旋转参数范文（精选5篇）

旋转参数 第1篇

1 喷头类型

1.1 扇形喷头

扇形喷头所喷出的射流在平面上形成一条线(图1),当z轴距离一定的情况下,扇形喷头的喷射夹角决定这条线的宽度,当在x.y坐标平面内左右移动时,其轨迹是由多线组成的一个平面。

1.2 旋转喷头

旋转喷头所喷出的射流在平面上形成一个圆形轨迹(图2),当z轴距离一定的情况下,旋转喷头的喷射夹角决定这个圆的直径,由于是脉冲射流,会形成一个多次旋转重叠的圆柱面(图3),当在x.y平面内左右移动时,则会形成一个个重叠的圆平面(图4)。

2 旋转喷头的工作原理

压力水从接头进入喷头,通过分水盘切向水孔进入外壳内腔,经小孔射流的压力水使腔内水流高速旋转,驱动放置在内腔中的偏心喷嘴,绕着轴线旋转,密封环垫可以减少摩擦力,最后水从喷嘴中射出,形成高压螺旋状水流。

3 喷嘴射流运动的主要参数

3.1 理论射流速度和流量

对连续射流,应用伯努利方程,忽略两点之间的高度差。

式中:p———流体中喷嘴出口截面内外两点间的压强,Mpa

v———流体该点的流速,m/s

ρ———流体密度,kg/m3

3.2 水射流打击力

应用动量定理,水射流对物体表面的打击力。

3.3 喷嘴内部的速度场

分水盘切向水孔直径,本参数将主要影响水射流的旋转速度

式中:ω———流场角速度,r/s

q———流量,m3/s

r———分水盘切向水孔半径,mm

d———外壳内壁直径,mm

4 旋转喷头的应用

与扇形定喷头相比,水射流覆盖面增大,分布更均匀,清洗效果更好,清洗效率显著提高,所以它特别适用于各类面积较大和表面污垢较难清除的场所,如汽车表面,泳池瓷砖,院子地面,广场地面和建筑物外墙等等。

5 结语

通过对小型高压水射流旋转喷头的理论分析和实践证明,相对于固定的扇形喷头,相同的清洗工况,可以减少水的用量,提高清洗的效果和效率,节约成本,从而体现出旋转喷头的优势,为广泛的推广和使用旋转喷头提供理论和实际依据。

摘要：介绍了小型自旋转喷头的工作原理和性能,论述了高压水射流清洗技术中与喷嘴相关的性能参数,根据相关公式确定各个参数的内在联系,为进一步开展旋转喷头喷射性能的试验研究提供了参考依据。

关键词：高压,小型,喷头,自旋转,脉冲水射流

参考文献

旋转参数 第2篇

关键词：旋转部件,参数遥测,时间同步,参考节点广播的时间同步

0 引言

在航空发动机转子、直升机旋翼等旋转部件的性能评估、试验验证、健康管理等过程中, 需要测量不同部位的诸多参数[1,2]。采用无线传输的遥测技术不仅能用于转子部件参数测量[3,4,5], 而且避免了因大量导线连接造成的巨大花费和可靠性等问题[2]。旋转部件多参数遥测系统采用多个不同的遥测节点对不同部位的参数进行测量, 是一种分布式同步测控系统, 也是一种无线传感器网络。时间同步是分布式同步测控系统中的关键技术之一, 是无线传感器网络中不可缺少的重要技术, 是进行数据融合、节点定位、故障诊断的基础[6,7]。针对遥测节点分布密集、时间同步要求高等特点, 开展旋转部件多参数遥测系统的时间同步技术研究具有重要意义。

随着无线传感器网络技术的发展, 时间同步作为一种重要的支撑技术, 相关研究越来越多[7,8]。但是无线数据传输的时延和不确定性, 使得无线传感器网络的时间同步难度较大[7,9], 现有的研究多停留在理论研究和仿真阶段, 或是基于特定的Mica2硬件平台, 如任丰原等[10]在Mica2试验平台上利用锁相环同步机制, 在同步周期200s内实现同步误差不超过2ms。旋转部件多参数遥测系统中常常需要同时测量多个高频参数, 一些待测参数持续时间短[11], 故应采用高精度的时间同步算法, 同时由于待测参数分布密集, 故不宜采用需要通过多次无线数据传输的时间同步算法, 而传统的无线传感器网络时间同步算法如TPSN (timing-sync protocol for sensor networks) [12]、DMTS (delay measurement time synchronization) [13]和RBS (references broadcast synchronization) [14]等不能同时满足同步精度高和无线通信复杂度低等要求。本文有针对性地开展旋转部件多参数遥测的时间同步技术研究, 在常用的时间同步算法的基础上, 提出了一种基于参考节点广播的时间同步 (reference node broadcast synchronization, RNBS) 技术, 分析其同步精度和无线通信复杂度等性能, 最后在自行设计的硬件平台上进行了试验。

1 节点的时间表示和修正

遥测节点采用晶体振荡器来维持本地时钟。晶体振荡器的频率存在偏差, 并容易受温度、压力、电源电压等外界环境因素的影响, 而且不同节点的时钟初始值也不同, 使得各节点的时钟不一致[10,15]。

节点时钟通常用晶体振荡器脉冲计数值来度量, 节点i在t时刻的本地时钟表示为[10]

式中, f0为节点晶体振荡器的标称频率;fi (t) 为晶振在t时刻的实际频率;t0为节点开始计时的时间;ci (t0) 为节点在t0时刻的时钟。

在较短时间内, 认为节点晶振的频率保持不变, 节点时钟可表示为[10]

其中, ai=fi/f0, 在实际应用中, 节点时钟通常由计数器的计数来构造出相应的软件时钟:

其中, h (t) 是计数器读数, 函数a[]用来将计数器读数差值转化为时间间隔。如节点采用晶振频率为24 MHz, 计数器采用12分频, 则a[1]=0.5μs。

式 (2) 可进一步简化为

其中, ai、bi分别为漂移率和偏移量, 表示时钟ci (t) 与真实时间t之间的关系。时间同步目的是使不同节点具有相同的时间基准, 更关心不同节点的时钟之间的关系。由式 (4) 可知, 不同节点的时钟ci (t) 和ck (t) 之间存在以下线性关系:

