模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)運(yùn)動仿真分析

周 淼，肖雙強(qiáng)

(中國燃?xì)鉁u輪研究院，四川 成都 610500)

模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)運(yùn)動仿真分析

周 淼，肖雙強(qiáng)

(中國燃?xì)鉁u輪研究院，四川 成都 610500)

利用幾何方法建立了基于曲柄滑塊構(gòu)型的模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)的滑塊位移輸入與閥門角度輸出的關(guān)系，并對其進(jìn)行了運(yùn)動分析及精度分析。應(yīng)用多體動力學(xué)仿真軟件ADAMS建立了模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)的仿真模型，對其進(jìn)行了剛體仿真，仿真結(jié)果與理論分析結(jié)果幾乎一致，互相驗證了數(shù)學(xué)模型與仿真模型的正確性。另外，當(dāng)聯(lián)動環(huán)為柔性時對其可調(diào)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了柔性體仿真，分析了聯(lián)動環(huán)在不同剛性下對各閥門輸出同步性的影響，仿真結(jié)果表明，提高聯(lián)動環(huán)的剛性能夠提高各閥門輸出的同步性。

曲柄滑塊；模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)；剛體仿真；柔性體仿真；同步性

未來作戰(zhàn)飛機(jī)將向著多用途、寬包線方向發(fā)展，具有更高的飛行高度，更大的巡航馬赫數(shù)，同時兼顧亞聲速巡航的燃油經(jīng)濟(jì)性，具有更大的作戰(zhàn)半徑和更長的滯空時間。這就要求飛機(jī)的動力裝置在飛機(jī)高速、高機(jī)動飛行時，具有大的單位推力；在低速巡航飛行時，具有高的推進(jìn)效率、低的燃油消耗率。對于持續(xù)高馬赫數(shù)巡航飛行時，應(yīng)選擇大單位推力的渦噴發(fā)動機(jī)；而對于低馬赫數(shù)、長航時飛行時，應(yīng)選擇低油耗率的渦扇發(fā)動機(jī)。單一的渦扇和渦噴發(fā)動機(jī)難以勝任超聲速和亞聲速混合飛行的任務(wù)，于是結(jié)合渦扇和渦噴發(fā)動機(jī)兩者優(yōu)點的變循環(huán)發(fā)動機(jī)(Variable Cycle Engine，VCE)應(yīng)運(yùn)而生。變循環(huán)發(fā)動機(jī)是通過改變發(fā)動機(jī)一些部件的幾何形狀、尺寸或位置來改變熱力循環(huán)的燃?xì)鉁u輪發(fā)動機(jī)[1-2]。變循環(huán)發(fā)動機(jī)能夠在渦扇和渦噴不同模式下工作，而為了實現(xiàn)模式的轉(zhuǎn)化，需要借助其重要的可變部件——模式選擇閥門。目前，國內(nèi)外對模式選擇閥門的研究主要見于有關(guān)專利[3-6]，但只傾向于模式選擇閥門方案的介紹，對于其可調(diào)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動分析較少。

本文提出了基于曲柄滑塊構(gòu)型的模式選擇閥門方案，對其可調(diào)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了運(yùn)動及精度分析，并進(jìn)行了運(yùn)動仿真，利用仿真結(jié)果對閥門輸出的同步性進(jìn)行了分析研究。

1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析

圖1為變循環(huán)發(fā)動機(jī)基于曲柄滑塊構(gòu)型的模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)三維模型的部分示意圖，其主要由密封框架、閥門、連桿、聯(lián)動環(huán)、主動桿、機(jī)匣等組成。在建立模式選擇閥門數(shù)學(xué)模型前，首先對模型進(jìn)行簡化處理，便于模型的建立及相關(guān)分析工作的開展。模型簡化及假定如下：

a.假定各閥門連桿彼此獨立、主動桿輸入同步且力大小一致，故可以將互相耦合的空間機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)化為平面機(jī)構(gòu)。

b.運(yùn)動副中不存在間隙，忽略運(yùn)動副中的摩擦。

c.各構(gòu)件為剛體，不存在彈性變形。

圖1 模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)三維模型

在上述假設(shè)下，模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動可轉(zhuǎn)化為平面連桿機(jī)構(gòu)——曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，運(yùn)動簡圖如圖2所示。

