Micro-GT有限元设计前沿的支持系统

文摘

的设计支持系统(轴、轴承和机械耦合设备)转子起着关键作用的有效微量气体涡轮机的发展为分布式发电(micro-GTs)。箔片空气轴承是最普遍的技术解决方案适合于设计一个可靠的支持系统,尽管他们不能承受大量的起止周期的单位。为了克服这些限制,我们最近提出了一个创新的支持系统,利用花键联轴器和两个轴承类型(例如,空气和滚动体轴承)。设计支持系统采用样条函数既方便为负载分区耦合系统和执行机构两个轴承之间的类型。在目前的工作,研究了螺旋花键联轴器的结构有限元分析包括接触模拟为了设计支持系统。数值结果证实了以前的发现,荷载传递通过花键联轴器主要是螺旋角的函数。此外,不能忽略摩擦系数和结构刚度的精确设计花键耦合。现在这样的设计参数提出了设计过程中,原以为无摩擦接触和刚体。

1。介绍

由于高速旋转的顺序(10⁵rpm)和操作温度(1000°C),轴承是最强调机械部件在微量气体涡轮(micro-GT)系统中,因此润滑以及支持系统中扮演着重要角色的操作机器。

采用单一类型的轴承是典型的轴承安排,通常用于商业micro-GT单位。现有micro-GT安装使用箔(气动)和滚动体轴承,在前解决方案无疑更具创新性和有前途的。传统轴承(滚动体类型)仍用于micro-GT系统规模和成本的原因;例如,自1999年以来,顶石提供了一个版本的模型330 microturbine ball-bearing-based压缩机和继续提供球轴承中压压缩机是一种经济的选择应用程序。不同,无油支持系统依靠顶石的主要专利技术,已由美国国家航空和宇宙航行局(NASA)。

然而,在小说的设计支持系统的轴,它是合理的考虑磁轴承是一种方便的选择。实际上,他们超过传统轴承的优势如下:无油操作、极端温度以及主动控制主动磁轴承(amb) [1],易于小型化[2),和独立的外部能源输入被动磁轴承(pmb) [3]。通常,耐高温的优点使得amb应用程序的首选。

尽管有这样的磁特性支持,箔片空气轴承被认为是无油micro-GT应用的首选。事实上,与amb相比,箔片轴承前期较低的成本和更少的失效模式(4供应电磁铁],不消耗能量。然而,磁轴承确保寿命,降低摩擦,可能不太严重的失败。

因此,磁轴承是首选大引擎在高负载和相对较低的速度,同时为箔片轴承正好相反。确实,空气轴承不带高负载较低的速度,气体粘度很低,和摩擦学的涂料的附着力大直径轴在大离心力是困难的(1]。

关于传统轴承(滚动体类型),常用于低功耗micro-GT单位大小和成本的原因,根本问题是时间有限的疲劳现象,load-dependent。实际上,这些支持的“承载能力”是轴承的能力进行一个给定负载预定数量的周期或革命5]。

另一方面,箔片轴承有一个生活依赖于机器的启动和停止。箔和期刊之间的摩擦表面,互相预加载,发生在低速轴时没有空气。因此,启动和停止的唯一事件轴承表很容易磨损。因此,昂贵的摩擦学的涂料前箔和轴是必需的(6,7]。启动/停止的性能很重要,因为micro-GT单位预计将承受日常穿的启动和停止。最近美国政府/行业计划已经开始,机器在哪里测试来评估他们的表现包括启动和停止功能。

证据的研究努力改善空气轴承的启动/停止性能收益是由许多发表作品。例如,固体润滑研究了很多相关的论文(6,8- - - - - -10]。这些领域的进步变成新专利。例如,粉有润滑属性之间可以插入提供润滑的轴承表面箔轴承在低速,当《华尔街日报》没有机载(11]。它形成膜的润滑和粘附性能能够减少扭矩和增加轴承的生活。粉徒在混合润滑是流离失所的《空中。然而,它可能在一定程度上影响气动润滑。在任何情况下,固体润滑不能完全摆脱穿。

