渦輪增壓式節(jié)流器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與承載性能初探

白科研, 沈小燕, 禹 靜, 李東升

(中國(guó)計(jì)量大學(xué) 計(jì)量測(cè)試工程學(xué)院,杭州 310018,E-mail:3281730477@qq.com)

節(jié)流器是氣體靜壓系統(tǒng)的核心部件之一,也是氣體靜壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵部件,它決定了導(dǎo)軌與軸承的精度等主要參數(shù)[1]。

現(xiàn)有氣體靜壓節(jié)流器承載性能已無(wú)法滿足超精密機(jī)床、儀器制造業(yè)等大型設(shè)備的需求[2],目前主要通過(guò)優(yōu)化節(jié)流器尺寸參數(shù)和供氣壓力、氣膜厚度等工作參數(shù)提高小孔節(jié)流器的承載能力,或者通過(guò)增加節(jié)流孔數(shù)量、在工作面上加工溝槽來(lái)實(shí)現(xiàn)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(jié)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(dǎo)軌關(guān)鍵零件節(jié)流器的想法,主要設(shè)計(jì)思路是將渦輪增壓的原理運(yùn)用到節(jié)流器,在節(jié)流器結(jié)構(gòu)內(nèi)部增加渦輪風(fēng)扇,實(shí)現(xiàn)氣體能量的放大,起到增加壓強(qiáng)的目的,從而形成一種渦輪增壓式主動(dòng)型氣體靜壓節(jié)流器,達(dá)到承載力提升兩倍以上的目的。

一般節(jié)流器的靜態(tài)設(shè)計(jì)要求,大多從節(jié)流器的承載性能、氣膜剛度及穩(wěn)定性考慮,這些是節(jié)流器設(shè)計(jì)可行性的重要指標(biāo)[8-9]。在本文研究中,首先對(duì)渦輪增壓式節(jié)流器進(jìn)行工作原理分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì);其次,利用FLUENT優(yōu)化設(shè)計(jì)新型氣體靜壓節(jié)流器主要結(jié)構(gòu)的參數(shù);緊接著,對(duì)其進(jìn)行整體仿真試驗(yàn),分析工作狀態(tài)下的氣膜微流場(chǎng)壓強(qiáng)分布;最后,和市場(chǎng)主流節(jié)流器產(chǎn)品—雙U型節(jié)流器進(jìn)行對(duì)比仿真實(shí)驗(yàn),對(duì)渦輪增壓式節(jié)流器承載性能進(jìn)行初探。

1 機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 工作原理

氣體靜壓節(jié)流器是使外部加壓氣體進(jìn)入系統(tǒng)間隙前,產(chǎn)生一種節(jié)流的效果,形成具有一定承載力及剛度的潤(rùn)滑氣膜裝置[10]。渦輪增壓式氣體靜壓節(jié)流器的工作原理和三維結(jié)構(gòu)如圖1和圖2所示。

▲圖1 渦輪增壓式氣體靜壓節(jié)流器結(jié)構(gòu)原理

▲圖2 主體三維結(jié)構(gòu)圖

工作時(shí),電機(jī)帶動(dòng)渦輪風(fēng)扇旋轉(zhuǎn),把壓縮空氣送入節(jié)流器內(nèi)部氣室,經(jīng)節(jié)流器內(nèi)部整流板、渦輪風(fēng)扇以及節(jié)流板的作用,在節(jié)流器工作面與工作臺(tái)面之間形成一層氣膜,從而使節(jié)流器懸浮起來(lái),實(shí)現(xiàn)節(jié)流器與工作臺(tái)承導(dǎo)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(jié)流器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

