气动分析

气动分析（通用12篇）

气动分析 篇1

这是江苏省五月份技师鉴定考试的一道气压传动试题。看到这个题目, 很多同学都无所适从, 不知怎么下手。现在我们就来一起分析这个气动回路。对于该回路我们不知道系统是用于什么场合, 用于实现何种功能, 但这并不妨碍我们理解该回路。

试题:

(1) 气动回路

(2) 回路分析

(3) 按图把元器件连接起来, 并检验其动作的准确性 (或用软件进行模拟)

我们首先分析整个回路的主要元件组成:

1-气压源;

2-气源调节装置;

3、9、10-气压控制的二位五通换向阀, 即当阀的左边通气, 阀的左位工作, 阀的右边通气时阀的右位进行工作;

4-手动二位三通换向阀, 当按钮被按下整个系统开始工作;

5、6、8-机动二位三通换向阀;

7-延时阀;

11-单向节流阀, 作用是只对一个方向的气流有节流作用, 另一个方向不节流;

12-快速排气阀, 作用是快速排出系统中的空气;

13-压力表;元件1.0和2.0为两个双作用单杆活塞缸。其中, 元件1、2为气源装置, 元件3~12为控制元件, 13为辅助元件, 执行元件为气缸。

现在我们可以将整个系统划分若干个基本回路:换向回路、延时回路和行程控制回路。从回路中我们可以分析发现两个气缸的活塞初始位置不同, 即它们开始运动的方向是相反的。当两个气缸的活塞杆分别到达位置a1, a2, b1时, 行程阀8、6、5阀芯分别被推动实现换向。阀7为延时阀, 同时也是延时回路, 它的工作原理[1]分析如下 (见图2) 。

当有信号a时, 需延时t时间后s才有输出, 调节气阻R的气容C可以调整时间t[1]。

现在我们可以将整个回路的动作分析如下:

过程一:按下启动按钮→缸2.0的活塞杆处于b1位置, 推动元件5的阀芯移动, 元件5二位三通行程换向阀的左位工作→气流推动元件3二位五通换向阀左腔工作→一部分气流经元件3推动元件9的阀芯, 使其左位工作, 气流进入1.0气缸左腔;同时另一部分气流经元件3推动元件10的阀芯, 使其右位工作, 气流进入2.0气缸右腔。

过程二:1.0气缸活塞杆移动到a2位置、元件6二位三通行程阀左位工作, 同时2.0气缸活塞杆到最左端位置b1断开→经延时后延时储罐控制气流推动二位三通换向阀左位工作→气流经延时阀的二位三通换向阀左位推动元件3阀芯移动, 使其右位工作→同样, 气流分别推动阀芯使元件9的右位和元件10的左位工作→气流进入1.0气缸右腔、2.0气缸左腔→1.0气缸活塞杆移动到a1位置、2.0气缸活塞杆到最右端位置b1接通→完成一个工作循环。

对于该回路的连接或模拟, 我们采用的是用Festo的液压和气动模拟软件进行回路的模拟运行。

这个气动回路的重点就在于气动回路工作原理的分析。而在液压与气动技术的学习和使用过程中, 都离不开液压与气动系统原理图, 因此, 能够正确的阅读液压与气动系统原理图, 无论对于设备的研制、设计和分析, 还是对装置的使用、维护和调整都是十分重要的。可以说学会阅读液压与气动系统图是我们需要掌握的一个重要技能。

现在我们来总结一下怎样阅读液压与气压传动的回路图。

第一步, 我们要很好的掌握液压与气压传动的基本知识, 要了解各种液压与气压传动中元件的名称、工作原理、功能特性以及它们的图形符号;要了解液压和气压传动中元件的各种控制方式;掌握液压与气压传动的基本回路及工作原理。

第二步, 我们要初步阅读系统图[2]。分析整个系统中包含了那些元件, 如果遇到较为复杂的系统图我们可以将系统划分为若干个子系统。

第三步, 我们要分析系统各个元件的功用、元件与元件之间的相互关系以及各元件组成的基本回路的功能及动作情况。根据执行元件的动作要求, 按照元件的动作顺序逐步的搞清楚各个行程的动作和工作介质的流动路线。

第四步, 根据系统中对执行元件间的要求, 分析各个子系统之间的联系及如何实现这些要求[2]。

最后, 根据我们对整个系统的分析, 来归纳总结整个系统的特。。

摘要：本文以一道技师鉴定的气压传动系统图为例子, 分析了该回路的元件组成, 工作原理, 并总结了怎样分析气动及液压回路的系统图。

关键词：气压传动,回路分析,阅读系统图

参考文献

[1]许福玲, 陈尧明.液压与气压传动[M].北京:机械工业出版社, 2003.

[2]赵波, 王宏元.液压与气动技术[M].北京:机械工业出版社, 2010.

气动分析 篇2

仿鸽扑翼的气动性能分析

以鸽子的特征尺寸以及飞行方式作为研究的主要对象和研制微型扑翼飞行器的模拟目标,使用空间非定常涡格法对仿鸽扑翼飞行器进行了气动性能的计算,分析了迎角、扑动角、飞行速度、扑动频率和推进比等参数对微型扑翼飞行器的`气动性能的影响,对扑翼飞行器的设计有一定的参考作用.

作 者：余春锦 颜蕙 YU Chun-jin YAN Hui  作者单位：余春锦,YU Chun-jin(南昌航空大学,江西,南昌,330063)

颜蕙,YAN Hui(洪都航空工业集团,江西,南昌,330024)

刊 名：南昌航空大学学报（自然科学版）  ISTIC英文刊名：JOURNAL OF NANCHANG HANGKONG UNIVERSITY(NATURAL SCIENCES) 年，卷(期)： 22(2) 分类号：V211.3 关键词：扑翼   微型飞行器   扑翼模型   非定常涡格法  

气动分析 篇3

摘 要： 垂直轴风力机气动性能研究是风力机设计、实验的重要部分，对其运动状态下的流场进行分析是观测垂直轴风力机性能重要环节.基于NACA0012对称翼型，建立二维几何模型并进行模拟计算.采用k-ω SST湍流模型及滑移网格技术，通过CFD软件数值计算得到达里厄型直叶片垂直轴风力机运行时周边流场分布情况.通过比较不同方位角下流场涡量以及升、阻力系数得出：在方位角为105°附近时，翼型下表面产生流动分离，并导致失速；下风区翼型运行的流场由于受到上风区尾流的影响，翼型周围没有产生明显的流动分离.

关键词： 垂直轴风力机； 动态流场； 气动性能； 失速

中图分类号： TH 311 文献标志码： A

垂直轴风力机气动性能研究是风力机设计、实验的重要部分[1-2].直叶片垂直轴风力机是一种特殊的风力机[3]，在运行时有着复杂的气动特性.垂直轴风力机气动性能主要是研究其动态特性，在旋转过程中攻角不断变化[4-6]，叶片周围出现分离流场，以及由此引起叶片周围涡形成、脱落呈周期性变化.

文献[7]针对不同厚度NACA系列翼型垂直轴风力机性能进行分析，得出NACA0012系列翼型的风能利用系数最高.徐夏等[8]通过数值模拟法和流管模拟法分别计算并分析了垂直轴风力机风轮气动性能，两种方法的计算结果吻合较好，说明了两种方法计算的可靠性，但对垂直轴风力机的气动性能以及风轮周围流场未作详细的说明.文献[9]采用雷诺平均N-S方程和k-ω SST模型对垂直轴风力机风轮进行二维模拟，分析比较了三叶片和五叶片在不同风速下风轮周围压力的分布，但仅简单说明了流场压力分布，而没有详细分析.文献[10]比较得出滑移网格技术在模拟垂直轴风力机周围流场这种非定常流场尾流最小流速时优于多流管理论模型.李岩等[11]通过风洞试验和可视化实验研究，得出叶片间干涉影响了叶片周围的流场和压力，这种影响降低了风力机的气动力矩.

本文针对达里厄型直叶片垂直轴风力机，基于NACA0012对称翼型，建立风力机风轮二维几何模型，采用滑移网格技术，湍流模型选用二阶k-ω SST模型，利用CFD软件进行数值模拟，模拟达里厄型风力机在运行状况下的气动性能特点.

1 模型及计算过程

图1为NACA0012对称翼型在雷诺数Re=7×105、尖速比λ分别为1～7时攻角α随方位角ψ的变化关系.其中，攻角的定义式为

从图1中可看出，随着叶片尖速比增加，叶片攻角范围也更趋于平坦；尖速比为1时攻角变化范围为-90°～90°，而尖速比为7时攻角基本处于很小的变化范围内.从式（1）中可看出，这是由于当尖速比越大时，叶片所受相对来流风速中切向线速度所占比重上升导致的.

达里厄型垂直轴风力机叶片需两面受风，所以一般选择对称翼型，NACA对称翼型运行失速的攻角范围一般为12°～14°[4].从图1中可看出：当尖速比分别为1、2时，叶片绝大部分时间处于失速状态；当尖速比分别为3、4时，风力机运行攻角范围为-20°～20°，叶片绝大部分时间处于非失速状态；而当尖速比大于4时，虽然叶片绝大部分时间处于非失速状态，但对应攻角较小，升力及转矩较小.因此，本文选择风力机运行尖速比为4.

1.1 湍流模型

对垂直轴风力机的二维数值模拟采用k-ω SST湍流模型.该模型具有良好的稳定性和收敛性，是由原始的k-ω模型发展而来。该模型湍动能k和耗散率ω简化后的输运方程为

式中：ρ为空气密度；t为时间；ui为流体速度，i=1，2；xi、xj分别代表x、y方向，j=1，2； Gk～为平均速度梯度湍动能；Gω为耗散率ω相关项；Γk、Γω分别为k、ω的扩散率；Yk、Yω分别为k、ω的湍流耗散项；Sk、Sω均为源项；Dω为正交扩散项.