式中, aik、bik分别为相对漂移率和相对偏移量。

当时钟ci (t) 需要和时钟ck (t) 进行同步时, 一种简单的方法就是偏移补偿, 即在某个时刻t求得两时钟的差, 实现该时刻时钟ci (t) 和ck (t) 的同步。由于时钟ci (t) 和ck (t) 频率不一致, 所以偏移补偿后时钟ci (t) 和ck (t) 的同步误差随着时间的延长逐渐增大。该方法一般适用于某一时刻, 节点将自身时钟与参考时钟进行同步。另一种有效的方法是漂移补偿, 由式 (5) 可知, 在某个时刻求得相对偏移量bik和相对漂移率aik, 就可以修正时钟ci (t) 与时钟ck (t) 一直保持一致。相对偏移量bik就是同步时两个时钟的差;由于时钟ci (t) 和ck (t) 均存在频率的偏差, 相对漂移率aik可通过一定的观测数据{ci (tj) , ck (tj) } (j=1, 2, ) , 利用线性回归方法估计求得[10]。漂移补偿是一种有效的同步手段, 较为准确地估计相对漂移率后, 在较长的时间间隔内不会产生太大的同步误差, 然而, 由于实际的晶体振荡器很难长时间稳定工作在同一频率上, 故需要定时或在线实时进行漂移补偿。

2 旋转部件多参数遥测系统的时间同步

2.1 时间同步要求分析

如图1所示, 旋转部件多参数遥测系统由旋转部分和地面部分组成。旋转部分为多个用于参数测量的遥测节点, 通过无线方式和地面部分的汇聚节点进行通信, 地面部分的PC机用于进一步信息处理, 其中虚线表示无线数据传输。

旋转部件多参数遥测系统是一个单跳星型结构的无线传感器网络, 虽然其结构简单, 但该系统具有节点工作频率高、分布密集、数据处理任务重、异构性大等特点。这些特点决定了其时间同步要求不同于一般的无线传感器网络: (1) 由于一些节点用于高频参数测量, 有些参数持续时间很短, 故时间同步精度要求高; (2) 由于节点分布密集, 各节点和汇聚节点之间经常需要进行无线通信, 而频繁的无线通信会使无线网络信道拥挤, 故要求用于时间同步的无线通信复杂度低; (3) 由于节点资源受限, 而参数测量和无线数据传输任务重, 实时性高, 故要求时间同步算法实现简单, 并采用漂移补偿的方法; (4) 由于不同节点任务差异大, 异构性大, 不同节点对时间同步的精度要求不同, 故宜采用多精度的时间同步方法, 即根据节点的时间同步要求选定相应的同步精度, 从而降低全网时间同步的复杂度。

无线传感器网络时间同步机制可分为三类:成对 (pair-wise) 同步, 发送者-接收者 (sender-receiver) 同步, 接收者-接收者 (receiver-receiver) 同步, 其中TPSN、DMTS和RBS被认为是这三种机制下的典型时间同步算法。TPSN类似于传统网络的NTP时间同步协议, 1次同步需要2次无线数据传输, 同步复杂性大, 速度慢, 且没有对时钟的频差进行估计[12]。DMTS算法简单, 通信开销小, 但是直接对同步消息在传输路径上所有延迟进行估计, 延时估计误差较大[13]。RBS算法通过第三方节点广播, 排除了发送方延迟的不确定性, 同步精度较高, 对平台要求低, 但是不能实现全网同步, 且算法复杂、通信开销大、资源消耗多[14]。TPSN、DMTS和RBS等传统的时间同步算法不能同时满足旋转部件多参数遥测系统时间同步精度高和效率高等要求。下面提出一种新的时间同步技术。

2.2 基于参考节点广播的时间同步 (RNBS) 技术

在利用无线通信方式进行各节点的时间同步过程中, 无线数据传输的延时和不确定性直接影响了时间同步的精度和复杂度。本文通过设立参考节点对, 并建立参考节点对之间的有线通信的方法, 利用延时和不确定性较小的有线通信进行补偿, 提出一种新的基于参考节点广播的时间同步技术。

如图2所示, 在进行时间同步时, 由参考节点1作为发送节点广播时间同步消息, 其他节点包括汇聚节点为接收节点。选取参考节点1和参考节点2组成参考节点对, 它们之间除了正常的无线通信外, 还能进行有线通信。由于节点分布密集, 且参考节点对的选取没有特别要求, 所以总能找到两个节点用导线进行连接, 而不影响整个网络的结构和功能。

RNBS的原理:首先由参考节点1广播一个时间消息, 其他节点利用本地时钟记录消息的到达时间。参考节点2在消息到达时通过有线方式通知参考节点1, 这样参考节点1记录了自己广播消息的到达时间, 即所有节点都记录了消息的到达时间, 这个消息的到达时间被认为是同步的。然后由参考节点1继续广播它所记录的消息到达时间, 各节点接收同步消息, 记录消息的到达时间, 并对比时间记录, 采用线性拟合方法估计相位差和频率差进行偏移补偿和漂移补偿, 从而实现各节点与参考节点的时间同步。

RNBS技术通过设置参考节点对和有线通信的方法, 使发送节点同时又成为接收节点, 兼有sender-receiver机制和receiver-receiver机制的特点, 即像DMTS那样广播时间同步消息, 却避免了通过延时估计而使得同步精度较低;像RBS那样排除了发送方延时的不确定性, 却避免了只能同步接收者而不能实现全网同步, 也克服了RBS不能利用同步消息的内容而使得通信开销和复杂度大的缺点。

3 RNBS的实现和性能分析

3.1 RNBS的实现

利用RNBS进行时间同步的过程如下:

(1) 参考节点1无线发送初始时间消息T1_0 (下标1为参考节点1标号, 0为时间包标号) , 其他节点等待接收时间消息。

(2) 节点M记录时间消息到达时的本地时间TM_1 (M=0, 2, 3, ) , 并接收时间消息T1_0;参考节点2在时间消息到达时通过有线方式通知参考节点1, 参考节点1记录本地时间T1_1。

(3) 参考节点1间隔时间ΔT后发送时间消息T1_1, 其他节点等待接收时间消息。

(4) 重复步骤 (2) 、 (3) , 即节点M记录时间消息到达时的本地时间TM_i, 其中i=1, 2, , 并接收时间包T1_i-1, 参考节点1记录时间消息到达参考节点2时的本地时间T1_i;参考节点1发送时间消息T1_i。