▲圖3 整流板三維結(jié)構(gòu)圖

渦輪增壓式氣體靜壓節(jié)流器結(jié)構(gòu)呈圓柱狀,主要包括支撐體、電機(jī)、圓柱型節(jié)流器殼體、整流板、渦輪風(fēng)扇以及節(jié)流板。渦輪增壓式節(jié)流器支撐體上開(kāi)設(shè)有圓形凹槽和球形槽,起到節(jié)流器工作時(shí)放置頂針減緩節(jié)流器振動(dòng)的作用。整流板上設(shè)計(jì)有均壓孔,渦輪風(fēng)扇上設(shè)計(jì)有與電機(jī)轉(zhuǎn)子裝配的平鍵槽,節(jié)流板上設(shè)計(jì)有節(jié)流小孔,其整流板、渦輪風(fēng)扇、節(jié)流板的三維結(jié)構(gòu)如圖3、圖4、圖5所示。

▲圖4 渦輪風(fēng)扇三維結(jié)構(gòu)圖

▲圖5 節(jié)流板三維結(jié)構(gòu)圖

當(dāng)外部加壓氣體送入節(jié)流器內(nèi)部氣室后,先經(jīng)整流板上均壓大孔緩存,后通過(guò)均壓小孔射出氣流,經(jīng)通電渦輪風(fēng)扇的旋轉(zhuǎn)增壓,由節(jié)流板上的節(jié)流小孔射出。其中,支撐體、電機(jī)、整流板和節(jié)流板與圓柱形節(jié)流器殼體采用螺釘擰緊裝配,渦輪風(fēng)扇上的平鍵槽與電機(jī)轉(zhuǎn)子過(guò)盈配合裝配。

其中,為保證渦輪風(fēng)扇的扇葉具有航空發(fā)動(dòng)機(jī)扇葉增壓的氣動(dòng)性能[11-12],需把渦輪風(fēng)扇扇葉葉身外型型面設(shè)計(jì)成自由曲面,扇葉可以看成由很多個(gè)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(duì)渦扇扇葉氣動(dòng)性能的影響可將截面線型集合參數(shù)分為3組:

① 影響扇葉氣動(dòng)性能比重較大的參數(shù)

② 影響扇葉葉型強(qiáng)度特性的參數(shù)

弦長(zhǎng)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(zhuǎn)折角θr=180-β1r-β2r;

③ 其他參數(shù)

葉型中最大內(nèi)切圓C3圓心離開(kāi)前緣的距離Xcmax、葉型中最大內(nèi)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(shù)可根據(jù)渦輪風(fēng)扇葉片氣動(dòng)性能由經(jīng)驗(yàn)類(lèi)比設(shè)計(jì)確定,如表1所示為渦扇葉片截面造型設(shè)計(jì)參數(shù),但是滿足這些參數(shù)的型線不是唯一的。

表1 渦輪風(fēng)扇葉片截面設(shè)計(jì)參數(shù)

建立以后緣圓弧中心點(diǎn)B為坐標(biāo)原點(diǎn)的坐標(biāo)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(diǎn)用與B點(diǎn)相關(guān)的方程表示,數(shù)值計(jì)算即可得到各個(gè)點(diǎn)的坐標(biāo)值,葉背曲線由多個(gè)外形截面積疊而成,積疊線保證通過(guò)前緣小圓中心、后緣小圓中心以及截面形心,再通過(guò)solidworks中的掃描命令從而創(chuàng)建具備完整氣動(dòng)性能的扇葉,與輪轂采用榫卯結(jié)構(gòu)安裝后的最終示意圖如圖4所示。

2 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)確定

為確定主要結(jié)構(gòu)參數(shù),圓柱形節(jié)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(fēng)扇、節(jié)流板的三維流域模型;其次,采用FLUENT流體仿真計(jì)算軟件對(duì)流域模型處理、求解;最后,通過(guò)各求解目標(biāo),確定各主要結(jié)構(gòu)參數(shù)。

2.1 整流板結(jié)構(gòu)參數(shù)

設(shè)定入口壓強(qiáng)為0.5 MPa,對(duì)整流板模型選擇多孔介質(zhì),整流板下表面設(shè)為壓力出口?？紤]到后續(xù)的加工和試驗(yàn),按照表2數(shù)據(jù)對(duì)整流板流域模型進(jìn)行改動(dòng),依次仿真分析,觀察出口面壓強(qiáng)大小及跡線分布情況。

