结构参数优化（精选9篇）
结构参数优化 篇1
在测量烟丝结构时我们使用的设备为振动分选筛。通过对质量报表整丝率、碎丝率的调取以及实际取样测试发现, 现有振筛所测数据变化不大, 波动较小。但不同批次间的烟丝经过卷烟机卷制后重量和吸阻却有明显的波动。
振动分选筛只有三层筛网, 网孔孔径分别为3.35MM、2.5MM、1.0MM, 在检测烟丝结构过程中取3.35MM网孔以上及2.5MM以上的烟丝合并计算整丝率, 取1.0MM网孔以下的烟丝计算碎丝率。这样在对烟丝检测时就存在盲区, 其网孔孔径跨度较大, 不能将烟丝结构细分从而找出最适合卷烟机卷制的烟丝组份, 也不能对最优烟丝结构进行分析和验证。
工艺技术人员在对单支卷烟进行物理指标测试中发现, 单支重量和单支吸阻有密切的关系, 而单支重量较轻或较重都会影响烟支的吸阻数值, 那么就要对成品烟支的烟丝结构进行研究, 了解其组份, 找出最优烟丝结构, 满足烟支重量及吸阻的双重要求。
主要做法及内容:
(1) 固定一台卷烟机取跑条烟丝, 对其进行烟丝物理结构测试, 并将跑条丝再次通过吸风送丝进行卷制测试其烟支物理指标, 测试数据如表2:
测得跑条丝整丝率为82.4%, 碎丝率为5.7%。
(2) 取正常加香后烟丝, 将烟丝经过风选设备进行造碎, 造碎后对烟丝检测其物理指标, 并将烟丝通过吸风送丝进行卷制测试区烟支物理指标, 测试数据如表3:
正常加香后烟丝经过风选测得整丝率为90.3%, 碎丝率为1.46%。
(3) 取跑条烟丝, 将烟丝经过风选设备设备进行造碎, 造碎后烟丝检测其物理指标, 并将烟丝通过吸风送丝进行卷制测试区烟支物理指标, 测试数据如下表4:
跑条烟丝经过风选测得整丝率为80%, 碎丝率为5.9%。
从上面三次试验得出结论跑条烟丝相比其他两组试验烟丝的结构更适合卷烟机卷制, 其质量标偏相对有所降低, 我们再对其进行烟丝结构的细分, 找出其详细的物理指标。
对振动分选筛的网板就行改造, 将固定式网板改为可拆卸更换网板, 设计网板网孔大小分别为直径1.0mm、2.0mm、3.0mm、4.0mm、5.0mm、7mm、10mm、15mm、20mm、30mm、40mm、50mm, 方便是对烟丝机构进行细分。
使用改造后的振动分选筛, 分别更换直径为1.0mm、2.0mm、3.0mm、4.0mm、5.0mm、7mm、10mm的网板对跑条烟丝进行筛分, 数据统计如表5:
本次研究找到了最适合卷烟机卷制的烟丝物理指标参数, 详细了解了适合卷烟机卷制的不同长度烟丝的配比以及组份, 对进一步分析不同牌号烟丝物理指标起到了概念性的意义, 为稳定卷烟机性能提供了有力的支撑, 保证了烟支的质量稳定性, 降低了烟支重量标偏。
摘要：卷烟厂制丝车间烟丝结构的稳定性对烟支质量标偏、卷烟吸阻、原料消耗有直接影响, 通过查看数采分析发现烟支的重量以及吸阻在不同批次烟丝下有较大波动。稳定批间烟丝结构, 找出最适合卷烟机卷制的烟丝结构对提高产品质量有很大的帮助。
关键词：振动分选筛,烟支质量标偏,烟丝结构
结构参数优化 篇2
固体火箭发动机参数调整的优化方法
分析了固体火箭发动机研制阶段地面试验性能与设计目标之间存在偏差的原因,提出了工程上参数调整的对象,并以性能和工程双重条件作为约束,建立了以燃烧室压强为目标函数的数学模型.在优化计算、分析的基础上,进行发动机设计参数的.调整.经工程实际验证,取得了较好的效果.
作 者：赵文胜 陶善治 作者单位：航天科工集团公司31所,北京,100074刊 名：推进技术 ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF PROPULSION TECHNOLOGY年，卷(期)：23(1)分类号：V435.1关键词：固体推进剂火箭发动机 发动机性能参数 参数最优化 调整
结构参数优化 篇3
立方氮化硼 (cubic Boron Nitride, 简称cBN) 是1957年由美国G.E公司的H.R.Wentorf首次研制成功的一种硬度仅次于人造金刚石的第二种人工合成的超硬材料[1]。聚晶立方氮化硼复合片 (Polycrystalline cubic Boron Nitride, 简称PcBN) 是1970年出现的新型高性能超硬刀具材料, 其为硬态切削、干式切削、绿色加工等现代加工技术开拓了广阔的应用前景[2], 目前已经成为黑色金属高效、高速和高精度加工的最佳工具材料[3]。对于PcBN刀具来说, 要求高速硬态切削用PcBN刀具材料不仅具有良好的耐热性能 (耐热性、抗氧化性等) , 同时还特别要求PcBN刀具材料具备良好的高温力学性能、抗热冲击性以及刀具长的使用寿命和高的使用安全可靠性[3,4,5]。
除了要求材料本身的性能之外, 对于PcBN刀具材料刀具的几何角度设计也至关重要, PcBN刀具的切削性能主要包括刀具寿命和工件已加工表面质量两个方面, 而合理的几何结构参数和较优的切削工艺条件对切削时金属的变形、切削力、切削温度和刀具磨损都有显著影响, 可以在达到加工质量和刀具寿命的前提下提高切削加工的生产率、改善加工质量、降低企业的生产成本。前角的大小直接影响切削刃的锋利, 切屑流出阻力、摩擦力与切削变形的大小, 有时为了避免过大的拉应力使刀尖承受机械冲击, 通常采用负前角。PcBN复合片脆性比硬质合金要大, 因此在刀具设计时要着重考虑刀刃及刀尖强度问题。通常要进行刃口强化, 一般正常的刃口强化带是均匀一致的, 它是一种微小的圆形刃口。在加工时, 其尺寸和几何形状要非常精确, 目的是使切削刃的强度和性能达到最佳。有研究表明[6,7]:通过刃口强化处理, 刀具的耐用度可以提高一倍, 而一般PcBN刀具都在刀刃处磨出负倒棱, 以增加刃口强度, 又因为切削刃对切削力、残余应力和白层的产生都有很大的影响, 因此刃口的质量直接影响着工件的加工质量。
为了得到优化的刀具几何结构参数, 本文采用正交试验对刀具进行设计。正交试验设计是一种高效率、快速、经济的试验设计方法, 如果变化因素只有一个, 试验设计比较简单, 则可以通过全面试验来完成;在有两个变化因素时, 如果试验的水平数不多, 正交试验与全面试验区别不大;当试验因素为3个或者超过3个时, 全面试验法的缺点就暴露出来了。因此, 对于试验因素为3个及3个以上的试验优化问题, 采用正交试验法就有非常显著的优越性。
