动力涡轮导向器

2024-06-04

动力涡轮导向器（精选六篇）

动力涡轮导向器篇1

关键词：动力涡轮导向器,柱状晶粒,热疲劳开裂

0 引言

K536合金是一种含铁、铬较高的固溶强化型镍基高温合金, 具有较好的抗氧化性能, 其成型性和高温持久性能也较好, 在790℃以上还具有一定的高温强度, 是制造航空发动机燃烧室部件比较合适的材料, 工作温度可达980℃, 短时间工作温度可达1 090℃, 合金具有较好的铸造性能, 适于精密铸造[1]。某型发动机动力涡轮导向器由外环、内环和导向叶片组成, 采用K536合金整体精密铸造成型, 在使用过程中叶片出现裂纹和掉块现象。本文分别对裂纹件和样机件进行冶金分析, 确定了裂纹及掉块的原因, 提出了改进措施, 经模拟试验验证了措施的有效性。

1 检查过程

1.1 外观检查

裂纹件外观如图1所示, 经荧光和双目放大镜检查发现在A部位存在裂纹、B部位存在掉块现象。裂纹分布于叶片排气边中部及排气边的靠内环R处, 其中叶片排气边中部的裂纹长度较长, 最长的裂纹尺寸约11 mm。靠内环R部位的裂纹与叶片排气边呈一定角度, 向内环延伸, 见图2。叶片排气边中部的裂纹大部分与叶片排气边垂直, 个别与排气边呈一定角度。其中1片叶片排气边中部距外环约14 mm部位存在一处掉块, 尺寸约为2.5 mm×2 mm, 掉块底部可见裂纹, 向进气边方向延伸, 方向基本与进气边垂直, 长度约为10 mm, 见图3。经统计, 该裂纹件总裂纹数为42条, 主要分布在叶片排气边中部、靠内环R处, 分别为27条和5条。

1.2 低倍检查

经表面低倍腐蚀检查:裂纹件排气边一侧除中部约3 mm宽范围内存在一些1~3 mm的等轴晶外, 其余表面均为柱状晶, 最大柱状晶尺寸为23 mm×1.5 mm;进气边一侧基本为6~10 mm的等轴晶, 有个别尺寸为20 mm的粗大晶粒, 见图4。裂纹大部分呈沿晶开裂特征, 少部分呈沿晶+穿晶形貌。样机件排气边中部20 mm×10 mm区域晶粒为小于0.5mm的等轴晶, 其余部位为1~4 mm及个别5 mm的等轴晶, 见图5。通过对比发现裂纹件晶粒尺寸明显比样机件大, 且叶片排气边中部存在柱状晶粒。

1.3 金相检查

分别对裂纹件和样机件的同一部位进行金相剖切检查, 发现裂纹件的二次枝晶臂距尺寸与样机件相比明显较大。裂纹件的二次枝晶臂距尺寸范围为75~94μm, 如图6所示;样机件的二次枝晶臂距尺寸范围为37~63μm, 如图7所示。

切取叶片排气边中部的裂纹, 平行于叶背面磨制试样后观察, 裂纹明显呈沿晶开裂特征, 见图8。裂纹件与样机件显微组织均为奥氏体+碳化物, 碳化物形态为颗粒状及短棒状的M6C、M23C6, 但与样机件相比, 裂纹件显微组织中碳化物数量明显偏少, 且裂纹件表面存在厚度30~40μm的细晶层, 裂纹件显微组织见图9, 样机件显微组织见图10。

1.4 断口检查

将裂纹件叶片排气边中部裂纹及掉块部位人工打开后观察, 断面高低起伏较大, 呈沿晶开裂和黑色氧化特征, 裂纹源点位于靠叶盆的排气边如图11所示, 起始后向叶背及进气边方向扩展, 在局部位置可见疲劳弧线和条带特征, 为热疲劳开裂, 源区未见冶金缺陷, 如图12、图13。

1.5 其他检查

分别在样机件和裂纹件的叶片中部切取试样进行硬度检查, 裂纹件的硬度值为131 HB、样机件的硬度值为171 HB, 表明裂纹件硬度小于样机件硬度。在样机件及裂纹件上取样后经化学定量分析, 发现样机件和裂纹件的成分检测结果均符合该产品冶金文件规定, 其中C元素标准值≤0.10%, 裂纹件和样机件的C元素质量分数分别为0.005%、0.076%, 相差较大, 其余元素质量分数差别很小。

2 讨论分析

该动力涡轮导向器为整体铸造结构成型, 由于零件壁厚、结构及铸造工艺的影响, 造成零件铸造冷却过程中叶片排气边一侧出现较大的过冷度, 结晶时固液界面只能在空间的一个方向自由移动, 其他两个方向受到限制, 导致零件叶片排气边中部容易出现较多垂直于排气边的粗大柱状晶。在柱状晶的生长方向上, 综合力学性能相对较差。而发动机工作过程中, 导向器所受的主应力方向恰好与零件柱状晶生长方向一致, 弱化了叶片的径向强度, 降低了材料的抗疲劳性能。

导向叶片除受有较大的气动力与不稳定的脉动载荷外, 还处于高温燃气的包围之中, 温度高, 冷热变化大, 温度不均匀情况很严重, 起动-停车引起的热冲击和热疲劳现象往往成为导向叶片的主要故障之一[2]。由于叶片前后较薄, 热惯性较小, 因而受热速度快, 在导向叶片内产生很大的温度梯度, 使前后缘产生很大热应力, 反复作用就会出现热疲劳 (低周疲劳) 裂纹[2]。该导向器裂纹断口断面高低起伏大, 存在疲劳弧线和条带特征, 因此裂纹性质为热疲劳裂纹。由于叶片排气边组织存在柱状晶, 降低了抗疲劳性能, 在冷热循环应力和结构约束应力的共同作用下, 导致该导向器在叶片排气边热疲劳裂纹萌生, 并沿晶界扩展。

K536合金为铬和钼固溶强化的一种含铁量较高的镍基高温合金, 固溶状态的组织为奥氏体基体+M6C型碳化物及少量的Ti (CN) 、Ti N组成;经时效处理后, 主要析出相为M6C、M23C6型碳化物及微量的σ相, 经1 000 h以上时效后析出μ相 ( (Ni、Cr、Fe) 7 (W、Mo、Si) 6) [3]。碳含量对合金中的碳化物数量及合金的强度均会有一定的影响。结合冶金分析结果可知, 裂纹件化学成分中碳质量分数仅为0.005%, 且显微组织中碳化物数量较样机件明显偏少、硬度相对偏低, 必然导致其强度会有所降低, 促进裂纹的萌生和扩展。由于叶片排气边中部存在一些1~3 mm的等轴晶, 当裂纹沿晶扩展到一定程度并产生交叉时, 就会导致叶片局部掉块。

3 改进验证

根据上述分析, 增加了K536合金C质量分数的下限值控制要求, 将C质量分数调整到样机件水平, 并对该产品的精密铸造工艺参数进行了优化, 改善了产品排气边柱状晶的情况。改进铸造工艺后, 分别抽取两个改进件进行500次、1000次热冲击试验, 试验后经荧光检查均未发现裂纹及掉块的现象。目前, 该产品改进件已通过发动机试车考核, 状态良好。

4 结语

该动力涡轮导向器裂纹主要出现在叶片排气边, 裂纹源点靠近叶盆部位, 沿晶界开裂, 向叶身横向发展, 性质属于热疲劳开裂。裂纹的主要原因是产品内部组织存在柱状晶粒, 导致材料的抗疲劳性能降低, 在冷热循环应力和结构约束应力的共同作用下产生裂纹。掉块是裂纹沿晶扩展出现交叉所致。通过优化产品毛坯铸造工艺, 改善组织柱状晶情况、提高材料C含量等措施, 能够防止产品出现裂纹。

参考文献

[1]中国金属学会高温材料分会.中国高温合金手册[M].北京:中国标准出版社, 2012:160-181.