在[12),我们提出了一个新的支持系统的概念设计,能去除空气中的轴向载荷推力轴承在混合润滑政权,从而消除启动/停止穿。两个轴向轴承的轴向负荷是共享的不同类型。事实上,这项发明是基于这个想法,因为每个轴承类型有不同的优点和缺点,使用不同类型的轴承在相同的支持系统产量效益。因此,提出创新克服了上面所引的micro-GT中采用的支持系统的缺陷,同时,利用最好的品质不同的轴承类型。事实上,它可以匹配不同类型的轴承和管理相关的负荷通过合适的shaft-hub耦合。

一个方便的解决方案之间的耦合的轴和中心压缩机和涡轮转子可能样条函数的使用。的确,飞机引擎采用样条函数和许多燃气轮机衍生品的飞机引擎13]。与收缩相比,这种设计方案,没有严重限制了传播扭矩在键的情况下,拥有相当大的优势在装配和拆卸14]。这可能是特别有趣的小机器microturbine,为了方便维护和检查。此外,相比,键、花键联轴器提供更高的负荷能力,经常变成更好的耐久性和允许一定量的角位移之间的相对滑动轴和中心(15]。

在这部作品中,使用螺旋花键作为致动器能够方便类型的两个轴承之间传递轴向载荷进行了研究。螺旋花键的操作分析的非线性结构模型的hub-shaft组装和有限元方法(FEM)。

2。案例研究

表1报告的主要数据100千瓦micro-GT单元设计作品(12,16]。它还包括相关的负载,即涡轮和压缩机和 ,分别以及竖向荷载 。这样的手臂,是谁的正方向的涡轮压缩机,轴向力的结果在叶轮的叶片和背面的工作流体。不同,负载将转子的重量。两个负载情况下(称为A和B)的特点是相同的模量(参考价值500 N)合成的推力, 进行了研究。特别是在一个情况下,涡轮和压缩机叶轮手臂指向外部的单元( , )。不同,B,手臂都指向内部的机器和总推力方向反转( , )。详细(12),为不同的叶轮几何图形,可能产生不同的压力罩盖之间的间隙和叶轮裹尸布(背后的压力),叶轮目标可以是外部或内部,分别为A和B的情况下。

压缩机和涡轮机轴向加载microturbine中最重要的,因为它们是10倍大于径向(轴重量)。为应用程序在这项研究中,由于轴向负荷高、持续时间的滚动体轴承相关疲劳现象相比非常低的生活micro-GT单元(60.000 - -80.000小时)12]。

3所示。创新的布局

已经详细解释(12),小说大会的主要目的是单独的轴向载荷施加的叶轮分为两部分。第一部分主要直接加载轴向推力轴承,不通过轴。这种类型的装载应用程序将被称为“直接”以下。不同,第二部分是像在传统管理支持系统;,轴上的叶轮施加推力,反过来,转移到一个额外的轴向轴承(辅助)。

特别是,为了简单起见,只有施加轴向负荷涡轮叶轮是分开的,因为它是高于压缩机。的直接应用轴向载荷并不是一个新概念,在报道17]。不同,在这种参考专利,压缩机叶轮的涡轮机的直接施加在轴向推力轴承。

为了利用上面所引的特殊态度每个轴承的类型、主要和辅助轴承是不同的(例如,支持主要的推力是箔片空气轴承,在辅助一个滚动体类型)。

因此,这种轴向载荷分离允许支持系统之间切换这两种类型的轴承单元结束时自动瞬态操作。此外,它采用螺旋花键既方便shaft-impeller耦合系统和执行机构适用于调整负载的实体转移到每个推力轴承。事实上,一个方便的分区的汽轮机推力是必需的,为了优化支持系统的行为(12]。

图1描述了转子轴向力的所有组件在标称条件下,根据创新产生的修改。是主要的轴向轴承的轴向力(4)施加在涡轮叶轮吗 ,而辅助的轴向推力轴承吗施加在轴(5),考虑在静态力平衡条件收益率

约束条件(4)和图(4 b)1分别模拟在A或B,主要的轴向轴承(4)负载 。轴向力(平等)的行动和反应,涡轮叶轮产生的轴通过螺旋花键,称为荷载传递。其模量低于涡轮和压缩机的推力。总推力作用于轴并由辅助轴轴承 。扭矩的抗力矩涡轮由于压力对相关的叶片。