(5) 根据需要选取i值, 结束本轮时间同步。各节点通过偏移补偿和漂移补偿修正本地时钟, 实现与参考节点1时间同步。

下面以节点M为例, 说明如何实现与参考节点1的时间同步。根据式 (5) , 参考节点1和节点M的时钟有如下关系:

设该节点接收到第一个时间消息的时间为t0M, 作为时间同步的开始, 在该时刻进行偏移补偿:

将Δt0_1 M作为b1 M的估计值利用多组T1_i和TM_i, 根据最小二乘法求得a1 M的估计值︵a1 M:

得到关于cM (t) 的回归方程:

在实际应用中, 节点时钟通常由计数器的计数来构造出相应的软件时钟, 为方便起见, 一般由节点记录本地时钟, 在需要的时候才修正时钟。如在t1时刻, 节点M的本地时钟为cM (t1) , 修正为与参考节点1同步的时间即

由于不同节点的时钟偏差较小, 相对漂移率的值非常接近1, 而对于一些计算能力较弱的节点, 会因为的计算精度带来较大误差, 下面提出一种改进计算方法。

由式 (8) 、式 (9) 可得

显然的值大于1, 计算时误差较小。式 (14) 为最小二乘估计, 进一步简化计算, 可采用平均值进行估计:

则在t1时刻, 节点M修正后的时间为

3.2 RNBS的性能分析

无线传感器网络时间同步算法的性能一般包括网络能量效率、精确度、可扩展性、健壮性、成本和尺寸等[6,7]。本文主要研究时间同步的精度、效率以及实用性等, 其他性能可作为后续研究内容。下面对RNBS技术的时间同步精度、无线通信效率和实用性进行分析。

(1) 时间同步精度分析。无线传感器网络采用无线数据传输方式传递时间消息进行时间同步, 而无线数据传输过程中的延时和不确定性直接影响了时间同步精度。一般将一条消息在节点间的传递过程分解成六个部分:发送时间、访问时间、传输时间、传播时间、接收时间和接收处理时间[12,16]。RNBS中各节点记录时间消息到达的本地时间, 排除了发送方延时即发送时间ts、访问时间ta和传输时间tt的不确定性, 而ts和ta的确定性很差, 一般从ms级到s级[16];传播时间tp在节点密集布置的旋转部件多参数遥测系统中可以忽略, 小于1μs;节点如利用无线数据传输芯片的接收中断功能, 接收时间tr为中断响应时间, 接收处理时间trp为CPU中断服务程序里计时指令的运行时间, 一般为μs级, 误差不超过μs级;而参考节点1通过有线通信接收参考节点2的中断信号, 多一个中断响应时间tr。所以RNBS总误差在μs级, 具有与RBS相似的高时间同步精度[14]。

(2) 无线通信效率分析。RNBS通过参考节点1广播时间同步消息, 其他节点记录消息的到达时间并接收时间消息以修正本地时钟, 实现全网的时间同步。采用漂移补偿进行时间同步时, RNBS具有与DMTS相似的低通信复杂度[13], 即除了第1个时间消息外, 每个时间消息均可用于全网同步。在n个节点的单跳网络中, 利用RBS进行时间同步时, 需要n次无线数据传输, 并且只能同步n-1个节点[14,15];而采用TPSN逐个同步各节点, 需要2n次无线数据传输才能实现全网时间同步[12,15]。RNBS通过设置参考节点对和有线通信的方式, 同时利用时间消息和时间消息到达时间的信息, 提高了无线通信效率, 方便地实现了全网同步。

(3) 实用性分析。RNBS对平台要求低, 资源消耗少。如将参考节点1通过FDMA设置特定的时间同步发射频率, 不仅保证了时间同步在全网中实现, 而且不影响网络中无线数据传输等正常任务。各节点需要进行时间同步时, 设置相应的接收频率接收时间消息, 并根据各自节点的时间同步精度要求设置相应的同步周期, 实现与参考时间的同步, 适合实际工程的时间同步应用。

另外, RNBS技术针对节点异构性大、任务重、分布密集等特殊要求, 对于一般单跳结构的无线传感器网络具有通用性, 且体现时间同步精度高、效率高等优点, 而对于多跳结构的无线传感器网络可以通过接联的方式实现。

RNBS的主要缺点:参考节点1广播的时间消息为上一次时间消息的到达时间, 即每个节点接收到的时间消息对应的是上一次记录的本地时钟, 如果利用RNBS进行偏移补偿, 节点需要接收2次时间消息才能修正本地时钟, 实现时间同步。

4 RNBS的应用与验证

为方便试验, 选用3个节点分别作为参考节点1、参考节点2和汇聚节点0。节点的CPU为F021, 频率为24 MHz, 无线数据传输芯片为PTR6000, 速率为2Mbit/s。常用的工控用无线数据传输芯片都具有无线数据接收中断功能, 将参考节点2的无线数据接收中断信号直接连接到参考节点1的外部中断上。

4.1 接收中断试验

理论上各节点的接收延时的不确定性很小[14];各节点的接收中断时间的不确定性也很小, F021的中断响应为5~18个系统时钟。多次试验表明, 各节点接收中断时间一致性好, 如图3所示, 曲线1、3分别为节点2和节点0的接收中断信号, 曲线2为节点1的发送信号。

4.2 时间同步试验与分析

根据3.1节所述的时间同步过程, 首先由参考节点1发送间隔约15s的6个时间消息, 各节点接收时间消息并记录接收中断的时间, 进行偏移量和漂移率的估计。然后在某时刻发送一个中断信号给各节点作为突发事件, 各节点通过偏移补偿和漂移补偿, 输出该时刻修正后的时间。为了方便试验, 突发事件由参考节点1无线发送1包数据而产生的中断模拟, 各节点的中断信号是同步的。

图4、图5所示分别为各节点利用RNBS进行偏移补偿和漂移补偿后的时间同步误差, 横坐标均为参考节点1的时间。可见, 当节点只进行偏移补偿时, 同步误差随时间线性增大, 如在时间同步30min后, 同步误差大于120ms。而采用漂移补偿后, 同步误差显著减小, 在时间同步30min内, 同步误差小于1ms。