[2]刘长福, 邓明.航空发动机结构分析[M].西安:西北工业大学出版社, 2006.

以问题为导向，增强学生内动力篇2

【关键词】高中数学课堂教学问题意识培养策略内在动力

【中图分类号】G633.6 【文献标识码】A 【文章编号】2095-3089（2015）07-0123-02

数学是高中阶段最为重要的学科之一，很多学生对于数学的学习付出了很多的努力，面对着高考的巨大压力，很多学生对于数学的学习却并不得法，绝大多数的学生将主要的学习精力都放在了解题方法的掌握，而忽略了对于自身问题意识的培养，这也就使得很多学生完全是为了学而学，这样不仅不能够形成持久的内在学习动力，同时也会导致学生的数学知识体系松散，灵活性不足。

在这个阶段中学生的成绩固然重要，但是作为教师应该清醒的认识到学生的学习成绩要依靠完善的知识架构和知识的灵活运用能力，而不是简单的依靠对于解题方法的掌握，而这些都要来自于学生的问题意识的培养和提高，学生通过问题意识能够自行的发现自身在数学学习过程中所存在的不足，并且能够自行的补足和加强，这对于完善知识架构有着非常重要的帮助。同时问题意识还是学生内在学习动力以及学习主动性的最佳表现，很难想象一个没有学习兴趣和内在动力的学生会主动的进行提问。因此作为教师为了切实有效的提高学生的数学成绩，让学生能够更好的应对高考，提高学生的问题意识，激发学生内在的学习动力势在必行。

一、高中数学教学中，学生问题意识薄弱的原因分析

在现阶段的高中数学课堂教学中学生问题意识薄弱的原因除了有学生自身认识方面的原因之外，更多的还是来自于教师，因为教师从很大程度上讲是学生的典范，也是课堂上的主宰，虽然新课程标准明确提出要还学生以课堂的主体地位，但是长久以来的以教为主的思想定式依然存在，教师的教学理念和教学方法在很大程度上影响着学生的思维方式和学习习惯。另外由于高中阶段学习任务繁重，时间有相对紧张，很多教师无暇顾及对于学生问题意识的培养，一味的注重课内知识的传授以及解题和应试方法的传授，这种舍本求末的教学方法不仅伤害了学生的学习积极性和主动性，同时也松散了学生的知识架构，使得学生缺乏灵活运用数学知识的能力。再有就是教师与学生之间关系的生疏，使得很多学生有问题不敢提，久而久之也就由不敢提变成了不愿意提，其问题意识也就被扼杀在了摇篮之中。

二、提高学生问题意识的策略探析

1.革新教育理念，提高对于学生问题意识培养的程度

对于学生问题意识的培养首先要从教师的教育理念着手，只有教师重视了对于学生问题意识的培养，学生的问题意识才能够真正的被培养起来。如前文所述，学生问题意识对于其成绩和能力的提高都有着极大的作用，而教师对于学生能力和成绩的热衷也是不言而喻，所以教师应该转变教育理念，对于教学工作应该放弃既往舍本而求末的教育理念，重视对于学生问题意识的培养，以此来完事学生的知识架构，激发学生学习的内在动力，提高学生对于知识的运用能力，这样学生成绩和能力的提升会成为一种必然。

2.建立良好的师生关系，鼓励学生敢于提问

对于学生在课堂上的问题意识培养也要从改善师生关系入手，要让学生在课堂上敢于和乐于提问，与教师形成良好的互动。在这个过程中教师还是要认识到这种教学方式对于提高教学质量的巨大意义，学生通过问能够反映出其在学习过程中的实际情况，其所遇到的难点和重点所在，这样教师能够非常有效的抓住学生在学习过程中的薄弱环节加以重点的突破，这样教学效率的提高也自不在话下。在建立良好师生关系的过程中教师不仅要在课堂上与学生建立关系，同时也要在生活之中关心学生，用心的与学生进行沟通，帮助学生解决学习上和生活上的困难。

3.开展探究式教学，激发学生的问题意识

学生问题意识的激发除了需要师生关系的改善和良好的课堂氛围之外，还需要教师运用得当的教学方法，探究式教学方法就是其中有效的方法之一，利用探究式教学能够非常有效的培养学生发现问题和解决问题的能力，这些是学生问题意识形成过程中不断形成的能力，但是也能够非常良好的促进学生问题意识的进一步提高，让学生进入到一个良性循环之中，并且随着学生发现问题和解决问题能力的提升，学生会更进一步的夯实自己的数学基础知识，并在这个过程中逐步的提高自身运用数学知识解决实际问题的能力。

总而言之，在高中的数学教学中，对于学生问题意识的培养对于教学质量的提高有着非常重要的作用，教师应该坚持以问题为导向，着实的激发学生的内在学习动力，利用学生问题意识的形成来带动学生发现问题和解决问题的能力，从而利用学生形成的良好的内在学习动力促进学生自身知识体系的完善以及运用数学知识解决实际问题能力的提升。

参考文献：

[1] 赵众雨.浅谈高中数学教学中如何培养学生的“问题意识”[J]. 新课程（教育学术）. 2011（07）

动力涡轮导向器篇3

1.1 适航研究的重要意义

民用航空关系到公众的安全和利益, 各国政府都对本国和本国空域内的民用航空进行着严格的管理--适航管理。适航管理的核心是安全, 我国民用航空适航管理制度和体系是参照美国的适航经验建立的。但在国际上, 美国联邦航空安全局 (FAA) 的适航管理体系之外, 还有欧洲航空安全局 (EASA) 建立的适航体系, 这两个体系直接既有联系又有区别, 因此, 进行深入研究对具体民用航空型号的适航工作的开展甚至研究开发都有其重要意义。

1.2 辅助动力装置的适航管理特点

民用航空器由机体和机载设备组成。适航管理需要覆盖民用航空器每一个部分。而每一个部分的适航管理要求是不同的, 如作为产生推力的重要设备———航空发动机和螺旋桨, 其安全性要求与机体的要求是等价的, FAR等适航规章都以专章提出了详尽的要求;而对于燃气涡轮辅助动力装置, 其适航管理要求也是与其他机载设备大为不同的, 燃气涡轮辅助动力装置是结构上近似于发动机, 但从属于飞行器电源、空调和动力系统的一种机载设备, 燃气涡轮辅助动力装置一般采用颁发技术标准规定项目批准书 (CTSOA) 的方式进行适航批准。

2 燃气辅助动力装置的简要介绍

2.1 燃气涡轮辅助动力装置简介

在大、中型飞机上和大型直升机上, 为减少对地面 (机场) 供电设备的依赖, 都装有独立的小型动力装置, 这就是辅助动力装置 (Auxiliary Power Unit, 简称APU) 。APU和发动机一样, 都是燃气涡轮动力装置。但它们的目的不同, 发动机用于产生推力, 而APU主要用来提供气源和电源, 气源除用于发动机起动, 还为飞机的空调系统供应连续不断的空气。这个特点使APU不同于发动机。它要求APU在设计时, 使涡轮产生的机械能主要通过压气机转换为空气的压力能, 还有一部分机械能通过齿轮传递给发电机以产生电能, 而不是向后喷出产生推力。所以, 能量分配的不同是APU和发动机的主要区别。有的APU还可输出液压能, 早期的APU也有提供附加推力的。APU一般装在机身最后段的尾锥之内, 在机身上方垂尾附近开有进气口, 排气直接由尾锥后端的排气口排出。

在以前的小功率发动机上, 起动主发动机时一般采用起动电机来带动发动机旋转, 但是随着大推力发动机的出现, 用电动机已无法提供如此大的能量来带动发动机, 使发动机达到点火燃烧时的转速了, 因此需要更大的能源来带转发动机。这时, 如果采用APU, 从APU产生压缩的空气, 吹转装在发动机附件传动机匣上的空气涡轮起动机 (ATS) , 从而起动发动机, 这种起动方式成为了现在大功率发动机通常选择的工作模