1.2 控制方程

对于特定垂直轴风力机，因旋转速度相对于风速较低，可视空气为不可压缩流体.风力机叶轮周围流动可由不可压缩N-S方程控制.

1.3 计算域及网格划分

达里厄型垂直轴风力机叶轮实际结构复杂，在运用CFD软件模拟时需对其结构进行简化.由于对流场进行瞬态模拟，故采用二维计算将比三维计算节省时间，且计算结果仍能反映风力机的气动规律[12].

CFD计算主要采用滑移网格技术描述旋转风轮.将计算域划分为3个域，简化后的垂直轴风力机二维几何模型如图2所示，图中：Z1、Z2、Z3分别为内流域、主体旋转流域和外流域，3个域之间的交界处设置交界面；R1为内部流场半径；R3为外部流场半径，R3=10R1；外部流场尾部尺寸ae、cd均为R1的20倍；R2为主体旋转流域的半径；ω0为转速；V∞为来流速度.计算域网格划分如图3所示，对翼型表面区域网格进行了局部加密，叶片壁面处y+为0.9～9.5，满足黏性流计算对壁面网格的要求.加密网格经网格无关性验证后得计算域的网格总数为53 214.

流体介质为空气，密度ρ=1.225 kg·m-3.入口边界设置为速度进口，给定来流速度V

SymboleB@ =10 m·s-1，计算雷诺数Re=6.85×105，马赫数Ma=0.03.整体上、下边界ae、cd以及前端abc设置为速度进口；后端边界egd设置为压力出口；叶片部分设置为无滑移壁面；af、cf为不动的虚拟壁面.

2 计算结果和分析

2.1 尾涡气动性能

垂直轴风力机在运行状态下其气动性能和静态情况下的气动性能明显不同.动态情况下翼型

周围绕流流场与相同工况下的静态绕流流场有着明显的差别，同时翼型升、阻力系数也有显著差别.

图4给出了风力机叶轮尾迹涡发展过程.从整个流场的涡量图能够清晰地观察到每个周期下涡发展、脱落及耗散的过程.从图中可看出，翼型在不同方位角下，由于翼型所处的流场不同，流场影响翼型附近涡的发展，导致翼型周围涡的发展不同.翼型运行至方位角为60°～120°时，翼型直接受来流风，翼型近壁面的涡流发展比较平缓；当翼型运行至方位角为180°时，开始进入受上风区（方位角为0°～180°）尾流影响区域.从图4中可看出，翼型的运动扰乱了前一翼型的尾迹涡，由于受上风区影响此时产生的尾迹涡的尺度逐渐演变.

为了深入探究风力机叶片周围流场分布，图5给出了不同方位角下翼型涡量流线图.从图中可看出：当翼型方位角为0°～60°时，翼型尾缘还没有出现流动分离，翼型尾缘涡量大，翼型周围流线沿着翼型发展，没有出现漩涡，流线发展较为平滑；当翼型运行至方位角为90°～120°时，翼型吸力面流线出现漩涡，翼型内侧出现流动分离，且吸

力面形成涡的尺度逐渐增大.对比此时的涡量图发现，翼型尾缘涡量较大.方位角大于150°后，翼型尾缘漩涡逐渐消失，翼型周围流场渐渐变得均匀.在下风区（方位角为180°～360°），翼型周围流场变化不是很剧烈，在翼型尾缘没有出现方位角为90°～120°时的大漩涡，只有在方位角为210°时尾缘出现小尺度涡，之后尾缘的小尺度涡一直维持至方位角为270°时消失.方位角大于300°后，翼型开始逐渐进入迎风区.从图5中可看出，流场中流线发展基本是沿着翼型周围发展.可见，由于上风区尾流的影响，导致下风区尾缘处的漩涡没有得到充分发展，没有出现和上风区一样的大尺度漩涡.由此可见，上风区运行的翼型产生的尾流抑制了下风区流场的发展.

2.2 动态升、阻力系数

动态情况下，翼型升、阻力显示出不同的特性.图6分别给出了翼型动态升、阻力系数Cl和Cd随方位角的变化关系.从图6（a）中可看出，方位角为0°～180°时升力系数为负，表示此时升力与正攻角方向相反，在方位角为105°时达到最小，结合图5可看出，在此方位角下，翼型周围流动发生分离，导致其升力下降.方位角为260°左右时升力系数达到最大，由图5可知，在此方位角附近，翼型周围也没有出现分离流动.从图6（b）可看出，动态阻力系数在方位角为105°左右时达到最大，升力系数也是在此方位角下达到最小，可见在方位角为105°左右时，翼型失速.

图7给出了垂直轴风力机的升阻比随方位角的变化关系.从图中可看出，方位角为30°～150°时升阻比最小.从图4中可看出，在此方位角时翼型发生流动分离，所以产生的升力较小，阻力较大.在方位角为270°～360°有较大升阻比，此时翼型处于上仰阶段，翼型周围流体基本不分离，提供了较大的升力.

3 结 论

通过对达里厄型直叶片垂直轴风力机风轮、翼型周围涡量以及翼型周围流线进行了分析比较，得出翼型在不同方位角下的气动性能是不同的.

（1） 翼型在不同方位角下，翼型周围流场不同，在上风区出现流动分离.由于受上风区尾迹涡的影响，下风区翼型的运动状态较为平稳，没有产生明显的流动分离.

（2） 在上风区翼型运动至方位角为90°～120°时，翼型尾缘区产生明显的漩涡，说明此时产生了流动分离，翼型失速.

（3） 流动分离导致导致升力系数下降，阻力系数上升，翼型失速.

参考文献：

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[3] ISIAM M，TING D S K，FARTAJ A.Aerodynamic models for Darrieustype straightbladed vertical axis wind turbines[J].Renewable and Sustainable Energy Reviews，2008，12（4）：1087-1109.

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[8] 徐夏，周正贵，邱名.垂直轴风力机叶轮气动性能计算[J].太阳能学报，2012，33（2）：197-203.

[9] 金雪红，梁武科，李常.风速对垂直轴风力机风轮气动性能的影响[J].流体机械，2010，38（4）：45-49.

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[11] 李岩，田川公太郎，冯放.直线翼垂直轴风力机启动性能的实验研究[J].太阳能学报，2011，32（6）：885-890.

风力机气动噪声测量分析 篇4

现有的风机噪声标准IEC 61400—11[3],用声功率来进行气动噪声的指标量化,整体上能够较好地用于管控风机的噪声水平,但却不适用于管控低频噪声和调幅噪声。由于风机气动噪声是风场附近居民最为反感的噪声,经常会对人体睡眠产生不利影响,甚至会引起精神健康问题,它也成为影响风力机安装的主要因素之一。因此,这种特殊风场的气动噪声问题亟待解决。

现有的噪声测量与记录标准主要针对机械振动噪声,不适用于调幅气动噪声,而风机叶片的调幅噪声与机械振动噪声在波形、幅值、测量设备、测量方法、测量位置等方面均有所差异。因此,有必要针对风力发电机叶片的气动噪声构建一套标准的测试流程和测试技术,以规范风机叶片气动噪声的测量及记录方法。本文提出了一种气动噪声( 调幅噪声)测量、分析方法,并以国内某厂家的1. 5 MW风力机进行测量分析。

1 测量方案

1. 1 测量对象

本文对国内某厂家生产的1. 5 MW水平轴风力机进行测量,风力机运行参数见表1。该风机有自动数据传输远程监控系统,便于同时记录风速、功率、温度等运行参数,数据存于SCADA系统中,便于后期分析。

1. 2 风力发电机近场区测量

近场区测量位置包括声学测量位置及风速和方向测量位置,在指定的位置测量声压。根据风场位置、气象条件、风力机自身运行情况等合理的选择位置安放麦克风,最大限度的排出周围环境的影响。此次测量主要是近场测量。

与IEC 61400—11 噪声测量标准不同,定义下风向测量位置为标准位置,2 个调幅噪声测量位置分别位于风机前端的上风向 ± 45°处,如图1 所示。高频麦克风安装于风机上风向45°( 误差≤15°) ,并距离风机中心125 m的两个测点,用于测量叶片气动AM噪声。第三个测点是风机下风向125 m处,用于测量风机的声功率。

各测点与风机中心的水平距离由下式所得[3]:

式中,H代表叶轮中心到地面的垂直距离,D代表叶轮直径。

1. 3 风速风向的测量位置

检测用的风速仪和风向传感器应安装在风力发电机组的上风向,高度在10 m到风轮之间。风向传感器应放在距风轮中心2D ~ 4D的距离。

1. 4 测试要求

( 1) 测量包括实时风速为4 ~ 14 m/s范围的风机叶片气动噪声。

( 2) 每个测点在每个风速下进行3 次测量( 误差≤ ± 0. 5 m/s) 。

( 3) 测量调频噪声( AM) 时,需要记录原始数据,采样频率为44 k Hz。

( 4) 气动噪声和风速需同时进行测量,保证测量的同时性。连续测量气动噪声完成后,停机测量背景噪声,并保证与气动噪声的测量在同一风况下进行。

( 5) 保证数据采集的同时性。需要在噪声测量系统和风机SCADA系统中,使用同一时间戳记录,每1 秒一个记录值。

2 数据分析方法

文献[4—11]对风力机叶轮气动声学、叶轮气动噪声、AM噪声和转动噪声进行了相应的理论和数值研究。Lundmark[5]定义了衡量和量化调幅噪声的方法,即以10 min为测量区间,记录大于5 d BA的观测振幅。振幅为50 ms基准时间内最大幅值与平均最小值之差。

为了更有效的测量风机的AM噪声,提出了新的方法,测量和分离AM噪声。测量原理如图2所示。

风力发电机调幅噪声测量和数据分析方法分以下几步:

( 1) 在风机前端的上风向 ± 45°处测量并记录风机的时域声压值。

( 2) 将测得的声压信号经过高通滤波器处理得到调频噪声,本风机高通滤波器的截止频率为200 Hz。

( 3) 将调频噪声信号通过d B计算获得即时噪声强度水平。

( 4) 通过FFT获得调频噪声幅值及叶片通过频率。

3 结果分析

采用以上测量和分析方法,对国内某1. 5 MW风力机测量噪声数据分析。该风机的额定风速11. 5 m / s,转速范围9 ~ 19 r / min,测量实际过程中风机转速约为16 r/min,因此,将数据分割为5 s一个分析周期。

图3( a) 是开始5 s内背景噪声的波动图,可以看出,有两个明显的大波动范围,可能由风湍流( 风切变) 或其他条件引起的,比如汽车通过等。图3( b) 为该采集时间段内的噪声频率图,可以看出,背景噪声的频率在200 Hz以下,因此,考虑发电机振动等机械噪声,本机型的滤波频率选为200 Hz。

图4( a) 为风机运行时,测量开始5 s内的噪声波动图,波动较平缓,说明风比较稳定,没有风的突变或大的湍流发生,这正是我们测量所需要的。由图4( b) 频率图可以看出,本风机噪声频率在小于1 000 Hz范围内。

图5 是不同时刻噪声波动图及高通滤波后的波动和频谱图,可以发现,滤掉背景噪声后的数据波动平稳,有明显的周期波动。在每5 s的波动时间内基本上包含4 ~ 5 个波动周期,约1. 5 个旋转周期,与理论分析相符合。图5 ( c) 为相应的AM噪声频谱图,可以发现AM噪声最大幅值在1 Hz左右。

图6 为调幅峰值和风速随时间变化图。在此测量时间内,调幅峰值与风速有相似的变化趋势,即风速越大,调幅噪声峰值越大,说明调幅噪声与风速有很强的关联。图7 为噪声峰值和功率随时间的变化。图中可以看出,在额定风速以下大部分时间内,功率值越大,噪声幅值越小。

图9 为噪声峰值随风速的统计图,可以看出,随着风速增大,峰值增大,超过额定风速后,峰值减小。峰值的置信区间( 标准差) 越大,离散程度越高,说明该风速条件下,调幅噪声发生的概率越大。

4 结论

本文提出了一种气动噪声( 调幅噪声) 测量、分析方法,包括测量位置,数据分析方法,即将测量噪声信号高通滤波后求解瞬时d BC值,并傅里叶变换求取调幅噪声幅值和叶片通过频率。对国内某厂家的1. 5 MW风力机测量分析后,发现风力机调幅噪声幅值在额定风速内,随风速增大,噪声峰值增大。证明此方法能够很好的扑捉风机的有调噪声。可以采用本方法辨识风力机的调幅噪声,评估这调幅噪声对周边社区的影响程度。为了便于气动噪声标准的建立,后期还需要对不同类型的风机,及其更多工况下的噪声分析,建立预测模型。

摘要：针对风力机气动调幅噪声,提出了一种新的测量和分析方法。在风力机前部左右45°位置测量调幅噪声。对测量数据高通滤波后,求取瞬时d BC值;傅里叶变换后得到调幅噪声幅值和叶片通过频率。采用此方法对1.5 MW风力机气动噪声进行测量分析,发现风机气动调幅噪声与来流风速和湍流有很强的关联。新方法有助于建立风力发电机组的气动噪声测量标准,以更好的控制风力机的调幅噪声。

关键词：声学,风力机,气动调幅噪声,测量,分析

参考文献

[1] Anthony L R,Manwell J F,Wrigh S.Wind turbine acoustic noise.Amherst:Renewable Energy esearch Laboratory,2006

[2] 司海清,王同光.风力机噪声的预测方法研究.空气动力学学报,2011;29(6):801—804Si Haiqing,Wang Tongguang.Predicting method of aerodynamic noise from wind turbine.Acta Aerodynamic Sinica,2011;29(6):801—804

[3] International Electrotechnical Commission.IEC 61400—11.Wind turbine generator systems—part 11:Acoustic noise measurement techniques.International Electrotechnical Commission,Switzerland,2006

[4] Xue S,Wu J S,Summers M.Integrated airfoil/blade aeroacoustics Simulation and validation.International Wind Turbine Noise 2011Conference,Rome,Italy,2011

[5] Lundmark G.Measurement of swish noise,a new method.International wind turbine noise 2011 conference,Rome,Italy,2011

[6] Walker B.Coherence issues in wind turbine noise assessment.International Wind Turbine Noise 2011 Conference,Rome,Italy,2011

[7] Lee S.Time domain modelling of aerodynamic noise from wind turbine.International Wind Turbine Noise 2011 Conference,Rome,Italy,2011

[8] Oerlemans S,Schepers G.Prediction of wind turbine noise directivity and swish.Third International Meeting on Wind Turbine Noise,Aalborg,Denmark,2009

[9] Brentner K,Farassat F.Modeling aerodynamically generated sound of helicopter rotors.Aerospace Sciences,2003;39:83—120

[10] Wu J,Xue S.Comparison of numerical simulation and validation of airfoil noise between NAFNOISE and FLUENT LES/FWH.AWEA Wind Power 2011,Anaheim,California,2011

气动分析 篇5

气动式声发生器电气系统动态特性分析

建立了考虑电气系统耦合特性的气动式声发生器动态特性分析模型.仿真结果表明:音环质量变小,弹性元件力顺减小,磁场强度增大,音环振动频率快,系统响应特性好,喇叭喉部处声压提高;环形喷口缝隙高度和激励信号电流增大,音环振动位移增大,喇叭喉部处声压提高;激励信号频率增大,音环振动位移减小,喇叭喉部处声压减小.

作 者：陈新华 刘成庭 孔静 CHEN Xinhua LIU Chengting KONG Jing  作者单位：陈新华,刘成庭,CHEN Xinhua,LIU Chengting(装备指挥技术学院,航天装备系,北京,101416)

孔静,KONG Jing(北京航天飞行控制中心,北京,100094)

刊 名：装备指挥技术学院学报  ISTIC英文刊名：JOURNAL OF THE ACADEMY OF EQUIPMENT COMMAND & TECHNOLOGY 年，卷(期)： 20(6) 分类号：O42 关键词：声发生器   动态特性   仿真  

赛车气动造型（二） 篇6

大家知道，在F1赛车的比赛过程中，经常出现跟随行驶并超车的状况。然而，后车驶入前车的尾流区之后，由于赛车尾部区域压力低，气流紊乱，容易使进入尾流区域的后车前翼无法产生足够的下压力，从而使后车减弱甚至丧失操控性能，后车可能在超车过程中冲出赛道或者发生撞车事故，危及车手安全。双尾翼设计正好使中部气流可以顺利通过尾翼，尾部可以有相对平稳并且较高的压力，同时也保证后车前翼产生更大下压力，使后车操控更灵活。在我看来这个设计是保证车手安全的优秀方案，也能够使F1超车更加方便，比赛更加好看，应用这个方案应该是大势所趋。

F1的空气动力学部件是复杂而又精密的，是各个车队经过大量的风洞试验及赛道试车逐渐完善形成的。这些部件都是根据不同车队赛车的特点设计制作的，形状各异，作用也各有不同，具有高度的专属，性。

F1比赛允许各个车队应用不同的空气动力学部件，因而它的空气动力学才更加的重要，更加的吸引人。其他方程式赛车就不太相同了，比如A1比赛，由赛事组委会提供统一的赛车给参赛车队，因而其空气动力学部件也是相同的，不会产生性能上的差异。其他各个方程式赛车的车身形状类似F1，这里不再详述。

接着要说的就是封闭车轮的赛车了，比如勒芒24小时耐力赛赛车，它是典型的比赛赛车，是专门为了比赛而设计的：比如我国的全国汽车场地锦标赛(CCC)，是量产车改装的。这两个又有很大的不同。

勒芒赛车大家熟知的就是奥迪的R系列，它几乎统治了勒芒，成为勒芒赛历史上一段传奇。奥迪R系赛车的车身造型特点就是四个车轮都被车身包裹。如果你仔细看起来，这是它不同于F1唯一的地方，其他外观设计都是基于这个构造而做的改动。由于车轮包裹，车身外侧的流场就更容易控制，所以赛车周围的空气动力学附加装置就要少些，部件看起来不像F1那么复杂。

德国房车赛、世界房车锦标赛以及我国的全国汽车场地锦标赛等等，都是量产车根据比赛规则改装的。它们的车身造型基本上维持了原车的造型特点，只是根据需要安装空气动力学附加装置，比如：尾翼、侧裙板、前后的扰流板等，这些空气动力学附加装置能够明显地改善赛车空气动力特性，使赛车更适合赛道行驶。

对于拉力赛来说赛车的通过性成为主要因素，因而空气动力学方面的考虑并不像场地赛那么深入。但是有一个比较重要的考虑就是发动机冷却。赛车工程师根据赛车车身行驶时车身表面压力分布，在发动机罩上合理的设计发动机通风口，为长时间高强度行驶的赛车发动机提供良好的工作环境。

