涡轮增压式节流器的结构设计与承载性能初探

白科研, 沈小燕, 禹 静, 李东升

(中国计量大学 计量测试工程学院,杭州 310018,E-mail:3281730477@qq.com)

节流器是气体静压系统的核心部件之一,也是气体静压系统设计的关键部件,它决定了导轨与轴承的精度等主要参数[1]。

现有气体静压节流器承载性能已无法满足超精密机床、仪器制造业等大型设备的需求[2],目前主要通过优化节流器尺寸参数和供气压力、气膜厚度等工作参数提高小孔节流器的承载能力,或者通过增加节流孔数量、在工作面上加工沟槽来实现承载力的提升[3-5]。其中,Belfort等[6-7]研究的带圆周槽的小孔节流器,其凹槽提高了刚度和承载能力,但始终承载力提升的幅度比较小。作者所在课题组提出改变气体静压导轨关键零件节流器的想法,主要设计思路是将涡轮增压的原理运用到节流器,在节流器结构内部增加涡轮风扇,实现气体能量的放大,起到增加压强的目的,从而形成一种涡轮增压式主动型气体静压节流器,达到承载力提升两倍以上的目的。

一般节流器的静态设计要求,大多从节流器的承载性能、气膜刚度及稳定性考虑,这些是节流器设计可行性的重要指标[8-9]。在本文研究中,首先对涡轮增压式节流器进行工作原理分析、结构设计;其次,利用FLUENT优化设计新型气体静压节流器主要结构的参数;紧接着,对其进行整体仿真试验,分析工作状态下的气膜微流场压强分布;最后,和市场主流节流器产品—双U型节流器进行对比仿真实验,对涡轮增压式节流器承载性能进行初探。

1 机械结构设计

1.1 工作原理

气体静压节流器是使外部加压气体进入系统间隙前,产生一种节流的效果,形成具有一定承载力及刚度的润滑气膜装置[10]。涡轮增压式气体静压节流器的工作原理和三维结构如图1和图2所示。

▲图1 涡轮增压式气体静压节流器结构原理

▲图2 主体三维结构图

工作时,电机带动涡轮风扇旋转,把压缩空气送入节流器内部气室,经节流器内部整流板、涡轮风扇以及节流板的作用,在节流器工作面与工作台面之间形成一层气膜,从而使节流器悬浮起来,实现节流器与工作台承导面之间的纯气体摩擦,从而提供一定的承载力。

1.2 涡轮增压式节流器结构设计

▲图3 整流板三维结构图

涡轮增压式气体静压节流器结构呈圆柱状,主要包括支撑体、电机、圆柱型节流器壳体、整流板、涡轮风扇以及节流板。涡轮增压式节流器支撑体上开设有圆形凹槽和球形槽,起到节流器工作时放置顶针减缓节流器振动的作用。整流板上设计有均压孔,涡轮风扇上设计有与电机转子装配的平键槽,节流板上设计有节流小孔,其整流板、涡轮风扇、节流板的三维结构如图3、图4、图5所示。

▲图4 涡轮风扇三维结构图

▲图5 节流板三维结构图

当外部加压气体送入节流器内部气室后,先经整流板上均压大孔缓存,后通过均压小孔射出气流,经通电涡轮风扇的旋转增压,由节流板上的节流小孔射出。其中,支撑体、电机、整流板和节流板与圆柱形节流器壳体采用螺钉拧紧装配,涡轮风扇上的平键槽与电机转子过盈配合装配。

其中,为保证涡轮风扇的扇叶具有航空发动机扇叶增压的气动性能[11-12],需把涡轮风扇扇叶叶身外型型面设计成自由曲面,扇叶可以看成由很多个外型截面沿径向积叠而成。扇叶截面由前缘、后缘、叶盆和叶背四条曲线组成,如图6为扇叶截面的组成示意图[13]。

▲图6 扇叶截面的组成

按照对涡扇扇叶气动性能的影响可将截面线型集合参数分为3组:

① 影响扇叶气动性能比重较大的参数

② 影响扇叶叶型强度特性的参数

弦长l、叶型最大厚度Cmax、前缘小圆C1半径r1、后缘小圆C2半径r2、叶型转折角θr=180-β1r-β2r;

③ 其他参数

叶型中最大内切圆C3圆心离开前缘的距离Xcmax、叶型中最大内切圆与弦线的垂直距离Ycmax、前缘尖角ω1、后缘尖角度ω2、安装角γ。

其中,上述部分参数可根据涡轮风扇叶片气动性能由经验类比设计确定,如表1所示为涡扇叶片截面造型设计参数,但是满足这些参数的型线不是唯一的。

表1 涡轮风扇叶片截面设计参数

建立以后缘圆弧中心点B为坐标原点的坐标系,其中Cmax控制在叶尖为r1/l=0.04～0.06、叶根为r2/l=0.1～0.12,其他点用与B点相关的方程表示,数值计算即可得到各个点的坐标值,叶背曲线由多个外形截面积叠而成,积叠线保证通过前缘小圆中心、后缘小圆中心以及截面形心,再通过solidworks中的扫描命令从而创建具备完整气动性能的扇叶,与轮毂采用榫卯结构安装后的最终示意图如图4所示。

