齿轮泵的结构改进设计-齿轮油泵[三维UG]【含CAD高清图纸和文档资料】
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编号无锡太湖学院毕业设计(论文)相关资料题目: 齿轮泵的结构改进设计 信机 系 机械工程及自动化专业学 号: 0923807 学生姓名: 陈 浩 指导教师:何雪明(职称:副教授 ) (职称: )2013年5月25日目 录一、毕业设计(论文)开题报告二、毕业设计(论文)外文资料翻译及原文三、毕业论文(论文)计划、进度、检查及落实表四、实习鉴定表无锡太湖学院毕业设计(论文)开题报告题目: 齿轮泵结构改进设计 信机 系 机械工程及自动化 专业学 号: 0923807 学生姓名: 陈 浩 指导教师: 何雪明(职称:副教授 ) (职称 ) 2012年11月10日 课题来源课题来源于工程生产实际。齿轮传动因其具有传动功率大、效率比较高、结构相当紧凑、传动比稳定精确等优点而应用在化工、汽车、船舶、航空、能源等国民经济的重要领域中。齿轮泵是液压传动中一种广泛应用的液压机构。在液压传动与控制技术中占有很大比重,其主要特点是结构简单、体积小、重量轻、自吸性好、耐污染、使用可靠、寿命较长、制造容易、维修方便、价格便宜。但渐开线型齿轮泵也有不少缺点,主要是流量和困油引起的压力脉动较大、噪声较大、排量不可变、高温效率低等。这些缺点在某些结构经过改进的齿轮泵上己得到了很大的改善。近年来,齿轮泵的工作压力有了很大提高,额定压力可达到25Mpa,最高压力可达31.5Mpa。另外,产品结构也有不少改进,特别是三联、四联齿轮泵的问世,部分地弥补了齿轮泵不能变量的缺点。而复合齿轮泵的出现使齿轮泵的流量均匀性得到了很大的改善。其使用领域也在不断扩大,许多过去使用柱塞泵的液压设备也已改用齿轮泵(如工程起重机等)。科学依据(包括课题的科学意义;国内外研究概况、水平和发展趋势;应用前景等)由于齿轮泵在液压传动系统中应用广泛, 因此, 吸引了大量学者对其进行研究。目前, 国内外学者关于齿轮泵的研究主要集中在以下方面: ( 1)齿轮参数及泵体结构的优化设计; ( 2) 齿轮泵间隙优化及补偿技术 ; ( 3) 困油冲击及卸荷措施 ; ( 4) 齿轮泵流量品质研究 ; ( 5) 齿轮泵的噪声控制技术; ( 6) 轮齿表面涂覆技术; ( 7) 齿轮泵的变量方法研究; ( 8) 齿轮泵的寿命及其影响因素研究 ; ( 9) 齿轮泵液压力分析及其高压化的途径 ; ( 10) 水介质齿轮泵基础理论研究。提高齿轮泵的工作压力是齿轮泵的一个发展方向, 而提高工作压力所带来的问题是: ( 1) 轴承寿命大大缩短; ( 2) 泵泄漏加剧, 容积效率下降。产生这2 个问题的根本原因在于齿轮上作用了不平衡的径向液压力, 并且工作压力越高, 径向液压力越大。目前, 国内外学者针对以上2 个问题所进行的研究是: ( 1) 对齿轮泵的径向间隙进行补偿; ( 2)减小齿轮泵的径向液压力, 如优化齿轮参数、缩小排液口尺寸等; ( 3) 提高轴承承载能力, 如采用复合材料滑动轴承代替滚针轴承等。但这些措施都没从根本上解决问题。目前液压传动系统的发展目标是:缩小体积、快速响应、降低噪音。因此要想达到这个目的,齿轮泵除了要稳住其在润滑系统、中低压定量系统的绝对优势地位,另外还需要向以下几个方面纵深发展:(1)高压化 (2)低流量脉动 (3)低噪音 (4)大排量 (5)变排量。研究内容1、收集齿轮泵的相关资料,确定方案。2、完成齿轮泵的三维结构模型建模,并制作成二维图。3、根据收集的资料,制作不同齿廓的齿轮4、借助有限元分析对不同齿廓的齿轮泵进行流体力学分析。5、利用流体力学软件fluent分析各类型齿轮泵的流体力学性能的优劣。6、选取综合性能最好的齿轮泵,并提出优化方案,拟采取的研究方法、技术路线、实验方案及可行性分析查阅各种资料,了解齿轮泵的工作原理、结构、流量计算方法和优化设计方法。学会熟悉UG软件对产品结构的设计,并了解齿轮泵的运动特性,对其不同齿廓进行有限元分析,比较不同齿廓的优劣,在综合性性能较好的齿轮泵上提出优化方案。研究计划及预期成果研究计划:2012年11月1日-2012年12月25日:按照任务书要求查阅论文相关参考资料,填写毕业设计开题报告书。2013年1月11日-2013年3月5日:填写毕业实习报告。2013年3月8日-2013年3月14日:按照要求修改毕业设计开题报告。2013年3月15日-2013年3月21日:学习并翻译一篇与毕业设计相关的英文材料。2013年3月22日-2013年4月11日:齿轮泵建模、有限元分析、比较优劣。2013年4月12日-2013年4月25日:齿廓设计、装配图和说明书。2013年4月26日-2013年5月21日:毕业论文撰写和修改工作。预期成果:工艺规程:有限元分析资料,齿轮泵总图及主要零件图,设计说明书特色或创新之处运用UG对产品完成三维建模,制作完成二维图形,通过对二维图形有限元结构分析,尽早发现产品设计的缺陷,及时更改问题和缺陷,并对其优化,以提高齿轮泵的性能已具备的条件和尚需解决的问题在比较熟悉运用UG的基础上制作齿轮泵的二维图,能运用Gambit和Fluent软件对不同齿轮泵的齿廓分析比较,总结出不同齿廓的优劣,尚需解决的是,如果在硬件条件允许下,可以尝试对三维的软件进行流体分析,更能准确的了解不同齿轮泵的优劣。指导教师意见 指导教师签名:2012年11月10日教研室(学科组、研究所)意见 教研室主任签名: 年 月 日系意见 主管领导签名: 年 月 日无锡太湖学院毕业设计(论文)外文资料翻译 信机 系 机械工程及自动化 专业院 (系): 信 机 系 专 业: 机械工程及自动化 班 级: 机械97 姓 名: 陈 浩 学 号: 0923807 外文出处: 机械专业英语教程 附 件: 1.译文;2.原文;3.