試驗數據,以得到理想的試驗結果。本文選取扇葉數量、輪轂比、安裝角作為正交試驗的三個影響因素,構建三因素三水平的正交試驗,正交試驗表及試驗結果如表3所示。

表3 渦輪風扇優化設計正交表及試驗結果

采用極差法對正交試驗結果進行分析,根據正交試驗結果,求出每個因素在每個水平下的平均值,極差分析結果如表4所示。

表4 極差分析結果

通過極差分析可知,對流量影響效果由大到小的因素依次為:葉片數、輪轂比、安裝角; 對效率影響效果由大到小的因素依次為:葉片數、安裝角、輪轂比。對照正交表及試驗結果,確定渦輪風扇參數組合方案為:葉片數為5、輪轂比為0.24、安裝角為45°、扇葉寬度為5 mm。最終確定的三維結構示意圖如圖4所示。

2.3 節流板結構參數

同理,按照控制變量法,和確定整流板參數一樣,依次改變節流板上節流小孔尺寸(0.2～1.4)mm、數量(20～120)個及節流小孔距離中心點的距離,分別建立氣膜厚度為5 μm時相關的流域模型,通過仿真觀察5 μm氣膜面上的壓強分布和大小,再結合考慮后續加工難度的情況,從而確定節流板上節流小孔的排布分為外側和內側,具體參數如表5所示,最終確定的三維結構示意圖如圖5所示。

表5 節流板節流小孔位置、數量、尺寸參數表

3 靜態性能仿真試驗

▲圖13 不同氣膜厚度雙U型節流器潤滑氣膜壓強仿真分布圖

與市場現有承載力較大的雙U型氣體靜壓節流器進行仿真分析對比,實物如圖12所示。此節流器的尺寸長×寬×高為(100×60×20)mm,左右兩側的U型節流槽中各有一個直徑為0.2 mm的節流孔,槽寬為0.2 mm,均壓槽的邊界寬度為36 mm,長度為32 mm,,兩個U型槽間距為24 mm。

在供氣壓強P0為0.5 MPa的條件下,雙U形均壓槽節流器潤滑氣膜壓強分布的仿真結果如圖13所示。

由圖13可知,潤滑氣膜節流孔出口處壓強最大,然后逐漸穩定的過渡到均壓槽處,最后逐漸降低至大氣壓強,整個分布呈對稱分布;隨著氣膜厚度的增加,潤滑氣膜內的總體壓強、節流孔出口處壓強、均壓槽處的壓強也會隨之減小,同時均壓槽也越來越不明顯。

根據確定的整流板、渦輪風扇、節流板結構參數,建立φ110 mm×120 mm的圓柱型渦輪增壓式節流器流域仿真模型,進行邊界條件設置和網格劃分,在供氣壓強P0為0.5 MPa的條件下,渦輪增壓式氣體靜壓節流器潤滑氣膜壓強分布的仿真結果如圖14所示。

▲圖14 不同氣膜厚度渦輪增壓式節流器潤滑氣膜壓強仿真分布圖

由圖14可知,潤滑氣膜內、外側節流小孔出口處壓強較大,然后穩定的過渡,最后逐漸降低至大氣壓強,整個分布也呈對稱分布;隨著氣膜厚度的增加,潤滑氣膜內的壓強、節流孔出口處壓強都會隨之減小,渦輪增壓式節流器氣膜壓強分布規律和雙U型節流器氣膜壓強分布規律相似。

對渦輪增壓式節流器和雙U型節流器潤滑氣膜面的壓強進行積分可得潤滑氣膜面所提供的承載力W,再除以潤滑氣膜面面積S可得單位面積承載力[17]。分別仿真試驗并繪制供氣壓強為0.3 MPa、0.4 MPa、0.45 MPa、0.5 MPa時氣膜厚度為5 μm～15 μm(步進1 μm)情況下渦輪增壓式節流器與雙U型節流器相應氣膜厚度下單位面積承載力關系曲線如圖15所示。

▲圖15 兩種節流器單位面積承載力與氣膜厚度關系

由圖15可以看出,渦輪增壓式節流器和雙U型節流器單位面積承載力都隨著氣膜厚度的增加而減小;在同一氣膜厚度下,隨著供氣壓強的增大,兩種節流器單位面積承載力都隨之增大;在同一供氣壓力、氣膜厚度下,本文所設計的渦輪增壓式節流器相對雙U型節流器單位面積承載力提高了約2.3倍,驗證了渦輪增壓式節流器高承載力的可靠性。

4 結論

本文通過對作者提出的基于渦輪增壓原理的新型氣體靜壓節流器的研究,可以得到如下結論:

(1)渦輪增壓式節流器的節流板工作面內、外側節流小孔出口處壓力較大,按照環狀壓強大小漸變,氣膜間隙內的壓力分布漸變均勻,可替代現有氣體靜壓節流器。

(2)仿真試驗得到,渦輪增壓式氣體靜壓節流器單位面積承載力提高約2.3倍,實現了承載力提升兩倍以上的目的,說明本文設計的渦輪增壓式氣體靜壓節流器大承載力性能具有較好的可信性,對于主動型氣體靜壓節流器的設計與應用具有重要的參考價值和應用前景。