活塞式气动马达噪声特性分析 篇7

1 活塞式气动马达噪声产生机理

气动马达是一个复杂的机械系统,主要由控制阀、活塞、曲轴连杆、壳体等组成。气动绞车在提升重物过程中,马达的各零件受到不同的激励,会产生的不同的振动方式。因此马达在正转和反转时,产生的噪声是十分复杂的。马达整机噪声就是和马达运转过程密切相关的多种声源发出的零部件噪声组合而成的[2]。根据气动马达的工作原理及有关的声学理论,分析气动马达的主要噪声源是空气流动噪声、结构表面振动噪声和机械噪声。其中,空气流动噪声是气动马达直接向大气辐射的噪声,是由气流振动产生的[3]。气动马达在工作过程中,配气阀在给各气缸供气时,由于配气阀随曲轴做旋转运动,气流发生振动而产生了气体动力噪声,并通过大气直接对外辐射。结构表面振动噪声,是马达各零部件在运动过程中表面振动以及气体推动活塞做功时振动而产生的噪声,主要来源是马达的薄壁件和不平衡运动件产生的表面振动噪声。气动马达在工作过程中,由于曲轴旋转产生周期性的力作用以及活塞和连杆的往复力,各零部件之间会产生无数轻微的机械撞击和振动,这些轻微振动通过马达整机传递,形成了马达整机振动。这种振动的主要原因是由于机械运动产生的,故称为机械噪声。

2 噪声分析及控制

气动马达的噪声主要来源于进排气时气流振动产生的气体(空气)动力噪声,马达在运转过程中,由于曲轴、连杆和活塞产生的往复惯性力而造成的机械振动,马达整体结构中薄壁件产生的表面振动噪声。

2.1 气体流动噪声分析及控制

气动马达的气体流动噪声,主要是由于压缩空气在进入控制阀之后,在阀内部流道流动时,以及气体在对活塞做工时产生了气体流动噪声。因此主要分析马达控制阀进气和排气噪声。

进气噪声主要是当马达控制阀开启时,安全阀打开,气体通过安全阀和换向阀,进入配气阀,在此过程中,气体产生了很大的压力变化而造成振动。压缩空气流经控制阀内气道的压力脉动;气体在流经气道的较小的流通截面时,会产生喷注效应,气体高速流动而产生高频噪声;在气缸内,压缩空气在膨胀做功时产生的振动。对于进气噪声的振动,可以通过CFD数值模拟软件对气动马达控制阀的气体流动特性进行分析研究,优化控制阀气体管道结构,减小气体流动过程中产生的振动,控制进气噪声。排气噪声主要是有压缩空气在对活塞做功之后,气体在活塞推动作用下,从马达内部排出时产生的气流变化引起的。实际使用5×135气动马达过程中,观察到排气噪声是气动马达中最严重的气体噪声源。配气阀在排气过程中,分为一次排气和二次排气,一次排气和二次排气会形成周期性的变化,这种周期性变化产生了气体的周期性振动,是排气噪声的主要噪声源。排气时气体是高速流动的,与控制阀气体管道、缸壁形成气固摩擦,在配气阀芯以及一次排气和二次排气汇合处形成的涡流,这些流动过程中气体的流动状态变化而产生的振动,是排气噪声的次要噪声源。排气噪声的控制是复杂的,而且要满足气动马达的工作要求,一些噪声的产生是不可避免的。在排气管道末端安装消音器,依然是降低排气噪声最有效、最简单的措施。

2.2 机械噪声分析及控制

马达的机械噪声,是指由于机械撞击和惯性力的作用而产生振动形成的噪声。机械的各零部件之间存在间隙,在这些零部件运动之后,各零部件产生撞击而形成噪声。气动马达是由五个气缸星型布置的,当气动马达正转时,活塞、连杆以及曲轴会形成不平衡的惯性力,活塞和连杆还会形成往复力,这种力会随着转速的升高而增大,不平衡力会产生马达整机的振动。一台气动马达有成百上千的机械零件,马达工作时,由于各零件之间的撞击、摩擦、不平衡力引起零件的振动,特别是当振动频率与机件的固有频率相同时,会引起激烈的共振和噪声。马达的活塞在气缸内往复运动,当活塞在上止点和下止点时,在垂直于活塞运动方向上的作用力发生了改变,而这种周期性变化的力会对气缸缸壁产生冲击,造成活塞和气缸壁的振动。连杆是传递作用力的重要零件,连杆一端与活塞连接,一端与曲轴连接,活塞做往复直线运动,曲轴做旋转运动,连杆做摆动运动。连杆在连接处形成了很大的冲击力,构成了一个机械振动噪声源。通过对气动马达曲轴进行动平衡分析,可以有效降低动不平衡产生的振动噪声。

2.3 结构表面振动噪声分析及控制

马达的气体流动振动力和机械撞击振动力,通过通过各种结构零件传递到马达的外表面上,形成结构表面振动噪声。薄壁零件和悬臂零件由于自身的惯性小,更容易形成结构表面的振动,形成表面辐射噪声。马达壳体本身是不会振动的,但是由于内部活塞和连杆振动传递至壳体的振动,使得马达壳体表面形成辐射噪声。马达控制阀内的配气阀芯随曲轴做旋转运动时,压缩空气对配气阀芯产生了气体冲击,阀芯产生了不规则的振动,这种振动通过各种零件传递至阀体表面,形成了辐射噪声。噪声的大小主要与机械的振动频率有关,因此,随着马达转速的上升,结构表面振动噪声也会增加。可以通过增加结构刚度和阻尼,为薄壁件和悬臂件增加肋板等方式有效的降低结构表面的振动噪声。

3 结束语

文章针对目前的活塞式气动马达,阐述了马达机构特点和工作原理的基础上,分析和探讨了马达噪声源的振动特性。分别从空气流动噪声、机械噪声和结构表面振动噪声三个方面进行了详细地振动分析,并提出了降低噪声的方法。在不影响气动马达工作性能的基础上,对马达噪声的控制,可以有效提高马达的整机运行水平,对工程实际应用有着重要的意义。进一步的研究可以针对活塞式气动马达制定整机噪声的声强测试实验方案,测试马达的噪声声强。依据实验结果,分析马达各工况下的噪声辐射情况,利用声强云图和声功率排序法得到整机噪声分布情况,为下一步的噪声控制奠定基础。

摘要：活塞式气动马达的振动和噪声是影响马达工作性能的重要因素。文章针对现有气动马达存在的噪声问题,以理论分析为主要研究方法,研究了活塞式气动马达噪声的产生机理及其振动特性。理论分析表明气体流动噪声、结构表面振动噪声和机械噪声是气动马达产生噪声的主要来源,此为气动马达的噪声控制提供了思路和方法。

关键词：气动马达,噪声,工作性能

参考文献

[1]方奕栋,李道飞,杨阳,等.气动发动机进气过程流动损失分析[J].内燃机工程,2013,34(3):88-92.

[2]温华兵,徐文江,鲍苏宁,等.柴油机废气涡轮增压器噪声机理及性能试验研究[J].内燃机工程,2013,34(1):76-80.

气动物流系统常见故障分析及检修 篇8

气动物流传输系统 (pneumatic tube system, PTS) 于20世纪50年代在国外医院投入使用, 由于其传送物品快速、便捷, 同时节省人力、提高效率, 被广泛用于医疗文书、药品、标本等的传送, 并取得了良好的效果[1]。PTS是一个由传输管道、鼓风机、三向换向机和工作站组成的网络, 它通过鼓风机产生压缩空气作为动力来源, 推动或吸引气动瓶在各个站台和管道中运行来传递医用物品[2,3,4]。我院引进的日本舒特ASN150气动物流传输系统是较为成熟和先进的气动物流传输方案, 该系统的引进为我院临床科室带来了很大的方便, 与人力传送相比, 不仅节省了时间和人力成本, 而且降低了传送过程中的错误率。在系统的使用过程中难免会出现一些故障, 现将常见故障进行归纳分析, 以供参考。

1 故障一

1.1 故障现象

某系统LCU通信异常。

1.2 故障分析

该故障是由于无法与LCU通信而发生的异常。为明确具体发生异常位置而进行以下操作:在系统监视界面, 先选择个别操作, 再选择发生通信异常的系统, 然后观察该界面下各机器编号对应的位置一栏是否正常。若出现“状态不明”或“无法通信”字样, 则说明该站点出现通信异常。

1.3 故障原因及排除方法

(1) 站点未供电。多由于楼层停电、人为拔去电源插头或站点供电线路老化接触不良等原因造成。使站点恢复供电, 故障即可排除。

(2) 通信线路断线、与控制板或通信板接头接触不良等。接好线路, 并重新插拔与控制板和通信板的接头。

(3) 供给的直流电源电压过低 (5.1~5.3 V适宜) 。维修或更换直流电源盒。

(4) 发生异常等使工作站侧停止通信。若异常恢复, 则再次开始通信。

(5) 编码开关处于维护状态。将编码开关拨至正常位置。

按照以上5个方面进行排查, 找到故障原因并排除。

1.4 故障恢复

(1) 在站点处排查出通信异常原因并解决后, 回到主控室中央监控装置利用软件进行异常复位操作, 具体步骤如下: (1) 选择个别操作; (2) 选择发生通信异常的系统; (3) 在机器编号处选择LCU; (4) 在实行一栏, 选择异常复位; (5) 点击“根据设定内容执行”, 等待系统异常复位。

(2) 若异常仍未恢复, 继续排查直到故障排除。

(3) 一旦查清故障原因, 再次进行异常恢复。

2 故障二

2.1 故障现象

系统报“系统异常停止, 回转鼓动作超时”故障。

2.2 故障分析

该故障是由于位置控制时, 设置时间内, 无法在位置时间内检测出目标位置而发生的异常, 较为常见。

2.3 故障原因及排除方法

(1) 气送瓶堵塞卡住回转鼓, 使其无法动作。与之类似的原因还有管内异物、瓶盖破损、垫子或密封圈堵塞卡住回转鼓等。到对应站台, 将控制开关拨到手动位置, 轻轻转动回转鼓, 取出气送瓶, 清除出异物。检查密封圈是否完好, 检查回转鼓手动转动是否顺利, 若顺利, 则将控制开关拨回自动位置。在控制面板选择维护→个别操作→回转鼓操作, 分别操作回转鼓回到“通常位”、“发送位”、“接收位”, 若回转鼓能正确回到位置, 则故障排除。

