薄膜反饋式節流器的結構設計

張楚鵬,梅子進,湯迎港

(湖北工業大學現代制造質量工程湖北省重點實驗室,武漢 430068)

0 引言

近年來,隨著超精密加工技術的迅速發展,具有高精度和高承載剛度特性的液體靜壓轉臺作為超精密加工技術的重要部件,被廣泛應用于集成電路,航空航天等領域。液體靜壓轉臺的基本原理是使用節流器調節油腔中的潤滑流體壓力以產生平衡外載的油膜力。因此,節流器的結構尺寸,節流特性直接影響轉臺的精度和轉速以及剛度、穩定性等[1]。

目前,常用的節流器包括小孔節流器、毛細管節流器、滑閥反饋式節流器和薄膜反饋式節流器等。小孔節流器和毛細管節流器將油液通過其內部細長孔道或縫隙,由油液本身具有的粘度和管壁之間的摩擦力產生壓力,其節流方式較為簡單、穩定性較好、承載能力較大,但容易堵塞且維修麻煩[2-7]。滑閥節流器的節流長度隨載荷而變動,能適應載荷變化大的工作條件[8]。但其滑閥慣性大,在調節過程中存在超調問題。而薄膜節流器利用節流間隙和薄膜的彈性變形來起反饋作用,具有反饋速度較快、穩定性良好等特點[9-12]。因此以薄膜節流器為研究對象,設計并分析其結構,從而獲得良好的節流特性,進一步提高液體靜壓轉臺的精度和穩定性。

Hyprostatik公司的核心產品PM流量控制器采用膜片反饋式節流,通過油腔壓力的變化快速調節油腔流量,具有優異的節流性能以及高剛度油膜,能夠有效提高轉臺的精度,因此吸引了國內一批學者對其進行研究分析。付延軍等[13]針對PM流量控制器建立靜壓轉臺對置油墊的靜態數學模型,并推導出其動態傳遞函數的表達式,重點研究分析了初始流量、泵壓、比流量和溫度等PM流量控制器性能參數對靜壓轉臺靜動態特性的影響。高殿榮等[14]在介紹PM流量控制器基本結構、工作原理以及流量壓力特性基礎上,推導出基于PM控制器的矩形對置油墊的承載能力、油膜剛度及動態傳遞函數的表達式。重點分析研究PM控制器的3個性能參數比流量cr、初始流量q0和泵壓ps之間的相互關系及對油膜承載能力、靜剛度及動態特性的影響。王仁宗等[15]借助Ansys有限元分析軟件,主要研究了Hyprostatik的PM流量控制器在不同油腔壓力作用下膜片變形情況。

故此,本文設計一種新型薄膜反饋式節流器,并利用Workbench對其進行雙向流固耦合分析,獲得不同油腔壓力下薄膜的變形情況以及節流器內部的流體流動情況。對比PM流量控制器的仿真結果,確定薄膜節流器的合理可行性。最后對基于薄膜反饋式節流的液體靜壓轉臺進行性能測試,從而對節流器進行驗證。

1 薄膜反饋式節流器結構設計以及特性

1.1 薄膜反饋式節流器的結構設計

為了后續液體靜壓轉臺的正常運行,將薄膜反饋式節流器的結構規格設計為50×50×15 mm,由上殼體、下殼體、薄膜3部分組成,如圖1a所示。上殼體頂部直徑為40 mm的圓,底部設置底半徑16.5 mm圓錐型調節腔,滿足薄膜變形的同時節省材料。與下殼體螺紋連接方便更換薄膜材料。薄膜的厚度和直徑分別為1.2 mm和37 mm,為了防止薄膜彎曲變形時發生松動,由調整墊片與下殼體夾持固定薄膜,其邊緣處的厚度更高,斷面呈直角梯形狀,進一步防止薄膜在油壓作用下發生彎曲變形時產生位移,如圖1b所示。下殼體包括內外兩條環形矩狀油道,通孔油道和和細孔油道。

(a) 分解圖

1.2 薄膜反饋式節流器的工作原理

在節流器中,油壓為Ps的液壓油由入口經外環形矩狀油道流向內環形矩狀油道,此時,在內環形矩狀油道分為兩條油流,一條經通孔油道后從細孔油道流向出口,另一條進入穩壓腔,液壓油會產生油壓,使薄膜發生彎曲變形,油流經薄膜與節流臺中間的節流間隙流向出口,兩條油流在出口處匯合并得到輸出油壓Po。如圖1b所示。

當輸入油壓為0時,薄膜此時保持一個平穩狀態,節流間隙此時最小,液阻最大;當輸入油壓增加時,薄膜變形量、節流間隙和油量同時增大,而液阻減小;同樣的,隨著輸入油壓的減小,薄膜變形量、節流間隙和油量也會隨之減小,而液阻增大。此外,當薄膜達到一定變形量時,為了避免薄膜變形過大,影響節流效果,在薄膜背面的調壓腔上方安置彈性體,能夠對薄膜實施變形約束,避免薄膜過度變形的同時穩定油流的輸出。