1 试验设计方案
刀具寿命直接影响着硬态切削加工的成本, 因此对于刀具设计是至关重要的指标。其中累积切削时间和累积被切除材料体积是较为常用的测量刀具寿命的两种不同评判标准[8]。本次试验采用刀具累积切削时间作为评判刀具寿命的标准。
本次试验结构采用焊接式PcBN刀具, 在CA6140A车床上进行切削测试, 由于PcBN材质本身的特性, 因此必须在刃口处磨出负倒棱, 这一方面能增强刀刃强度, 避免了刀具早期使用过程中的脆性破损, 延长了刀具寿命;但另一方面又由于负倒棱对工件表面有一定挤压作用, 加剧了切削变形, 致使切削热增加, 切削温度升高, 导致刀具的热磨损加剧, 降低刀具寿命, 因此对负倒棱的设计至关重要。本次设计的还有刀尖圆弧半径和后角。其主要设计参数如表1:
刀具的其它几何参数为:前角0°、刃倾角0°、主偏角93°、副偏角5°、倒棱宽度0.2mm。
本次试验因素为3个, 所以用正交试验来进行设计, 表2设计的水平数和因素数均为3个, 因此选取正交表L9 (34) 为本次试验的正交表, 如表2所示。
2 结果
表3为上述切削试验PcBN刀具的寿命。从表中可以看出:9#样刀的刀具寿命最长, 即当刀尖圆弧半径为0.8mm, 倒棱角度为-15°, 刀具的后角为6°时, 刀具的寿命最长, 为76min。
根据表3的试验结果, 计算各因素与各水平的刀具寿命之和K1、K2、K3与三因素指标的平均k1, k2, k3, 以及极差R=kmax-kmin的值, 见表4所示。
由表4的极差分析结果可以看出, 各列的极差不相等, 说明各因素水平的改变对试验结果的影响是不相同的, 极差越大, 表示该列因素的数值在试验范围内的变化, 会导致试验指标在数值上有更大的变化, 所以, 极差最大的那一列, 就是因素的水平对试验结果影响最大的因素, 也就是影响刀具寿命的主要因素;反之, 则是次要因素。所以, 根据计算出的极差的大小, 可以推测对刀具寿命影响大小的主次顺序为倒棱角度、刀尖圆弧半径和刀具的后角度数。为直观起见, 用试验因素做横坐标, 刀具寿命之和平均做纵坐标, 画出因素与指标的关系图, 如图1所示。
根据表4和图1可以看出:当刀尖圆弧半径为0.8mm、倒棱角度为-15°、刀具的后角为6°时, 刀具的寿命最长。
为了区分因素各水平对试验结果的差异究竟是由于试验因素不同引起的, 还是由于试验误差引起的, 以及为了估计试验误差的大小以及精确的估计各因素对试验结果的影响大小, 对上述正交试验结果进行了方差分析。
根据正交试验方差分析方法[9], 其总偏差平方和为:
列偏差平方和为:
总自由度:dfT=n-1;因素自由度:dfj=m-1。
其中:本正交试验总次数为n=9, 每个因素水平数为m=3, 每个水平重复次数r=3。
因素的显著性影响因子为:
将表4中的数据代入式 (1) ~式 (3) , 可计算得出:
同理可得SSB=485;SSC=58;SS空列=21。
自由度:dfA=dfB==dfC=df空列=3-1=2
方差:, MSA=SSA/dfA=956/2=478同理:
根据以上计算, 进行显著性检验, 列出方差分析表, 结果见表5。
从上表的显著性分析可以看出, 因素A高度显著, 因素B显著, 因素C不显著。因此三因素的主次顺序为:A>B>C, 即倒棱角>刀尖圆弧半径>后角, 这与前面的极差分析结果相一致。
为了证明本次正交试验的结果可以作为刀具设计的有效参考, 对第9号样刀重新刃磨两次, 进行切削对比试验, 结果每次的刀具寿命为71min和83min, 符合试验设计结论。因此, 可以确定合理的刀具几何参数为刀尖圆弧半径0.8mm, 倒棱角度为-15°, 刀具后角为6°, 此时刀具的寿命最长。
从图1曲线对比中可以看出, 刀具在负倒棱前角为-20°和-10°时, 后刀面的磨损较为严重;当刀具负倒棱角度为-15°时, 刀具后刀面磨损量较小, 刀具寿命相对较长。相比之下, 负倒棱前角在-20°时刀具的后刀面磨损更大一些。在刀具后刀面磨损到一定值时, 负倒棱前角为-15°的刀具累计切削时间大概为-20°时的两倍左右。由以上分析可知, 当倒棱角为-15°时, 刀具的累计切削时间最长, 即此时刀具的使用寿命最长。
3 试验分析及讨论
在刀具切削过程中, 由于倒棱实际起着前刀面的作用, 切削主要集中在倒棱区域, 如图2所示。
当倒棱角适量增大时, 切削力也随之增大, 但由于切削刀具与工件之间接触面积增大, 刀具与工件间产生大量切削热, 使得切削温度升高, 金属的软化速度和程度都有所加大, 切削力大幅度变小。笔者认为在负倒棱前角为-20°时, 实际是把刀具磨出一个20°的负前角, 由于前角过大, 增大了切削过程中的切削力和切削温度, 致使刀具磨损加快, 提前达到刀具的使用寿命。而当取-10°的负倒棱前角时, 磨损反而比-15°快的原因, 可能是由于在-10°时, 切削温度没有使工件表面被切削层达到金属软化温度, 未能使工件表面硬度明显降低, 加剧了刀具的磨损, 而负倒棱为-15°时, 刀具的耐磨性最好, 使用寿命最长。
J.M.Zhou[10]等人认为倒棱刀具在切削过程中, 刀具表面的应力可以分解为垂直于刀具切削部分表面的压应力以及平行于刀具切削部分表明的剪应力, 而压应力在倒棱底部处达到最大值。因此有在倒棱底部的棱角处磨出圆弧, 以减少此处在切削过程中因应力集中而引起的刀具磨损。国外己经有研究人员开始了这方面的刀具几何参数优化设计的研究, 但由于试验的条件所限, 本次试验未对这方面做深入的研究。
摘要：旨在探究刀尖圆弧半径、倒棱角度和后角对刀具寿命的影响情况, 用国外PcBN复合片制作了切削GCr15轴承钢用刀具。采用正交试验得出了PcBN刀具使用寿命影响因素的主次顺序分别为倒棱角度、刀尖圆弧半径和后角, 并分析了产生此结果的原因。最后用得到的最优参数重新进行了切削试验, 其切削结果与正交试验所得结果一致, 确定了合理的刀具几何参数为刀尖圆弧半径0.8mm、倒棱角-15°、后角6°, 此时PcBN刀具的寿命最高。
关键词：聚晶立方氮化硼复合片,正交试验,倒棱角,刀尖圆弧半径,后角
参考文献
[1]刘献礼.聚晶立方氮化硼刀具及其应用[M].哈尔滨:黑龙江科技出版社, 1999.