圖2 可調(diào)機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖

本文主要分析閥門由初始位置至關(guān)閉位置的過程中，閥門角度輸出θ與滑塊(聯(lián)動環(huán))位移X之間的關(guān)系，通過幾何的方法可以得到：

(1)

式中：h為閥門鉸點與滑塊鉸點的高度差；L1為閥門兩鉸點距離；L2為連桿兩鉸點距離；X0為滑塊鉸點與閥門鉸點的水平初始距離；α為閥門兩鉸點連線與水平面初始夾角。

式(1)兩邊對時間求導(dǎo)，可以得到閥門角速度ω與滑塊平移速度v之間的關(guān)系：

(2)

式中：

(3)

(4)

假定滑塊以1mm/s的速度運(yùn)動，L1取52.65mm、L2取40.00mm、h取15.00mm、X0取14.04mm、α取4.36°、θmax取30°時，閥門輸出角度、角速度隨時間變化的曲線分別如圖3、圖4所示。

圖3 閥門角度隨時間變化圖

圖4 閥門角速度隨時間變化圖

2 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)精度分析

曲柄滑塊機(jī)構(gòu)在運(yùn)動過程中，由于制造、裝配、使用等誤差，使得機(jī)構(gòu)運(yùn)動偏離設(shè)計值。本文主要關(guān)注閥門在關(guān)閉過程中角度的變化，對運(yùn)動機(jī)構(gòu)進(jìn)行誤差分析時，不考慮摩擦、振動及動態(tài)誤差、裝配等引起的誤差，將磨損、加工誤差、由應(yīng)力引起的變形量、熱變形量等歸結(jié)為相關(guān)尺寸的變化量，采用微分法對模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)精度進(jìn)行計算分析。

由式(1)可知，閥門角度θ與滑塊位移X的關(guān)系，可用以下函數(shù)式表達(dá)：

θ=f(L1x,L1y,L2,h,X)

(5)

式中：L1x為閥門兩鉸點水平距離；L1y為閥門兩鉸點垂直距離。如圖5所示。

圖5 閥門L1,L1x,L1y示意圖

在實際情況下，由于機(jī)構(gòu)中各構(gòu)件相關(guān)尺寸的變化會引起閥門角度的變化，因而閥門的實際角度為：

θ=f(L1x+ΔL1x,L1y+ΔL1y,L2+ΔL2,h+Δh,X+ΔX)

(6)

式中：ΔL1x,ΔL1y,ΔL2,Δh,ΔX分別為相應(yīng)尺寸的變化量。

對式(6)進(jìn)行泰勒級數(shù)展開，略去高階無窮小量，可得：

(7)

則閥門角度偏差Δθ為：

(8)

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

式中k,ε分別為：

(14)

(15)

當(dāng)L1x取52.50mm、L1y取4.00mm，其他參數(shù)取值不變時，各參數(shù)誤差傳遞函數(shù)隨X變化曲線如圖6所示。由于模式選擇閥門只有開、關(guān)兩個狀態(tài)，沒有中間狀態(tài)，考慮到閥門關(guān)閉時的密封性，本文僅考慮閥門關(guān)閉狀態(tài)時的閥門角度誤差。由圖6可以看出，當(dāng)閥門處于關(guān)閉狀態(tài)時，L1x,h增加則閥門角度偏小，而L1y,L2,X則反之;與聯(lián)動環(huán)變形相關(guān)聯(lián)的參數(shù)為h及X，且兩者對閥門角度影響相反，h的變化對閥門角度的影響程度較X更大。

圖6 誤差傳遞函數(shù)在不同滑塊位置取值

3 運(yùn)動仿真

3.1剛體仿真

將建立的模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)的三維模型進(jìn)行簡化，取其圓周均勻分布的6組閥門-連桿-耳座，另外還包含聯(lián)動環(huán)、密封框架等，導(dǎo)入多體動力學(xué)軟件ADAMS中建立剛體仿真模型，如圖7所示。

