隔舌圆角对核主泵环形压水室流动特性的影响

为了研究核主泵隔舌圆角对环形压水室流动特性的影响,以缩比系数为0.4的核主泵模型泵为研究对象,通过改变隔舌圆角大小设计出11种方案,同时在压水室内建立10个截面,并以此表达压水室流场变化规律,通过数值方法对设计工况下不同方案泵内流场进行数值模拟.对模拟结果分析表明:压水室内压力沿主流流动方向先增大后减小,在以出口扩散管中心为起点沿主流流动方向旋转180°处压力最大;在设计工况下,环形压水室水力损失主要产生于以出口扩散管中心为起点沿主流流体流动方向的1/4环形流域内;隔舌圆角对泵性能有一定影响,在设计工况下隔舌圆角大小只对环形压水室性能有影响,对叶轮性能、导叶性能几乎没有影响;随着隔舌圆角增大,环形压水室水力损失先减小后增大,存在极小值使得环形压水室性能最优;R=50 mm时,环形压水室水力损失最小,泵性能最优.研究结果可为环形压水室隔舌圆角的设计提供一定的理论依据.     

螺旋槽干气密封系统轴向振动响应及结构优化

以密封静环为振子建立了气膜-密封环流固耦合系统轴向振动的计算模型,利用PH线性化方法、复函数分离变量法和小参数迭代法近似求解雷诺方程,求得了气膜动压近似解析式,进而求出了气膜推力.以此推力作为振动方程的激振力,建立了轴向单自由度受迫振动方程;利用龙格-库塔法求解,获得了不同螺旋角和槽深响应的振动相轨图和时间历程图,并分析了螺旋角和槽深对振动位移的影响.研究结果表明：螺旋角和槽深对振动参数均有影响,其中螺旋角对振动最为显著.改变螺旋角和槽深数值可以控制密封环的振幅,通过选择其最佳值可以保证干气密封运行的稳定性.本实例的最佳值为螺旋角74°58′48,″槽深5μm,与试验数据基本一致.     

两级先导式电磁阀主阀芯动力学分

对动力系统用两级先导式电磁阀进行了动力学分析.建立了基于电磁阀阀芯振动与流体流动相耦合的系统动力学模型.模型充分考虑了阀芯自激振动,阀内各腔以及阀前后管路内压力变化.分析了不同工作条件下阀芯的稳定性,研究了工作压力、工作流量对电磁阀动力学特性的影响.     

柱面气膜密封鼓泡型支承结构力学性能研究

柱面气膜密封常因转子系统所形成的振动和位移导致动环与浮环产生碰磨而破裂。为了探索柱面气膜密封新型柔性支承结构,使用SoildWorks软件建立流固耦合模型,应用有限元分析软件ANSYS对T型槽柱面气膜密封结构的气膜流场和柔性支承系统固体场进行流固耦合分析。通过定量分析鼓泡高度、半径及平箔厚度、结构材料等参数对柔性支承结构的影响,选取了合适的柔性支承结构参数,并为支承结构材料选择提供参考。研究结果表明,采用鼓泡型柔性支承结构提高了柱面气膜密封的稳定性,同时也提高了柱面气膜密封对冲击和振动的承受能力。     

喷嘴几何参数对自激吸气脉冲射流性能影响的正交试验

为确定自激吸气脉冲射流喷嘴的几何参数及其交互作用对其性能影响的显著性及重要性次序,运用正交试验的方法,对自激吸气脉冲射流喷嘴的吸气性能和冲击性能进行试验研究,并通过极差分析和方差分析研究了喷嘴面积比、相对腔内面积、相对腔长等因素及其交互作用对装置的吸气性能和冲击性能影响的敏感性.2种分析方法得到的结果一致表明,自激吸气脉冲射流喷嘴几何参数对吸气性能影响的主次顺序依次为相对腔长、相对腔内面积、相对腔长与相对腔内面积的交互作用、喷嘴面积比与相对腔内面积间的交互作用、喷嘴面积比;几何参数对喷嘴冲击性能影响的主次依次顺序为:喷嘴面积比、相对腔内面积、相对腔长与喷嘴面积比的交互作用、相对腔长,其中前两者对喷嘴冲击性能影响远大于后两者.验证性试验证实了正交试验结论.     