[2]M.W.Cook, P.K.Bossom.Trends and recent developments in the material manufacture and cutting tool application of polycrystalline diamond and polycrystalline cubic boron nitride[J].International journal of refractory metals&hard materials, 2000 (18) :147-152.
[3]王光祖, 张相法.立方氮化硼[M].郑州:河南科技出版社, 1995.
[4]高富有, 江晓乐, 等.立方氮化硼刀具技术[J].工具技术, 1992, 26 (3) :39-41.
[5]丁维军, 张弘韬.立方氮化硼刀具的现状与发展[J].机械研究与应用, 1995 (4) :30-31.
[6]Jiang Hua, Raiv Shivpuri, Xiaomin Cheng.Effect of feed rate, workpiece hardness and cutting edge on subsurface residual stress in the hard turning of bearing steel using chamfer hone cutting edge geometry[J].materials science and engineering A394 (2005) 238-248.
[7]Patrik Dahlman, Fredrik Gunnberg.The influence of rake angle cutting feed and cutting depth on residual stresses in hard turning[J].Journal of Materials Processing Technology147 (2004) 181-184.
[8]卢秉恒.机械制造技术基础[M].机械工业出版社, 1999.8.
[9]李志西, 杜双奎.试验优化设计与统计分析[M].北京:科学出版社, 2010.
结构参数优化 篇4
在最后添加如下内容：
net.ipv4.tcp_max_tw_buckets = 6000
net.ipv4.ip_local_port_range = 2048 65000
net.ipv4.tcp_tw_recycle = 1
net.ipv4.tcp_tw_reuse = 1
net.ipv4.tcp_syncookies = 1
net.core.somaxconn = 262144
net.core.netdev_max_backlog = 262144
net.ipv4.tcp_max_orphans = 252144
net.ipv4.tcp_max_syn_backlog = 252144
net.ipv4.tcp_timestamps = 0
net.ipv4.tcp_synack_retries = 1
net.ipv4.tcp_syn_retries = 1
net.ipv4.tcp_fin_timeout = 1
net.ipv4.tcp_keepalive_time = 30
保存并输入sysctl -p使设置生效
解释：
net.ipv4.tcp_max_tw_buckets
设置timewait的值
net.ipv4.ip_local_poet_range
设置允许系统打开的端口范围
net.ipv4.tcp_tw_recycle
设置是否启用timewait快速回收
net.ipv4.tcp_tw_reuse
设置是否开启重新使用，即允许将TIME-WAIT sockets 重新用于新的TCP链接
net.ipv4.tcp_syncookies
是否开启SYN cookies，如果启用该功能，当出现SYN等待队列溢出时，使用cookies来处理
net.core.somaxconn
web应用中listen函数的backlog默认会将内核参数的net.core.somaxconn限制到128，而nginx定义的NGX_LISTEN_BACKLOG默认是511，所以必须调整
net.core.netdev_max_backlog
该参数用于设置被传送到队列数据包的最大数目
net.ipv4.tcp_max_orphans
该参数用于设置linux能够处理不属于任何进程的套接字数量的大小
net.ipv4.tcp_max_syn_backlog
该参数用于记录尚未被客户端确认信息的链接请求的最大值
net.ipv4.tcp_timestamps
该参数用于设置使用时间戳作为序列号，在高并发环境下，开启该功能会出现异常，因此要关闭
net.ipv4.tcp_synack_retries
该参数用于设置SYN重试次数
net.ipv4.tcp_syn_retries
该参数用于设置在内核放起建立链接之前发送SYN包的数量
net.ipv4.tcp_fin_timeout
表示如果套接字有本端要求关闭，这个参数决定了它保持在FIN-WAIT-2状态的时间
net.ipv4.tcp_keepalive_time
结构参数优化 篇5
应用游梁式深井泵装置是国内外目前的机械式采油的主要方法, 但其缺点明显:采油的条件复杂、机械经常出现事故、机械质量较大等。目前解决这些问题的主要方法是采用螺旋钻杆, 并且被广泛应用[1,2,3]。螺旋钻杆作为抽油机的最关键传动部件, 在运行过程中承受的载荷非常大, 螺旋钻杆的可靠性直接影响抽油机的安全性, 为此, 对抽油机的螺旋钻杆进行受力及可靠性分析, 为螺旋钻杆的设计提供技术依据。
1 螺旋钻杆的受力分析
螺旋钻杆抽油机主要由动力、换向、平衡、悬挂系统以及机架系统组成。螺旋钻杆抽油机示意图如图1所示, 应用软件对螺旋钻杆的受力及可靠度进行分析, 其受力情况与普通钻头的受力基本相同。
图中, L为导程 (L=πDtanα, 叶片平均处直径D= (d2+d3) /2) ;m为叶片头数;h为叶片厚度;α为平均螺旋升角 (α= (α0+α1) /2, α0、α1分别为叶片内外沿升角) ;d1为钻杆内径;d2为叶片内沿直径;d3为叶片外沿直径。
根据螺旋钻杆的结构与工作环境, 在运动过程中不考虑摩擦的情况下, 螺旋叶片上微粒在运动过程中的受力情况如下:
式中, φ为摩擦角;F1为水平推力;F2为气体推力;F0为轴向力。