表2 整流板孔尺寸及出口面壓強(qiáng)

分析表2數(shù)據(jù),得到均壓孔數(shù)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(qiáng)最大,如圖7為其壓強(qiáng)跡線分布圖。

從圖7中可以看到出口面壓強(qiáng)跡線分布較為均勻,沒(méi)有明顯氣流旋渦。因此,選定均壓孔數(shù)量為20個(gè)、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(jié)構(gòu)示意圖如圖3所示。

2.2 渦輪風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)

流量和效率是影響渦輪風(fēng)扇氣動(dòng)性能的關(guān)鍵指標(biāo)[14-15]。綜合考慮各因素,選定的電機(jī)轉(zhuǎn)矩為T(mén)=0.096 N*m、電機(jī)轉(zhuǎn)速為(0～4 200)r/min。仿真試驗(yàn)時(shí),選取渦輪風(fēng)扇轉(zhuǎn)速n=2 000 r/min,邊界條件入口面為均壓孔數(shù)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(shè)置為旋轉(zhuǎn)壁面。

本文渦輪風(fēng)扇參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)主要考慮扇葉數(shù)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(chǔ)渦輪風(fēng)扇形狀上,改變一種影響因素時(shí),其他影響因素保持不變,逐一調(diào)整渦輪風(fēng)扇流域模型,確定一組最佳渦輪風(fēng)扇結(jié)構(gòu)參數(shù)。

2.2.1 扇葉數(shù)量對(duì)渦輪風(fēng)扇性能的影響

當(dāng)扇葉數(shù)量設(shè)計(jì)為偶數(shù)時(shí),渦輪風(fēng)扇旋轉(zhuǎn)工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象,從而降低其氣動(dòng)性能[16]。因此,本文設(shè)計(jì)渦輪風(fēng)扇扇葉數(shù)量為奇數(shù),此處僅通過(guò)改變扇葉數(shù)量分析其對(duì)渦輪風(fēng)扇氣動(dòng)性能的影響,扇葉數(shù)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(guān)系曲線圖。

▲圖8 扇葉數(shù)量對(duì)渦輪風(fēng)扇性能的影響

渦輪風(fēng)扇流量隨葉片數(shù)量的減小先增大后趨于穩(wěn)定,渦輪風(fēng)扇的效率隨葉片數(shù)量的減小先增大后減小,觀察圖中數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn),在扇葉數(shù)量為7時(shí),渦輪風(fēng)扇的流量和效率最大,但在葉片數(shù)量為3、5、9時(shí),渦輪風(fēng)扇的流量和效率略低于扇葉數(shù)量為7時(shí)的流量和效率。因此,渦輪風(fēng)扇扇葉數(shù)量選取范圍在3～9片之間。

2.2.2 輪轂比對(duì)渦輪風(fēng)扇性能的影響

輪轂比為渦輪風(fēng)扇輪轂直徑與扇葉直徑之比,渦輪風(fēng)扇直徑為80 mm,此處僅通過(guò)改變輪轂比因素分析其對(duì)渦輪風(fēng)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(guān)系曲線圖。

▲圖9 輪轂比對(duì)渦輪風(fēng)扇性能的影響

渦輪風(fēng)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(shù)據(jù),效率數(shù)值變化不大,因此輪轂比變化對(duì)渦輪風(fēng)扇的效率影響變化不大。但是,輪轂比過(guò)小,對(duì)渦輪風(fēng)扇與電機(jī)轉(zhuǎn)子裝配的加工精度越高。

2.2.3 扇葉安裝角對(duì)渦輪風(fēng)扇性能的影響

渦輪風(fēng)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(guò)改變扇葉安裝角度分析其對(duì)渦輪風(fēng)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(guān)系曲線圖。