为更好地评价RNBS的性能, 作进一步的定量分析:针对同一同步周期进行5次试验, 得到修正后的时间值, 求取同步误差的平均值和最大值, 将结果列于表1中。

由表1可见, 不同的同步周期对应不同的时间同步精度, 如同步周期为1min, 同步误差小于10μs;同步周期为30min, 同步误差小于1ms。其时间同步精度远高于在Mica2试验平台上能达到的精度, 即在同步周期为200s时同步误差不超过2ms。RNBS在具体应用时, 可以根据节点对时间同步精度的要求, 设定相应的同步周期, 符合实际工程的应用需求。

试验表明, 利用RNBS技术进行漂移补偿后, 能够方便有效地实现网络中各节点的时间同步, 无线数据传输次数少, 时间同步精度高, 并能根据节点的需要实现不同的时间同步精度, 满足旋转部件多参数遥测系统的时间同步要求。

由于受节点主频、内存等限制, 本试验进行漂移补偿时, 只利用较少的同步时间消息进行简单的线性拟合估计, 若增加用于漂移补偿的时间消息个数和采用更复杂的估算方法, 理论上可以获得更高的时间同步精度。

5 结论

(1) RNBS技术通过参考节点对之间的有线通信, 将所有节点作为接收节点, 排除了发送方延时的不确定性, 并使广播的时间消息同时到达所有节点, 然后利用时间消息和时间消息的到达时间, 实现了高精度、高效率的全网时间同步。

旋转参数 第3篇

旋转阀泥浆脉冲器脉冲发生机构主要由定子和转子组成。转子在下定子在上, 叶片数量相等。如图1所示。随钻仪器测得到的数据经压缩, 编码, 由驱动控制电路驱动转子转动, 转子相对定子转动或摆动, 产生截流效应, 使钻柱内泥浆产生压力脉冲, 形成连续的正弦压力波。在地面检测压力波形的变化, 经过译码, 计算得到测量数据, 通过终端显示[1]。

旋转阀脉冲技术的优点是数据传输速度快, 缺点是信号相对较弱, 受噪声干扰影响相对较大, 对信号处理系统要求较高。由于旋转阀脉冲器形成的是连续压力波, 且传输速率高, 也称为连续波泥浆脉冲器, 或高速率泥浆脉冲器。

在旋转阀泥浆脉冲器中, 转子是压力脉冲产生的关键部件, 也是能量消耗的主要元件, 由直流电动机直接驱动[2]。研究转子的负载特性对改善泥浆脉冲发生器结构, 控制方式, 减少电机功率消耗, 提高泥浆脉冲信号的数据传输速率和传输距离具有一定的指导意义[3]。

1 模型简化、网格划分与仿真设置

1.1 模型简化

利用CFD软件对泥浆脉冲发生器转子进行三维流场计算, 对转子进行优化设计, 以获得更强的连续高速率脉冲信号。由于转子结构比较复杂, 在建立流场仿真模型时, 需要对模型简化处理。同时为了便于计算和分析, 对泥浆脉冲发生器内部流场作如下假设:

(1) 流体仿真过程中, 认为钻井液为单相不可压缩流体, 即假设钻井液为清水;工作介质密度不变, ρ=988.2kg/m3;忽略泥浆温升的影响;

(2) 泥浆脉冲发生器的部件视为刚性体, 定、转子叶片在工作中无变形;

(3) 除了流道进出口外, 没有工作介质从其他地方进入流道;

(4) 忽略定子中空容腔内的流体流动, 忽略下游转轴对转子内部流场的影响;

(5) 为了减少整个流道模型进出口边界条件设置对分析结果的影响, 采取加长进口和出口的长度。

1.2 网格划分

单一流道不能全面的反应整个泥浆脉冲发生器的流场特性, 采用全流道进行流场计算能够得到更准确的结果。通过以上假设, 泥浆脉冲发生器的流道模型见图2。

泥浆脉冲器脉冲发生机构流道结构较为复杂, 有旋转场和非旋转场, 故流道的划分采取分区划分。为了便于计算把整个计算区域分为定子区、转子区和出口区三个部分, 结构划分和边界条件设置如图3。

泥浆脉冲发生器内部流动状态为湍流, 使用标准选用标准k-ε模型, SIM PLE算法和二阶迎风格式[4,5]。采用滑移网格设置, 入口速度为6.5m/s, 出口压力设为0.75M Pa。

2 不同转子结构参数的流场仿真分析

根据转子的结构形式, 主要从转子叶片形状、叶片厚度及叶片个数等几何因素对泥浆脉冲发生器进行流场分析。

2.1 不同转子叶片形状

转子开口形状可以做成扇形、矩形、三角形等形状, 每种形状的开口根据给定压力波脉冲信号幅值及泥浆的密度和流量来确定。三种不同叶片形状的转子结构如图4。

在流量为30L/s, 转子转速为360r/m in工况下, 间隙为4m m, 叶片厚度为10m m, 分别对三种转子模型进行流场分析。转子转过四分之一周期时, 其转子的水力转矩的变化及转子上端靠近转子的质点压力变化如图5。

由于三种叶片形状的转阀对应的开口面积变化规律不相同, 不能直接对转子的水力转矩和压力幅值作对比, 比较转子在流场中受力情况, 转子所受最大轴向力用Pm ax表示, 对应的时刻用TPm ax表示, 转子所受的最大转矩用Pm ax表示, 对应的时刻为TPm ax, 把TPm ax-TM m ax和M m ax/Pm ax两个参数作为比较依据, TPm ax-TM m ax表示转子在转动中叶片所受最大压力和最大转矩的时间差, 此值越小, 则转子同时受到压力和转矩的值越大, 叶片受到的侵蚀和损耗就越大, 故这个差值越大, 转子受力情况就越好;M m ax/Pm ax表示产生相同压差所需要的转矩, 此值越小, 需要的电机输出转矩越小, 消耗的电机功率则相应的就小。