1.1 平衡螺旋钻杆模型的建立
螺旋钻杆主要参数[4]如表1所示。
根据尺寸参数建立螺旋钻杆三维模型, 对螺旋钻杆用体扫瞄和六面体SOLID95单元进行网格划分[5], 划分结果为:28658个节点, 有7724个单元, 其中螺旋钻杆的材料35 Cr Mo[6,7], 泊松比0.28, 抗拉极限924MPa, 疲劳屈服极限432MPa, 弹性模量213GPa。
1.2 螺旋钻杆孔载荷的施加
应用软件对平衡螺旋钻杆分析, 螺旋钻杆在受力变形时, 其受力可以简化为节点之间的位移表示, Workbench在分析过程中不能施加动态载荷, 只能按照静力学分析。
1.3 螺旋钻杆受力结果分析
合金钢失效判定主要采用Von Mises材料屈服条件, 因此抽油机螺旋钻杆的屈服情况采用这种方法作为判断, Von Mises应力计算公式:
式中, σe为有效应力;σ1为最大主应力;σ2为中间主应力;σ3为最小主应力。
应用ANSYS软件分析出不同叶片厚度螺旋钻杆平均有效应力云图, 在施加不同载荷之后观察螺旋钻杆的受力情况, 螺旋钻杆受力小的情况中螺旋钻杆孔最大应力为322.240MPa, 螺旋钻杆受力大的情况中螺旋钻杆最大应力为378.34 MPa。通过ANSYS分析出螺旋钻杆平均有效应变云图, 螺旋钻杆在载荷的作用下, 受力较小最大变形量为0.030mm, 受力较大最大变形量为0.036mm, 在变形上受力大的螺旋钻杆变形比较受力小的相对较大, 但整体变形量较小。
2 螺旋钻杆的可靠度计算
对两种不同叶片厚度的螺旋钻杆进行可靠度计算, 其方法见参考文献[8]。根据应力分析, 可以得出厚度小于厚度较大的螺旋钻杆应力均值分别为μs1=322.24MPa, μs2=378.34MPa, 且应力s与强度r服从正态分布, 螺旋钻杆的应力干涉模型如图2所示。
变差系数的计算[8]公式:
式中, Cx为变差系数;σ为标准差;μ为均值。Cx值小于0.1, 这里取0.075。不同厚度的螺旋钻杆的应力与强度分别服从s1~ (322.24, 24.172) , s2~ (378.34, 28.382) , r~ (432, 32.42) 的正态分布, 应力与强度曲线的干涉面积即为危险概率, 可靠度的计算公式:
式中, R为可靠度;Ф为正态分布的概率。厚度较大螺旋钻杆R1=0.9965, 厚度较小螺旋钻杆R2=0.8925, 因此厚度大螺旋钻杆的可靠度比厚度小螺旋钻杆可靠度要大, 也就相对安全。
3 结语
受力大的螺旋钻杆比受力小的螺旋钻杆可靠度小, 螺旋钻杆厚度越大, 可靠度越高, 同时, 受力大小的影响大于螺旋钻杆厚度对螺旋钻杆可靠度的影响。
参考文献
[1]陈宁, 解彦琦, 吕庆伦.基于DELMIA的发动机装配过程可视化仿真[J].计算机辅助工程, 2010, 12 (4) :66-69
[2]尚洁, 容晓峰, 徐兴华.基于PERT图的虚拟拆装过程建模[J].计算机与数字工程, 2011, (3) :151-154
[3]贾朝定.基于DELMIA的虚拟装配技术[C].中国航空学会2007年学术年会制造专题, 2007:1-6
[4]吴维江.虚拟装配中DELMIA/Ergonomics的应用研究[J].科技资讯, 2008, (19) :14-15
[5]王呼佳, 陈洪军.ANSYS工程分析进阶实例[M].北京:中国水利水电出版社, 2006:167-175
[6]朱中平.中外钢号对照手册[M].北京:化学工业出版社, 2007:168-169
[7]Suresh S.材料的疲劳[M].王光中, 等译.第2版.北京:国防工业出版社, 1995:161-178
桨式搅拌器结构参数优化试验 篇6
关键词：厌氧发酵,搅拌桨,结构参数,沼气
0引言
近年来,畜禽养殖业不断向规模化、集约化快速发展,2013年我国主要畜禽的养殖废弃物总量为23. 2亿t,并且已经连续数年保持平稳趋势［1 － 3］。针对大量的畜禽养殖废弃物的问题,人们探究用厌氧发酵产沼气的方法进行处理。厌氧发酵是在厌氧环境下,通过微生物的分解代谢,最终产生沼气的过程。这种方法不但能够除去畜禽粪便的臭味,改善养殖企业周围的生产、生活环境,还可以提供清洁型能源,保证畜禽粪便资源的多级利用［4 － 7］。
根据所使用原料的含水率不同,厌氧发酵大致可以分为干法发酵( TS质量分数为20% ~ 50% ) 和湿法发酵( TS质量分数低于10% ) 。干法发酵的搅拌形式一般为喷淋回流渗滤沼液,而湿发酵则选择用机械搅拌或者沼液、产气喷射回流的搅拌方式进行发酵搅拌［8 － 9］。搅拌对于厌氧消化过程具有重要意义,如果搅拌不充分,则会引起物料混合不均匀、局部酸化、沼气不易逸出等问题,抑制发酵的正常进行。我国处理畜禽养殖废弃物多采用湿法发酵的形式进行,而机械搅拌是目前最有效的搅拌方式［10 － 13］。
机械搅拌是在厌氧发酵反应器内部设置搅拌桨, 通过搅拌桨的机械运动,产生动力使反应器内的物料按一定方向和流速进行运动［14］。机械搅拌虽然在湿法发酵领域应用广泛,但我国现有的机械搅拌装置在搅拌强度和能耗方面,仍未能得到优化。本文通过对厌氧发酵反应器中搅拌桨的研究,总结规律、得出结论,对引导生产实践具有重要意义。
1材料与方法
1. 1试验材料
本试验的发酵反应罐采用透明的树脂塑料筒作为罐体,呈外正方体,内圆柱体形状; 内筒直径300mm, 高300mm,有效容积为21L,试验注入原料14L; 试验原料为水与增稠剂的混合物,其粘稠度与发酵料液相同。试验装置结构如图1所示。其设有转速调节装置及功率测控装置。搅拌器正常工作时,通过转速调节改变搅拌轴旋转速度。
1. 2试验方法
取正常湿法发酵料液( 本试验选取牛粪分离液与餐厨垃圾的混合质量比为7 ∶ 3的发酵料液) ,使用NDJ - 5S数显粘度计测定出物料粘度,测定结果为212. 5MPa·s。经过计算得出水与增稠剂( CMC) 的比例为225∶ 1,按照以上比例配制试验原料。本试验选取搅拌轴旋转速度( A) 、拌桨直径( B) 和搅拌桨水平倾角( C) 3个因素作为影响因素,以搅拌时消耗净功率P及搅拌强度( 完全搅拌所需时间t,即从物料完全静止开始搅拌,直至离搅拌桨最远的处料液发生明显运动结束,所经过的时间) 为考察指标,采用3因素3水平正交试验进行试验设计。试验因素水平编码表如表1所示。
根据表1设计的因素和水平,设计试验方案如表2所示。试验得出数据借Design - Expert8. 0. 6软件进行数据分析处理。
2数据处理及结果分析
2. 1试验结果