对于积极的合成推力(B, ),方程(2)产量约束建模图的主要推力轴承1必须(4 b);也就是说,叶轮的轴向力的轴承是积极的( )。相反,在一个情况下, ,必须约束(4)。换句话说,主要推力轴承的位置(4)与机框应该参考不同的A和B的情况下。

例如,跑步者的主要推力轴承(4)可能是安装在高压叶轮和对面的情况下B和A,分别。垫的位置的轴承(4)可能会相应修改。然而,这样的解决方案,包括单一影响推力轴承不会从机器的角度最优布局。

更简单的解决方案由止推环/跑步者在制造业不可或缺的一部分涡轮叶轮或严格固定,所以垫轴承(4)可以位于两边的运动员无论推力方向。因此,发明的装配图如图2。这种支持系统是适合正面和负面的名义把(具有一致的选择螺旋花键联轴器的角)以及瞬态加载条件。表中列出的组件编号2。在这种情况下,主要的推力轴承双效箔片空气轴承,而不是一个效果。换句话说,垫位于两边的止推环/跑步吗 。的垫在携带的推力负荷在额定工作条件下被称作“加载”或活跃的轴承,而另一组,止推环的另一侧,叫做“松弛”边或不活跃的轴承。

在数据2和3第二组(nonlocating)角接触轴承在背靠背的安排,不包括在图的方案1附近,被添加到组装涡轮。在这种情况下,在低速环形的肩膀没有收到涡轮叶轮的轴向载荷直接吗 。事实上,它产生的推力内环(15)(图3)的轴承 。总之,发明的行为不会改变,随着轴承(14)不限制轴向方向,因此,没有轴向载荷转移到框架(9)。

平垫圈(16)是固定在轴(5)与锁环螺母(17)。之间的间隔(13)安装垫圈(16)和叶轮为了调整轴向间隙的涡轮hub-shaft耦合。类似地,两个间距器(10)是用来调节空气轴承的轴向间隙(活动和非活动的一个)。

特别是,如图3,总轴向间隙涡轮机的hub-shaft耦合间隙的总和和( )。垫在下面,差距和运动员的空气轴承所需的操作,它被称为“热”。的差距之间的间隙垫片(13)和涡轮叶轮 ,而涡轮叶轮之间的差距吗和内圈轴承(14)(15)。同样,总热间隙的双效空气轴承(4)是由两个贡献的总和和 ,是热跑步者(11)之间的间隙和垫(12)的活跃的和不活跃的轴承( )。

为了避免穿的双效空气轴承(4)由于流道和干接触垫在低速度、总热间隙必须高于涡轮hub-shaft耦合的间隙(>)。事实上,轴向间隙很少的耦合(6)必须(在micron-length规模)。不管怎么说,必须大于相当于两个接触表面的均方根粗糙度叶轮/内圈边(15)界面(或叶轮/环形肩部(8),如果轴承(14)不使用),为了提供二级轴向轴承的救济的速度跑步者(11)变成了空气。

4所示。样条有限元法分析耦合

载荷分布遵循的法则螺旋花键副的名义操作期间,采用机械传动装置除了一个简单的耦合系统,必须确定。为此,竞选的有限元结构分析模型进行了螺旋花键联轴器的并行配置文件通过改变设计超前角从45到135度(容许范围内螺旋齿轮)。花键联轴器的设计数据表1。参考系统,导致角 ,和螺旋角(几何补花键的耦合模型图所示1和4。同意领导的角度定义,中间的范围( 与直线度)对应于一个花键generatrices(直齿)。