根据上述判断参数, 从图4可知, 扇形阀口得转子受到的流体对叶片的最大压力和最大转矩的时间最小, 叶片受力较为集中;矩形阀口和三角形阀口的转子受力相对有所改善;对比三种叶片转子转矩变化曲线, 扇形和矩形的转矩变化比较剧烈, 特别是在阀口将快要完全闭合的时段, 而三角形阀口的转子水力转矩变化则均较为平缓。究其原因是扇形阀口的转子叶片两边都为径向线, 在转阀关闭的过程和打开的过程, 叶片棱边从内到外同时进入关断状态, 此时对流体的流动状态产生强烈的影响, 导致转矩的变化剧烈;通过改变叶片的形状为三角形阀口, 在转阀关闭和打开的过程中, 叶片棱边由里到外逐渐变化, 相应转矩变化也就比较平缓。可以看到, 三角形阀口的转子在受力较小, 对流体运动状态的影响较为平缓, 转子受到流体侵蚀较小, 结构性能相对较好。

2.2 叶片厚度

在流量为30L/s, 转子转速为360r/m in工况下, 间隙为8m m, 分别对不同叶片厚度的转子进行流场分析。转子转过四分之一周期时, 其转子的水力转矩的变化及转子上端靠近转子的质点压力变化如图6。

通过分析, 由图6可知, 随着转子叶片厚度的增加, 转矩变化趋势基本一样, 但转矩值逐渐增大, 相应转矩逐渐增大, 说明叶片厚度影响转矩值大小的变化, 叶片越厚, 转矩越大, 消耗的功率越大, 所需电机的输出转矩越大, 电机的输出功率越大, 相应涡轮发电机的发电功率越大, 提高了脉冲发生器的设计难度。叶片厚度对其上的压力和速度发生变化, 压力变化很小。这一分析结果可以为转子的选材及电机选用提供了一定依据。故在保证转子强度下, 尽量减小叶片的厚度, 减小电机电能消耗, 改善信号发生机构的控制性能。

2.3叶片个数

在流量为30L/s, 转子转速为360r/m in工况下, 分别对不同叶片个数的转子进行流场分析。转子的水力转矩的变化及转子上端靠近转子的质点压力变化如图7、图8 (图中n代表叶片个数, h为定转子间隙) 。

从图7、图8可以看出, 在同一定转子间隙条件下, 3叶片转子对应的转子水力转矩和压力幅值明显比4叶片转子的大。分析其原因:转子叶片个数的增加, 使轴向间隙引起的流通面积增大, 导致压力脉冲信号的强度减弱, 对应的转子水力转矩也相应的减小。在不同转子叶片个数的情况下, 为得到相同幅值的压力脉冲信号, 将4叶片转阀的定、转子间隙减小, 所得到的转子水力转矩仍比3叶片转子的小。所以, 增减转阀叶片个数可以有效地减小转子的水力转矩, 有效地改善电动机的控制性能。同时, 转子叶片个数的增加, 在相同转子转速下, 可以加大信号载波频率, 在压力脉冲信号调制过程中, 可以减小加速度, 改善电机性能, 延长电机使用寿命, 而且在转速相同的情况下, 转子叶片越多, 单位时间内产生的压力脉冲也越多, 从而可以提高泥浆脉冲器的数据输出速率。

3 结论

通过从转子叶片形状、转子叶片厚度、转子叶片个数这些因素来分析计算, 对比分析, 叶片形状、转子叶片个数对转子的水力转矩和压力波形影响很大;叶片厚度对转子水力转矩有影响, 叶片越厚, 转子的水力转矩越大, 在叶片厚度小于10m m的情况下, 对压力影响很小可以忽略, 但叶片厚度增至14m m时, 对压力的影响增大。

综合分析可以得到转子设计的几个优化原则:叶片两棱边应趋向于变化平滑, 对比三种叶片形状, 选用三角形阀口形状的转子受力较好, 压力波更接近正弦连续波;转子叶片在满足强度的条件下, 尽量减小叶片的厚度;对比叶片个数, 选用叶片个数为4较合适。

摘要：解释了旋转阀脉冲器发生工作原理。利用CFD方法, 针对所建立的泥浆脉冲发生器定子、转子进行三维流场仿真。分析了转子叶片形状、叶片厚度及叶片个数等结构参数对泥浆脉冲器性能的影响。总结了这些因素对转子水力转矩和脉冲强度的影响, 得出了转子的优化设计准则。

关键词：泥浆脉冲发生器,水力转矩,流体仿真,参数

参考文献

[1]王智明, 菅志军, 李相方, 等.连续波高速率泥浆脉冲器设计研究.石油天然气学报, 第30卷, 2008年4月.

[2]Wilson C.Chin, Ph.D, M.I.T.MWD Siren Pulser Fluid Mechanics[J].PetroPhysics, 2004, 45 (4) :363-379.

[3]Malone, David.Sinussoidal pressure pulse generator for measurement while drilling tool:US, 4847815[P].1989-07-11.

[4]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, 2008.

旋转参数 第4篇

深孔广泛应用于机械制造行业中,其功能具有不可替代性;但它的加工设备和加工工艺特殊,封闭的加工环境和较大的钻削长径比(L/D>5)带来了排屑困难、无法直接观察切削状况、加工系统刚度低等问题[1]。这些问题一直阻碍着深孔加工技术的进步,一方面限制了其工艺水平的提高、应用范围的扩展;另一方面说明完善深孔加工理论,尤其是高效排屑技术已迫在眉睫。

国内外研究人员在深孔加工的加工方法、颤振抑振等方面取得了众多的研究成果,但在DF(double feeder)钻削系统的理论分析和结构优化方面研究相对较少。Astakhov等[2]根据能量守恒原理建立了喷吸钻的特性方程,并指出目前商品化的喷吸钻射流间隙没有达到最佳的负压抽吸效果。汪志明[3]通过试验得出DF系统排屑通道与负压通道流量比为2时最佳;Liu等[4]依据数学建模结果确定出流量比的合理范围。吴凤和等[5]通过改变射流间隙的轮廓线形,有效降低了主射流与壁面的摩擦损失;Shen等[6]结合密封件的自补偿特性,合理选取后喷嘴的壁厚参数,提升了负压抽屑装置的密封性能。王峻[7]设计的分调式功率增补型喷吸钻抽屑装置解决了传统DF系统因固定分流及分流比例不当造成的抽屑力不足的问题;关世玺[8]研制的双锥面负压射流装置比传统单锥面负压抽吸装置的排屑效率高出20%;刘战锋等[9]设计的外排屑DF系统有效解决了枪钻钻削过程中的排屑问题,扩展了DF系统的应用范围。