采用3因素3水平正交方案进行试验后,试验结果如表2所示; 利用设计专家软件Design - Expert 8. 0. 6对数据进行分析处理。
2. 2各因素对搅拌所需净功率P及时间t的影响
通过Design - Expert 8. 0. 6软件分析各因素对净功率P及时间t的影响,结果如表3所示。
2. 2. 1转速的影响
从表3中可以看出: 搅拌轴转速对于净功率的影响较小,对搅拌时间的影响较大。图2分别显示转速对净功率和搅拌时间的影响。
由图2( a) 可以看出: 转速在100 ~ 200r /min区间内,随转速增大,净功率呈现逐渐上升趋势; 但在100 ~ 150r / min区间净功率增加趋势,较150 ~ 200r / min区间增加稍缓慢; 由图2( b) 可知: 在100 ~ 200r /min区间内,随着转速增大,搅拌时间逐渐缩短,说明搅拌强度也是逐渐增大,总体呈线性趋势。然而,在实际生产过程中,不能单纯的考虑能耗,还要考虑机器的工作效率,对于发酵搅拌装置则是搅拌强度。可见, 在搅拌装置使用过程中,存在一个最佳的转速,此时搅拌强度满足生产的需要,搅拌功率也满足经济性要求。转速增加则搅拌强度增大,搅拌时能耗增加; 反之,搅拌强度降低,搅拌时间长,搅拌不充分,搅拌时能耗同时也降低。
2. 2. 2桨叶直径的影响
从表3可以看出: 搅拌桨直径对搅拌功率和搅拌时间的影响都最大。图3分别为搅拌桨直径变化对搅拌功率和搅拌时间的影响趋势。
由图3( a) 可以看出: 桨叶直径在95 ~ 175mm区间,随着桨叶直径增大,搅拌功率也逐渐增加; 桨叶直径在95 ~ 135mm区间时,搅拌功率增加较平缓,而桨叶直径在135 ~ 175mm区间时,搅拌功率增加趋势明显。由图3( b) 可以看出: 搅拌时间在前半段下降趋势明显,在后半段下降趋势趋于平缓。这是因为搅拌功率和搅拌强度受桨叶工作面积的影响较大,随着桨叶直径的增加,桨叶工作面积增大,搅拌强度进而随之变大; 桨叶工作面积的增大,搅拌阻力也随着变大,搅拌功率因此增加。另外一个原因,搅拌桨直径越大, 则搅拌时料液对搅拌轴的力矩越大,所以搅拌功率增加趋势逐渐明显。
2. 2. 3桨叶倾角的影响
由图4可以看出: 桨叶倾角在30° ~ 45°区间时, 随着桨叶倾角的增大,搅拌功率随之增大,搅拌时间逐渐减小; 桨叶倾角在45° ~ 60°区间时,搅拌功率呈现下降趋势,搅拌时间的减小趋势更加明显。
2. 3响应值与各因素之间的关系模型
表4为选择因素模型的方差分析。搅拌功率的F值为174. 37,P值为0. 005 7,P值小于0. 05,说明该模型显著; 搅拌时间的F值为46. 21,P值为0. 021 3, 同理该模型显著。A、B的P值均小于0. 05,可以判断A、B均为显著,且对搅拌功率的影响顺序为B > A。
由表5可以看出: 搅拌功率R2为0. 994 3,R2调整值0. 988 6,R2预测值0. 884 5,三者相差不大,说明该模型较为合理; 同理搅拌时间的模型合理。
2. 3. 1搅拌功率与各因素的关系模型
由表3可看出: 影响搅拌功率的主要因素为搅拌桨直径( B) ,在Design - Expert8. 0. 6中选取这个因素建立搅拌功率P的关系模型,有
图5( a) 为学生化残差分布图。残差图是检验数据对于回归拟合曲线是否是异常点的评判依据。由图5( a) 可以看出: 各残差点均匀分布在直线两侧,说明模型拟合优秀。
2. 3. 2搅拌功率与各因素的关系模型
由表3能够看出: 影响搅拌时间的主要因素为转速( A) 和搅拌桨直径( B) ,在Design - Expert 8. 0. 6中选取这两个因素分别建立搅拌功率P和搅拌时间t的关系模型,有
由图5( b) 可以看出: 各残差点均匀分布在直线两侧,说明模型拟合优秀。
2. 4试验优化方案
通过以上数据处理、分析及模型拟合,利用Design - Expert 8. 0. 6对试验参数进行优化,选择尽量小的搅拌功率和搅拌时间,进行优化分析。
通过表6可以看出: 在转速150r/min、搅拌桨直径135mm、搅拌倾角60° 为最优组合,此时搅拌净功率为2. 6W,搅拌时间为5s。由于软件优化出的配比方案与本试验中的一组完全重合,故只需对试验结果进行验证即可。经验证,两次净功率相差0. 2W,时间相差1s, 由于本次试验时间的最小分辨率为1 s,试验与理论数据非常接近,Design - Expert 8. 0. 6软件所优化出的搅拌净功率、搅拌时间与转速、搅拌桨直径、搅拌倾角关系模型准确、可靠,配比方案为最优组合。
3结论
1) 搅拌装置工作时,影响搅拌功率的主要因素是搅拌桨直径; 影响搅拌时间的主要因素是搅拌轴转速和搅拌桨直径,并且搅拌桨直径的影响更为显著。
2) 通过Design - Expert 8. 0. 6软件对3个影响因素及试验结果的分析,建立数学模型,确定最终优化配比方案。
结构参数优化 篇7
关键词：钻孔灌注桩,基坑支护,遗传算法,优化设计
深基坑支护结构随着城市化建设大量出现,同时支护选型和设计极为保守造成浪费,如何选取合理设计基坑同时保障基坑及周围环境安全前提下使工程造价最低是工程设计最关心的问题,所以深基坑支护结构优化设计具有显著技术经济意义。
深基坑支护优化设计是个复杂的问题,涉及到的设计参数比较多目标函数与设计参数之间的关系是复杂的非线性关系,神经网络遗传算法是具备智能性、全局优化性和内在学习性等特点一种优化计算方法,可解决深基坑支护优化设计的非线性关系。
1 遗传算法基本原理
遗传算法采用编码的技术,效仿了生物物种由低级到高级的进化过程,从初始种群开始,采取“优胜劣汰,适者生存”的自然法则对个体进行选择、交配、变异,进而产生新一代种群,重复逐代演变进化,直到产生出满足条件要求的个体为止,它是基于种群的智能优化法的一种。
遗传算法具有智能性、全局优化性和隐含并行性三个特点。遗传算法具有智能算法中的自适应、自组织和自学习等特点,由于交叉算子的作用,使得搜索方向集中在空间中期望值最高的部分,同时由于变异算子的作用,确保了群体的多样性,防止了搜索被引导到局部最优。遗传算法具有潜在的并行性,由于搜索过程是同时从多个点出发,使得这种多智能体的协作过程是异步并发进行的,同时搜索解空间内的多个区域,相互交流信息,这种分布式并行模式大大提高整个算法的快速反应能力和运行效率。除此之外,遗传算法还具有通用性、内在学习性、多解性、非定向性等特点。
遗传算法常用步骤如下:
(1)定义一个目标函数,函数值表示可行解的适应性。