水下自激脉冲射流装置流场的数值模拟及试验研究

利用自行研制的淹没射流试验平台进行水下自激脉冲射流试验,得到水下自激脉冲射流驻点压力的径向和轴向分布,通过建立相应的物理模型和数学模型,对水下自激脉冲射流内外流场进行了数值模拟,得到装置内、外流场的压力和速度分布,并对计算结果进行试验验证.结果表明:自激脉冲射流在非淹没条件下,有明显的低频脉冲发生,而在淹没条件下,部分射流能量消耗在淹没水流中,以致在腔室内难以形成空化,没有产生明显的脉冲,且驻点压力大幅度减小;不同水深的径向压力分布曲线基本是相同的,近似服从高斯正态分布;轴向驻点压力均随靶距的增大而减小,其衰减特性与连续射流及非淹没情况相似,只是其在有围压情况下衰减速度更快;水下自激脉冲射流装置的内部流场存在轴心主射流低压区、两个对称的负压区、碰撞高压区,并在靠近碰撞体的腔体处产生漩涡,其外流场和冲击射流流场相似,但不存在射流核心区.     

转向系参数对汽车自激摆振多极限环特性影响研究

为研究转向系参数对干摩擦诱发的汽车自激摆振多极限环特性影响,以在一定车速下具有多频多幅摆振独立悬架汽车为样车,将悬架与转向系统运动副间隙处干摩擦等效到前轮主销处,应用拉格朗日方程建立了干摩擦主导型的汽车摆振系统3自由度模型。基于上述模型,在数值计算时轮胎选用魔术公式,而干摩擦模型选用Stefanski-Wojewoda动态模型。结果表明,该样车在一定车速下因初始激励的不同而会出现不同幅值的自激摆振;横拉杆刚度和主销处的干摩擦力矩均对自激摆振系统的分岔区间有较大影响。分析结果可为抑制该类型汽车自激摆振提供理论参考。     

FZ1460铁铜基含油轴承摩擦学性能实验

介绍了一种变载荷下含油轴承摩擦学性能和振动特性测试实验台,利用该实验台对FZ1460含油轴承的摩擦学性能和振动特性进行了实验研究。实验结果表明:变载荷工作条件下,所测得的摩擦因数、温升和振动值均比静载荷条件下的大;含浸32号机油含油轴承的摩擦因数比含浸68号抗磨液压油的含油轴承摩擦因数小,而振动特性则相反;采用ANDEROL465润滑油的含油轴承运转时,其摩擦学性能要优于采用68号抗磨液压油的含油轴承,但就振动特性而言,采用68号抗磨液压油的含油轴承则要优于采用ANDEROL465润滑油的含油轴承。     

多孔质气体静压轴承研究现状及发展趋势

多孔质气体静压轴承采用多孔质节流器,依靠外部供给加压气,形成承载气膜,实现支承和定位.分析了多孔质轴承支承原理,并说明气膜压力分布特点.总结了多孔材料在轴承中的应用及碳石墨多孔材料具有的相对优势.论述了流动模型、数值求解及试验的研究现状,说明雷诺润滑方程和Darcy方程是建立多孔质轴承流动模型的主流方法.总结了轴承优化方法,智能优化方法的应用情况.今后的研究重点是考虑流动惯性,基于Darcy-Forchheimer方程和雷诺润滑方程,建立多孔质轴承三维可压流动模型及其数值求解方法;考虑转子对气膜的惯性作用,使用CFD动网格计算多孔质轴承动特性;分析温度、材料变形等对多孔质轴承静动特性的影响;设计对中系统并采用高频激光测距仪,测试多孔质轴承静动特性;建立多参数、多目标的多孔质轴承优化平台,优化承载力、供气功耗等.     