由此可知,深孔DF系统的研究主要集中在单一结构参数与负压抽吸性能的关系上,没有多结构参数变化对性能影响的研究,并且缺乏适用于刀具旋转的DF钻削系统。为此,本文针对上述不足,以现有DF系统为基础,通过数学建模来改进负压装置结构,优化结构参数。

1 深孔机床DF系统工作机理

图1为深孔机床DF系统工作示意图,通过油泵供给的切削液经节流阀分成前后两支:前一支(排屑流,流量qV2)进入输油器4,并经过钻套3、已加工孔壁与钻杆5的通油间隙流向切削区,将切屑冲入钻头内腔,沿钻杆排屑通道流动;后一支(主射流,流量qV1)经喷嘴副(7与9)间的射流间隙进入抽屑器8,主射流在流经喷嘴副通道时,因流道面积变小而获得较高的流速,喷入钻杆末端产生负压区域,促使排屑流被加速吸入抽屑器,并与主射流混合(混合流),通过剪切作用,排屑流的速度和能量再次提高,最后加速排出。

1.工件2.钻头3.钻套4.输油器5.钻杆6.钻杆夹头7.前喷嘴8.抽屑器9.后喷嘴

2 数学模型

图2为射流间隙的结构示意图,为概括反映不同加工孔径下DF钻削系统结构参数(射流间隙倾斜角度θ、射流间隙宽度δ、前排屑通道内径D0、后排屑通道内径D1)与抽屑性能的关系,所涉参数依据相似定律[10]用量纲一形式表示。

射流间隙与后排屑通道的面积比为

式中,An为射流间隙出口的横截面积,An=πD0δ;At为后排屑通道的横截面积,At=πD12/4。

前排屑通道与后排屑通道的面积比为

式中,As为前排屑通道的横截面积,As=πD02/4。

前排屑通道切削液与射流间隙切削液的体积流量比为

式中,qV1、qV2分别为主射流、排屑流的体积流量。

前排屑通道切削液与射流间隙切削液的流速比为

式中,v10、v20分别为主射流、排屑流通过0-0截面处时的流速。

排屑流升高的总压(能量)与主射流降低的总压(能量)的比值即为压力比N。负压值越大,说明对排屑流的抽吸能力越强,排屑流获得的能量就越多,在主射流所提供的能量中占有比例就越高,故用压力比表征DF系统的负压抽吸能力:

式中,pn、ps、pt分别为射流间隙、前排屑通道、后排屑通道的总压。

在图2中分别用截面1-1、截面2-2、截面3-3、截面0-0来表示主射流入口、排屑流入口、混合流出口和两股切削液开始混合的位置。

根据流体的连续性方程,有

式中,v3为混合流通过3?3截面时的流速。

主射流从射流间隙截面1-1到截面0-0的能量方程为

式中,ρ1为主射流的密度;p0为0-0截面处的静压;kn为主射流通过射流间隙的能量损失系数。

排屑流从前排屑通道截面2-2到截面0-0的能量方程为

式中,ρ2为排屑流的密度;ks为排屑流通过前排屑通道的能量损失系数。

由于后排屑通道内能量不守恒,不能用伯努利方程进行求解,此处用沿轴向的动量方程表示:

式中,qm1、qm2分别为主射流、排屑流的质量流量;v3为混合流通过3?3截面时的流速;p3为混合流在3?3截面处的静压;Aw为后排屑通道内壁的表面积;τ为后排屑通道内壁的剪切应力。

为简便起见,将后排屑通道内壁的摩擦损失定义为

定义后排屑通道截面3?3的总压为

其中,kt为混合流通过后排屑通道的能量损失系数;ρ3为两股切削流液混合后的密度。

将式(6)、式(7)、式(9)代入式(4)中并进行整理,得到压力比的表达式为

由式(11)看出,DF系统的负压抽吸效果取决于参数射流间隙与后排屑通道面积比R1,前后排屑通道的面积比R2,射流间隙倾斜角θ,两股切削流液的流速比v和各个部分的能量损失系数。因此若要充分发挥抽屑性能,DF系统既要有恰当的结构参数及切削液流量,也要有两者的合理匹配。按式(11)计算并整理结果,得到了各结构参数变化下DF系统负压抽吸性能的规律曲线,如图3所示。

由图3a可以看出,不同R1下,θ随N的变化规律基本一致,均为一条单调递减的曲线,在θ=0时N最大,在θ为0~15°时,N变化较小,随着θ的进一步增大,N的变化幅度则相应增大。因为排屑流的能量主要来自轴向分量的作用,受式(11)中cosθ项影响,θ越大,主射流的转换的有效能量越小,轴向分量作用越弱,所以在选取θ时,应尽可能取小值。但θ越小,加工难度越大。综合来看,θ取15°左右比较合适。

图3b中,当R1=0.05和R1=0.1时,N几乎为一条水平直线,说明此时R2对N的影响不大。当R1增大时,N开始随R2的增大而增大,并且在R2=1附近达到最大,此后N表现为缓慢下降。这是由于后排屑通道影响着切削液间的能量传递。R2过小,部分排屑流因截面突然变大而在间隙出口附近形成涡旋,阻碍主射流的喷出,并且切削液分布稀松,不利于相互混合。R2过大,切削液与排屑通道壁面的摩擦损耗加大,加之较大的容屑系数不利于排屑。因此,后排屑通道尺寸不应与前排屑通道内径相差太大,相等为宜。

由图3可知,不同R1变化时,N均表现为一条抛物线,在R1=0.2时性能最佳。原因在于射流间隙宽度体现着主射流的动量,间隙较宽,主射流动量较低,不易形成有效的负压区域;间隙变窄时,主射流速度增大,使此处静压向动压转换,切削区与此处的静压差变大,抽吸效果提升;间隙宽度继续减小时,主射流过高的速度与间隙内壁摩擦而加剧能量损耗。这说明选取射流间隙宽度时应考虑主射流的蓄能情况。

3 DF钻削系统的优化设计

在原有负压抽屑器的基础上,依据上述分析结果对结构进行完善,设计出旋转DF钻削系统。

如图4所示,该系统由DF抽屑装置、在线监测装置和动力传动装置组成。交流伺服电机22输出扭矩,经过联轴器21、扭矩传感器6、联轴器5传递到钻杆箱,通过变速齿轮带动主轴旋转,借助主轴与前喷嘴11、前喷嘴与钻杆的动力传递,实现刀具的旋转。切削区的切屑受到后喷嘴20区域中的负压抽吸作用后,从后喷嘴末端加速排出。整个加工过程中,力传感器连接在支架座23与钻杆箱箱体之间,接收进给系统通过支架座传递到钻杆的轴向推力,扭矩传感器与电机连接并监测输出扭矩,最后通过信号处理设备分析处理进给力和扭矩以实时监测整个钻削过程。