虚拟模型,充分开发利用ANSYS参数化设计语言(APDL)在ANSYS 15.0中,参数,几何图形是完全定义的参数(直径、轴向长度、数量的钥匙,和螺旋角)。中心的三维模型和轴通过一阶等参的是网状结构固体元素(SOLID185),如图5(一个)和5 (b)分别为( 度)。然后,匹配两个网状组件及其接口建模通过地对地接触元素(CONTA173和TARGE170)和零初始间隙和摩擦各向同性(摩擦系数 ,0.15,0.3,0.45)。由此产生的非线性耦合模型包括103566个节点和104160个元素。默认采用增广拉格朗日解决。需要的时间计算结果的考虑范围5度的步骤(在下面讨论的情节单一曲线)大约是4 - 5个小时在传统个人电脑(AMD fx - 8350 8核处理器、4 GHz时钟,16 GB的RAM)。尽管二级网(包括SOLID186 CONTA174元素类型)还测试了,由于更高的运行时间,使用的相关结果只为了确认的结果通过一阶网。一些二阶计算证实了趋势发表在下面。循环模式也被测试,以减少计算时间。然而,它并没有给出一致的结果在转矩负载和超前角时小。

最初,案例B(更高的推力的情况)是模拟后分为两个简单的负载情况下;即中心加载的轴向力或转矩(图4)。特别是,所显示的人物1名义推力 和转矩 (表1)应用于中心的一侧。因此,在前者负载情况下,中心是由压应力加载( ),而后者的力矩作用于中心,由于螺纹连接,它往往将参照轴在积极的一面如果方向 度或- 1 度。自换向转矩负载的方向产生周期性的结果(与时期 度)和中心压力由于推力负载相关案例B是压缩和叶片之间的轴承,单向加载。最后,结合负荷情况模拟,同时应用力和力矩。

中心端的轴向载荷是通过分配一个合适的均匀压力对应的表面,轴向截面的局部 如图6(一)。不同,产生的扭矩是在相同的部分( )通过一个多点约束(MPC)接触区,连着一个飞行员节点传输扭矩,或等价于运用圆周径向坐标(图节点力成正比6 (b))。对面的组装(部分本地化 躺在轴),节点是完全约束,而中心部分不能在轴向方向移动,所总结的人物6 (c)。

5。结果与讨论

数据7和8情节分区中心之间的轴向载荷和轴角度的函数为轴向力和扭矩负载情况下,分别。在这些数字,如果不是通过一个合适的摩擦系数不同的指定标签,有限元方法获得的结果是无摩擦接触元素。绘制有限元模型轴向反应和的中心轴,分别由加法计算约束节点的节点反应躺在相应的表面。图1能使我们与有限元模型对设备的轴向推力的反应如下: 因此,是约束施加的反应槽的轴的一部分,它代表了荷载传递从中心到剩余的一部分轴通过花键的表面。在相同的数据,数据7和8,添加一个无摩擦的刚性模型的相应结果的比较。

的解析表达式无摩擦刚性模型已经定义在[12),人们已经发现,变形在无摩擦的花键联轴器施加小对荷载传递的影响。事实上,在数据7和8,刚性模型的发展趋势和(虚线)符合无摩擦有限元模型对应点(圆圈标记)较低和相对误差可以忽略不计,在1%和0.1%的应用轴向力和传输负载,分别。相反,当摩擦系数 假定,这些相对误差(无摩擦刚性的结果和有限元模型的区别 ),轴向力和扭矩负载情况下最多达到15% 或135度和140% 度,分别。因此,摩擦在荷载传递的影响是非常重要的,这样管理分析刚性模型只能用作第一近似机设计。

对直齿花键几何( 度)的轴向力载荷情况下,和曲线是对称的,而对于转矩负载情况下他们是反对称只有当摩擦是被忽视的。特别是,荷载传递由于转矩不为零的直齿花键摩擦时考虑。事实上,自下转矩负载轴的旋转部分增加与他们的距离限制部分,牙齿的畸形的直母线的形状变成了类似于螺旋,如图9,所以由此产生的切向应力由于摩擦产生轴向载荷的组件。

轴向力和扭矩负载情况下,最大等效应力和最大接触压力的耦合模型在数据绘制螺纹升角的函数10和11,分别。相比,轴向力、扭矩负荷情况收益率更高的压力(2数量级),在这种情况下的耦合行为像一个执行机构,没有约束将导致轴和中心之间的相对运动。因此,压力由于转矩负载可以超过材料的屈服应力和结构设计必须考虑其效果。