圖7 剛體仿真模型

設(shè)置聯(lián)動環(huán)平移速度為1mm/s，仿真類型為運(yùn)動學(xué)分析(kinematics)，仿真時間為20.3s，仿真步數(shù)為100，得到閥門繞鉸點的角度、角速度、角加速度隨時間變化曲線，如圖8所示。ADAMS仿真結(jié)果與第2節(jié)理論分析對比結(jié)果如圖9、圖10所示。由圖9、圖10可以看出，閥門角度、角速度隨時間變化曲線的解析解與仿真解幾乎重合，可以互相驗證模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)數(shù)學(xué)模型及仿真模型的正確性。

圖8 閥門角度、角速度、角加速度隨時間變化曲線

圖9 閥門角度隨時間變化曲線 圖10 閥門角速度隨時間變化曲線

對聯(lián)動環(huán)施加3組主動力，作用于主動桿鉸點處，數(shù)值為1 944N，對閥門施加常阻力矩，數(shù)值為11 665N·mm，在載荷作用下，閥門從初始位置至關(guān)閉位置，仿真類型為動力學(xué)分析(Dynamic)，仿真時間為0.009 3s，仿真步數(shù)為100，則閥門繞鉸點的角度、角速度、角加速度隨時間變化曲線如圖11所示。由圖11可以看出，閥門角加速度最小時，閥門角速度達(dá)到最大值，在時間為0.009 3s時，閥門關(guān)閉。

3.2柔性仿真

在3.1節(jié)機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析基礎(chǔ)上，提取相關(guān)載荷對連桿及聯(lián)動環(huán)進(jìn)行初步的強(qiáng)度分析，將變形較大者設(shè)置為柔性體。圖12、圖13分別表示連桿、聯(lián)動環(huán)節(jié)點的合位移云圖，從圖中可以看出聯(lián)動環(huán)的變形量較大，故在ADAMS仿真時將其設(shè)為柔性體。模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)的柔性仿真模型與剛體模型類似，區(qū)別在于聯(lián)動環(huán)替換為柔性體，閥門-連桿-耳座依然為6組(考慮到模型大小及仿真時間)，如圖14所示。

圖11 閥門角度、角速度、角加速度隨時間變化曲線

圖12 連桿節(jié)點合位移云圖

圖13 聯(lián)動環(huán)節(jié)點合位移云圖

圖14 柔性體仿真模型

對曲柄滑塊機(jī)構(gòu)施加的載荷保持不變，仿真類型依舊為動力學(xué)分析(Dynamic)，仿真時間為0.009 3s，仿真步數(shù)為100。圖15為仿真過程中某時刻的模型，從圖中可以看出聯(lián)動環(huán)在運(yùn)動過程中發(fā)生了變形，從而引起各閥門角度出現(xiàn)了偏差，如圖16所示。由第2節(jié)機(jī)構(gòu)精度分析可知，聯(lián)動環(huán)徑向高度變大時，即h變大，閥門角度偏小，反之則偏大，且h變化對閥門角度的影響比X大；聯(lián)動環(huán)軸向變長時，即X變大時，閥門角度偏大，反之則偏小。當(dāng)聯(lián)動環(huán)軸向變形大于徑向變形時，閥門角度與聯(lián)動環(huán)為剛性時相比偏大，如圖16所示。在關(guān)閉位置時各閥門角度偏差越大，即閥門的同步性越差，閥門密封性越差，因此應(yīng)盡量減少各閥門角度的偏差。