1.6309深沟球轴承2.止动螺母3.直齿圆柱齿轮Z=44(3)4.滑移齿轮Z=32(4)5.2305A-H型联轴器6.扭矩传感器7.滑移齿轮Z=67(3)8.拨叉9.7224C角接触轴承10.直齿圆柱齿轮Z=51(4)11.前喷嘴12.O形圈13.直齿圆柱齿轮Z=44(3)14.7220C角接触轴承15.车氏密封圈16.DF抽屑器壳体17.固定轴18.力传感器19.圆螺母20.后喷嘴21.2305A-A型联轴器22.交流伺服电机23.支架座

3.1 DF抽屑装置的结构设计

旋转DF系统中,前喷嘴随主轴一同运动,后喷嘴有旋转和静止两种形式,运用FLUENT软件模拟喷嘴副不同运动形式下DF系统内湍流动能的分布(图5)。湍动能反映着主射流与排屑流的混合程度和能量传递情况。可以看出,高湍流动能区域集中在主射流与排屑流的交汇处。当后喷嘴静止时,湍流动能相比后喷嘴旋转时达到的数值更大,面积更广,说明前者主射流与排屑流之间的混合更充分,因此选择前喷嘴旋转、后喷嘴静止的方式。

根据前文,负压效果和射流间隙宽度紧密联系,准确调整间隙尤为重要。如图6所示,当后喷嘴完全接触到固定轴台阶面A时,喷嘴副闭合,射流间隙为零,此时在固定轴侧壁和后喷嘴螺纹间的侧壁B上标示零刻线,并周向等距分出若干条刻线,以便准确调节射流间隙宽度。

1.台阶孔2.支撑板3.旋转轴4.DF抽屑器壳体5.固定轴6.后喷嘴7.凸台8.固定螺母

3.2 DF抽屑装置的参数优化及选取

在商业化制造的今天,并不是每一加工孔径都对应有一种规格的钻杆和与其配套的抽屑器,而是把加工孔径分成若干区间,在某一区间内,钻杆内径为某一定值。因此,在此区间内钻孔时,为获得较好的负压抽吸效果,不同的加工孔径需对应不同的参数。

以Φ16~Φ18mm变化区间的深孔为例,根据第2节的结论θ=15°、R1=0.2、R2=1确定出各钻削孔径下最佳的结构参数,排屑流流量按加工经验公式qV2=(4~4.5)D确定,流量比按文献[11]选取M=1,具体参数如表1所示。

但此区间内装置是以Φ16mm的规格配套的,D0和D1不能改变,其他孔径下D0、D1不是最佳参数,按式(1)和式(4)计算发现R1和v变大。由式(4)推导并代入具体参数得到:

故结合本装置射流间隙可调的特点,将射流间隙δ按R1=0.2设定或主射流流量qV1按式(12)设定,具体参数如表2所示。负压抽吸性能的对比曲线如图7所示。发现单独增大流量时效果与未做改变时接近,减小间隙却起到相反作用。因为钻削孔径变大时,所需切削液已经增加,若再减小间隙,主射流与间隙内壁的摩擦会进一步加剧。此外喷出的主射流动量过大,碰撞到一起后会有部分射流因相互冲击作用向上游偏转,形成上游涡旋,减小了排屑流的过流面积,阻碍其正常流动。单独增大流量,额外提供的能量被内壁摩擦所平衡,对负压性能无明显提升,也说明此时流量与射流间隙未能合理匹配。

考虑将间隙适当增大,通过图3发现,R1=0.25和R1=0.2时曲线接近,为此,间隙改用R1=0.25设定,流速比仍按v=0.2计算(表2),所得效果有明显提升(图7)。这是因为间隙宽度的增加缓解了射流动量升高的速度,减小了与壁面的摩擦,保证主射流充分与排屑流发生剪切混合作用,促进了间隙出口附近有更多的静压向动压转换,致使此处与切削区压差增大,明显提升了负压抽吸性能。

4 结论

(1)建立了DF系统的多结构参数数学模型,确定出θ=15°、R1=0.2、R2=1为最佳结构参数。

(2)结合深孔加工的实际工况,对原有DF系统进行了完善设计。

(3)给出了在钻削孔径与钻杆规格不一一对应时,主射流流量qV1与射流间隙δ的合理匹配方案。

参考文献

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[5]吴凤和,赵武.改善DF喷吸钻排屑性能的措施[J].机床与液压,2002(3):164-165.Wu Fenghe,Zhao Wu.Measures for Improving Chip Removal Ability of DF Ejector Drills[J].Machine Tool&Hydraulics,2002(3):164-165.

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[9]刘战锋,王天琦.外排屑深孔钻削DF系统的设计与研究[J].机械设计与制造,2006(6):16-18.Liu Zhanfeng,Wang Tianqi.Design and Study on Outside Chip Removing DF System of Deep-hole Drilling[J].Machinery Design&Manufacture,2006(6):16-18.

[10]林建忠.流体力学[M].北京:清华大学出版社,2013.

旋转参数 第5篇

泥浆现场及实验室内测定泥浆流变性常用同轴圆筒旋转粘度计。其设计是基于牛顿流体在旋转库特流 (Couette) 流场中的流动行为。测定牛顿流体时, 在流动达到稳态条件下, 粘度计内筒筒壁处的剪切速率与外筒转速成正比。其比值为1.703。而对于非牛顿流体, 由于其流型的改变, 内外筒间的环隙处流场将随之发生改变。理论计算发现, 此时内筒壁处的剪切速率与外筒转速的比值不再是固定值1.703。除水等大多数纯液体、油类、低分子化合物为牛顿流体外, 一般泥浆都属于宾汉流体、幂律流体、卡森流体等非牛顿流体[1]。因此, 有必要对旋转粘度计所测泥浆流变参数结果进行修正。