APU的提供的压缩空气和电能, 使飞机在地面上起飞前, 不需要起动主发动机就可保证客舱和驾驶舱内的照明和空调正常工作。在飞机起飞时, 有APU工作, 可使发动机功率全部用于地面加速和爬升, 改善了起飞性能。飞机降落后, 仍由APU供应电力照明和空调用气, 可使主发动机提早关闭。通常APU在飞机爬升到一定高度 (5000米以下) 关闭。但在飞行中当主发动机空中停车时, APU可在一定高度 (一般为10000米) 以下的高空中及时起动, 为发动机重新起动提供动力。这种应急情况下的APU工作能力, 提高了飞机的安全性。在发动机的适航规章中规定的“双发延程飞行 (ETOPS) ”状态中, 就要求APU必须正常运行[1]。

综上, APU是结构上近似于发动机, 但从属于飞行器电源、空调和动力系统的一种机载设备。

2.2 当前民用APU的主要制造商及我国民用APU现状

目前, 国际上从事航空辅助动力装置研制生产的企业较少, 主要有美国的霍尼韦尔、汉密尔顿·胜斯特兰 (简称汉胜) , 法国的Microturbo (隶属于透博梅卡) , 俄罗斯Aerosila (原乌法航空附件厂) 。其中在民用客机市场上主要由霍尼韦尔和汉胜两家公司垄断。

由于国际航空运输业的快速发展, 民用APU也面临着具有巨大市场机会, 在飞机机载设备中, APU的价值比较高, 由于经常使用, 其售后市场的价值更为可观, 在APU上进行投入, 存在着巨大的商业机会。

我国航空发动机的发展水平与国外先进水平相比, 存在较大的差距, APU也是同样的状态, 尤其在民机方面, 这种差距更为明显。虽然, 近年来, 我们在军用APU方面积累了一些经验, 但在民用APU方面, 我们没有任何的经验可言。在民用APU的设计、制造、适航、组织管理和售后服务等方面, 都在存在着巨大的差距。

3 APU的适航管理方式

3.1 民用航空机载设备的适航管理方式

按照中国民航适航规章CS-21[2]的规定, 航空器的适航管理根据着眼点的不同, 一般分为对民用航空器型号设计批准的“型号合格证 (Type Certification, TC) ”、对型号生产批准的“生产许可证 (Production Certification, PC) ”和投入运行前表征单个航空产品具有设计符合性和制造符合性、用以证明其安全可用的“适航证 (Airworthiness Certification, AC) ”。上述三证均由适航当局 (或其授权代表) 颁发, 因此, 适航管理也被称为“三证管理”。但航空发动机和螺旋桨确认具有设计符合性和制造符合性的后只能获颁“适航批准标签”, 与“适航证”相似“适航标签”也证明了发动机或螺旋桨产品的安全可用性。在实践中, 三证齐全, 且发动机和螺旋桨 (如有) 三证齐全的航空器方可投入航线使用。

与民用航空器、发动机和螺旋桨的适航管理方式不同, 民用航空机载设备的适航可以按照“技术标准规定 (Technology Standard Order, 简称TSO) ”进行审定, 取得“技术标准规定项目批准书 (TSOA) ”, 或随民用航空产品 (装有机载设备的航空器) 的合格审定一同批准, 一般称为随机取证。TSOA与航空产品的型号合格证 (TC) 不同, TSOA将设计和生产一起批准, 而不分别颁发型号合格证和生产许可证, 且不可以转让。与发动机和螺旋桨类似, 符合设计要求且安全可用的机载产品获颁“适航标准标签”后才认为是适航的。

3.2 FAA及EASA对APU的适航管理方式

FAA为了简化审查要求, 早在20世纪80年代末就取消了机载设备技术要求的总纲文件FAR37部, 取而代之的是大量采用专业技术协会的标准作为技术要求, 如环境适应性实验要求RTCA (无线电技术委员会标准) -160, 计算机软件标准RTCA-178等。但是, FAA还是为部分机载设备保留了自己制定的技术标准。

作为一种重要的机载设备, FAA认为APU的适航管理应该与其他机载设备相类似, 并为其单独颁布了技术标准规定FAA TSO C77《燃气涡轮辅助动力装置》, 目前, 现行有效的版本为b版。考虑到作为高温工作的涡轮机械, APU有结构的复杂性的特点, 对安全性的要求已经超出了一般的机载设备, 因此, EASA已经将APU的适航管理技术要求至与发动机相同的层级, 即颁布专门的适航规章CS-APU《辅助动力装置合格证规范》。可见作为特殊的、复杂的机载设备, 作为世界范围内最有经验的两个局方对APU的重要性都有着深刻的认识。

但遗憾的是, 全球最主要的APU生产商霍尼韦尔和汉胜都位于美国, 且EASA与FAA直接已经签署了双边协议。原则上, 对方颁发的型号合格证和技术标准规定项目批准书都可以在对方获得认可, 仅需要局方对其认为有区别的项目进行适航验证。在实际操作中, EASA往往补充审定FAA颁证的APU并颁发ETSOA (E即European, 欧洲技术标准规定项目批准书) , 而对于EASA颁发ETSOA的APU型号则由FAA进行确认。截至目前, 虽然EASA为APU制定了专门的规章, 但仅有法国Microturbo的Rubis系列和捷克Prvníbrněnskástrojírna VelkáBíte S姚, a.s.的Saphir 5系列等5个型号按CS-APU取得了ETSOA并由EASA负责持续适航管理, 而且还有Microturbo的e APU60还在适航审查过程中。

3.3 我国对APU的适航管理方式

我国适航主管部门没有独立审查APU的经验, 根据现行有效的CCAR37部的规定, APU也应采用TSOA方式取证或采用随机取证的方式[3]。

4 FAA TSO C77b与EASA CS-APU的异同

美国的FAA是世界上历史最悠久、适航审查和处理事故经验最丰富的适航管理机构。在相当长的一段时间内, 其制定的FAR系列规范一直作为世界通行的适航文件使用。在欧洲, 英法航空工业强国的适航规范也是源于FAR。同样的, FAA制定的TSO标准也是各局方参考的重要文件之一。FAA于1981年7月20日首次颁布了TSO C77a作为APU的技术标准。

随着欧洲走向一体化, 特别是为了推进空中客车项目的合作, 1988年欧洲共同体成立了联合航空局 (Joint Airworthiness Authorities, JAA) , JAA在FAR系列规范的基础上结合英、法、德、意、西等国的适航工作经验, 制定了更为详细具体的JAR规范。在制定标准之初JAA选择了TSO C77a的现行版本为蓝本编制了辅助动力装置的规范, 并且将该规范上升至与发动机等重要机载设备的适航规范的高度, 这就是JAR-A-PU《辅助动力装置许可证规范》。

随着欧洲一体化进程的推进, 在2004年在欧盟的授权下, 旨在统一各国民航安全体系的欧洲航空安全局 (European Aviation Safety Agency, EASA) 正式成立了, 并在2009年取代JAA成为欧盟各国唯一的适航管理机构, 在EASA正式成立之前, 就已开始参考JAR系列适航规范进行了适航文件的编制工作, 现行的EASA CS-APU是其2003年10月编制完成并生效的。目前, EASA CS系列规范已经发展成与FAR同等影响力的适航规范。

与CS系列标准相同, CS-APU《辅助动力装置许可证规范》分为2卷 (book) 。第一卷是适航标准, 该卷共4个分部 (Part A-D) 。由于TSO C77a在2000年的更改中被换版, 随后JAR-APU也相应做出了更改。因此, B分部至D分部与TSO C77b的附件1《燃气涡轮辅助动力装置装置最低可接受标准》的第5-7条基本对应。A分部则涵盖了附件1前4条内容及附件2《型号规范编制要求》、附件3《安装操作说明编制要求》、附件4《持续适航说明编制要求》的大部分内容[4,5]。