力的加载情况下,最大等效应力和最大接触压力的趋势(数据10和11)是对称与尊重 度。在同一角度,他们达到最小值,因为负载转移 (图7)无摩擦模型的零或摩擦时很少考虑。最大·冯·米塞斯应力变化(图10)和螺旋角更大导程角低于70度或高于110度曲线往往会变得几乎线性的。因此,最大接触压力(图11当螺旋角)更高规模更大,与荷载传递协议上升(图7)。事实上,增加使接触压力,因此,等效应力增加。

至于摩擦的力载荷情况下的影响而言,图7表明,摩擦系数的增长倾向于平整中心和轴反应(和)通过增加荷载传递在协议与方程(2)和(3)。然而,这样的增长由于的崛起不产生最大应力的增加。相反,它降低了最大等效应力(图10),因为部分荷载传递是由摩擦力,其大小和方向仍无法引起变形的成员。这种现象也可以观察到在图11,与无摩擦模型的结果相比,有限的增加导致最大接触压力下降。然而,对于高的摩擦系数值( ),特别是对于高螺旋角的大小 ,最大接触压力上升由于高摩擦力的作用,这在全球范围内增加变形。这种趋势也可见的最大等效应力(图10相同的值, 或135度 和0.45),虽然不太明显,需要更高的值和 。因此,对于一个固定的螺旋角,最大接触压力的曲线随着摩擦系数的函数最小,如图12为 度。接触压力的崛起在高摩擦因素因此降低了最大等效应力的变化(图12)。

在扭转载荷的情况下,最大等效应力和最大接触压力趋势不对称对直齿花键配置(数字10和11)。事实上,压力和接触压力的强度取决于偏手性花键螺旋参考转矩的方向。同样,在15],螺旋齿轮安装在轴的数值模拟通过螺旋花键联轴器的选择已经证明螺旋花键与斜齿轮的螺旋方向相同收益率减少负载浓度。由于这种不对称,无摩擦模型的最大等效应力的最小值了 度或更低的角度,当摩擦系数高(图10)。

摩擦转矩负载情况下减少中心轴手臂以及负载转移(图8)除了领导角度的考虑范围增加与 。因此,最大接触压力(图11)减少通过增加除了上面所引的中间范围。最大·冯·米塞斯应力曲线(图10)遵循类似的趋势,最大接触压力的情节,尽管他们不太敏感的摩擦。中部地区的铅角度,压力增加更广泛转移到低角度。

图13描述了反应和计算在不同领导的角度结合负荷情况下(同时应用力和扭矩)。这样的图比较无摩擦的趋势得到了利用刚性模型(虚线),与摩擦有限元模型( 、数据与三角形标记)和(平方标签)的叠加影响,也就是说,获得的值的总和 通过两个独立的分析,有限元模型的力和扭矩负载下。情节确认必须考虑摩擦和变形的叠加效果无效是由于非线性模型的行为。相应的最大等效应力和最大接触压力趋势图的绘制14。这些参数而言,与反应曲线相比,叠加效果更好的协议综合载荷下的有限元模型结果。为了结构强度,设计超前角应尽可能低。特别是最大·冯·米塞斯应力超过1000 MPa铅角度大于110度。

6。支持系统的设计

一个简单的方法来选择螺旋角一直在先前发表的(12),只有应用于负荷情况B,和摩擦的影响,轴向力和变形的螺旋花键联轴器(6)是被忽视的。在目前的论文,考虑到所有的这些影响是为了改进设计方法。

相关的图形结构,如图15和16,旨在找到可能的超前角设计范围 。为此,负载转移通过与相应的轴向载荷的耦合在一起和的轴承和 ,分别绘制为超前角的函数在额定工作条件下。在数据15和16,不断的趋势(厚的实线),情节合成负载的大小 ,可以与为了评估导致角度主要推力轴承是惩罚或者支持相比,传统的支持系统(12]。的趋势通过有限元模型的计算摩擦系数 和负荷情况或无摩擦刚性模型相结合。相应的曲线和发现通过方程(2)。如果B(图15),荷载传递的曲线无摩擦刚性和有限元模型 绘制在图)是一样的13,转矩( )和压缩轴向力( )被认为是在数值分析。不同,如(图16),一个新的块通过同时应用扭矩和拉力计算轴向力( )到有限元模型( )。等计算是强制性的,非线性的耦合模型。