(2) 检测传感器、驱动印刷电路板、AVR印刷电路板周围的连接器是否拔下、松动、折断或损坏, 而导致不能准确检测回转鼓位置或不能驱动电动机转动造成故障。重新接好连接线即可排除故障。

(3) 检测传感器、驱动印刷电路板、电动机出现故障, 不能正常工作。主要原因是:检测传感器损坏或尘土较多, 驱动印刷电路板损坏。更换受损部件, 故障排除。

(4) 驱动印刷电路板上小拨码开关位置错误, 变为制动器解除。重新拨动拨码开关到正常位置, 故障排除。

(5) 驱动印刷电路板、AVR印刷电路板的熔断丝熔断, 不能正常供电工作。更换熔断丝, 故障排除。

(6) 齿轮履带被卸下, 导致电动机不能正常带动回转鼓转动。重新安上履带, 故障排除。

2.4 故障恢复

参照“1.4故障恢复”的步骤进行故障恢复操作。

3 故障三

3.1 故障现象

站台显示屏显示:“闭塞清扫发生, 清扫异常 (管中有瓶) ”, 不能发送。

3.2 故障分析及排除

系统检测到管路构成发生改变, 气送瓶没有送到设定的接收站台, 气送瓶没有正确取出或正常送出到接收站台等原因造成故障发生。

在CMS界面检查各站台、换向器、回收站、鼓风机是否有异常, 若有, 则先排除其故障;若无, 通过CMS操作即可排除故障。

3.3 故障恢复

在CMS界面具体操作步骤如下: (1) 选择“系统停止”; (2) “清扫运行”, 在弹出界面选择“全系统, 有系统交换”, 等待清扫完成, 需10~30 min; (3) 回到回收站取出清扫出的气送瓶; (4) 在CMS界面选择“个别操作”; (5) “CCU异常复位”; (6) 异常复位完成, 在主界面点击“运行”。

4 小结

医用气动物流系统是一个具有完整结构和复杂控制系统的大型医用设备, 整体性很强, 任何一个局部的故障都可能会导致整个系统无法运行。在维护和检修过程中要熟悉并理解其运行原理和结构布局, 包括站台、换向器、回收站、鼓风机等的详细位置和管路连接及通信方式。遇到故障时, 要分析是机械故障、电路故障、电子器件故障、通信故障或仅仅是使用人员误操作, 并从整体到局部分析排查原因, 直到问题解决。每一个管理物流系统的工程技术人员对气动物流系统都要了解其原理、熟悉其结构、掌握正确的使用方法、积累经验, 使物流系统能长期、高效、稳定地运行, 为临床科室服务。

参考文献

[1]李业博, 张健.气动管道物流运输系统及其应用分析[J].医疗卫生装备, 2011, 32 (10) :139-140.

[2]高淑芹, 任桂芝.物流传输与人工传送检验标本结果的分析[J].中华医学科学杂志, 2003, 2 (11) :892.

[3]祝二娟.物流传输系统对血常规检测结果的影响[J].护理学杂志, 2009, 24 (1) :55-56.

海上湿空气翼型气动性能分析 篇9

海上风电场处于更加严酷的自然环境之中,强烈的日光照射、高浓度的盐雾环境、高湿度、水分侵蚀等因素都会造成叶片表面严重破坏。此外,湿空气中水分是形成冰晶的重要机理之一[3,4,5,6],直接导致机翼等部位的结冰问题。因此,随着能源需求急剧增加以及风力机持续装机增长、特别是海上风电的大力发展,研究湿度对风力机安全及气动性能的影响有着极其重要的意义。

研究高湿度条件下的风力机特性,与研究雨水条件下的飞行器有相似之处。降雨对飞机性能影响的研究,重点集中于机翼表面的水流特性[7,8,9,10]及其对机翼气动性能的影响机理[11,12,13,14]、降雨条件下机翼的气动损失[15,16,17,18,19]等。机翼表面部分雨滴因高速碰撞会溅射出大量的小液滴,这些小液滴与翼面边界层气流之间存在相互作用,造成气动性能损失[11,12];部分雨滴聚集在翼型表面形成了稀薄的水膜层;受后续雨滴的撞击和气流的摩擦作用,其表面会有大量的凹坑和波纹出现。无论是凹坑,还是波纹,都严重改变了机翼表面的光洁度,影响压力梯度和边界层特性,造成气动性能损失[13,14]。

风力机湿空气研究较降雨要复杂,主要是由于湿空气的复杂物理属性,随温度、压力、速度变化明显。叶片或翼型表面湿空气形态,与湿度、温度、速度、几何形状、表面属性等有关。此外由于风力机叶片旋转,湿空气流动更加复杂。

根据湿空气的物理属性,假设湿空气中水蒸气以小液滴的形式存在,流动介质为空气和小液滴的混合物质,采用欧拉模型计算空气中水滴在翼型表面的分布情况及翼型的气动性能。通过计算各种条件下翼型表面液滴收集/冲击特性,获得液滴的收集效率,有助于风力机叶片的防冰、除冰;同时了解液滴/颗粒在不同条件下碰撞、冲击叶片表面的位置,乃至颗粒磨损叶片的速率,有助于叶片厂商或风电场有针对性的防护叶片。

1 理论模型

采用欧拉壁面膜模型,实体表面膜不需划分网格,以表面虚拟膜代替,不影响核心流动动量场,多数情况下,表面薄膜的分离、脱落、蒸发不影响核心流动场的流动。通常情况下,模拟此种类型薄膜占用极大计算资源,尤其在多相工况下精确计算相间通量,需要极细的网格模拟水膜。欧拉壁面膜模型可以预测收集效率、耦合离散相模型,满足模拟收集壁面颗粒形成水膜过程的需求。通过欧拉壁面膜模型求解3D翼型,假设膜一直平行于表面流动,则表面垂直方向速度分量为零。本文将水分考虑为小液滴,液滴在表面汇集成水膜,因此,本次计算不考虑相变[20]。

液滴撞击固体表面大部分形成薄液膜,撞击表面时可能发生集中情况,形成近似球形的液滴,部分液滴反弹离开表面且速度发生改变,此外能量中等且较大的液滴,撞击表面汇入液膜,改变液膜的流动、形状分布。液膜的厚度与表面曲率半径相比要小的多,所以默认液膜的运动方向平行于表面。

1.1 质量守恒方程

1.2 膜动量守恒方程

式中,ρl液体密度,h为膜高度,%s为表面梯度算子,Vl为平均膜速度,ms为每单位壁面积质量源。

1.3 膜能量守恒方程

式(3)中,Ts为界面温度;Tf为膜平均温度;Tw为壁面温度。假设膜的温度变化为线性分段变化,下半部分从壁面温度到膜平均温度Tf,上半部分由平均温度Tf到界面温度Ts。为液相撞击壁面的源项,为蒸发或凝结质量流率,L为相变潜热。不同湿度不同温度空气含水量见表1。

当离散粒子或液滴撞击壁面,会被液膜吸收,吸收后,其质量和动量增加到质量方程和动量方程的源项中,质量源项和动量源项分别为颗粒或液滴撞击表面的质量·流率,Vp,Vl为颗粒和液膜的速度。质量源项,其中αd为第二相体积;ρd为第二相密度,Vdn为垂直于壁面的相速度,A为壁面表面积。动量源项,Vd为第二相速度向量。

收集系数定义为

式(4)中,为液滴撞击表面质量流率;LWC为含水量,kg/m3;V为第二相(液滴)远场流速。

2 计算方法

翼型几何选取NACA 63418翼型,由于欧拉壁面膜模型只能使用三维几何模型,计算翼型厚度选取1 m的标准翼型,弦长1 m。计算域及翼型周围网格分别如图1、图2所示。翼型前方选取20倍弦长,后方选取25倍弦长;网格节点数,翼型表面280个节点,远场方向为180个节点,尾缘到出口方向为150个节点,翼型厚度方向45个节点,网格总数约200万,翼型表面第一层网格高度为5&10-7m。入口为压力远场边界,出口为自由出流。计算将水分看作小液滴,因此求解气液两相流动,液滴直径选取16μm。模型选用K-omega SST模型。

3 结果与分析

3.1 升阻力系数

图3为2°和10°攻角下升力系数随湿度变化曲线,由图3可知,两种攻角翼型,温度和速度相同时,随湿度的增大,升力系数减小;相同湿度相同温度时,速度越高,升力系数越大;相同湿度相同速度工况下,温度越高,系数越小,两种攻角下升力随湿度增大都呈减小趋势。对比两种攻角升力系数,湿度相同,2°攻角下低温低速升力系数高于高温高速的升力系数,与10°攻角相反,可能攻角增大引起的,这还需要更多工况数据验证。

图4为两种攻角阻力系数变化图,可以看出,两种攻角阻力系数随湿度增大,趋势变化相同,阻力系数都增大,这与升力系数变化趋势相反。两种攻角翼型几何,相同湿度下,温度相同,速度越高,阻力系数越低,速度相同,温度越高阻力系数越高。因此,湿度对翼型升阻力系数有影响。

表2为两种攻角对应雷诺数下干空气的升阻力系数。与湿度条件下的升阻力系数对比可以看出,湿度条件下的升力系数低于对应干空气的升力系数,而阻力系数正好相反,湿空气下的翼型阻力系数大于干空气翼型的阻力系数。