与其他EASA颁布的适航规范相似, CS-APU的第二卷的卷名为“可以接受的符合规范要求的方法” (AMC部分) , EASA在制定标适航规范时结合之前适航工作的经验, 在这部分加入了更多的指导意见和验收方法和标准。第二卷是对第一卷内容的解说、分析和对满足规范的操作方法的具体规定。在AMC-APU主要的条目有AMC CS-APU210安全分析和AMC CS-APU220防火。AMC CS-APU210给出了确定关键件的原则及安全分析的方法和各等级风险的典型事故模式, 为取证时完成安全分析带来了便利。AMC CS-APU220则明确了具体零件发生火灾的后果、防火和耐火2个等级在耐火试验验证中的具体差别、各典型零件的耐火试验的典型方法等信息, 极为有利于新申请人参考操作。此外, AMC CS-460超温试验明确规定以涡轮后42℃超温代替涡轮前42℃可以接受;CS-470包容性给出了关键转子件的选取方法及可接受的替代分析方法。[5]

除此之外在具体条目、特别是具体试验要求上, EASA CS-APU与FAA TSO C77b基本一致, 如持久试验的图谱完全一致、超转试验115%的最低超转转速、42℃的超温要求均完全相同。两者只存在一些表述上的区别, 受篇幅所限不再一一赘述。

可见, EASA CS-APU与FAA TSO C77b在具体要求上没有差别, 可视为等效规章。

5 我国APU适航工作的开展原则与展望

长期以来, 我国航空工业在民用航空领域一直落后于世界先进水平, 在APU研制方面未能有型号开展适航工作。因此, 我国的适航当局中国民航局 (CAAC) 适航司一直未确定APU的适航规章或技术标准, 且没有相关的审查经验。由于中美两国曾签署双边适航互认协议, 且有其他机载设备的先例, 中国民航局适航司接受新APU型号CTSOA申请人选取TSO C77b (或后续有效版本) 作为审定基础的可能性较大。

而CS-APU的AMC部分对具体的分析和试验给出了操作性极强的指导意见, 可以将其要求作为符合性验证方法进行申报, 或作为进行具体试验、编制具体文件的重要依据。

综上, 选择选取TSO C77b或后续有效版本作为辅助动力装置的CTSOA审定基础, 同时, 研究借鉴CS-APU中的具体要求作为确定符合性验证方法的依据, 可作为我国后续开展辅助动力装置适航的一条有效途径。

摘要：从民机机载设备的适航管理方式入手, 从燃气涡轮辅助动力装置这典型、重要的机载设备的适航文件、适航证件、适航合格审定程序方面, 介绍美国、欧洲和我国的辅助动力装置的适航管理。

关键词：适航,辅助动力装置,管理

参考文献

[1]中国民用航空总局适航司.中国民用航空器适航规章CCAR-33R2:航空发动机适航规定[Z].2011.

[2]中国民用航空总局适航司.中国民用航空器适航规章CCAR-21-R3:民用航空产品和零部件合格审定规定[Z].2007.

[3]中国民用航空局适航司.中国民用航空器适航规章CCAR-37:民用航空材料、零部件和机载设备技术标准规定[Z].1992.

[4]Federal Aviation Administration.Technical Standard Order Subject:TSO-C77b, GAS TURBINE AUXILIARY POWER UNITS[Z].2000.

某型燃气轮机动力涡轮安装工艺研究篇4

关键词：对中,轴向跳动,径向跳动

某型燃气轮机机组安装以齿轮箱为基础, 在齿轮箱两端分别安装燃气发生器和动力涡轮。动力涡轮安装是整个机组安装的核心部分, 动力涡轮与齿轮箱的对中不仅要求精度高 (轴向跳动为0.0 2 5 m m, 径向跳动为0.025mm) , 影响对中数据的因素多, 安装过程复杂、多变, 而且动力涡轮安装的结果决定着机组的振动、性能和可靠性等, 因此对动力涡轮安装进行研究是十分必要的。

1 调整垫板对对中数据的影响

1.1 动力涡轮安装数学模型

假设动力涡轮输出轴中心线与齿轮箱输出轴中心线的夹角为α, (如图1) 。以齿轮箱输出轴为基准, 用百分表测量动力涡轮输出轴的端面跳动、径向跳动 (如图2) 。

在测量动力涡轮输出轴的端面跳动和径向跳动时, 以A1、A2点为基准点, 各点的值为 (见表1) 。

如图1所示:若要把动力涡轮轴线和齿轮箱输入轴轴线调整到同一水平平面内, 那么就首先应使动力涡轮的后支点P升高, 然后动力涡轮整体再提升Y2。

动力涡轮应升高的高度Y:

Y=Y1+Y2+δ

δ为动力涡轮垫板受力时的弹性变形量。

1.2 动力涡轮垫板弹性变形量对对中数据的影响

δ=δ1+δ2

式中:

δ1为垫板在动力涡轮重力作用下的弹性变形量;

δ2为垫板受到拧紧力时的弹性变形量

δ=PL/EA

式中:

P为垫板受到的力;

E为垫板材料的弹性模量 (垫板的材料为Q235-A, 弹性模量为206GPa) ;

A为垫板的面积。

为了讨论垫板的弹性变形量, 取受力最大的垫板和面积最小的垫板为研究对象:

式中:

M为螺栓受到的拧紧力矩;

d为螺栓的直径。

将调整垫板的弹性变形量δ与动力涡轮安装技术要求相比较:

(动力涡轮安装技术要求为2.5×10-5m)

由于ε很小, 故在动力涡轮安装过程中可以忽略垫板弹性变形量的影响。

2 动力涡轮对中的一般步骤和方法

在动力涡轮的安装过程中, 一般有两个途径。

(1) 首先将动力涡轮轴线与齿轮箱轴线调整到同一水平平面内, 然后再将两者保证同一水平平面内的前提下, 调整到同一垂直平面内。

(2) 首先将动力涡轮轴线与齿轮箱轴线调整到同一垂直平面内, 然后再将两者保证同一垂直平面内的前提下, 调整到同一水平平面内。

假设按照第2种方法进行对中, 我们首先将动力涡轮轴线与齿轮箱轴线调到同一垂直平面内, 通过计算, 要增加垫板 (或减少垫板) 的厚度使其两者在同一水平面内, 然后还要通过调整使其在同一垂直平面内。

通过上述分析, 第2种安装方法将第1种安装方法包括在内, 因此要比第1种方法复杂, 故在进行动力涡轮安装时经常采用第1种方法。

(1) 测量动力涡轮输出轴端面跳动B1、D1两点的值。

(2) 根据B1、D1两点的值, 计算出动力涡轮轴线相对于齿轮箱轴线是向左偏还是向右偏。

(3) 用千分表测量动力涡轮径向跳动, 以B2为基点 (轴线向左偏) 或以D2为基点 (轴线向右偏) , 分别用左右顶丝来调整, 并用千分表监控B2、D2两点数值的变化, 直到|B2-D2|在相应的范围内。

(4) 测量动力涡轮输出轴径向跳动B2、D2两点的值, 根据B2、D2两点的值, 计算出动力涡轮轴线相对于齿轮箱轴线是向左偏还是向右偏。

(5) 用千分表测量动力涡轮径向跳动, 以B2为基点 (轴线向左偏) 或以D2为基点 (轴线向右偏) , 分别用左右顶丝来调整, 并用千分表监控B2、D2两点数值的变化, 直到|B2-D2|在相应的范围内。