2 主要结构参数确定

为确定主要结构参数,圆柱形节流器壳体直径选为110 mm。首先,利用solidworks制图工具先后建立整流板、涡轮风扇、节流板的三维流域模型;其次,采用FLUENT流体仿真计算软件对流域模型处理、求解;最后,通过各求解目标,确定各主要结构参数。

2.1 整流板结构参数

设定入口压强为0.5 MPa,对整流板模型选择多孔介质,整流板下表面设为压力出口。考虑到后续的加工和试验,按照表2数据对整流板流域模型进行改动,依次仿真分析,观察出口面压强大小及迹线分布情况。

表2 整流板孔尺寸及出口面压强

分析表2数据,得到均压孔数量为20、均压大孔3 mm、均压小孔1.5 mm的整流板出口面平均压强最大,如图7为其压强迹线分布图。

从图7中可以看到出口面压强迹线分布较为均匀,没有明显气流旋涡。因此,选定均压孔数量为20个、均压大孔直径为3 mm、均压小孔直径为1.5 mm的整流板,最终确定的三维结构示意图如图3所示。

2.2 涡轮风扇结构参数

流量和效率是影响涡轮风扇气动性能的关键指标[14-15]。综合考虑各因素,选定的电机转矩为T=0.096 N*m、电机转速为(0～4 200)r/min。仿真试验时,选取涡轮风扇转速n=2 000 r/min,边界条件入口面为均压孔数量为20、均压大孔3 mm、均压小孔1.5 mm整流板的出口面,壁面条件设置为旋转壁面。

本文涡轮风扇参数优化设计主要考虑扇叶数量、轮毂比、扇叶安装角度及扇叶宽度4种影响因素。采用单一因素分析法,在基础涡轮风扇形状上,改变一种影响因素时,其他影响因素保持不变,逐一调整涡轮风扇流域模型,确定一组最佳涡轮风扇结构参数。

2.2.1 扇叶数量对涡轮风扇性能的影响

当扇叶数量设计为偶数时,涡轮风扇旋转工作时会产生共振现象,从而降低其气动性能[16]。因此,本文设计涡轮风扇扇叶数量为奇数,此处仅通过改变扇叶数量分析其对涡轮风扇气动性能的影响,扇叶数量选取11种情况,分别为23、21、19、17、15、13、11、9、7、5、3,得到如图8所示关系曲线图。

▲图8 扇叶数量对涡轮风扇性能的影响

涡轮风扇流量随叶片数量的减小先增大后趋于稳定,涡轮风扇的效率随叶片数量的减小先增大后减小,观察图中数据发现,在扇叶数量为7时,涡轮风扇的流量和效率最大,但在叶片数量为3、5、9时,涡轮风扇的流量和效率略低于扇叶数量为7时的流量和效率。因此,涡轮风扇扇叶数量选取范围在3～9片之间。

2.2.2 轮毂比对涡轮风扇性能的影响

轮毂比为涡轮风扇轮毂直径与扇叶直径之比,涡轮风扇直径为80 mm,此处仅通过改变轮毂比因素分析其对涡轮风扇性能的影响,轮毂比选取5种情况,分别为0.24、0.27、0.3、0.33、0.36,得到如图9所示关系曲线图。

▲图9 轮毂比对涡轮风扇性能的影响

涡轮风扇流量随轮毂比的减小而增大、效率随轮毂比的减小而减小,但观察图中数据,效率数值变化不大,因此轮毂比变化对涡轮风扇的效率影响变化不大。但是,轮毂比过小,对涡轮风扇与电机转子装配的加工精度越高。

2.2.3 扇叶安装角对涡轮风扇性能的影响

涡轮风扇扇叶安装角为扇叶叶型弦线与圆周方向之间的夹角,此处仅通过改变扇叶安装角度分析其对涡轮风扇性能的影响,本文选取叶型安装角度分别为25°、30°、35°、40°、41°、43°、45°、47°、49°和50°,得到如图10所示关系曲线图。

▲图10 安装角对涡轮风扇性能的影响

在扇叶安装角大于25°的情况下,涡轮风扇流量随扇叶安装角的增大而增大,效率随安装角的增大出现先增大后减小的情况。因此,在保证涡轮风扇效率的前提下,选取一个最优的扇叶安装角可以使涡轮风扇的气动性能最佳。

2.2.4 扇叶宽度对涡轮风扇性能的影响

涡轮风扇扇叶宽度直接影响涡轮风扇的效率和流量,此处仅通过改变扇叶宽度分析其对涡轮风扇性能的影响,本文选取扇叶宽度分别为4 mm、4.3 mm、4.7 mm、5 mm、5.3 mm、5.7 mm、6 mm、7 mm,得到如图11所示的关系曲线图。