▲圖10 安裝角對(duì)渦輪風(fēng)扇性能的影響

在扇葉安裝角大于25°的情況下,渦輪風(fēng)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(xiàn)先增大后減小的情況。因此,在保證渦輪風(fēng)扇效率的前提下,選取一個(gè)最優(yōu)的扇葉安裝角可以使渦輪風(fēng)扇的氣動(dòng)性能最佳。

2.2.4 扇葉寬度對(duì)渦輪風(fēng)扇性能的影響

渦輪風(fēng)扇扇葉寬度直接影響渦輪風(fēng)扇的效率和流量,此處僅通過(guò)改變扇葉寬度分析其對(duì)渦輪風(fēng)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(guān)系曲線圖。

▲圖11 扇葉寬對(duì)渦輪風(fēng)扇性能的影響

渦輪風(fēng)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(diǎn)都為5 mm,可確定渦輪風(fēng)扇最佳扇葉寬度為5 mm。

2.2.5 正交試驗(yàn)

正交試驗(yàn)是一種簡(jiǎn)單常用的多因素試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法,它運(yùn)用數(shù)理統(tǒng)計(jì)原理分析試驗(yàn)數(shù)據(jù),以得到理想的試驗(yàn)結(jié)果。本文選取扇葉數(shù)量、輪轂比、安裝角作為正交試驗(yàn)的三個(gè)影響因素,構(gòu)建三因素三水平的正交試驗(yàn),正交試驗(yàn)表及試驗(yàn)結(jié)果如表3所示。

表3 渦輪風(fēng)扇優(yōu)化設(shè)計(jì)正交表及試驗(yàn)結(jié)果

采用極差法對(duì)正交試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析,根據(jù)正交試驗(yàn)結(jié)果,求出每個(gè)因素在每個(gè)水平下的平均值,極差分析結(jié)果如表4所示。

表4 極差分析結(jié)果

通過(guò)極差分析可知,對(duì)流量影響效果由大到小的因素依次為:葉片數(shù)、輪轂比、安裝角; 對(duì)效率影響效果由大到小的因素依次為:葉片數(shù)、安裝角、輪轂比。對(duì)照正交表及試驗(yàn)結(jié)果,確定渦輪風(fēng)扇參數(shù)組合方案為:葉片數(shù)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(jié)構(gòu)示意圖如圖4所示。

2.3 節(jié)流板結(jié)構(gòu)參數(shù)

同理,按照控制變量法,和確定整流板參數(shù)一樣,依次改變節(jié)流板上節(jié)流小孔尺寸(0.2～1.4)mm、數(shù)量(20～120)個(gè)及節(jié)流小孔距離中心點(diǎn)的距離,分別建立氣膜厚度為5 μm時(shí)相關(guān)的流域模型,通過(guò)仿真觀察5 μm氣膜面上的壓強(qiáng)分布和大小,再結(jié)合考慮后續(xù)加工難度的情況,從而確定節(jié)流板上節(jié)流小孔的排布分為外側(cè)和內(nèi)側(cè),具體參數(shù)如表5所示,最終確定的三維結(jié)構(gòu)示意圖如圖5所示。

表5 節(jié)流板節(jié)流小孔位置、數(shù)量、尺寸參數(shù)表

3 靜態(tài)性能仿真試驗(yàn)

▲圖13 不同氣膜厚度雙U型節(jié)流器潤(rùn)滑氣膜壓強(qiáng)仿真分布圖

與市場(chǎng)現(xiàn)有承載力較大的雙U型氣體靜壓節(jié)流器進(jìn)行仿真分析對(duì)比,實(shí)物如圖12所示。此節(jié)流器的尺寸長(zhǎng)×寬×高為(100×60×20)mm,左右兩側(cè)的U型節(jié)流槽中各有一個(gè)直徑為0.2 mm的節(jié)流孔,槽寬為0.2 mm,均壓槽的邊界寬度為36 mm,長(zhǎng)度為32 mm,,兩個(gè)U型槽間距為24 mm。