(6) 用千分表测量径向跳动的A2、C2的值, 确定A2、C2两点的差值。

(7) 把动力涡轮锁紧螺母拧紧。测量动力涡轮输出轴端面跳动A1、C1两点的值。利用相似三角形原理计算出动力涡轮所需调整垫片的厚度。

(8) 测量动力涡轮输出轴端面跳动、径向跳动, 若所有值均在相应范围内, 拧紧动力涡轮锁紧螺母, 反复检查动力涡轮输出轴端面的径向跳动、端面跳动, 如果数据仍在上述范围内, 说明动力涡轮安装完毕。

3 结语

动力涡轮导向器篇5

随着我国经济高速稳定的发展,国家对于汽轮机行业的发展也越来越重视,而电力需求逐年增多,尤其是近些年能源资源紧缺,因而提高汽轮机总体性能是我国涡轮机械工作者一直努力奋斗的目标。

由于入口边界层的作用,冲角对通道涡和损失核心存在影响。一般来说,在负冲角情况下由于作功量较少,横向压力梯度不大,二次流损失也随之降低。在正冲角情况下情况正好相反,通道涡和壁角涡强度加强,通道涡和脱落涡向叶型中部移动,损失增加。但只有在一定范围内减小冲角才能减少二次流损失,当冲角小于一个特定值时二次流损失会发生显著增长。Yamamoto等[1,2]认为这是由于压力面分离进入旋转叶栅的顶部,进入二次流中所至。

正冲角情况与零冲角相比等压线的梯度增加,吸力面最小压力区域向上游移动,两个壁面间的横向压力梯度和吸力面上逆压梯度增加。横向压力梯度对应了壁面压力和相应的横向二次流动的方向。因此,在较大正冲角情况下,壁面横向二次流扩展到整个流道中。叶片吸力面与端壁间的边界层迅速向壁角流动并加速,从叶片吸力面和端壁分离。在较大负冲角情况下,二次流流型出现了不同于Sieverding[3]总结的二次流流型中马蹄涡压力面分支的来流边界层卷起线、马蹄涡压力面分支的分离线的发展情况。在大负冲角下 , 这两条线在叶栅中部会合后才到达叶栅吸力面。

总体来说,适当减小冲角相当于减少了涡轮叶栅的做功量,使压力面与吸力面之间的压差减少,横向压力梯度降低,对减少二次流损失是有利的。但当负冲角过大时,边界层分离加剧,马蹄涡两条分支相互作用,使流道内的流动状况恶化,二次流动反而增强,二次流损失增长[4]。

1 叶栅几何参数、仿真验证及边界条件

表1为原型仿真研究叶栅的基本几何参数。原型叶栅在低速风洞中进行吹风实验,工作介质为空气。

图1和图2分别对比了0°冲角下静压系数和总压系数的仿真和实验曲线,结果表明误差在合理范围内。误差主要是计算冲角和实验冲角偏差及计算方法引起的误差。但是两条曲线的分布规律基本一致,在做方案对比时不影响结论的正确性。

数值模拟冲角分别为0°和±10°。CFD仿真软件采用ANSYS-CFX软件,其中网格由AUTOGRID软件包生成,图3分别仿真几何模型。图4表示结构化网格模型,网格正交性为35.25°,长宽比为324,网格节点总数为39.5万,满足CFX对网格质量的要求。边界条件:进口总压为103 100 Pa,进口总温316 K,出口静压为0.1 MPa,湍流模型采用k-ε模型。

2 计算结果分析

2.1 静压系数沿叶型的分布

图5～图7表示在不同冲角下静压系数沿叶型的分布图,图中分别选取了叶根(10%相对叶高位置处)、叶展中部(50%相对叶高位置处)和叶顶(90%相对叶高位置处)3个截面的静压系数分布图。由图5、图6和图7可以发现本叶型的后加载特性(吸力面最低压力点位于0.6相对轴向弦长位置之后即称为后部加载叶型),即三个叶高位置的吸力面最低压力点位于0.95相对轴向弦长位置处。

冲角对静压系数沿后部叶型的分布影响很小。在叶片前缘不到10%的相对轴向弦长范围之内,在+10°和-10°冲角下分别在叶片吸力侧和压力侧形成很小一段气流的过膨胀以及随后的扩压。对于后部加载叶片来说,当冲角没有太大的变化时,对静压沿叶型分布的影响亦不大,特别是对静压梯度沿轴向的分布几乎没有影响。在不同的叶高位置,叶型吸力侧最低压力点的位置基本相同。

沿叶型的静压系数分布曲线所包络的面积代表叶片所受到的负载,负载的大小与叶片栅的流动损失是呈正比的。三个冲角下,在0.2倍相对轴向弦长之后三条静压系数曲线是基本重合的,差别就在0～0.2倍相对轴向弦长范围内,此范围内正冲角包络面积最大,0冲角次之,负冲角最小,说明在负冲角时,流动损失最小,0冲角次之,而正冲角最大。

2.2 栅后节距平均总压损失系数沿叶高的分布

三种冲角下的出口截面总压损失系数分布曲线如图8所示。

图8中三条曲线能够清楚地看出,由叶根至叶顶可划分为三个区域,即叶根、叶展中部和叶顶。由图8可知,-10°冲角下平均总压损失最小,10°冲角损失最大。在叶展0.9和0.1相对叶高附近处总压损失达到最大,对应上下通道涡的损失核心。上下端壁附近为高损失区,主要是附面层内的摩擦损失。中部的大部分区域的损失比较低,主要是叶片壁面的附面层损失,这部分的损失比较小,但是由于所占的区域较大,在导向叶栅中的损失主要还是以附面层损失为主,其次是由通道涡和尾迹脱落涡引起的二次流损失。

2.3 出口横截面总压等值线分布

叶栅下游横截面总压等值线表示如图9所示。从叶栅下游横截面总压系数等值线可以看到,三种冲角的下游流场具有相似的总压分布,即尾流区的几何形状类似,高损失都集聚在尾流与端壁区附近,呈现的都是典型的环形叶栅下游流场结构。离开上下端壁大约8%相对叶高,各存在一个高损失区,损失区域随冲角的增加而增大,尾流区的宽度按冲角的增加而加宽,说明10°冲角的通道涡损失最大,0冲角次之,而-10°冲角的最小。

3 结论

仿真叶片的后加载特性具有很好的冲角适应性,在压力面和吸力面的大部分范围内冲角变化没有改变表面的静压分布,但是负冲角能够提高小幅度减弱压力损失,而正冲角增加了压力损失。通过对不同冲角作用下叶栅内流场的各气动参数的分析研究,并没有发现有气流拥堵现象,上下通道涡变化随着冲角的增加而增强,即通道涡增强,所带来的损失也增大,尾迹脱落涡的形状很相似,其宽度随着冲角的增加而增加,即其损失随之增大,但是冲角变化,叶栅流动效率变化并不大。

摘要：汽轮机组运行时,冲角的变化可能在叶栅流道内造成流动损失。因此有必要研究来流冲角的变化对涡轮叶栅内流动的影响。通过导向叶片进口气流与轴向偏转-10°,0°和10°建立三个工况。用ANSYS CFX流体动力学软件分别对三个工况进行数值仿真,结果发现仿真叶片的后加载特性具有很好的冲角适应性,在压力面和吸力面的大部分范围内冲角变化没有改变表面的静压分布,但是负冲角能够小幅度减弱压力损失,而正冲角增加了压力损失。

关键词：导向叶栅,冲角,二次流,数值研究

参考文献

[1]Yamamoto A,Yanagl R.Production and Development ofSecondary Flows and Losses Within a Three Dimensional TurbineStator Cascade.ASME-GT 217,1985.

[2]Yamamoto A.Production and Development of SecondaryFlows and Losses within Two Types of Straight Turbine Cas-cades,Part I:A Stator Case.ASME-GT 184,1986.

[3]Sieverding C.H,Boletis E,Van Hove W.ExperimentalStudy of the Three-Demissional Flow Field in an Annular Tur-bine Nozzle Guide Vane.ASME Paper No.83-GT 120,1983.