评分表 2013年5月20日 英文原文4.3 Flow in an Oil Injected Screw CompressorFigure 4-27 Comparison of pressure change for turbulent and laminar flow calculationsThe difference in the compressor flow obtained from laminar and turbulent calcu-lations is presented in Figure 4-28. The mass flows at suction and discharge are given as functions of the shaft angle. On average, 4% higher low is calculated with the turbulent model. The difference was greater at the discharge end of the compressor, both in the mean value and in the amplitude. This agrees with the re-sults obtained from the approximate calculations where turbulent transport through clearances is significant. The difference in flow obtained at the suction end is, on average, less than 3%. This shows that a compressor with a large suc-tion opening has no significant dynamical losses, although turbulence exists in the compressor low pressure domains. It is expected that the difference between the laminar and turbulent flow calculations will be smaller for higher discharge pres-sures and lower compressor speeds.Figure 4-28 Comparison of fluid flow at inlet and exit of screw compressorThe integral parameters obtained from both the laminar and turbulent numerical models are presented in Table 4-2. According to these results, it can be concluded that turbulence has some influence on the screw compressor. Its effect is greater at lower pressure ratios and low compressor speeds.More detailed insights into the results obtained from the k-model of turbulence can be found in the following four figures; Figure 4-29 shows the kinetic energy of turbulence. The dissipation rate is presented in Figure 4-30, the turbulent vis-cosity in Figure 4-31 and the dimensionless distance from wall y+ is given in Figure 4-32.Figure 4-29 Kinetic energy of turbulence within the screw compressor4.3 Flow in an Oil Injected Screw Compressor Figure 4-30 Dissipation rate within the screw compressorFigure 4-31 Turbulent viscosity within the screw compressorFigure 4-32 Dimensionless distances from the wall within the compressorThe results in all these diagrams are presented in horizontal sections through the blow hole areas on the suction and discharge side of the compressor, in vertical sections through the rotor axes and in cross sections at suction and discharge. The kinetic energy of turbulence, dissipation, turbulent viscosity and y+ are all high for the lobes exposed to the suction domains. All these gradually die out towards discharge. The dissipation rate is extremely high