▲图11 扇叶宽对涡轮风扇性能的影响

涡轮风扇流量和效率都随着扇叶宽度的增加先增大后减小,且极值点都为5 mm,可确定涡轮风扇最佳扇叶宽度为5 mm。

2.2.5 正交试验

正交试验是一种简单常用的多因素试验设计方法,它运用数理统计原理分析试验数据,以得到理想的试验结果。本文选取扇叶数量、轮毂比、安装角作为正交试验的三个影响因素,构建三因素三水平的正交试验,正交试验表及试验结果如表3所示。

表3 涡轮风扇优化设计正交表及试验结果

采用极差法对正交试验结果进行分析,根据正交试验结果,求出每个因素在每个水平下的平均值,极差分析结果如表4所示。

表4 极差分析结果

通过极差分析可知,对流量影响效果由大到小的因素依次为:叶片数、轮毂比、安装角; 对效率影响效果由大到小的因素依次为:叶片数、安装角、轮毂比。对照正交表及试验结果,确定涡轮风扇参数组合方案为:叶片数为5、轮毂比为0.24、安装角为45°、扇叶宽度为5 mm。最终确定的三维结构示意图如图4所示。

2.3 节流板结构参数

同理,按照控制变量法,和确定整流板参数一样,依次改变节流板上节流小孔尺寸(0.2～1.4)mm、数量(20～120)个及节流小孔距离中心点的距离,分别建立气膜厚度为5 μm时相关的流域模型,通过仿真观察5 μm气膜面上的压强分布和大小,再结合考虑后续加工难度的情况,从而确定节流板上节流小孔的排布分为外侧和内侧,具体参数如表5所示,最终确定的三维结构示意图如图5所示。

表5 节流板节流小孔位置、数量、尺寸参数表

3 静态性能仿真试验

▲图13 不同气膜厚度双U型节流器润滑气膜压强仿真分布图

与市场现有承载力较大的双U型气体静压节流器进行仿真分析对比,实物如图12所示。此节流器的尺寸长×宽×高为(100×60×20)mm,左右两侧的U型节流槽中各有一个直径为0.2 mm的节流孔,槽宽为0.2 mm,均压槽的边界宽度为36 mm,长度为32 mm,,两个U型槽间距为24 mm。

在供气压强P0为0.5 MPa的条件下,双U形均压槽节流器润滑气膜压强分布的仿真结果如图13所示。

由图13可知,润滑气膜节流孔出口处压强最大,然后逐渐稳定的过渡到均压槽处,最后逐渐降低至大气压强,整个分布呈对称分布;随着气膜厚度的增加,润滑气膜内的总体压强、节流孔出口处压强、均压槽处的压强也会随之减小,同时均压槽也越来越不明显。

根据确定的整流板、涡轮风扇、节流板结构参数,建立φ110 mm×120 mm的圆柱型涡轮增压式节流器流域仿真模型,进行边界条件设置和网格划分,在供气压强P0为0.5 MPa的条件下,涡轮增压式气体静压节流器润滑气膜压强分布的仿真结果如图14所示。

▲图14 不同气膜厚度涡轮增压式节流器润滑气膜压强仿真分布图

由图14可知,润滑气膜内、外侧节流小孔出口处压强较大,然后稳定的过渡,最后逐渐降低至大气压强,整个分布也呈对称分布;随着气膜厚度的增加,润滑气膜内的压强、节流孔出口处压强都会随之减小,涡轮增压式节流器气膜压强分布规律和双U型节流器气膜压强分布规律相似。

对涡轮增压式节流器和双U型节流器润滑气膜面的压强进行积分可得润滑气膜面所提供的承载力W,再除以润滑气膜面面积S可得单位面积承载力[17]。分别仿真试验并绘制供气压强为0.3 MPa、0.4 MPa、0.45 MPa、0.5 MPa时气膜厚度为5 μm～15 μm(步进1 μm)情况下涡轮增压式节流器与双U型节流器相应气膜厚度下单位面积承载力关系曲线如图15所示。

▲图15 两种节流器单位面积承载力与气膜厚度关系

由图15可以看出,涡轮增压式节流器和双U型节流器单位面积承载力都随着气膜厚度的增加而减小;在同一气膜厚度下,随着供气压强的增大,两种节流器单位面积承载力都随之增大;在同一供气压力、气膜厚度下,本文所设计的涡轮增压式节流器相对双U型节流器单位面积承载力提高了约2.3倍,验证了涡轮增压式节流器高承载力的可靠性。

4 结论

本文通过对作者提出的基于涡轮增压原理的新型气体静压节流器的研究,可以得到如下结论:

(1)涡轮增压式节流器的节流板工作面内、外侧节流小孔出口处压力较大,按照环状压强大小渐变,气膜间隙内的压力分布渐变均匀,可替代现有气体静压节流器。

(2)仿真试验得到,涡轮增压式气体静压节流器单位面积承载力提高约2.3倍,实现了承载力提升两倍以上的目的,说明本文设计的涡轮增压式气体静压节流器大承载力性能具有较好的可信性,对于主动型气体静压节流器的设计与应用具有重要的参考价值和应用前景。