[4]Hall K.C,Silkowski P D.The Influence of NeighboringBlade Rows on the Unsteady Aerodynamic Response of Cas-cades.ASME-GT119,1997.

[5]孙卫亮,宋彦萍,谷君,等.大攻角平面压气机叶栅内的PIV应用[J].节能技术.2006,24(4):291-293.

[6]张妍,韩万金.间隙尺寸对涡轮叶栅气动性能影响的实验研究[J].节能技术.2004,22(1):11-12.

[7]祁静,张宏涛.掠高变化对涡轮叶栅型面压力场的影响[J].节能技术.2006,24(1):94-96.

[8]戴远敏.不同积迭型线对压气机叶栅气动性能影响研究[J].节能技术.2006,24(4):346-347.

[9]陈凯,黄洪雁,匡云,等.涡轮叶栅三维气热耦合数值模拟[J].节能技术.2006,24(4):321-325.

动力涡轮导向器篇6

随着科学技术的日新月异,现代海战对水下航行器的要求也越来越高,而航行器性能的提高主要受制于动力系统。减速器系统是动力系统的重要组成部分,更是机械振动和噪声的主要来源。因此,减速器系统的研究将成为动力系统研发的关键。

本文基于结构、空间布局相耦合的新方法[1,2],利用多目标遗传算法(MOGA),对涡轮机减速系统进行设计优化,并基于设计结果,采用集中质量法对系统进行非线性动力学分析,为确定涡轮机的合适转速和系统的动态分流均衡设计[3]奠定了基础。有效地避免了传统设计方法只注重结构设计、计算量大、效率低、易反复的缺点。

1结构空间布局建模

基于结构、空间布局相耦合设计方法,首先设计减速器传动级数,运用随机搜索方法确定每级传动比,然后建立传动系统空间布局数学模型,进行空间布局设计。

本传动系统最大传动功率为900 kW,总传动比为16,涡轮转子输入转速为32 000 r/min。建立减速器传动系统如图1所示。

以减速器齿轮箱体积最小与齿轮面接触力最小为目标,建立目标函数:

f(x)=a0f0(x)+a1(f1(x)+f2(x)+f3(x)) (1)

式(1)中,

${\begin{cases} f_{0} (x) = \frac{π}{4} (\sqrt{x_{5}^{2} + y_{5}^{5}} + m_{2} Ζ_{4} / \cos β_{2}) (b_{1} + b_{2} + b_{3} + L); \\ f_{i} (X) = Ζ_{Η i} Ζ_{E i} \sqrt{(\frac{Κ_{1} F_{t i}}{b_{i} d_{i} ε_{a i}}) \frac{(u_{i} + 1)}{u_{i}}} (i = 1, 2, 3) \end{cases}$

(2)

运用Hertz接触力[2]计算出齿轮体积与传动比的函数模型:

$\frac{4 V}{π b_{1} a_{1}^{2}} = \frac{u_{1}^{2} + 1}{(u_{1} + 1)^{2}} + (\frac{σ_{Η \lim 1}}{σ_{Η \lim 2}})^{2} \frac{(u_{2} + 1) (u_{2}^{2} + 1)}{(u_{1} + 1)^{3} u_{2}} + (\frac{σ_{Η \lim 1}}{σ_{Η \lim 3}})^{2} \frac{(u_{3} + 1) (u_{3}^{2} + 1)}{u_{3} (u_{1} + 1)^{3} u_{2}}$ (3)

设计变量:

X=(m1,Z1,Z2,β1,b1,m2,Z3,Z4,β2,b2,m3,Z5,Z6,β3,b3,x1,y1,z1,x $_{2}^{1}$ ,y $_{2}^{1}$ ,z $_{2}^{1}$ ,x $_{2}^{2}$ ,y $_{2}^{2}$ ,z $_{2}^{2}$ ,x $_{2}^{3}$ ,y $_{2}^{3}$ ,z $_{2}^{3}$ ,x $_{3}^{1}$ ,y $_{3}^{1}$ ,z $_{3}^{1}$ ,x $_{3}^{2}$ ,y $_{3}^{2}$ ,z $_{3}^{2}$ ,x $_{3}^{3}$ ,y $_{3}^{3}$ ,z $_{3}^{3}$ ,x $_{4}^{1}$ ,y $_{4}^{1}$ ,z $_{4}^{1}$ ,x $_{4}^{2}$ ,y $_{4}^{2}$ ,z $_{4}^{2}$ ,x $_{4}^{3}$ ,y $_{4}^{3}$ ,z $_{4}^{3}$ ,x $_{5}^{1}$ ,y $_{5}^{1}$ ,z $_{5}^{1}$ ,x $_{5}^{2}$ ,y $_{5}^{2}$ ,z $_{5}^{2}$ ,x $_{5}^{3}$ ,y $_{5}^{3}$ ,z $_{5}^{3}$ ,y6,z6) (4)

等式约束:

${\begin{cases} x_{1} = x_{6}; y_{1} = y_{6}; z_{6} \neq 0; \\ (d_{i} + d_{i + 1}) / 2 - \sqrt{(x_{i} - x_{i + 1})^{2} + (y_{i} - y_{i + 1})^{2}} = \\ 0; z_{i} - z_{i + 1} = 0 ； (i = 1, 3, 5) \\ (b_{i} + b_{i + 1}) / 2 + L_{s i} - | z_{i + 1} - z_{i} | = 0 ； x_{i + 1} - x_{i} = \\ 0 ； y_{i + 1} - y_{i} = 0 ； (i = 1, 2) \\ \sqrt{(x_{j}^{i})^{2} + (y_{j}^{i})^{2}} = \sqrt{(x_{j}^{i + 1})^{2} + (y_{j}^{i + 1})^{2}} \\ θ = \arctan (\frac{(| \tan θ_{j}^{i} - \tan θ_{j}^{i + 1} |)}{(1 + \tan θ_{j}^{i} \cdot \tan θ_{j}^{i + 1})}); \\ (\tan θ_{j}^{i} = \frac{(y_{j}^{i} - y_{1})}{(x_{j}^{i} - x_{1})}; θ = \frac{2 π}{3}; i = 3, i + 1 = 1) \end{cases}$

(5)

不等式约束:

${\begin{cases} σ_{Η i} \leq [σ_{Η i}] ； σ_{F i} \leq [σ_{F i}] ； (i = 1, 2, 3) \\ \sqrt{(x_{1} - x_{6})^{2} + (y_{1} - y_{6})^{2}} - (d_{o 1} + d_{o 6}) / 2 < 0 ； \\ \sqrt{(x_{2} - x_{6})^{2} + (y_{2} - y_{6})^{2}} - (d_{o 2} + d_{o 6}) / 2 < 0; \\ (d_{s 1} + d_{o 4}) / 2 - \sqrt{(x_{s 1} - x_{4}^{i})^{2} + (y_{s 1} - y_{4}^{i})^{2}} < \\ 0; d_{o 2} - \sqrt{(x_{2}^{i} - x_{2}^{i})^{2} + (y_{2}^{i} - y_{2}^{i})^{2}} < 0; \\ (d_{o 3}^{i} + d_{o 4}^{i}) / 2 - \sqrt{(x_{3}^{i} - x_{4}^{i})^{2} + (y_{3}^{i + 1} - y_{4}^{i + 1})^{2}} < \\ 0; (i = 1, 2, 3; i = 3, i + 1 = 1) \end{cases}$

(6)

式(1)—式(6)中,mi为齿轮模数;βi为斜齿轮的螺旋角;Zi为齿数;bi为齿宽;ui为传动比; x $_{j}^{i}$ ,y $_{j}^{i}$ ,z $_{j}^{i}$ 为第j个齿轮i支路上的回转中心坐标;ai为中心距;V为齿轮总体积;σHlimi为接触疲劳极限值,N/mm2;f0(X)为减速器齿轮箱体的体积;f1(X),f2(X),f3(X)分别为三级齿轮的齿面接触力;a0、a1为权重系数;L、Lsi为设计轴的长度;Ki为载荷系数;Fti为各级小齿轮传递的转矩;ZEi为弹性影响系数;ZHi为区域影响系数;σHi为计算接触应力,N/mm2;σFi为计算齿根应力,N/mm2;di为齿轮分度圆直径;doi为齿顶圆的外径;dsi为轴的外径;(xs,ys)为轴的回转中心坐标。