in the clearance gaps between the rotors, as shown in Figure 4-30, while in the other domains it is significantly lower. On the other hand, y+ is small in the clearance gaps while in the main do-mains at suction it has higher values, as shown in Figure 4-32.4.3.5 The Influence of the Mesh Size on Calculation AccuracyMost calculations in this book are presented for numerical meshes with an average number of 30 cells along one interlobe and a similar number of time steps selected for the rotor to rotate between two interlobe positions. The numerical mesh for thecompressor in this example consists of about 450,000 cells of which About 322,000 numerical cells define the rotor domains. This was a convenient numberof cells to use with a PC computer with an ATHLON 800 processor and 1GB of RAM, which was used for this study. Although the results obtained on that mesh appeared to be satisfactory and agreed well with the experimental data, an investi-gation of the influence of the mesh size on the calculation accuracy had to be con-ducted. For that reason, two additional meshes were generated for the same com-pressor. A smaller one was generated with 20 points along the rotor interlobe, which gave 190,000 cells on both rotors while the other compressor parts were mapped with almost the same number of cells as originally. The overall number of numerical cells was about 353,000. A lower number of cells on the rotors results in a geometry, which does not follow the rotor shape precisely, and the intercon-nection between rotors would possibly become inappropriate. This number of nu-merical cells is probably the lowest for which reliable results can be obtained. Thelargest numerical mesh generated for this investigation consists of 45 numerical cells along the rotor interlobe. That gave 515,520 cell on the rotors and 637,000 cells for the entire compressor domain. This was the biggest numerical mesh that could be loaded into the available computer memory without disc swapping dur-ing the solution. These three numerical meshes are presented in Figure 4-33 in the cross section perpendicular to the rotor axes.Figure 4-33 Three different mesh sizes for the same compressorThe results of the calculations are presented in Figure 4-34 in the form of a pres-sure-angle diagram, and in Figure 4-36 as a discharge flow-angle diagram. The first diagram shows how the calculated working pressures for all three investi-gated mesh sizes agree with the measurements. The lowest number of