原因解释(12)的方法定位的限制可能的设计值在于找到0的功能 和 。这样0将设计的角度和范围由明星符号数字15和16,白色和灰色的恒星与有限元法和刚性模型,分别。相应的设计角度的限制负载情况下的A和B是总结表3。表证据,螺旋角为设计目的容许跨度约5度(刚性模型)或6度(有限元模型)和摩擦和变形倾向于增加标记的角度设计的边界范围。

作为案例研究段解释,不同的叶轮几何图形,名义压缩机,涡轮机,和总推力强度差异明显,相反。因此,设计螺旋角的范围可能大大改变叶轮的设计。作为一个规则,设计的局限性必须包括铅角度可行的范围内螺旋花键联轴器和齿轮;也就是说,必须在45 - 90度的范围,当压缩机和涡轮机手臂都指向内部的机器和由此产生的推力是负的,如案例B。

不同,当产生的推力是积极的( ,以防),根据提出的图形化建设、负载转移的趋势必须达到负值为了使推力函数(和)为零,如图16并建议由方程(2)。根据荷载传递的结果,这是可能的,如果领导角度大于90度,也就是说,通过螺旋构型的逆转。导程角不能超过135度,这是一个致动器的安全运行限制,像螺旋齿轮。

简而言之,参照图2,如果名义上的总推力负荷条件是负的( 以防B),活动轴承位于右侧的运动员和超前角花键的耦合(6)低于90度。相反,如果由此产生的名义推力是积极的( 情况下),活动轴承流道和左边 度。

在更广泛的术语中,螺旋升角的花键联轴器(6)可以选择参照名义工作条件的基础上的目标生活轴承在合适的范围内,限制的评估通过提出图形化建设。由此产生的超前角的选择必须最后落在容许范围内45 - 135度。

7所示。结论

一个创新的概念设计支持系统能够大大提高启动/停止性能的现代无油micro-GT已经结束。滚动体轴承使用的纸来解释设备可能与无油代替磁轴承电流消耗较低的这样一个支持系统与系统完全基于amb相比。发明还可以用来改造旧机器,其轴安装在轴承滚动体。这样的改造不能通过传统的手段支持系统基于箔片空气轴承(8]。

为了执行这项发明的详细设计,结构有限元分析的螺旋花键工作负载分区以及耦合装置进行了。数值计算表明,(我)负载分区样条的耦合强烈取决于摩擦,不能忽视设备的详细设计;(2)轴向载荷和变形的耦合也影响负载分区;他们只能被忽视的第一近似值;(3)变形和摩擦往往平整手臂通过轴和中心;(iv)的手性螺旋花键联轴器的应用转矩方向是有影响力的压力和接触压力大小。

最后,前面提出的螺旋花键设计方法(12)已被提炼为了考虑上面所引的的结果。它也已经适应了双效空气推力轴承,显示螺旋花键的构型必须选择的基础上轴承是活跃在额定工作条件。

这种图解法应用利用新的数值结果。结果表明,摩擦和变形增加设计螺旋角。

在未来发明的详细设计将进一步研究了考虑渐开线花键资料以及通过计算最优热间隙的推力轴承和涡轮hub-shaft耦合通过elastoaerodynamic箔推力轴承润滑分析。

命名法

:	样条边距离,毫米
:	间隙,μ米
:	位移,毫米
:	直径,毫米
:	摩擦系数
:	轴向载荷,
:	花键耦合长度,m
:	扭矩,纳米
:	数量的样条函数
:	转速,转速
:	权力,千瓦
:	半径,毫米
:	反应,N
:	N推力,
:	花键联轴器笛卡尔坐标系统
:	轴承径向载荷,N
:	螺旋角,度
:	超前角,度。

下标

:	压缩机
:	中心
:	外
:	球场
:	径向方向
:	轴
:	涡轮
裁判:	参考
:	轴向方向
:	圆周方向。

数据可用性

从这项研究中获得的所有数据都包含在目前的手稿,12]。

的利益冲突

作者宣称没有利益冲突有关这篇文章的出版。

确认

作者要感谢他们的专利顾问安德里亚博士Grimaldo有用的讨论的结果在本文发表在国家专利文档的准备和PCT。

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版权

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