1.3 薄膜反饋式節流器節流特性

薄膜反饋式節流器與其他類型的節流器有較大的差異,因此需對其重要的參數進行推導。流量作為節流器特性分析的重要參數之一,其流量特性公式為:

(1)

式中:hc0為節流間隙,▽p為壓力差,▽p=ps-p;μ為液壓油運動粘度,液壓油類型為Shell Tellus S2 MX 32,rc2為節流臺半徑,rc1為出口半徑。

油液流量變化會導致相應的液阻發生變化,因此油液的液阻計算公式為:

(2)

進而單面節流矩形油腔的液阻比為:

(3)

式中:C為結構參數,其值由油腔和節流器的結構尺寸確定;h0為在設計狀態下的油腔支承間隙。

因此,由上述可知流量和液阻受油腔壓力的變化導致薄膜的形變,因此有必要研究薄膜變形量受輸入油壓的影響,進而分析節流器的節流特性。

2 雙向流固耦合計算

2.1 幾何建立與網格劃分

為了準確直觀的分析薄膜變形以及節流器內部流體流動和流體壓力的分布,建立以液壓油為流體域和以薄膜為固體域的有限元三維耦合模型,如圖2所示。其次,采用四面體網格劃分法,網格尺寸設置1 mm,由于流體域結構較為復雜,設置Curvature和Proximity對狹窄區域進行網格細分,最終得到了網格總節點和數量分別為262 647和1 242 293,網格單元質量為0.84,縱橫比最小值為1.16,傾斜度最大值為0.65,表明獲得了良好的網格質量,從而保證了計算精度。

圖2 節流器有限元三維模型

2.2 邊界條件設置與求解

當油壓載荷使薄膜產生彈性變形時,薄膜發生的彈性變形會反過來影響流體流動,故而采用雙向流固耦合對其進行分析。由于液壓油在節流器中為充分發展的湍流流動,并受自身粘度影響,因此采用k-ε流動模型。流體材料采用Shell Tellus S2 MX 32液壓油,其密度為854 kg/m3,粘度為1.25×10-4m2/s。薄膜材料采用65Mn,其密度7850 kg/m3,楊氏模量為1.97×105MPa,泊松比為0.28。設置入口面和出口面,并提供恒定入口壓力Ps=1 MPa。為保證液壓油和薄膜可以顯示相互作用的計算結果,在Fluent和Transient Structural中分別設置流固耦合面。根據薄膜實際工作狀態,將薄膜的側面設為固定約束面以防止薄膜在受到油壓發生非均勻變形。最后在System Coupling中進行耦合求解,時間設置為1 s。

3 計算結果分析

將系統耦合進行求解之后,首先,分析節流器薄膜的變形情況;其次,獲得節流器內部液壓油的流速和壓力分布;最后,對比Hyprostatik的核心產品PM流量控制器的薄膜變形以驗證所設計節流器的合理可行性。

3.1 節流器薄膜的變形情況

圖3為薄膜反饋式節流器在入口壓力為1 MPa下薄膜的變形情況。從圖3中可以發現中心深灰色圓形部分為薄膜的最大變形區域,變形量為0.42 μm,往邊緣處的薄膜變形量逐漸減小,直至為0,這是由于薄膜對液壓油的節流調節工作主要發生在中間區域,其他區域受到的影響較小,且薄膜受到墊片固定支撐,減小了薄膜邊緣處的變形。

圖3 入口壓力為1 MPa下薄膜的變形情況

3.2 液壓油的流速和壓力分布

其次,利用CFX-Post分析液壓油在節流器內部的流速與壓力分布情況。如圖4所示,內外環形矩狀流道連通處的流速最高,達到39.53 m/s。液壓油在油道內存在沿程損失,入口與出口之間的速度差很好地表明了節流器起到了調節油流作用;圖5為在入口壓力為1 MPa下節流器截斷面的壓力梯度分布云圖,結果顯示薄膜與節流臺之間的節流間隙區域存在壓力梯度,其壓力梯度從2.83×105Pa減小到-2.71×103Pa,說明薄膜起到了良好的節流作用。而內外環形矩狀油道之間同樣存在壓力損失,其壓力差為4.75×105Pa,說明環形矩狀油道在一定程度上對液壓油也起到了降壓調節作用。出口處無壓力梯度變化,基本保持恒定,說明出口油壓能夠以穩定狀態輸出到轉臺軸承,從而表明節流器的結構設計是合理的。

圖4 流體流速矢量圖

3.3 與PM流量控制器對比

為驗證節流器結構設計的可行性,將節流器與Hyprostatik的核心產品PM流量控制器進行仿真結果對比分析。首先,建立了PM流量控制器的三維耦合模型,如圖6所示。采用四面體網格劃分法,并將基本尺寸設置1 mm,得到了網格單元質量為0.83,縱橫比最小值1.53,偏度最大值為0.79,說明網格質量良好,從而保證了較為精確的仿真結果。

圖6 PM流量控制器三維模型

圖7為入口壓力為1 MPa下PM流量控制器的薄膜變形情況。結果顯示薄膜發生彎曲變形,中間部分為薄膜的最大變形處,這與圖3中薄膜變形情況相吻合。此外薄膜的最大變形量為0.23 μm,與薄膜節流器的薄膜最大變形量僅差0.19 μm。