3.2 压力

由图5表面压力系数曲线可以看出,2°攻角翼型,在30 m/s速度工况,湿度从50%到90%范围,303 K温度时表面压力系数变化跨度很小,313 K温度时表面压力系数变化范围较大;45 m/s风速时,除了低温低湿度(303 K,RH=50%)工况,其他工况表面压力系数变化很小,可能是由于翼型表面汇集水膜达到平衡。与2°攻角翼型相比,10°攻角翼型表面压力系数变化相似,30 m/s时,高温时湿度对表面压力系数的影响大于低温时湿度对表面压力系数的影响。45 m/s风速时,两种温度下,翼型表面压力系数的变化幅度都很小,但是计算工况范围内温度对压力系数的影响还是大于湿度对压力系数的影响。对比两种风速的两种翼型表面压力系数,30m/s风速时,2°和10°攻角翼型的表面压力系数大小相近,曲线形状相似,而45 m/s风速时,随着攻角的增大,压力系数变化明显。

3.3 速度

高湿度空气中的水滴在翼型表面汇集,形成水膜,影响边界层流动。如果翼型对表面粗糙度敏感,并且机翼受到诸如灰尘、雨滴中的微粒或者昆虫的污染,则失去良好的性能,而水膜的形成更容易使昆虫、盐雾等颗粒吸附在翼型、叶片表面。对于风力机而言,污染使性能随时间改变,海上风机或岸边风机,空气中湿度大,水滴颗粒或盐粒在叶片表面聚集,如果叶片翼型对粗糙度敏感,功率输出极大的受风向影响。

图6为10°攻角翼型不同湿度、风速下翼型上表面速度向量图,图中竖直线代表该处的位置线。从图中可以看出,湿度、风速影响边界层的分离。图6(a)为未开启膜收集模型时同一位置的速度向量图。对比发现,未开启膜收集模型时,相同风速相同温度下,湿度越大,分离点越靠后,说明湿度有延迟分离的效果,虽然效果不明显。相同温度相同湿度下,风速越大,分离越早发生;综合各种工况对比发现,水含量越多,对分离的影响越明显。

图6(b)、图7(a)、图7(b)分别是开启膜收集模型后不同位置及各种工况的近似分离点向量图。对比截面不同风速、温度、湿度下的速度向量,发现相同温度相同风速时,90%湿度较50%湿度提早发生分离,即湿度越大,分离位置越靠近前缘;相同温度相同湿度时,低风速发生分离的位置点靠近前缘点;相同风速相同湿度条件下,空气温度越高,越早发生分离。

对比图6(b)、图7(a)两图,发现不同工况分离规律不同。温度为30℃,30 m/s风速工况下,x=0.345 m位置处,90%相对湿度工况已发生分离,50%相对湿度刚开始分离;x=0.397 m位置处,两种湿度都已发生分离,90%湿度较50%湿度分离严重。45 m/s风速时,分离规律与30 m/s风速相反,x=0.345 m位置处,50%湿度和90%湿度都没有发生分离,x=0.397 m位置处,50%湿度时已经发生分离,而90%湿度接近发生分离。

温度为40℃,30 m/s风速工况下,x=0.345 m位置处,与30℃工况相似,90%相对湿度工况已发生分离,50%相对湿度刚开始分离;x=0.397 m位置处,同样与30℃工况相似,分离位置与速度向量大小接近;45 m/s风速时,x=0.345 m位置处,50%湿度和90%湿度都没有发生分离,x=0.397 m位置处,两种湿度都已发生分离,90%湿度较50%湿度分离严重。因此,通过对比分析发现,除了30℃,45m/s工况,湿度增大,延迟分离外,其余计算工况都是随着湿度增大,分离提前。图7(b)为各种工况下的近似分离点位置,通过比较分离点位置,湿度对流动分离的影响更加清晰可见。

3.4 体积分数

图8(a)、(b)为不同工况翼型表面水体积分数三维数据图,通过数据曲线,能够直观的了解表面液体水的分布及其数值。2°和10°攻角,正对流动方向前缘位置水体积分数最高,气流分流后水体积分数迅速降低为零,然后沿流动方向,水体积分数逐渐增大,直到尾缘。

3.5 膜厚度

图9为两种攻角翼型各工况的翼型表面膜厚度曲线。膜厚度影响表面边界层的流动。两种攻角的翼型膜厚度分布曲线相似,前缘点附近厚度最大,从前缘点开始,沿翼型表面流动方向厚度逐渐变薄。相同攻角翼型,对比不同湿度、风速工况曲线,发现一定温度一定风速条件下,随着湿度的增大,膜厚度增大;风速一定湿度一定,温度越高,膜厚度越大,且膜在较大范围内保持最大厚度,这主要是空气中含水量高造成的;10°攻角和2°攻角,45 m/s风速较30m/s风速工况,形成水膜的范围要大,主要原因是大风速时,空气与膜交界处的剪切力大,剪切力驱动水膜在翼型表面运动的距离大。

3.6 液滴收集系数

图10为两种攻角水滴在翼型表面撞击的收集系数。水滴收集率(也称水滴局部收集系数)定义为物面某局部区域实际所收集的水量与该区域可能收集的水量最大值之比,它表征了部件表面的水滴撞击范围以及撞击区域内水量的分布,是最重要的水滴撞击特性参数。由图可以看出,两种攻角翼型,前缘位置液滴收集系数最高,其次是尾缘。相同翼型相同速度下,50%湿度的收集系数高于90%湿度。液滴收集系数最高的前缘和尾缘是液滴或颗粒碰撞最频繁的区域,也是复杂环境下结冰或磨损最严重的区域,需要针对性的进行防护。

4 结论

采用欧拉壁面膜模型研究湿度条件下的翼型气动特性。湿空气中的小液滴会在翼型表面汇聚、脱落,影响翼型气动性能。

(1)湿度影响翼型的升力。2°攻角和10°攻角翼型,随湿度的增大,升力系数减小;相同湿度相同温度时,速度越高,升力系数越大;相同湿度相同速度工况下,温度越高,系数越小。

(2)两种攻角阻力系数随湿度增大。两种攻角翼型几何,相同湿度下,温度相同,速度越高,阻力系数越低,速度相同,温度越高阻力系数越高。

(3)湿度影响边界层流动分离,大部分工况随着湿度增大,流动分离提前。

(4)通过翼型表面水体积分数及形成的水膜分析,结合液滴在翼型表面的收集系数曲线发现,水滴主要在翼型前缘正对来流区域汇集,以及翼型尾缘会有少量积聚,因此,据此推断,在一定湿空气条件下,最容易昆虫或灰尘污染、寒冷天气下结冰的区域主要在前缘区,同时也是最容易磨损的区域,针对室外环境恶劣条件下的风力机运行叶片,翼型前缘及尾缘区是重点防护的区域。

摘要：为显示湿空气条件下的翼型特性及提供可选择的求解方法,采用计算流体力学方法研究湿空气条件下翼型周围流场及气动特性。将湿空气看作干空气和小液滴的混合气体,使用两相离散模型求解Re=2×106和Re=3×106下不可压缩空气流场翼型特性。对比了两种攻角下不同湿度空气和干空气的升阻力系数,结果显示湿空气对翼型气动性能有影响。湿空气升力系数较干空气要小,阻力系数较干空气大。升力系数随湿度增大减小,阻力系数随湿度增大而增大。通过流场及边界层流动分析发现,湿气促使流动提前分离。

双向气动快速开关阀动态特性分析 篇10

目前对高速阀门的研究多以电磁阀[1,2]为对象,然而,一些易燃易爆介质场合(如军工用高压氧气阀门)无法使用电磁阀,此外电磁阀存在大流量和高频响之间的矛盾。使用气动阀进行远距离集中控制或就地控制可解决此类问题,同时还能解决大口径阀门目前存在的能耗较高的问题。

现有蝶阀采用的是弹簧复位拔叉式传动机构[3],各方面性能均满足使用要求,但因其采用单作用结构,会存在回复弹簧变形问题,并且响应速度很大程度上受气缸性能的影响[4,5]。为此,本文采用ADAMS仿真技术[6,7,8,9]与实验测试相结合的方法[10,11],以自主研发的双向冲击气缸为动力,设计了一种快速开关阀,它不存在回复弹簧变形的问题。

1 双向气动快速开关阀动力学仿真基础

1.1 双向气动快速开关阀动力学方程

双向气动快速开关阀系统的动力学方程可用非自由质点坐标系表示,用拉格朗日乘子算法处理位置约束和运动约束后得到运动微分方程。

对于刚体,采用笛卡儿坐标和欧拉角作为广义坐标,即qi=(xi,yi,zi,ψi,θi,φi)T,对于双向快速开关阀动力学系统,有q=(q1T,q2T,…,qnT)T,其动力学微分方程为

式中,T为系统动能;q为系统广义坐标系统;为广义速度列阵;Q为广义力列阵;ρ为对应于完整约束的拉氏乘子列阵;u为对应于非完整约束的拉氏乘子列阵;φq(q,t)为完整约束方程;为非完整约束方程。

令,把式(1)降为一阶代数微分方程组一般形式,即

式中,λ 为约束反力及作用力列阵;F为系统动力学微分方程及用户定义的微分方程组;Φ 为描述约束的代数方程组;G为描述系统速度的方程组。

定义系统的状态矢量y = (qT,uT,λT)T,式(2)可写成单一矩阵方程,即

1.2 双向气动快速开关阀仿真算法

双向气动快速开关阀仿真算法采用Gear预估-校正算法,其核心在于对系统状态矢量值进行预测,通过分解系统雅可比矩阵进行求解,反复迭代,若预估结果与校正的差值小于规定误差限,则接受该解,否则重新估计、校正直到满足收敛条件。

2 双向气动快速开关阀结构设计

双向气动快速开关阀设计特点为:启闭时间一致,响应快,流量大,因此快速开关阀由双向冲击气缸、蝶阀和动力转换装置三部分组成。

如图1所示,双向冲击气缸作为执行机构为开关阀提供快速稳定的冲击力与回程力。内置换向阀的双向冲击气缸主要参数见表1。

1.后端盖2.后端盖进气口3.后蓄能腔4.通气管5.后中盖6.无杆腔7.有杆腔8.活塞杆9.前中盖10.前蓄能腔11.前端盖12.前导气管13.前中盖喷口14.后导气管15.蓄能腔进气口