圖15 仿真過程某時刻的模型

表1～表3分別表示均勻分布的閥門-連桿-耳座分別為3組、6組、9組時柔性仿真的結(jié)果，閥門輸出的角度隨著閥門-連桿-耳座組數(shù)的增加差別減小，說明仿真模型對閥門角度有一定影響，這是因為聯(lián)動環(huán)周向受力越均勻，與聯(lián)動環(huán)相連耳座的鉸點中心位置變化差別就越小，從而使得閥門角度較為一致。由表1可以看出，3閥門角度差別較大，聯(lián)動環(huán)變形較大，該仿真模型出現(xiàn)失真。若增加聯(lián)動環(huán)的剛性，比如增加加強(qiáng)筋厚度，看其對閥門角度偏差是否有影響。圖17為聯(lián)動環(huán)加強(qiáng)筋分布示意圖，可以改變角度angle來改變加強(qiáng)筋厚度，從而改變聯(lián)動環(huán)的剛性。當(dāng)加強(qiáng)筋角度從原來的4°變?yōu)?°、12°時，各閥門角度隨時間變化曲線如圖18,19所示。

圖16 各閥門角度隨時間變化圖

表1各閥門角度柔性仿真結(jié)果(3組)

編號閥門1閥門2閥門3角度/(°)31．5521．9131．71

表2 各閥門角度柔性仿真結(jié)果(6組)

表3 各閥門角度柔性仿真結(jié)果(9組)

圖17 聯(lián)動環(huán)加強(qiáng)筋分布示意圖

圖18 各閥門角度隨時間變化圖(angle=8°)

圖19 各閥門角度隨時間變化圖(angle=12°)

由圖16、圖18、圖19結(jié)合圖20可知，聯(lián)動環(huán)加強(qiáng)筋厚度增加，即聯(lián)動環(huán)剛性增強(qiáng)時各閥門輸出角度差別更小。圖20表示聯(lián)動環(huán)加強(qiáng)筋角度angle分別為4°、8°、12°時各閥門角度方差隨時間變化曲線，由圖可以看出增加聯(lián)動環(huán)的剛性可以減少各閥門輸出角度的偏差，即提高了閥門的同步性。聯(lián)動環(huán)的剛性增加時，聯(lián)動環(huán)受力均勻且變形小(即Δh,ΔX小)，故各閥門角度偏差就小，提高了閥門輸出的同步性。

圖20 各閥門角度方差隨時間變化圖

4 結(jié)束語

本文對基于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的模式選擇閥門可調(diào)機(jī)構(gòu)運(yùn)動進(jìn)行了理論分析及數(shù)值仿真，建立了滑塊位移與閥門輸出角度的關(guān)系，分析了相關(guān)尺寸變化對閥門輸出角度的影響，最后對可調(diào)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了剛體和柔性體的仿真。通過其仿真及機(jī)構(gòu)精度分析的結(jié)果，對各閥門角度產(chǎn)生偏差的原因進(jìn)行了分析，得出了提高聯(lián)動環(huán)的剛性可以提高各閥門輸出的同步性的結(jié)論。因此在設(shè)計聯(lián)動環(huán)時應(yīng)保證其剛性，從而減少其變形，減少各閥門輸出角度的偏差。

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TheKinematicsSimulationandAnalysisofMovementMechanismforModeSelectorValve

ZHOU Miao, XIAO Shuangqiang

(China Gas Turbine Establishment, Sichuan Chengdu, 610500, China)

Using the geometric method, it establishes the relationship between the input of displacement and the output of the angle for valve movement mechanism of Mode Selector Valve (MSV) based on slider-crank, realizes the kinematics analysis and accuracy analysis. With the help of software ADAMS, it builds the simulation model of movement mechanism of MSV, obtains the rigid simulation of its movement mechanism, the simulation results are almost the same as the results of theoretical analysis. This verifies the accuracy of the simulation and mathematical model. In addition, it presents flexible simulation of movement mechanism with flexible linkage ring, and analyzes the influence of the stiffness of linkage ring on the synchronization of output of valves. The results of simulation indicate that the improved stiffness of linkage ring can improve the synchronization of output of valves.KeywordsSlider-crank; Movement Mechanism of MSV; Rigid Simulation; Flexible Simulation; Synchronization

10.3969/j.issn.2095-509X.2014.07.009

2014-07-07

周淼(1987—),男，浙江余姚人，中國燃?xì)鉁u輪研究院助理工程師，主要研究方向為航空發(fā)動機(jī)總體設(shè)計與優(yōu)化。

V235.16

A

2095-509X(2014)07-0039-06