圖7 PM流量控制器的薄膜變形情況

圖8顯示隨著入口壓力從1 MPa增大到5 MPa,PM流量控制器和薄膜反饋式節流器的薄膜最大變形量分別由0.23 μm和0.42 μm增大到1.15 μm和1.78 μm,兩者均呈近似線性關系遞增,遞增率分別為0.23和0.34,僅相差0.11,因此表明兩者的薄膜反饋效果及節流特性相似,從而證明所設計的薄膜反饋式節流器是合理可行的。

圖8 不同入口壓力下薄膜最大變形量情況

4 液體靜壓轉臺實驗驗證

4.1 搭建轉臺靜壓轉臺

首先對液體靜壓轉臺的各部件及節流器進行裝配,采用四角支撐鋼架作為試驗平臺,利用直驅電機驅動與編碼器對轉臺實現可控運轉,如圖9所示。對轉臺的承載力與剛度、轉速和回轉精度等方面進行測試以達到其技術規格,如表1所示。

表1 轉臺主要技術規格

圖9 液體靜壓轉臺

4.2 轉臺承載能力與剛度測試

液體靜壓轉臺的承載能力和剛度是其兩個重要性能指標。首先,承載能力性能測試是采用在大理石工作臺面上增加重物的方式,包括大理石工作臺本身(重355 kg)以及分別置于大理石臺面上的鑄鐵重塊(重607 kg)和45鋼毛坯(重100 kg),總重量約為1062 kg。將所有臺面重物進行捆綁固定之后,轉臺以5 rpm轉速旋轉工作10 min,結果顯示轉臺運轉正常穩定,因此滿足最大承重為1000 kg的指標要求。

剛度測試采用千分表(型號513-501E,分度值為1 μm)對大理石工作臺面進行打表,表座固定在轉臺安裝座上,讀取現有的數值h1=0 μm。然后將600 kg鑄鐵重塊置于轉臺臺面中央,查看千分表顯示數值h2=1.96 μm,根據剛度計算公式:

(4)

計算出轉臺的剛度為3000 N/μm,因此滿足剛度≥2077 N/μm的技術要求。

4.3 轉臺回轉精度測試

如圖10所示,將直徑50 mm,輪廓誤差小于50 nm的標準球固定置于工作臺臺面正中間,將電感測頭支座固定在鋼鐵支架上。當轉臺以5 rpm轉速平穩運行后,電感測頭經多次調整后找到標準球最高點接觸測量。電感測微儀記錄并存儲測頭測量一圈后的數據,即為回轉精度。

圖10 回轉精度測試裝置

由于Tesa電感測微儀只能測量和儲存數據,因此需要配合計算機或其他數據處理設備來進行數據處理和分析。采用MATLAB軟件編寫軸向跳動誤差程序,將測量數據導入程序后開始運行,從而獲得跳動誤差圖,如圖11所示。鋸齒線圈為跳動值,其兩側灰色圓圈表示跳動最值,結果顯示最大跳動值為6.16 μm,最小跳動值為5.24 μm,因此最大跳動誤差為0.92 μm,滿足回轉精度小于1 μm 的指標。

圖11 轉臺跳動誤差結果

經基于薄膜反饋式液體靜壓轉臺性能測試后,其各項指標均能達到要求,因此進一步表明所設計的薄膜反饋式節流器是合理可行的。

5 結論

本文設計了一款新型薄膜反饋式節流器,首先利用Ansys進行雙向流固耦合分析,得到了節流器內部流體的流速和壓力分布情況及薄膜的變形情況;接著與PM流量控制器進行對比分析以證明所設計的節流器的合理可行性;最后對基于薄膜反饋式液體靜壓轉臺的性能進行測試。

(1)由于薄膜的反饋作用受到墊片固定支撐影響,整個薄膜變形向上凸起。隨著入口壓力從1 MPa增大到5 MPa,薄膜的最大變形量也由0.42 μm增大到1.8 μm,呈近似線性關系遞增。而節流器內部的最大流速為39.53 m/s,位于內外環形矩狀流道連通處。另外,節流間隙的壓力梯度從2.83×105Pa減小到-2.71×103Pa,壓力梯度減小說明節流器起到了良好的節流作用。出口處于負壓狀態且沒有壓力梯度變化,說明液壓油在出口處時的壓力已經達到穩定狀態。表明了薄膜反饋式節流器具有良好的節流特性。

(2)對比PM流量控制器的仿真結果,發現兩者的薄膜變形情況相似,均呈向上彎曲變形。隨著入口壓力從1 MPa增大到5 MPa,兩者的薄膜最大變形量均呈近似線性關系遞增,且遞增率僅差0.11,從而證明所設計的節流器是合理可行的。

(4)對基于薄膜反饋式液體靜壓轉臺的各性能進行測試,結果表明工作臺承載大于1000 kg、剛度大于2077 N/μm、軸向跳動小于1 μm,各項性能指標均能達到設計要求,從而為國產化液體靜壓轉臺設備提供了一定的參考價值。