在供氣壓強(qiáng)P0為0.5 MPa的條件下,雙U形均壓槽節(jié)流器潤(rùn)滑氣膜壓強(qiáng)分布的仿真結(jié)果如圖13所示。

由圖13可知,潤(rùn)滑氣膜節(jié)流孔出口處壓強(qiáng)最大,然后逐漸穩(wěn)定的過(guò)渡到均壓槽處,最后逐漸降低至大氣壓強(qiáng),整個(gè)分布呈對(duì)稱(chēng)分布;隨著氣膜厚度的增加,潤(rùn)滑氣膜內(nèi)的總體壓強(qiáng)、節(jié)流孔出口處壓強(qiáng)、均壓槽處的壓強(qiáng)也會(huì)隨之減小,同時(shí)均壓槽也越來(lái)越不明顯。

根據(jù)確定的整流板、渦輪風(fēng)扇、節(jié)流板結(jié)構(gòu)參數(shù),建立φ110 mm×120 mm的圓柱型渦輪增壓式節(jié)流器流域仿真模型,進(jìn)行邊界條件設(shè)置和網(wǎng)格劃分,在供氣壓強(qiáng)P0為0.5 MPa的條件下,渦輪增壓式氣體靜壓節(jié)流器潤(rùn)滑氣膜壓強(qiáng)分布的仿真結(jié)果如圖14所示。

▲圖14 不同氣膜厚度渦輪增壓式節(jié)流器潤(rùn)滑氣膜壓強(qiáng)仿真分布圖

由圖14可知,潤(rùn)滑氣膜內(nèi)、外側(cè)節(jié)流小孔出口處壓強(qiáng)較大,然后穩(wěn)定的過(guò)渡,最后逐漸降低至大氣壓強(qiáng),整個(gè)分布也呈對(duì)稱(chēng)分布;隨著氣膜厚度的增加,潤(rùn)滑氣膜內(nèi)的壓強(qiáng)、節(jié)流孔出口處壓強(qiáng)都會(huì)隨之減小,渦輪增壓式節(jié)流器氣膜壓強(qiáng)分布規(guī)律和雙U型節(jié)流器氣膜壓強(qiáng)分布規(guī)律相似。

對(duì)渦輪增壓式節(jié)流器和雙U型節(jié)流器潤(rùn)滑氣膜面的壓強(qiáng)進(jìn)行積分可得潤(rùn)滑氣膜面所提供的承載力W,再除以潤(rùn)滑氣膜面面積S可得單位面積承載力[17]。分別仿真試驗(yàn)并繪制供氣壓強(qiáng)為0.3 MPa、0.4 MPa、0.45 MPa、0.5 MPa時(shí)氣膜厚度為5 μm～15 μm(步進(jìn)1 μm)情況下渦輪增壓式節(jié)流器與雙U型節(jié)流器相應(yīng)氣膜厚度下單位面積承載力關(guān)系曲線如圖15所示。

▲圖15 兩種節(jié)流器單位面積承載力與氣膜厚度關(guān)系

由圖15可以看出,渦輪增壓式節(jié)流器和雙U型節(jié)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(qiáng)的增大,兩種節(jié)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(shè)計(jì)的渦輪增壓式節(jié)流器相對(duì)雙U型節(jié)流器單位面積承載力提高了約2.3倍,驗(yàn)證了渦輪增壓式節(jié)流器高承載力的可靠性。

4 結(jié)論

本文通過(guò)對(duì)作者提出的基于渦輪增壓原理的新型氣體靜壓節(jié)流器的研究,可以得到如下結(jié)論:

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

(2)仿真試驗(yàn)得到,渦輪增壓式氣體靜壓節(jié)流器單位面積承載力提高約2.3倍,實(shí)現(xiàn)了承載力提升兩倍以上的目的,說(shuō)明本文設(shè)計(jì)的渦輪增壓式氣體靜壓節(jié)流器大承載力性能具有較好的可信性,對(duì)于主動(dòng)型氣體靜壓節(jié)流器的設(shè)計(jì)與應(yīng)用具有重要的參考價(jià)值和應(yīng)用前景。