cells gives the highest pressure in the working chamber and vice versa. As a result of that, the consumed power is changed slightly, from 42 kW obtained with the smallest mesh to slightly less then 41 kW for the largest mesh. The difference between the two is less then 3%. This situation is shown in Figure 4-35. The diagram shows the larg-est difference within the cycle to be in the discharge area of the compressor. Some difference is also visible in the middle area of the diagram which seems to be a consequence of the leakage flows obtained with smaller meshes between the ro-tors. In that area, the mesh is probably too coarse to capture all the oscillations which appear in the flow.Figure 4-34 P-alpha diagrams for three different mesh sizesFigure 4-35 Compressor power calculated with three different mesh sizes4.3 Flow in an Oil Injected Screw CompressorFigure 4-36 Discharge flow rates for different mesh sizesFigure 4-37 Integral flow rate and Specific power obtained with different mesh sizesDiagrams of discharge flow as a function of rotation angle are given in Figure4-36. The coarser mesh shows less oscillation in the flow then the finer meshes. However, the mean value of the flow remained the same for all three mesh sizes, as shown in Figure 4-37. Specific power is calculated from the values obtained previously. It shows a slight fall in value as the number of computational cells is increased.The results obtained with the three different mesh sizes for the compressor in-vestigated here give the impression that the calculation conducted for the com-pressor on an average size of the mesh with 25 to 30 numerical cells along the ro-tor interlobe is sufficiently accurate.中文译文4.3 喷油螺杆压缩机的流量图4-27计算比较湍流和层流压力变化如图4-28为在计算吸气和排气的质量流量功能轴角中获得的压缩机流从层流和湍流差异。总体而言,湍流模型比流从层流高4%,无论是在平均值和振幅,压缩机的排出端是最大的,通过计算近似结果获得间隙显着的湍流输送的重。在吸入端获得的流量差异的平均值,小于3。这表明,具有大的吸入端的压缩机吸气开口没有任何显着的动力损失,虽然在压缩机低压域存在湍流。这是预期的层流和湍流之间的差异计算将提高排气压力和减小压缩机速度。图4-28根据流体的流动比较螺杆式压缩机的入口和出口从层流和湍流数值模型的积分获得的参数,如表4-2中。根据这些结果,可以得出结论,在湍流的螺杆式压缩机上有一定的影响。其效果是在压力越小,流速越大。从第k湍流模型获得的结果的更详细的分析,可以发现在以下四个数字,如图4-29的湍流的动能。图4-30,图4-31动荡对粘度和无量纲距离墙Y +耗散率,如图4-32。图4-29螺杆压缩机内的湍流动能图4-30螺杆式压缩机内的损耗率图4-31螺杆压缩机内的湍流粘度图4-32从墙壁内压缩机的量纲距离通过吸入阀和排出侧的压缩机的结果列于所有这些图中,在通过转子轴的吸入阀和排出的横截面的垂直剖面上的吹孔区域的水平部分。动荡,耗散,湍流粘度和y+的动能都是高暴露在吸域叶上,所有这些逐渐消亡走向放电。耗散率非常高,转子之间的间隙差距,如图4-30所示,而在其他领域,它是显着较低。另一方面,如图4-32所示,+小的间隙中,在主电源处于吸入它具有较高的值。 4.3.5 网格大小对计算精度的影响在计算这本书中的大部分平均30个细胞的数量沿一个和类似用于转子之间旋转两位置的数量的选择步骤啮合。在这个例子中包括约45万个细胞数值网格,其中约322,000数字单元格定义转子域。