(2)在一定的约束条件下,生成解的初始成员种群。
(3)群体中的每一条染色体被译码成适于评价的形式,并赋予它一个适应值。
(4)以优胜劣汰的机制,将适应值差的染色体淘汰掉,对幸存的染色体根据其适应值的好坏,按概率随机选择,进行复制,形成新的群体。
(5)按照一定概率随机选择染色体进行杂交和变异的操作。
(6)对子代群体重复步骤(3)-(5)的操作,进行新一轮遗传进化过程,各代种群的优良基因成分逐渐累积,种群的平均适应值和最优个体的适应值不断上升,直到迭代收敛(适应值趋稳定),即找到了最优解或准最优解。
2 数学模型的建立
以本文工程实例采用的三层钢支撑的钻孔灌注桩基坑支护结构形式为例进行数学模型建立。
2.1 优化参数的选取
根据优化参数的选取原则,将钻孔灌注桩支护结构中的支撑位置m,桩径D,桩间距S,嵌固深度hd作为优化参数变量,而将混凝土强度等级,钢筋等级,直径,配筋方式,土层计算参数等变量均作为设计参量预先固定下来,则变量空间为:X=[hdD,m1,M2,M3,S]T
其中:h为基坑的开挖深度;hs为钢支撑竖向的最小间距,一般为3.5～5m;为最后一道支撑与基坑底的最小间距;S指的是两个桩之间的中心距。将所求解空间X=[hd,D,m1,m2,m3,S]确定每个变量的精度后,利用二进制编码对所求变量的解空间进行转换,形成初始种群。
2.2 约束条件处理
约束条件采用gi(x)≤0,用构造罚函数的方法处理约束条件:
若gi(x)>0,Ci(x)=gi(x);若gi(x)≤0,则Ci(x)=0;而,定义为违反系数,则上述约束问题转换成为了无约束问题,即:
式中:Φ(X)称为惩罚后的目标函数,F(X)为原目标函数,参数θ为惩罚因子,根据对所求解可行性的要求严格程度而定。
2.3 适应度函数的确定
选取单位宽度的桩材料造价作为目标函数,即:。式中:h为基坑开挖的深度,hd为桩的嵌固深度,D为桩径,S为桩间距。
选取适应度函数为:
式中:c为系数常量,用以调整适应值的区间,通常取值为100～1000,显然fitness(X)的值越大,该母体越优。
2.4 收敛判别
选择下式作为收敛判别准则:(ε是一个充分小正数),如果满足了收敛判别,则输出结果,否则重复计算。
优化程序的实现是基于MATLAB语言,首先编写遗传算法的运算函数,其中包括了编码、适应度评判、选择、交叉、变异、解码等运算,函数调用了先前编制好的围护结构内力和变形计算的函数,为了便于了变量的输入输出,利用生成界面的GUI函数,编写了参量输入界面、优化运行和结构计算界面。
3 工程概况
浙江杭州市区某车站基坑工程,基坑平均深度为14.6m,按照建筑基坑支护,本车站基坑支护工程安全等级为一级。综合本站周边环境、地质条件和工程造价等,基坑主体围护结构采用钻孔灌注桩,钻孔桩选用循环钻施工。本区间地下水埋深为1.3～2.8m,主要为上层滞水,地下水位不连续,水文地质条件较简单。
3.1 计算参数选取
基坑主体围护结构采用钻孔灌注桩,桩径1200m,采用C30混凝土。围护结构的水平受力体系采用钢管内支撑方案,设三道内支撑,采用Φ600,t=16的钢管支撑,钢管材料采用Q235钢,结构设计时应根据结构类型,按结构整体和单个构件可能出现的最不利情况进行组合,依相应的规范要求进行计算,并考虑施工过程中荷载变化情况分阶段计算。各土、岩层物理力学指标见表1。
3.2 优化结果与分析
通过程序自动计算,优化结果表明,围护桩的嵌固深度和桩间距的对改变,对设计结果具有较为大的影响,在桩径不变的情况下,嵌固深度的变小和桩间距的增大,都会使得围护结构的上部水平位移和弯矩有所增大,但通过改变支撑的位置和支撑的预加轴力,可以保证围护结构的位移满足规范要求的允许值,优化结果显示:墙体的最大弯矩比原设计增加了1 4.4%,墙体的最大剪力增加了19.2%,但都在设计允许值之内。而造价比原设计降低了17.4%,因此优化结果是比较理想的。根据优化后的支护结构参数计算所得围护结构变形和受力优化结果对比见表2:
4 结语
结构参数优化 篇8
电气阀门转换器或定位器是气动调节阀的主要附件,是自控仪表和自控系统中进行信息转换和能量转换的核心元件。近几年,随着微机技术、通信技术、控制技术的发展,电气转换器、定位器正逐渐取代传统的机械结构向电子化、智能化方向发展[1,2,3]。电气转换元件的稳定性直接决定了转换器或定位器性能的好坏,每一次转换器或定位器技术的更新都和转换装置的革新有着紧密联系,目前,国外相关产品已经突破了传统的机械模式,而我国大多数转换器厂仍以老产品为主,研制新一代电子式、智能式产品代替传统的机械结构,势在必行。本文设计了基于压电新结构电气转换装置,突破了传统的机械结构,代表了电气转换器新的技术发展方向。
2 压电式电气转换装置结构及工作原理
压电式电气转换装置利用喷嘴-挡板转换原理,采用压电执行器作为挡板,结构图如图1所示[4,5,6],压电复合圆盘固定在上、下端盖之间,压电复合圆盘上片压电片极化方向与外电场方向相同,下片极化方向与外电场方向相反,在外电压作用下上片收缩,下片伸长,压电圆盘向下弯曲。通过控制外加电压控制双晶片与喷嘴之间距离,来调控背压室气压,背压室气压对喷嘴挡板间隙变化反应灵敏。为了便于观察,上端盖采用有机玻璃。
进气节流阀采用锥形结构,其开度直接影响挡板初始安装位置,如图2所示。Ps是恒定输入气压,D是进气管道内径,θ是锥阀的锥角,l是阀心从锥阀闭死到图示开度下的轴向变化量,EF表示最小节流截面的宽,锥阀的最小节流面积A近似为:
可以通过改变锥阀的开度l来调整进气口截流面积。
3 气路参数优化设计
3.1 气路正交试验的参数选择和分析
正交试验设计是利用规格化的正交表来设计试验方案的多因素优选方法。试验的目的是确定气路的结构参数尺寸,使转换装置具有较为理想的线性区域,转换装置气路喷嘴结构如图3所示。在喷嘴的结构中有四个主要因素:喷嘴内径d1,喷嘴端面厚度L,喷嘴长h,内腔(背压室)直径d2。
喷嘴内径d1是喷嘴挡板机构几何特性的主要参数,它决定了流量曲线的线性区的大小,影响能量的转换效率,而且影响气路的转换倍率。根据经验,试验中喷嘴内径d1分别采用1.5、1.25、1、0.5 mm四个水平。喷嘴端面厚度L不仅对系统的放大比和线性范围有直接影响,而且对系统的稳定性也有较大的影响。根据经验综合考虑,L取值近似为0、0.5、1、1.5 mm四个水平。
喷嘴长度h是指喷嘴内径d1段的轴向长度,h的作用是使气体流动的可用压力能转变成气体流动的速度能。显然这种转变存在着损失,喷嘴长度也不能太短,虽然喷嘴长度愈短压力损失愈小,但是,短小的结构将会造成流动状态的突变(形成气体的节流),或孔口不可逆的自由喷射,致使可用的压力能全部损失。根据经验h取值为1、1.5、2、2.5 mm四个水平。