一种混凝土搅拌设备用旋转冲击激振装置设计

为解决普通强制搅拌设备搅拌后仍有10%～30%的水泥颗粒聚结成小泥团没有破散开的问题,设计一种混凝土搅拌设备用旋转冲击激振装置,以解决搅拌作业中存在的问题。该装置在进行混凝土强制搅拌的同时,通过布置在搅拌轴内部的激振装置将电机的电能转化为振动能量,传递到搅拌的混凝土当中。激振装置向混凝土传递高频低幅激振运动,将振动能量传递到被搅拌物料中,物料受到振动作用,处于颤振状态,物料颗粒之间的内摩擦力和黏聚力减小。振动促使聚团的水泥小颗粒迅速分散变小,增加与水的接触面积,加快水化反应,可以进一步增强骨料与水泥间的界面黏结强度,提高搅拌质量与效率。     

涡旋阀压电泵内部空化流动的数值分析

设计了一涡旋阀压电泵,采用动网格模型对其进行数值分析.首先对涡旋阀压电内部流场进行了动态模拟,得到了不同时期压电泵内的速度和静压分布图,有效地将压电振子的动态特征和流体的运动特征进行了间接流固耦合分析,验证了动网格模型在研究压电泵运动边界方面的可行性.研究了驱动频率,压电振子振幅,泵腔高度对涡旋阀压电泵输出性能的影响,发现驱动频率越小,压电振子振幅越大,出口体积流量越大,泵腔高度约为250μm,出口流量达到最大值.此外,还分别对涡旋阀和涡旋阀压电泵进行了空化模拟,得到了空化时涡旋阀内和不同时刻泵腔中的气液分布,为有效预测压电泵腔内空化,抑制空化现象提供了一定依据.     

粗糙度对润滑特性的影响研究

大功率柴油机中连杆小头轴承是其重要部件,在柴油机运转中,由于气缸内的爆发压力,连杆小头轴承会承受非常高的冲击性负荷,在曲柄连杆组运动过程中,连杆小头轴承与活塞销会发生相对滑动,轴承的润滑效果关系着轴承的工作性能。为了能准确地预测和设计轴承,深入研究连杆轴承润滑问题,本文基于内燃机轴承设计原理,研究轴承表面粗糙度对连杆轴承表面峰元承载力、摩擦力、影响规律。     

结构参数对自激脉冲射流特性影响的统计分析

为了得到水下自激吸气脉冲射流冲击特性较优的喷嘴结构参数配比,以自行研制的自激吸气脉冲射流喷嘴为研究对象,运用数理统计的方法就水下自激吸气脉冲射流冲击脉动压力试验数据的均方差、脉动压力峰值和时均压力随上下喷嘴面积比、腔长下喷嘴比和腔径腔长比的变化进行分析,并检验了水下自激吸气脉冲射流冲击脉动压力试验数据的平稳性和正态分布.由试验结果可知,当围压小于0.4 MPa时,上下喷嘴面积比范围为1.96~4.84,最优范围1.96~4.00;当围压≤0.2 MPa时,腔长下喷嘴比范围2.8~4.4,最优值3.4,腔径腔长比范围为1.50~1.65或2.20~2.30,最优范围应为1.50~1.65.     

泵系统中柔性阀门漏水引起的自激振动分析

为了研究阀门的漏水过流特性及自激振动机理,应用特征线法对供水工程泵系统中柔性阀门漏水引起的自激振动进行分析,得到阀门上游测压管水位随时间的变化曲线.通过改变该泵系统的管长、管材与阀门漏水流量等,形成2个对比方案并进行数值模拟自激振动过程.结果表明:管道的长度及管材对自激振动的幅值、周期以及振幅增长速率影响极大;阀门的漏水流量对自激振动的幅值及周期影响较小,但对系统的振幅增长速率影响较大.任由自激振动发展,将会导致爆管事故的发生.     