这是用于这项研究为了方便使用的细胞数量与PC电脑的Athlon800处理器和1GB的RAM,虽然网格上,得到的结果似乎是令人满意的,并与实验数据相同,但在康秀红,杜强,李殿中,李依依的调查中,影响网格尺寸的计算精度的到的结果是可靠的。本次调查由45个数字单元格沿转子的数值t网。这给了整个压缩机515,520细胞转子和637,000细胞领域。这是最大的数值的网格,可以在装入光盘交换过程中溶液没有可用的计算机内存。图4-33中介绍这在转子轴垂直的截面中的三个数值的啮合。图4-37获得不同的网目尺寸和比功率的积分流量。图36中给出的是作为旋转角度的函数的排出流,粗网格显示振荡流,但是,所有三个网目尺寸仍然是流量的平均值,如在图4-37所示,从先前得到的值计算比功率。它显示了轻微的下降值,计算增加的细胞数目。得到的结果是在研究压缩机的平均面积为25至30数值RO涵道。出于这个原因,产生相同的压缩机的是两个额外的啮合。产生一个较小以20分沿的转子,这两个转子给了19万个细胞,而其它的压缩机部件几乎相同被最初的细胞数量映射。数值细胞的总人数为353,000左右。在较低的数字的单元格的几何形状,这并不精确地说,按照转子的形状和转子之间的互连,连接在转子上的结果就可能是不恰当的。这个数值的细胞的数量可能是最低的,得到的结果是可靠的。本次调查由45个数字单元格沿转子的数值t网。这给了整个压缩机515,520细胞转子和637,000细胞领域。这是最大的数值的网格,可以在装入光盘交换过程中溶液没有可用的计算机内存。图4-33中介绍这在转子轴垂直的截面中的三个数值的啮合。图4-33网格大小相同的三钟不同的压缩机在图4-34中压力角图的计算结果,图4-36中的排放流角图。第一个图表显示如何计算研究所有三个门控网目尺寸的工作压力。最低的细胞数量给出了工作腔的最高压力,反之亦然。消耗功率略有变化,从42千瓦获得的最小的最大网格,略小宇1千瓦。两者之间的差异小于3%。这种情况如图4-35所示,该图显示了在周期内所述压缩机的排放区的最大的差异。这些差异也显示在图的中间区域,这是泄露流器RO-小网格之间获得的结果。在这方面,可能是网格捕捉太粗以致所有的震荡出现流动。图4-34 三种不同网格大小的P-阿尔法图图4-35 三种不同的网格尺寸压缩机功率计算图4-36 不同网格尺寸放电流速图4-37 获得的不同网目尺寸和比功率的积分流量图36中给出的是作为旋转角度的函数的排出流,粗网格显示振荡流,但是,所有三个网目尺寸仍然是流量的平均值,如在图4-37所示,从先前得到的值计算比功率。它显示了轻微的下降值,计算增加的细胞数目。得到的结果是在研究压缩机的平均面积为25至30数值RO-器的细胞沿网格进行计算三种不同的网目尺寸的压缩机是足够准确的。 存档编码: 无锡太湖学院 2013 届毕业作业周次进度计划、检查落实表 系别:信机系 班级:机械97 学生姓名:陈浩 课题(设计)名称:齿轮泵的结构改进设计 开始日期:2012年11月1日 周 次 起止日期 工作计划、进度 每周主要完成内容 存在问题、改进方法 指导教师意见并签字 备 注 1-3 2012年11月1日-2012年11月20日教师下达毕业设计任务,学生初步阅读资料,完成毕业设计开题报告。 按照任务书要求查阅论文相关参考资料,填写毕业设计开题报告书 存在问题:范围过大,不能很好地确定想要设计的题; 改进方法:对所收集材料进行分类,结合自身的实际情况, 继续收集相关材 4-8 2012年12月8日-12月31日 指导专业实训 参加指导老师专业实训 存在问题:实训经验不足;改进方法:认真参加接下来的实训 9-10 2013年1月9日-2月12日 指导毕业实习 按照实习成果,填写实习报告 存在问题:实习报告填写不规范;改进方法:在导师的指导下进行修改 11 2012年2月13日-2月17日 指导填写开题报告 按照要求修改毕业设计开题报告 存在问题:题目涵盖范围大,表述不当; 改进方法:在导师的指导下进行修改 12 2013年2月20日-2月24日 指导相关的专业术语 学习并翻译一篇与毕业设计相关的英文材料 存在问题:专业术语翻译有错误; 改进方法:在导师的指导下对专业术语进行修改 13 2013年2月27日-3月2日 指导齿轮泵的结构 了解齿轮泵的结构、工作原理 存在问题:对齿轮泵仍不能够更深层次理解;改进方法:根据导师的指导进行学习 14 2013年3月5日-3月9日 指导齿轮泵的不同齿廓 查阅资料,绘制不同齿廓 存在问题:齿廓没有整理完全;改进方法:继续查阅资料完善齿廓的收集 15 2013年3月12日-3月16日 指导有限元分析的方法 对各个不同的齿廓进行有限元分析 存在问题:有限元分析软件运用不够熟练; 改进方法:根据导师的指导下再次学习有限元分析软件 16 2013年3月19日-3月23日 指导分析不同齿廓的优劣 根据有限元软件得出的结果分析不同齿廓的优劣 存在问题:分析不同齿廓不够彻底;改进方法:根据导师指导彻底分析结果 17 2013年3月26日-3月30日 指导优化设计新的齿廓 在综合性比较好的齿廓上优化设计新的齿廓 存在问题:新的齿廓有少许错误;改进方法:对错误部分进行修改 周 次 起止日期 工作计划、进度 每周主要完成内容 存在问题、改进方法 指导教师意见并签字 备 注 18 2013年4月2日-4月6日 对新的齿廓进行有限元分析 用有限元分析软件对新的齿廓流体分析 存在问题:新的齿廓不符合要求; 改进方法:重新设计齿廓 19 2013年4月9日-4月13日 再次设计新的齿廓 对不同的齿廓再次分析,比较优劣,优化新的齿廓 存在问题:新的齿廓设计比较困难; 改进方法:在导师的正确指导下优化设计出一条新的齿廓 20 2013年4月16日-4月20日 再次对新的齿廓进行有限元分析 对新的齿廓流体分析,检查是否符合需求 存在问题:新的齿廓基本符合要求,出现小偏差; 改进方法:修改小的偏差力求完美 21 2013年4月23日-4月27日 对有限元分析部分进行整理 