喷嘴内腔(背压室)直径d2理论上只要使内腔截面积大于气流最小截面A(即变节流口的截面积)的最大值即可,但为了不形成气阻,应满足:
式中:d2的取值为2.0、2.4、2.8、3.0 mm四个水平;s2——喷嘴与挡板之间的距离。
进气的节流阀的截面积对气路影响也很大,为简化计算程序,把节流阀转换成面积相等的圆筒来计算,其等效当量直径d分别为0.2、0.4、0.6、0.8 mm。
由于因数为5,位级都为4,故选用L(16-4-5)正交试验表。综上,建立转换装置气路参数正交试验因数位级表如表1所示。
3.2 FLUENT仿真模拟曲线
用SOLIDWORKS软件建模,GAMBIT进行网格划分,在FLUENT中确定边界条件,在GAMBIT中设置各个边界的属性[7,8]。该模型中有气压输入边界、气压输出边界和固壁边界。进气口就是气压输入边界,喷嘴和挡板间隙的两侧即为气压输出边界,而其他部分都为固壁边界,特别注意的是出气口的边界也是固壁边界,而不是压力输出边界,因为转换器的出气口要接到气动执行器,而气动执行器是靠气压工作的,所以是密封的,在理想情况下,出气口处只有压力传递而并没有气体流动,所以出气口的边界按固壁来处理。设定边界后把网格文件输出并保存,然后进行计算和分析,把保存好的网格文件导入到FLUENT软件中进行分析计算。主要参数入口压强为0.14 MPa,出口压强为0 MPa,操作压强为0.101 325 MPa。求解计算时可设置监视窗口,监视背压室的气压是否稳定。图4为16个气路模型特性的比较曲线。
3.3 结果分析
由于评定气路的好坏是由线性区间和线性度的大小综合决定,无法根据确定值来衡量好坏,因此引入评分的概念,评分的标准主要有:输出气压范围,即背压值有效范围内数值,连成一条直线,理想线性度评分为100分。背压值的区间越大,线性度越趋于直线,背压缝隙取值在0～0.08 mm之间(压电片的变形范围),引入缝隙0.1 mm是为了符合正交表的规格和更好地分析曲线的变化趋势。根据这一指标衡量,得到正交分析表如表2所示。从表2、图4中可以看出,曲线2为比较理想的曲线,分值为90分,曲线1为85分,和曲线2比较接近,曲线3成反s型,线性度较差,综合评定为75分,曲线6为80分,背压区间虽然比曲线3小但线性度好于曲线3。
3.3.1 极差分析
根据极差理论分析,极差值越大说明该因素对结果的影响越大,反之越小。由表2可知:极差值最大的是进气节流阀当量直径d,最小的是喷嘴端面厚度L,因此,各影响因素的主要顺序为d→d1→d2→h→L。
3.3.2 单因素分析
各单因素对转换装置线性度的影响如图5所示,首先考察因素d,线性度综合评定随d值的增加而降低,由图5可知,d=0.2 mm时分值最高。从喷嘴直径d1曲线可以看出,d1=1 mm时分值最高,当直径继续增大,综合评定指标快速下降。随着喷嘴内腔(背压室)直径d2的增长,综合评定降低,评定指标在d2=2 mm时分值最高。喷嘴端面厚度L在0 mm和0.5 mm时出现等分值点,当L=0时,喷嘴的端部变成了刃口型,这时使用喷嘴不仅不安全,而且喷嘴端部极易磨损,故选择L=0.5 mm。对喷嘴长度h,也出现了等分值点,因为h越短压力损失越小,所以选择h=1.5 mm。故由以上计算分析得知,参数搭配的最佳组合为:d=0.2 mm,d1=1 mm,d2=2 mm,L=0.5 mm,h=1.5 mm。
试验中没有这组数据,故需重新验证,结果只需要和评分最高的实验2比较,建立模型。
仿真得到如图6所示的仿真曲线,实验2的背压范围为[0.125 902,0.006 736]MPa,而最佳值背压值范围为[0.132 892,0.005 236]MPa,最佳值的背压范围大于实验2,线性度也好于实验2。
3.3.3 方差分析
由于误差平方和的自由度比较小,因此采取放宽显著行水平的方法,α=0.25,由表3可知,d和d1是影响气路特性的显著因素,其余尺寸影响不显著,实际选择时可根据实际经验和实验结果适当修正。
4 实验研究
4.1 实验系统
在进行压电式电-气转换器整机转换性能测试试验之前,应先进行电-气转换装置性能试验,以确定输出各压电片变形量所需要的驱动电压,存入存储器的表中,供整机试验时查表使用,也就是对气压所需驱动电压进行标定[9]。
实验系统如图7所示,为满足工业现场的要求,气源经过空压机、滤清器、进气阀、稳压器,使进气压稳定在0.14 MPa。
气源:空气
空压机:TIO2型空气压缩机
直流电源:TD1717三路稳压稳流电源
执行器:2MA-3气动执行器
4.2 实验结果及分析
实验过程中,当量直径可根据式(1)换算成节流阀的开度,但其很难精确控制,经过反复调试,得到一组最佳实验曲线如图8所示。
由实验曲线可知,喷嘴与挡板间距在0.02 mm时,输出气压可以达到1.3 MPa,在喷嘴与挡板间距达到0.06 mm时,输出气压已经低于0.2 MPa,在间距小于0.06 mm范围内,输出气压值与喷嘴挡板间隙具有良好的线性关系,当喷嘴挡板间距在0.06～0.1 mm之间时,具有近似线性关系,间距0.06 mm是一个拐点,工业现场的要求是输出气压在0.02～0.1 MPa之间,故只要控制喷嘴挡板间距在0.06 mm范围内输出气压即可满足工业现场,同时又具有良好的线性关系。由图可知:实验结果和理论仿真曲线基本吻合,说明用FLUENT软件对气路进行参数优化设计是可行的,结果可信。
5 结 论
本文利用压电双晶片为执行器,设计的新结构电气转换装置,突破了传统的喷嘴挡板原理。利用FLUENT软件对气路进行参数优化设计,得到气喷嘴和节流阀的优化参数组合,即进气节流阀当量直径d=0.2 mm,喷嘴直径d1=1 mm,喷嘴内腔(背压室)直径d2=2 mm,喷嘴端面厚度L=0.5 mm,喷嘴长度h=1.5 mm。通过实验验证了该结构转换装置具有良好的线性区间,与仿真结果具有良好的一致性,为进一步研究新结构转换装置提供参考依据。
参考文献
[1]史健芳.智能仪器设计基础[M].北京:电子工业出版社,2007.
[2]宋健.制造业与现代化[J].机械工程学报,2002,38(12):2-9.
[3]SKOUSEN P L.阀门手册[M].孙家孔,译.北京:中国石化出版社,2007.
[4]李东明,孙宝元,王伟.压电结构电/气转换技术研究[J].化工自动化及仪表,2007,34(4):68-71.