2 优化计算

采用多目标遗传算法(MOGA)加内惩罚函数的方法来处理有约束优化问题,通过加入惩罚因子将有约束优化转化为无约束优化,并且为平衡函数间的数量级差异,对函数 $f_{0} (X)$ 进行放大处理,得到减速系统的优化数学模型:

$F (X) = α_{0} (1000 f_{0} (X)) + α_{1} (f_{1} (X) + f_{2} (X) + f_{3} (X)) + σ_{1} \sum_{i = 1}^{n} [\min {0, f (X)}]^{2}$ 。

其中,σ1为惩罚系数;n为等式约束和不等式约束的数量;f(X)为约束函数。取a0=0.7,a1=0.3,并设定个体总数为300,交叉率为0.9,变异率为0.02,经过300代进化之后,得到三级传动比分别为u1=1.78,u2=2.1,u3=4.52,其他优化结果如表1所示。

由表1数据可知,齿轮的接触应力和弯曲应力均小于许用应力,齿轮箱圆柱截面面积为66 548 mm2,总齿宽为151 mm(不包括设计要求轴长),体积为10 048 748 mm3,与传统方法的优化结果相比较,新方法优化设计的减速系统的齿轮箱圆柱截面面积减少了9.46%,体积减少了3.73%。

3 非线性动力学模型

为了切实严谨的分析系统的动态特性,考虑齿侧间隙非线性因素,采用集中质量法建立系统的非线性动力学模型。且该涡轮机减速系统属于多级齿轮传动系统,故可将系统振动简化为扭转振动[4]。另考虑到该系统的非线性动力学模型中有15个自由度,非线性耦合因素较多,系统的收敛相当困难,因此,在不失涡轮机减速系统特点的基础上,对系统进行简化分析,仅建立一级传动系统的非线性动力学模型,如图2所示。

模型中,J1为涡轮转子转动惯量;Ji为齿轮的转动惯量,i=2～8;φi为原动机和齿轮的转角,i=1～8;ci、ki(t)为齿轮的啮合阻尼和啮合刚度,i=1～3;ηi为各齿轮副的齿侧间隙,i=1～3;ei(t)为齿轮的综合传动误差,i=1～3;csi、ksi为轴的扭转阻尼和扭转刚度,i=1～4;Tin为涡轮机的输入转矩, $Τ_{i n} = \bar{Τ}_{i n} (1 + ε_{i n} \sin (ω_{i n} t + φ_{i n}))$ ,其中 $\bar{Τ}$ in为涡轮机平均输入转矩,εin为激励幅值,ωin为涡轮机工作频率,φin为相位角;To1为输出转矩, $Τ_{o 1} = \bar{Τ}_{o 1} (1 + ε_{o} \sin (ω_{o} t + φ_{o}))$ ,其中 $\bar{Τ}_{o 1} = \bar{Τ}_{o} (Ζ_{3} Ζ_{5}) / (3 Ζ_{4} Ζ_{6}) ‚ \bar{Τ}_{o}$ 为螺旋桨平均输出转矩,εo为激励幅值,ωo为螺旋桨工作频率,φo为相位角。

为消除刚体位移,引入新的线位移形式广义坐标:

${\begin{cases} x_{1} = r_{s 1} (φ_{1} - φ_{2}) \\ x_{2} = r_{b 2} φ_{2} - r_{b 3} φ_{3} - e_{1} \\ x_{3} = r_{b 2} φ_{2} - r_{b 4} φ_{4} - e_{2} \\ x_{4} = r_{b 2} φ_{2} - r_{b 5} φ_{5} - e_{3} \\ x_{5} = r_{s 2} (φ_{3} - φ_{6}) \\ x_{6} = r_{s 3} (φ_{4} - φ_{7}) \\ x_{7} = r_{s 4} (φ_{5} - φ_{8}) \end{cases} (7)$

定义无量纲化时间t=ωnτ及人为给定的位移标称尺度bc,令: $\bar{x}_{i} = x_{i} b_{c}, \bar{b} = η b_{c}$ ,Ω=ωinωn,Ω1=Ω2=Ω3=ω3ωn,Ω0=ω0ωn, $\dot{x}_{i} = b_{c} ω_{n} \dot{\bar{x}}_{i}, \ddot{x}_{i} = b_{c} ω_{n}^{2} \overset{\cdot \cdot}{\bar{x}}_{i}$ ,齿侧间隙非线性函数为

$f (\bar{x}_{i}, \bar{b}) = {\begin{matrix} \bar{x}_{i} - \bar{b}, & \bar{x}_{i} > \bar{b} \\ 0, & - \bar{b} \leq \bar{x}_{i} \leq \bar{b} \\ \bar{x}_{i} + \bar{b}, & \bar{x}_{i} < - \bar{b} 。 \end{matrix}$

啮合刚度为 $k_{i} (t) = \bar{k}_{i} (1 + ε_{i} \sin (Ω_{i} τ + φ_{i}))$ ,传动误差为 $E_{i} (t) = - \bar{ω}_{i}^{2} e_{r} \cos (Ω_{i} τ + φ_{i})$ 。

根据上述定义的新变量,对系统的非线性动力学模型进行无量纲化处理,得到无量纲动力学微分方程组:

${\begin{cases} \overset{\cdot \cdot}{\bar{x}}_{1} + 2 λ_{1_1} \dot{\bar{x}}_{1} + 2 λ_{1_2} \dot{\bar{x}}_{2} + 2 λ_{1_3} \dot{\bar{x}}_{3} + 2 λ_{1_4} \dot{\bar{x}}_{4} + k_{1_1} \bar{x}_{1} + \\ k_{1_2} f (\bar{x}_{2}, \bar{b}) + k_{1_3} f (\bar{x}_{3}, \bar{b}) + k_{1_4} f (\bar{x}_{4}, \bar{b}) = F_{1} \\ \overset{\cdot \cdot}{\bar{x}}_{2} + 2 λ_{2_1} \dot{\bar{x}}_{1} + 2 λ_{2_2} \dot{\bar{x}}_{2} + 2 λ_{2_3} \dot{\bar{x}}_{3} + 2 λ_{2_4} \dot{\bar{x}}_{4} + 2 λ_{2_5} \times \\ \dot{\bar{x}}_{5} + k_{2_1} \bar{x}_{1} + k_{2_2} f (\bar{x}_{2}, \bar{b}) + k_{2_3} f (\bar{x}_{3}, \bar{b}) + k_{2_4} f (\bar{x}_{4}, \bar{b}) + \\ k_{2_5} \bar{x}_{5} = F_{2} \\ \overset{\cdot \cdot}{\bar{x}}_{3} + 2 λ_{3_1} \dot{\bar{x}}_{1} + 2 λ_{3_2} \dot{\bar{x}}_{2} + 2 λ_{3_3} \dot{\bar{x}}_{3} + 2 λ_{3_4} \dot{\bar{x}}_{4} + 2 λ_{3_6} \times \\ \dot{\bar{x}}_{6} + k_{3_1} \bar{x}_{1} + k_{3_2} f (\bar{x}_{2}, \bar{b}) + k_{3_3} f (\bar{x}_{3}, \bar{b}) + k_{3_4} f (\bar{x}_{4}, \bar{b}) + \\ k_{4_6} \bar{x}_{6} = F_{3} \\ \overset{\cdot \cdot}{\bar{x}}_{4} + 2 λ_{4_1} \dot{\bar{x}}_{1} + 2 λ_{4_2} \dot{\bar{x}}_{2} + 2 λ_{4_3} \dot{\bar{x}}_{3} + 2 λ_{4_4} \dot{\bar{x}}_{4} + 2 λ_{4_7} \times \\ \dot{\bar{x}}_{7} + k_{4_1} \bar{x}_{1} + k_{4_2} f (\bar{x}_{2}, \bar{b}) + k_{4_3} f (\bar{x}_{3}, \bar{b}) + k_{4_4} f (\bar{x}_{4}, \bar{b}) + \\ k_{4_7} \bar{x}_{7} = F_{4} \\ \overset{\cdot \cdot}{\bar{x}}_{5} + 2 λ_{5_2} \dot{\bar{x}}_{2} + 2 λ_{5_5} \dot{\bar{x}}_{5} + k_{5_2} f (\bar{x}_{2}, \bar{b}) + k_{5_5} \bar{x}_{5} = F_{5} \\ \overset{\cdot \cdot}{\bar{x}}_{6} + 2 λ_{6_3} \dot{\bar{x}}_{3} + 2 λ_{6_6} \dot{\bar{x}}_{6} + k_{6_3} f (\bar{x}_{3}, \bar{b}) + k_{6_6} \bar{x}_{6} = F_{6} \\ \overset{\cdot \cdot}{\bar{x}}_{7} + 2 λ_{7_4} \dot{\bar{x}}_{4} + 2 λ_{7_7} \dot{\bar{x}}_{7} + k_{7_4} f (\bar{x}_{4}, \bar{b}) + k_{7_7} \bar{x}_{7} = F_{7} \end{cases}$