对不同齿廓的有限元分析资料进行归类整理 存在问题:导出的文件比较杂乱; 改进方法:耐心整理 22 2013年4月30日-5月4日 说明书的制作 完成齿轮泵的说明书 存在问题:资料较难整理; 改进方法:完善说明书的制作 23 2013年5月7日-5月11日 对建模好的齿轮泵进行制图 完成齿轮泵各零件的制图 存在问题:制图上有不规范的地方; 改进方法:修改不规范的部分 24 2013年5月14日-5月18日 检查毕业论文 完成说明书的修改 存在问题:排版不合理; 改进方法:按照标准进行修改 25 2013年5月21日-5月20日 检查图纸及说明书 完成图纸的修改 存在问题:论文格式不够规范;改进方法:参照论文撰写规范 说明: 1、“工作计划、进度”、“指导教师意见并签字”由指导教师填写,“每周主要完成内容”,“存在问题、改进方法”由学生填写。 2、本表由各系妥善归档,保存备查。 齿轮泵的结构改进设计编号无锡太湖学院毕业设计(论文)题目: 齿轮泵的结构改进设计 信机 系 机械工程及自动化 专业学 号: 0923807学生姓名: 陈 浩 指导教师: 何雪明(职称:副教授) (职称: )2013年5月25日无锡太湖学院本科毕业设计(论文)诚 信 承 诺 书本人郑重声明:所呈交的毕业设计(论文) 齿轮泵的结构改进设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果,其内容除了在毕业设计(论文)中特别加以标注引用,表示致谢的内容外,本毕业设计(论文)不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级: 机械97 学 号: 0923807 作者姓名: 2013 年 5 月 25 日无锡太湖学院信 机系 机械工程及自动化 专业毕 业 设 计论 文 任 务 书一、题目及专题:1、题目 齿 轮 泵 的 结 构 改 进 设 计 2、专题 二、课题来源及选题依据 自古以来,人类就对水运输以及提升非常重视。很早以前人类就已经发明了多种水的运输及提升工具。比如三千年前辘轳和桔槔已经在中国使用了;三千七百年前埃及的链泵也对水的运输及提升起到很大的作用;在三千三百年前,螺旋杆的诞生能将水持续不断的提升到一定高度,这种螺旋杆是由阿基米德发明出来的,同现代螺杆泵的机械原理是一样的。 随着工业的发展,液体运输也应用在多种多样的情况下,因此回转泵出现了。16世纪初,回转泵得到了普遍的应用,但是回转泵一直存在重大的设计缺点,比如效率低,能耗大,泄露大。直到20世纪,回转泵的各个问题才逐渐得到解决,齿轮泵就是一种典型的离心泵,其具有很多优点,比如小体积、结构简单、重量轻、容易加工,并且具有很强的自吸能力,应用范围广泛,可以适用于多种液体介质。 三、本设计(论文或其他)应达到的要求: 熟悉齿轮泵的结构,及工作原理; 熟练运用UG对齿轮泵进行建模及装配; 了解并分析齿轮泵的瞬间流量、理论排量等输出特性; 研究流体动力学知识,了解并掌握FLUENT流体分析软件,并对不同齿廓类型的齿轮泵进行流体分析; 比较不同齿廓类型的齿轮泵,分析结果并优化设计出一条新的齿轮泵; 四、接受任务学生: 机械97 班 姓名 陈 浩 五、开始及完成日期:自2012年11月1日 至2013年5月25日六、设计(论文)指导(或顾问):指导教师签名 签名 签名教研室主任学科组组长研究所所长签名 系主任 签名2012年11月1日I摘 要 齿轮泵是液压系统中最重要的动力源,在液压传动系统中应用广泛, 因此, 吸引了大量学者对其进行研究,其主要部件是内部相互啮合的一对齿轮。现代机械工程对齿轮泵提出很多新要求,如压强高、排量大、脉动低、噪音低等,所以对齿轮泵的性能分析与改进成为了很重要的课题。 本课题以齿轮泵为研究对象,总结了齿轮泵的特点,深入研究了齿轮泵整体结构及其原理,并利用UG三维建模软件对其进行实体建模,对齿轮泵的流量特征、径向啮合力进行理论分析和数值计算,为齿轮泵的设计提供必要的理论依据。研究了多种齿轮泵的齿廓类型,并推导出这些齿廓线方程。最后学习了流体动力学相关的基础理论知识,利用CFD前处理软件Gambit和后处理软件Fluent对以上五种齿廓齿轮泵进行流体分析,并比较不同齿廓分析后的结果,分别计算了齿轮泵齿间区的流量、齿轮啮合区域的流量,最后就得到了齿轮泵的流量。在时间和转速确定的情况下,得到齿轮泵的流速。外啮合齿轮泵的结构对其内部的流场有很大的影响,采用fluent有限元法求解计算模型,就不同齿廓的变化特点进行对比,可以得出每种类型齿廓的相应的优缺点,从而得出最优的分析结果并在此基础上改进设计出新的齿廓线。 本文对齿轮泵的输出特性研究,推到出齿廓线方程,最后结合流体动力学理论,运用CFD前处理软件Gambit和后处理软件Fluent对以上五种不同的齿廓齿轮泵进行流体分析,在相同的转速下,比较不同齿廓的分析结果,渐开线齿廓在齿轮泵中的增压效果最好,并提出一些优化方案。关键词:齿轮泵;齿廓;有限元法;输出特性;流体分析VAbstractGear pump is the most important source of power in the hydraulic system, widely used in the hydraulic drive system, therefore, attracted a large number of scholars study, and its main components are a pair of gears meshing with each other by the internal。