考虑轴承及密封的水电机组轴系特性分析

水轮发电机组轴系的转子动力学特性对机组振动特性和稳定性有很大的影响。基于弹性支承的刚性转子模型,并在充分考虑轴承油膜动力特性和转轮密封处的刚度和阻尼作用下,模拟在实际运行条件下的上、下导轴承,水导轴承及考虑转轮密封处的等效刚度和阻尼,对某高水头混流式机组轴系的弯振、扭振及轴系的稳定性3个方面进行计算分析。计算得到机组在额定转速和飞逸转速运行时的临界转速及对数衰减和临界阻尼比,客观地反映描述了机组运行过程中的轴系特性。     

轮式车辆传动系自激扭转振动稳定性分析

以ＢＪ２１２汽车为研究对象,建立了轮式车辆传动系动力学模型,研究了硬激励自激振动稳定性分析方法,推导出具有负反馈作用非线性阻尼力矩及线性部分传递函数的表达式。找到了传动系平衡点的全局渐近稳定性条件,首次用波波夫稳定性判别法分析了传动系中硬激励自激振动产生的原因和条件,找出影响传动系稳定性的因素。从而得出如下结论;若系统负阻尼反馈力矩曲线位于波波夫直线和横轴之间,则相应系统平衡点全局渐近稳定。     

高滑转率下车辆动力传动系的失稳与稳定性判据

建立了车辆动力传动系的力学模型,并用平均法对该力学模型进行了分析,得知：动力传动系在高滑转率下常失稳,从则在传动系中产生自激振动,对车辆产生了不利影响,给了传动系的稳定性判别式,讨论了影响传动系稳定性的因素,为研究抑制自激振动的措施提供了理论依据。     

基于侧向变刚度的轮胎多边形磨损机理分析

考虑轮胎接地摩擦的非线性特性,建立了基于侧向变刚度的轮胎多边形磨损模型,并对系统的稳定性进行了分析,指出轮胎的自激振动是一种由系统Hopf分岔引起的稳定周期振动现象,通过数值仿真得到了引起胎面自激振动的车速和车轮前束角范围.结果表明:轮胎多边形磨损为一种典型的非线性自激振动现象,其发生与胎面的侧向振动有关,磨损边数近似等于胎面的侧向振动频率与车轮转动频率之比.所建模型能够很好地解释轮胎多边形磨损的形成机理.     

基于侧向变刚度的轮胎多边形磨损机理分析

考虑轮胎接地摩擦的非线性特性,建立了基于侧向变刚度的轮胎多边形磨损模型,并对系统的稳定性进行了分析,指出轮胎的自激振动是一种由系统Hopf分岔引起的稳定周期振动现象,通过数值仿真得到了引起胎面自激振动的车速和车轮前束角范围。结果表明：轮胎多边形磨损为一种典型的非线性自激振动现象,其发生与胎面的侧向振动有关,磨损边数近似等于胎面的侧向振动频率与车轮转动频率之比。所建模型能够很好地解释轮胎多边形磨损的形成机理。     

自激振动深松机关键部件仿真设计及试验

针对深松整地机存在的耕作阻力大、能耗高等问题,设计了一种自激振动深松机。基于Adams建立弹簧刚度系数分别为260N/mm和475N/mm的两种自激振动总成动力学仿真模型,得到振动频率分别为7Hz和9Hz,平均振幅分别为0.102m和0.036m,弹簧最大压缩力分别为9421N和9021N,分析发现选择直径20mm、中径80mm、刚度472N/mm的压缩弹簧具有更好的深松减阻效果。基于Ansys Workbench建立整机关键部件有限元仿真模型,对松土铲进行静力学分析,结果表明:施加5000N载荷时,最大形变为0.24169mm,最大应力为214.2MPa,满足强度要求;弹簧模态分析中,固有频率最小为69.133Hz,满足设计要求。田间试验结果表明:自激振动深松机深松深度为382mm,深松耕深稳定性系数为96.8%,地表10cm内碎土率达到62.8%,整机性能满足深松机评定指标。