[5]PYOTSIA J.A Mathematical Model of a Control Valve[J].Ad-vances in Instrumentation and Control,1992,47:13-14.
[6]NELES J.Method of Evaluating the Performance of Positionerswith Analog Input and Pneumatic Output[J].ISA-S75,1989,(1):13-18.
[7]王刚,张凯,王瑞金.Fluent技术基础与应用实例[M].北京:清华大学出版社,2006.
[8]韩占忠,王敬,兰小平.FLUENT流体上程仿真计算实例与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2004.
结构参数优化 篇9
1 模型的建立
常见的喷嘴结构形式有以下几种:一种是圆形孔口型, 另一种是圆锥收敛型。笔者采用的喷嘴形式简化为以下图形,如图1所示。采用5种类型的喷嘴,喷嘴结构参数见表1。
2 边界条件
首先对喷嘴内部流场,即连续相介质—水进行稳态条件下的数值模拟,采用标准k-ε模型。入口边界定在喷嘴的两个切向入口,为压力型进口,进口压力为6 MPa。出口边界定在喷嘴的出口截面,为压力型出口,出口压力为0.1 MPa。
3 数值模拟结果分析
3.1 喷嘴流场压力分布
对于流动状态的流体,压强分为静压和动压。对于不可压流体,ρ保持不变,动压的大小与速度平方成正比。流体的流动过程实际上就是能量的转换过程,能量由压力势能转换为流体的动能,具体表现就是速度增加,反映在压力上就是动压增加。在能量交换的过程中存在损失,喷嘴的压力损失越小,出口速度越大。根据喷嘴中心平面压力分布图,可以看出动压在喷嘴收缩段压力梯度大,压力变化明显;在喷嘴圆柱段压力梯度小,压力变化率相比于收缩段不是非常明显。除了喷嘴2之外,压力的变化很均匀。喷嘴2出口段,压力出现了负值。这是由于流体通过旋转室到出口过渡段时,旋转室径向尺寸较大,喷嘴出口段直径很小,流体类似于通过突然缩小的厚壁小孔而产生的局部压力降低。由此可见,喷嘴3和喷嘴4的压力损失最小,能量损失也最小。
根据喷嘴中心轴线平面上静压力和动压力分布图,总体上流体的静压力随着旋转半径和Z轴坐标值的减小而降低。动压力的变化刚好相反,这说明随Z轴坐标值的减小液滴的速度越来越快。在此过程中,由于流体离心力减小,引起流体静压力的变化。喷嘴2在出口圆柱段和喷嘴圆柱段的交接处压力变化很大,且喷嘴2的压力损失比其他几种类型都要大,说明压力损失与过渡段圆滑程度有关。
3.2 喷嘴流场速度分布
从喷嘴中心轴线图可以看出,流体速度在喷嘴收缩段速度梯度大,速度变化明显。在流体表面垂直于轴向的速度存在明显的梯度变化;除喷嘴2外,各个喷嘴的速度变化很平缓。喷嘴2在圆柱段和出口圆柱段的交接处速度变化很急剧。从出口速度分布图中可以看到,出口处流体切向速度的最大值均出现在中心区域位置,而在在靠近喷嘴内壁边界层区域,因为受壁面的摩擦阻力的作用,切向速度急剧下降到零。除喷嘴2的速度相对较小之外,其他几个喷嘴的速度均为60～70 m/s,喷嘴3的速度最大。
4 喷嘴参数优化
从以上数值模拟研究中初步选定喷嘴3为该研究选定切割喷嘴,现对其几何参数进行优化设计,为此进行正交试验设计。该试验是通过喷嘴的出口速度大小来优选喷嘴的几何参数,选用影响喷嘴出口速度的如下3个因素:进口数目n;喷嘴圆柱段长度L;出口半径r。每个因素有3个水平,列成表2所示的因素水平表。
根据表2进行正交试验设计,正交试验直观分析计算见表3。
按各号试验的条件进行模拟试验,记录9个喷嘴的模拟试验结果。喷嘴出口速度为试验考察的指标,9组试验的结果如表3所示。计算因素的极差,据极差大小可知因素的主次顺序为出口半径、进口数目、喷嘴圆柱段长度。
根据表3还可以得到喷嘴的较优几何参数,如表4所示。
从正交试验结果可以看出,在进口数目、出口半径、喷嘴圆柱段长度三个因素中,出口半径对喷嘴出口速度的影响最大,半径过大或过小均不能得到最佳结果。喷嘴的进口数目也是影响喷嘴速度的主要因素,进口数目越多,出口速度越大,但是过多的进口数目不利于加工。
5 结 论
(1)在喷嘴的收缩段,动压增大,静压减小,速度随动压增大迅速增加,流体静压力由于离心力减小而降低。
(2)出口处流体切向速度的最大值均出现在中心区域位置,而在靠近喷嘴内壁边界层区域,切向速度为零,这是因为液滴受到壁面摩擦阻力的作用,动能减少。
(3)在喷嘴的3个主要几何参数中,影响喷嘴出口速度最大的参数是喷嘴出口半径,过大或过小的出口半径均不能得到最佳结果。喷嘴的进口数目也是影响喷嘴速度的主要因素,进口数目越多,出口速度越大,但是进口数目过多会增加加工难度。
摘要：应用FLUENT模拟多种结构形式的离心式细水雾喷嘴内外部流场的压力分布和速度分布,并对喷嘴的3个主要结构参数即进口数目、喷嘴圆柱段长度、出口半径进行正交试验,数值模拟得出各试验喷嘴出口速度,从而得到优化的结构参数。研究表明:压力损失与过渡段圆滑程度有关;流体的速度在喷嘴的收缩段迅速增加;喷嘴出口半径对喷嘴出口速度的影响最大。
关键词：FLUENT,细水雾,喷嘴结构,正交试验
参考文献
[1]NIE Baisheng,WANG Hui,LI Le.Numerical investigation of theflow field inside and outside high-pressure abrasive water jet nozzle[J].Procedia Engineering,2011,26:48-55.
[2]周章根,马德毅.基于Fluent的高压喷嘴射流的数值模拟[J].机械制造与研究,2010,39(1):61-62.
[3]Belforte G,Mattiazzo G,Viktorov V.Numerical model of an air-jetloom main nozzle for drag forces evaluation[J].Textile ResearchJournal,2009,79(18):1664-1669.
[4]Sungcho Kim,Jeong Soo Kim,Jongwook Choi.Numerically ana-lyzed supersonic flow structure behind the exit of a two-dimensionalmicro nozzle[J].Journal of Mechanical Science and Technology,2008.22(6):1174-1180.
[5]韩占忠,王敬,兰小平.FLUENT流体工程仿真计算实例与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2004.
[6]王福军.计算流体动力学分析—CFD软件原理与应用[M].北京:清华大学出版社,2005.
[7]李福宝.流体力学[M].北京:冶金工业出版社,2010.