图2所示为垂直板式硬密封蝶阀,阀门型号为D641-10P,阀板通径为300 mm,阀轴直径为50mm,阀板厚度为30mm,密封填料摩擦力矩为140N·m,阀座密封表面层堆焊耐高温耐腐蚀合金材料,密封圈由不锈钢片与柔性石墨片相间层叠组成。

图3所示为气动快速开关阀的动力转换装置,阀轴上端部通过花键水平固定开槽连接件,并通过活塞杆上的固定滑块将气缸冲击力转化为阀门的旋摆运动,依靠传动机构保证密封。由于双向冲击气缸冲击动能过大,并且该快速开关阀不使用弹簧力回复,因此在阀门开启过程中如不采取有效措施,双向冲击气缸就会对快速开关阀的其他部件造成破坏,故在动力转换装置的末端引进一个气动缓冲器。活塞杆在气动缓冲器的作用下减速至零,完成阀门的开启过程,同时消除过大的动能对装置造成的冲击损伤。缓冲器主要参数见表2。

1.气动缓冲器2.阀轴3.滑块4.螺母5.活塞杆6.气缸

3 双向气动快速开关阀实验测试与仿真分析

在使用ADAMS对快速开关阀进行仿真前,需要获取仿真所需双向冲击气缸的参数性能,即冲击气缸位移与速度之间的关系。 为此,采用实验测试的方法,通过Hotshot mega高速相机捕捉气缸位移-速度函数,如图4所示,图中,p为工作气源压力。

在0.7MPa工作气源压力下,将0.06s内双向冲击气缸活塞杆的运动情况以速度函数的形式输入到ADAMS中。

通过ADAMS对双向气动快速开关阀进行动力学仿真,将蝶阀(图5)的固定约束阀体省略,简化为阀轴,双向冲击气缸仅作为驱动设备,简化为活塞杆。 通过ADAMS提供的四种约束将开关阀构件组成一个机构系统,见图6。

快速开关阀为垂直板式结构,阀板两边受到的水流冲击力相等,相当于在无水流冲击下进行仿真。选取阀轴顶端垂直于动力转换装置的边缘点和滑块顶端圆面中心点为观察点。气动快速开关阀未安装缓冲装置时的动力仿真结果如图7所示。活塞杆的速度、位移曲线表明活塞杆在阀门开启过程中一直加速,在0.01s和0.015s时加速度发生突变,这与动力转换装置的结构有关,活塞杆最大速度达7m/s,最大位移为140mm;阀门在0.005s之后角速度快速上升,在0.03s达到角速度最高值78.5rad/s,并在0.034s时开始下降,阀门开启运动比较平缓;阀轴轴向速度始终不为零,由伯努利方程可知,阀轴转速过快,受到向上的升力。

使用PNJ011-双气室单杆插孔元件来模拟气动缓冲器,在活塞杆的作用下,通过缸体左侧缓冲腔内的气垫来吸收动能,从而达到缓冲的目的。安装缓冲器时需注意,安装位置离活塞杆太近会导致阀门不能完全开启,若太远则缓冲效果不明显,阀轴的部分残余冲击力会直接作用在密封面上,对其造成破坏。 所以缓冲器安装位置应计算准确,以保证当开关阀开度最大时,阀板的旋转速度为零并保持不动。阀门运动过程中缓冲器活塞杆应满足

式中,ps为缓冲器内部压力;S为缓冲器截面积;F为活塞杆对缓冲器的作用力;ds为缓冲器内部长度;Lx为缓冲器安装位置距动力转换装置左边顶点的距离;l为阀门有效转矩的力臂;M为阀轴有效转矩。

缓冲器安装在活塞杆轨迹线的末端,因缓冲器内部长度为30mm,所以双向冲击气缸的活塞杆在位移L为110~140mm范围内的速度取值范围为6.39~7m/s。缓冲器在运动过程中速度随着双向冲击气缸活塞杆速度的减小而减小,因为ds>L >0,所以存在一点使得Lx=L,此时,Lx即缓冲器安装的位置。 图8所示缓冲器的位移、速度、压力曲线表明,缓冲器活塞杆速度降为0时,位移最大值为20.5mm,缓冲时间为5ms,即气动缓冲装置的安装位置为活塞杆端部距动力转换装置初始顶点20.5mm处。由缓冲腔压力曲线可知,在开启过程中,内部压力逐渐增大至最大值2.48MPa。经计算,在内部缓冲压力取最大值时,缓冲器对双向冲击气缸活塞杆的反作用力远小于硬密封蝶阀的操作力矩与气源压力之和,即缓冲结束后双向冲击气缸不会回弹。

气动快速开关阀关闭时间不仅与双向冲击气缸节流孔设计、弹簧垫片缓冲设计有关,而且与气源回程压力和气动缓冲器的反作用力有关。由活塞杆位移曲线可知,123.5mm位移处所对应的时间为0.033s,因此可计算出双向快速开关阀开启时间为0.038s。由图9所示的阀门角度变化曲线可知,阀门关闭时间为0.036s,与阀门开启时间基本一致。

4 结论

(1)本文以自主研发的双向冲击气缸为执行机构,根据流量、响应速度、可靠性的要求,设计出内置气动缓冲装置的双向快速开关阀。

(2)在0.7MPa气源压力驱动下,双向气动快速开关阀启闭时间一致,耗时仅为0.038s。

(3)气动缓冲装置的安装位置为活塞杆端部距动力转换装置初始顶点20.5mm处,最大内腔压力达2.48MPa,且缓冲结束后不会导致双向冲击气缸回弹,有效避免了因冲击过快导致的阀板撞击阀座而引起的部件破坏。

(4)阀轴在开关启闭过程中转速过快,受到向上的升力,因此产生轴向175μm的位移,设计阀门时需注意。

参考文献

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气动系统教学改革探索 篇11

关键词：职业教育项目化工作导向

1.前言

在《液压与气动技术》这门课程的教学中，通常都是把重点放在液压传动的教学中。教学内容通常都是以液压传动系统为主，而把气动系统放在次要位置，有的更是没有安排气动方面的教学内容。明显的对于气动技术不够重视或者忽视了这一部分。

事实上，气动技术在生产实践领域的应用十分广泛，我作为一名职业院校的教师，感到应该给予足够的重视，因此，在教学中，比较多的安排了相关内容的教学工作。并且隨着教学工作的不断深入，逐步改进教学方法和教学内容。

2.项目化教学的优缺点

2.1 项目化教学的优点

过去，我们在教学中，采用的是项目化的教学方法，把教学内容安排到一个个的教学项目中，我们的主要方法是：

（1）把理论知识融入到项目中，加强了理论知识与实践应用的联系，强调了学与做的结合，强调和突出了学生在学习过程中的主体地位，很好的调动了学生的学习主动性，引导学生掌握理论知识，运用理论知识。改变了传统的一块黑板、一支粉笔的教学形式，提高的学生的学习兴趣，降低了学习难度。

（2）讲解典型案例，也就是项目载体，通过典型案例的讲解，找到系统规律和特征，使学生找到规律，比如溢流阀、顺序阀、减压阀等压力控制阀，虽然功能不同，但是结构上有很多的相似之处，工作过程的基本原理是相通的，这样，学生掌握比较系统地理论知识了，知识点相互联系，便于学生综合运用。

（3）在教学的同时安排实训环节，让教学所学理论与实践结合在一起，提高了学生的动手能力、使用理论的能力，在动手的过程中理解理论知识运用理论知识，学生自觉地把分散的知识点联系成为一个有机的整体。

2.2项目化教学的不足

这种教学方法在过去的教学中取得了很好的教学效果，但是存在着一些不足之处，我们学院最近加强了与德国力士乐公司的教学合作，通过了解德国力士乐公司的员工培训体系之后，更是看到了我们的教学方法的欠缺之处。主要就是学生没有实际的生产经验，无法把教学案例和生产实践结合起来。力士乐公司的培训师的做法是，学生的项目直接来源于公司的生产实际，项目本身就是公司某一岗位的生产实际应用的设备，学生可以直观的观察到所学内容的实际生产情况，这比我的教学要更好的结合了实践，学生与生产一线的接触是直接的，所以学习的效果更明确了。

3.工作导向教学方法

3.1工作导向教学方法的思路与实施：

有鉴于此，我们在教学中引入了太仓某企业的实际设备—气动机械手抓取系统，为教学项目，以此项目为中心，进行教学。要求在课程教学结束时学生设计并组装出可以实际使用的设备。

图3-1气动机械手系统参考图带领学生观察设备的运行情况，工作环境，工作条件，使得学生亲身体验工作环境和工作实际，零距离的接触到生产实际，让所学知识与生产紧密结合。

图3-2六步教学法在教学过程中，采用了六步教学法，这样一种方式，学生分组学习，讨论，教师引导、示范，指导学生完成气动机械手抓取系统的设计。

3.2 工作导向教学方法的优点：

采用了这种新的教学方式以后，取得了比较好的教学效果：

（1）理论知识的教学不再抽象难懂，学生在学习总的主体地位得到了进一步的提升，教师可以更好地发挥自身的引导作用，学习理论的过程中，学生不再是被动的，而是主动学习。

（2）学生在学习过程中是以生产实际应用为目标的，学习的目标是实际应用，有了明确的标准和目标，理论知识在应用于实际的情况下，形成了比过去更好的知识体系，并能够更多的结合机械、电器控制的学科的知识，形成更有效的知识体系。

（3）动手能力提高的同时，学生可以对企业生产有更深入的体会和了解，有机会接触企业工作人员，了解企业文化、企业管理、生产管理、劳动纪律等方面的信息，为将来的工作做了更好的准备。

结束语

新的工作导向教学方法，保持了项目化教学的优点，同时进一步加强了学生与生产实践的联系，通过教学实践，取得了较好的教学效果。

参考文献：

[1]赵美惠.德国的“双元制”教育对我国高职教育人才培养的启示.教育与职业·理论版，2010，05.