(8)

式(8)中

$λ_{1_1} = \frac{c_{s 1}}{2 m_{g 1} r_{s 1}^{2} ω_{n}}$ ; $k_{1_1} = \frac{k_{s 1}}{m_{g 1} r_{s 1}^{2} ω_{n}^{2}}$ ;

$\begin{array}{l} λ_{1_i} = - \frac{c_{i - 1} r_{s 1}}{2 r_{b 2} m_{2} ω_{n}}, λ_{i_1} = \\ - \frac{c_{s 1}}{2 m_{2} r_{b 2} r_{s 1} ω_{n}}, λ_{i_i} = \frac{c_{i - 1}}{2 m_{g i} ω_{n}}, λ_{i_i + 3} = - \frac{c_{s i}}{2 r_{s i} r_{b (i + 1)} m_{i + 1} ω_{n}}, k_{1_i} = \\ - \frac{k_{i - 1} (t) r_{s 1}}{r_{b 2} m_{2} ω_{n}^{2}}, k_{i_1} - \frac{k_{s 1}}{r_{b 2} r_{s 1} m_{2} ω_{n}^{2}}, k_{i_i} = \frac{k_{i - 1} (t)}{m_{g i} ω_{n}^{2}}, k_{i_i + 3} = \end{array}$

$\begin{array}{l} - \frac{k_{s i}}{r_{s i} r_{b (i + 1)} m_{i + 1} ω_{n}^{2}}, (i = 2, 3, 4); λ_{j_i} = \frac{c_{i - 1}}{2 m_{2} ω_{n}}, k_{j_i} = \\ \frac{k_{i - 1} (t)}{m_{2} ω_{n}^{2}}, (j, i = 2, 3, 4; j \neq i); λ_{i_i - 3} = \end{array}$

$\begin{array}{l} - \frac{c_{i - 4} r_{s (i - 3)}}{2 m_{i - 2} r_{b (i - 2)} ω_{n}}, k_{i_i - 3} = - \frac{k_{i - 4} (t) r_{s (i - 3)}}{r_{b (i - 2)} m_{(i - 2)} ω_{n}^{2}}, λ_{i_i} = \\ \frac{c_{s (i - 3)}}{2 m_{g (i - 2)} r_{s (i - 3)}^{2} ω_{n}}, k_{i_i} = \frac{k_{s (i - 3)}}{m_{g (i - 2)} r_{s (i - 3)}^{2} ω_{n}^{2}}, F_{i} = \\ - \frac{\bar{Τ}_{o 1} (1 + ε_{o} \sin (Ω_{o} τ + φ_{o}))}{b_{c} m_{s (i + 1)} r_{s (i - 3)} ω_{n}^{2}}, (i = 5, 6, 7); F_{1} = \end{array}$

$\frac{\bar{Τ}_{i n} (1 + ε_{i n} \sin (Ω t + φ_{i n}))}{b_{c} m_{s 1} r_{s 1} ω_{n}^{2}}$ ; $F_{i} (t) = \frac{E_{i - 1} (t)}{b_{c}}, (i = 2, 3, 4)$ 。

4 动力学特性分析

令 $μ = (\bar{x}_{1}, \dot{\bar{x}}_{1}, \dots, \bar{x}_{n}, \dot{\bar{x}}_{n})$ ,则上述无量纲微分方程组可以转化为一般形式

$\frac{d μ}{d t} = F (t, Ω, μ)$ 。

使用PNF(Poincare-Newton-Floquet)方法[5]对系统非线性微分方程进行求解。取齿轮综合误差幅值er=10 μm,各齿轮副侧隙η=100 μm,系统主要参数如表2所示。

当激振频率Ω(即转速)逐渐增大时,系统会依次出现简谐响应、次谐波响应、拟周期响应以及混沌响应,故采用时间历程、相图、Poincare截面和快速傅里叶变换(FFT)频谱对不同转速下的系统响应进行对比分析,如图3—图5所示,图中dx表示x对无量纲时间τ的一阶导数。

当Ω=0.755时,系统响应为单周期简谐响应,时间历程为标准的简谐波,相图为一椭圆,Poincare截面图为一个离散点,FFT频谱图中仅一条分布在Ω上的谱线。

当Ω=0.775时,系统响应为5周期次谐响应,即周期为5T的周期运动,相图为非圆闭合曲线,Poincare截面图为5个离散点,FFT频谱图中的谱线分布在mΩ/5(m为整数)的点上。

当Ω=795时,系统响应为典型拟周期响应,系统运动为近似周期运动,系统相轨线充满了一个稳定的超环面,其相图为具有一定宽度的曲线带,Poincare截面上的点则组成一条连续封闭的曲线,FFT频谱图中的谱线离散分分布在mω1+nω2(m、n为整数,ω1、ω2为系统近似周期运动的控制频率)的点上。

由上述分析可知,涡轮发动机的工作转速应控制在24 160 r/min(即Ω=0.755)附近,才能有效保证减速系统的工作稳定性和动态分流均衡性。

5 结论

(1)运用结构、空间布局相耦合的新方法实现了水下航行器涡轮机减速系统的优化设计,与传统优化设计方法相比,该方法在工程应用上具有一定的优越性。

(2)在充分考虑涡轮机减速系统的齿侧间隙非线性因素的基础上,建立减速系统的非线性动力学模型,并推出无量纲化微分方程,为进一步切实严谨的分析减速系统动态特性奠定了基础。

(3)对减速系统进行动态响应分析,获得了系统在不同转速(即激振频率)下的动态响应特性,为提高系统动态分流的均衡性和工作可靠性提供了理论依据。

参考文献

[1] Chong T H,Bae I,Park G J.A new and generalized methodology todesign multi-stage gear drives by integrating the dimensional and theconfiguration design process.Mechanism and Machine Theory,2002;37:295—310

[2] Chong T H,Bae I,Lee S J.Development of a design system for multi-stage gear drives(First report:proposal of formal processes for di-mensional design of gears).International Journal of the Korean Societyof Precision Engineering,2001;2(2):57—64

[3]孙智民.功率分流齿轮传动系统非线性动力学研究.西安:西北工业大学,2002

[4]唐增宝,钟毅芳.齿轮传动的振动分析与动态优化设计.武汉:华中理工大学出版社,1994

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