刘大红、赵庆、李民[2]以牛顿流体为模型进行了旋转粘度计理论公式的推导, 但推导过程不能解释非牛顿流体测量误差产生的原因。乌效鸣、俞承城[3]对旋转粘度计测量流体动切力时产生误差的原因进行了分析, 但未能说明流型改变对于环隙中流场分布的影响, 而且分析只限于宾汉流体, 未说明其他非牛顿流体产生误差的原因。本文从流体动量平衡微分方程角度出发, 详细阐述了旋转粘度计的工作原理以及各种流型的非牛顿流体测量误差产生的根本原因。

1 非牛顿流体流变参数的修正

1.1 旋转粘度计工作原理

旋转粘度计工作时, 在内外筒间的环隙处形成旋转库特流。其流动特点是:流体在轴向及径向分速度为零, 周向速度在径向及周向无梯度变化。根据流体动量平衡微分方程整理, 可得流体的流动方程为:

其中r为流体在环隙处的半径, τ为作用r壁面处得剪切应力。由 (1) 式可知r2τ为常数。而作用在r壁面处的剪切力矩M可按下式计算:

其中h为粘度计外筒长度。由 (2) 式可知, 当外筒转速一定时, 无论任何流体, 其剪切力矩M都是一个常数。对于牛顿流体, 其本构方程为:

其中ω为半径r处的角速度, μ为流体粘度。将 (2) 式代入到 (3) 式中, 并根据定解条件:r=R1, ω=0;r=R2, ω=πΩ/30积分整理可得内筒壁处的剪切速率为:

其中Ω为外筒转速, rpm;R1为内筒半径, R2为外筒半径。由 (4) 式可知内筒壁处的剪切速率与外筒转速成正比。对于ZNN-D6型旋转粘度计, 其比值为1.703, 计算得内外筒半径比值R1/R2=0.93649。粘度计测量时, 表盘上每旋转一格代表0.511Pa的剪切应力, 因此通过记录外筒转速和表盘读数, 便可得出剪切速率与剪切应力的关系。这便是旋转粘度计的工作原理。

1.2 宾汉流体的测量误差分析

宾汉流体的本构方程为:

其中τ0为动切力, μ为塑性粘度。将 (2) 式代入到 (5) 式的本构方程中。并根据边界条件:r=R1, ω=0;r=R2, ω=πΩ/30积分整理可得内筒壁处的剪切应力与外筒转速的关系为:

把本构方程 (5) 回代到 (6) 式中, 并把R1/R2=0.93649代入方程中, 可得内筒壁处剪切速率与外筒转速的关系:

由此可见, 对于宾汉流体, 内筒壁处得剪切速率与外筒转速不再成正比, 而是与泥浆的动塑比有关。如果旋转粘度计在600rpm和300rpm下的读数分别为Φ600和Φ300。将转速和读数分别代入到方程 (6) 中可得一组关于的方程组, 解方程得

而对于宾汉流体, τ0和μ通常的计算方法为:

比较 (8) 式和 (10) 式, 以及 (9) 式和 (11) 式可知, 旋转粘度计测量宾汉流体的流变参数时, 塑性粘度μ无误差, 动切力τ0的测量值则比实际值偏大6.29%。

1.3 幂律流体的测量误差分析

幂律流体的本构方程为:

依照宾汉流体的推导方法, 可以计算出内筒壁处剪切速率与外筒转速的关系:

由于流体的n值不变, 所以幂律流体测量中, 外筒转速与内筒处的剪切速率仍然成正比。只是其比例系数不再是1.703, 而是取决于n值的大小, 用θ表示这个系数。θ与n值得对应关系见表1。n值可按 (14) 式进行计算, 将 (14) 式的计算结果代入到 (13) 式和 (12) 式中, 即可算得K的值。修正后的计算结果与测量结果对比表明, n值的测量无误差, 而K值的偏差取决于θ与1.703的比值, 相对偏差△rk可由 (15) 式算得。

由表1的计算结果可知, 除了n=0.1的情况外, 其他情况下, K测量值与实际值的偏差均小于0.2%, 可以忽略不计。

1.4 卡森流体的测量误差分析

卡森流体的本构方程为:

依照前面的推导方法, 可计算出内筒壁处剪切速率与外筒转速的关系:

回代到本构方程 (16) 中, 并忽略方程中0.3459×10-3τc/μ∞的值, 解得

其中:。由 (18) 式可知, μ∞的测量值与实际值相同, 而τc的实际值计算比较复杂, 其测量误差的大小取决于所选取的外筒转速和对应的剪切应力值。

通常选取600rpm和100rpm的读数计算卡森流体的流变参数。代入式 (18) 中, 计算可得:

该式与文献[4]给出的公式相同, 说明旋转粘度计测量卡森流体时流变参数μ∞无误差。引用文献[5,6,7]所测数据进行分析, 其τc的测量误差见表2。表中表中计算结果表明, 所选四个样本的测量偏差均达到了6.5%以上。有必要对测量结果进行修正。

2 结论

(1) 使用同轴圆筒旋转粘度计测量非牛顿流体的流变参数时, 其测量结果与流体的实际流变参数存在一定偏差。这是由于旋转粘度计是按照牛顿流体的流动行为设计的。

(2) 对于宾汉流体, 塑性粘度μ的测量值与实际值无偏差, 动切力τ0的测量值比实际值偏高6.35%;对于幂律流体, 稠度系数K和流型指数n的测量结果与实际值偏差不大, 可以忽略;对于卡森流体, 极高限剪切粘度的μ∞的测量值无误差, 卡森屈服值τc的测量误差取决于所选取的外筒转速和对应的剪切应力值。

(3) 实例计算表明, 具有屈服值类型的流体, 其屈服值测量误差较大, 一般高于6%, 应进行修正。

摘要：传统认为, 旋转粘度计的剪切速率与外筒转速的比值为1.703, 实际上这一关系只适用于牛顿流体。使用旋转粘度计进行非牛顿流体测量时, 二者关系将发生变化。本文从流体的动量平衡微分方程出发, 对旋转粘度计的工作原理进行了阐述。同时推导出了宾汉流体、幂律流体和卡森流体, 三种流体测量时剪切速率与外筒转速的关系式。并以此计算出了各流变模式下流变参数的修正公式。结果表明, 具有屈服值的流体, 其屈服值测量误差在6%以上。

关键词：旋转粘度计,动量平衡微分方程,非牛顿流体,流变参数,误差

参考文献

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