[2]张科.德国“双元制”人才培养模式的探寻及启示研究.中学生导报·教学研究，2013，07.

气动发动机进气过程流动损失分析 篇12

关键词：内燃机,气动发动机,进气阀,进气过程,压力损失

0 概述

面对环境污染及能源危机给现代汽车工业带来的巨大压力,新能源车用动力技术研究在全球范围广泛展开[1,2],其中包括以高压空气为储能介质进行膨胀做功的气动发动机。气动发动机工作过程中不存在污染物排放,属于"绿色动力",因而受到广泛关注。然而,气动发动机尚未突破工质能量密度低、能量转化效率低的技术瓶颈。

浙江大学在气动发动机领域进行了长期理论分析[3,4,5,6,7,8,9,10]及试验研究工作,结果表明:气动发动机进气过程流动损失是造成其能量转化效率低的主要原因之一。本文以自主研发的旋转阀进排气机构气动发动机为研究对象,根据计算流体力学原理,结合动网格技术,通过对气动发动机进气过程流动损失进行定量分析,探寻气动发动机进气损失产生机理及其规律。

1 进气过程数学模型

气动发动机进气过程可视为可压缩流体一维流动,满足由连续性方程(式(1))、动量守恒方程(式(2))和可压缩气体状态方程(式(3))组成的控制方程组[11]。

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式中,ρ为流体密度;t为时间;v为流体速度;Sm为质量源项;p为流体压力;undefined为作用在流体垂直方向上的应力;ρg和F分别为重力和体积力;R为气体常数,R=287 J/(mol·K);T为气体热力学温度。

此外,引入关于湍流动能k及湍流耗散率ε的2个方程,组成k -ε双方程模型,以计算流体力学软件FLUENT为平台对进气过程进行仿真研究。

2 计算网格划分及边界条件设定

气动发动机旋转阀配气机构结构如图1所示。鉴于其结构对称性,取中心剖面作二维数值计算,计算初始时网格如图2所示。其中,进、排气道沿气缸中心线对称布置,进气过程中旋转阀转角变化可通过动网格技术实现。对象结构参数及运行参数见表1。

3 计算结果分析

3.1 进气道流场分析

图3为在表1给定运行参数及工况下,气动发动机进气过程中,进气阀入口及出口的瞬时速度场。

由图3可见,曲轴转角为6°CA时,进气阀入口和出口的局部最大流速分别为252 m/s和336 m/s,进气阀出口处部分区域流速已接近当地声速。压缩空气流经进气阀入口及出口时的加速效应造成了局部强烈湍流,导致气体可用能损耗;而随着进气阀开度增加,喷管加速效应逐渐减弱,湍流动能耗散也逐渐降低;曲轴转角为36°CA时,进气阀处于全开状态,压缩空气流经进气阀产生的加速效应已基本消失,流速分布趋于均匀,且已明显下降为85 m/s;之后气动发动机进气过程持续,进气阀开度减小,气流流经进气阀产生的喷管加速效应再次出现,然而由于此时缸内压力处于较高水平,进气阀上下游压差已不如进气过程初期时明显,因此局部最大速度有所降低。

造成这种现象的原因是流体通过截面积突变处产生的喷管加速效应,根据定熵流动伯努利方程[12]:

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式中,A为流体流通面积;u为流速;dA与du分别为流通面积与流速变化;Ma为马赫数。根据式(4)可知,Ma<1时,即流速低于当地声速时,流通面积缩小会使流体加速。在进气过程初期,由于进气阀开度较小,此时进气道与进气阀交界处可视为收缩喷管喉部,而由于压缩空气在进气阀前端的流速低于声速,因此压缩空气通过进气阀时会产生明显加速,从而产生压力损失。

3.2 进气过程压力损失

图4为气动发动机进气过程中,压缩空气总压及进气阀上下游压差随曲轴转角变化情况。其中,横轴为气动发动机进气过程曲轴转角,范围为0°CA至进气阀最大开度时72°CA;纵轴为压缩空气流经进气阀产生的压力损失。

从图4可以看出,进气过程初期,由于进气阀开度较小,压缩空气在流动过程中湍流耗散较强,压缩空气在流经进气阀时压力损失较大。曲轴转角6°CA时,压缩空气压力损失为0.75 MPa,占进气总压的75.6%。随着进气过程持续,压力损失呈现逐渐下降趋势,曲轴转角36°CA时,进气阀开启面积达到最大,此时压力损失仅为0.007 9 MPa,占进气总压的0.79%,几乎可以忽略。之后,进气阀开度减小,压力损失再次呈现上升趋势,然而由于进气阀内部流速降低,压力损失及其变化率均低于进气过程初期。

此外,从图4还可以看出,压力损失随时间呈现非线性变化趋势:在进气过程初期,压力损失随时间变化率较大;在进气过程中期,变化趋于平缓;进气过程后期又出现上升趋势,然而变化率低于进气过程初期。在进气阀后取控制体积如图5所示,根据控制体连续性方程微分形式(式(5))和理想气体状态方程(式(3))的微分形式(式(6)),并结合图3所示的速度分布可以看出:由于在进气过程初期,进气阀后压缩空气流速分布极不均匀,且随时间下降较快,因此此时进气阀压力损失呈现快速下降趋势;随着进气阀开度增加,整个进气道速度分布逐渐趋于均匀,压缩空气流速也有大幅下降,此时进气阀后流速随时间变化趋势已不明显,因此压力损失逐渐平稳。

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3.3 不同运行条件下的进气损失

3.3.1 不同进气压力下的进气损失

图6为不同进气压力下,进气阀开启过程中,压缩空气流经进气阀的压力损失及其比例变化趋势,气动发动机转速保持在1 000 r/min。其中横坐标为进气阀转角0°～18°,对应曲轴转角0°CA～36°CA。

从图6中可看出,随着进气阀开度增加,压缩空气的压力损失呈现逐渐降低趋势,这与图4的趋势相吻合。此外,随着进气压力提升,压力损失逐渐增大,原因是随着进气阀上下游压差增大,压缩空气在流动过程中局部速度增加,湍流强度增大,从而导致湍流损失上升。而从图6还可看出,压力损失比例随进气压力的变化趋势并不明显,当进气阀转角为3°时:进气压力为0.6 MPa时,压力损失比例为71%;当进气压力提升至1.0 MPa时,压力损失比例仅上升至75%。随着进气阀开度增加,不同进气压力下压力损失比例基本保持不变。因此可以看出,进气阀在某一固定转角下,对于不同的进气压力,压缩空气的压力损失比例基本保持恒定。

3.3.2 不同转速下的进气损失

图7为不同转速下进气阀开启过程中,压缩空气流经进气阀的压力损失变化趋势,气动发动机进气压力保持1.0 MPa。

从图7可看出,压力损失随进气阀转角的变化趋势与之前类似。随着气动发动机转速提升,压缩空气压力损失比例在各个转角下均有所上升。这是由于发动机转速上升时进气阀转动速度也随之上升,在高转速下进气阀截面随时间变化率升高,引起进气阀内部流场局部速度梯度增加,使得湍流损失增大。此外,与图6相比,图7中压力损失比例随转速变化趋势相要明显。结合图6和图7可看出,若使气动发动机工作在低转速区域,并适当提升进气压力,可将进气过程流动损失保持在较低水平。此外,对进气机构进行优化,组织更理想的进气流动形式,是降低气动发动机进气损失的关键措施。

4 试验探索

为了验证上述计算结果,搭建了气动发动机试验台架,并进行了试验研究。由于气动发动机进气阀尺寸较小,无法直接在进气阀上布置测点以测量进气阀前后流速,因此本文利用气动发动机气耗率反映流动损失,其定义为

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式中,bair为气动发动机气耗率,kg/(kW·h);Qair为压缩空气质量流量,kg/h;P为气动发动机输出功率,kW。从式(7)可看出,气耗率反映了气动发动机将压缩空气压力能转化为输出功的能力。试验运行工况为气动发动机保持进气压力1 MPa,试验结果如图8所示。

从图8可看出,在低转速区域,气动发动机气耗率保持较低水平;随着转速上升,气耗率呈现缓慢上升趋势;当气动发动机转速接近1 000 r/min时,气耗率上升趋势逐渐明显;转速超过1 000 r/min时,气动发动机气耗率随转速快速增长。这是由于气动发动机在低转速区域运行时流动损失较低,随着转速提升,流动损失上升较明显,而压缩空气压力能转化为输出功的部分却逐渐下降,因此气耗率呈现上升趋势。通过试验亦可以看出,气动发动机更适合在低转速区域工作。

5 结论

(1)压缩空气流过进气阀产生的喷管加速效应是造成气动发动机进气流动损失的主要原因,在进气阀开度较小时,流体加速效应明显,压力损失较大,随着进气阀开度增加,压力损失逐渐降低。

(2)在进气过程初期,压缩空气在进气阀后压力损失随时间下降较快;随着进气过程持续,压力损失变化率逐渐降低;进气过程末期,压力损失再次升高,其变化趋势不如进气过程初期明显。

(3)压缩空气流经进气阀的压力损失比例随进气压力变化趋势不明显,随转速上升而增加。

(4)使气动发动机工作在低转速区域,并适当提高进气压力,可以将其进气过程流动损失保持在较低水平。此外,进气机构的优化及进气流动形式的理想组织是降低气动发动机进气损失的关键。

参考文献

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