Modern mechanical engineering have made a lot of new requirements to gear pump ,such as high pressure, large displacement, low ripple and low noise, Performance Analysis and Improvement of the gear pump has become a very important issue.The topics to gear pump for the study, summed up the characteristics of the gear pump, in-depth study of the overall structure and principle of the gear pump and UG three-dimensional modeling software, solid modeling, the flow characteristics of the gear pump, theoretical analysis and numerical calculation of the radial direction meshing force of radial direction, to provide the necessary theoretical basis for the design of gear pump. A variety of the type tooth profile of the gear pump and derive the equations of these tooth profile. Finally learn the basic theoretical knowledge of fluid dynamics, to CFD pre-processing software Gambit and post-processing software Fluent for more than five tooth profile gear pump fluid analysis, and comparison results of different tooth profile analysis were calculated flow rate of the area of the interdental, gear meshing area of flow of the gear pumpthe, and finally got the flow of the gear pump. In the case of time and speed determined to obtain flow rate of the gear pump. Structure of the external gear pump has a great influence on its internal flow field, using the fluent finite element method for solving the calculation model, comparison of the changes in the characteristics of the different tooth profile can be drawn from the corresponding advantages and disadvantages of each type of tooth profileto arrive at the best results of the analysis to improve the design of a new tooth profile on this basis. The output characteristics of the gear pump onto the tooth profile equation and finally the theory of fluid dynamics, the use of pre-processing of software CFD Gambit and post-processing software Fluent fluid analysis more than five different tooth profile of the gear pump in the same speed, different tooth profile analysis result of that the best of booster effect is involute line tooth profile of the gear pump, and put forward some optimization program of it.Keywords: gear pump; tooth profile; finite element method; output characteristics; fluid analysis目录摘 要IIIAbstractIV目录V1 绪论11.1 齿轮泵的研究内容及意义11.2 齿轮泵国内外的发展概况11.3 本课题应达到的要求32 齿轮泵的工作原理及三维建模42.1 外啮合液压齿轮泵的工作原理42.2 齿轮泵分类、用途、应用范围42.2.1 齿轮泵的分类42.2.2 齿轮泵的用途及应用范围52.3 齿轮泵的三维建模53 齿轮泵的流量特性83.1 齿轮泵流量的研究83.1.1 齿轮泵平均流量103.1.2 齿轮泵瞬态流量103.2 齿轮泵排量的研究113.2.1 根据齿槽有效容积的排量计算方法113.2.2 根据轮齿有效体积的排量计算方法123.3 本章小结134 流体动力学理论知识研究144.1 流体力学简介144.2 流体动力学的基本思想144.3 计算流体动力学的特点154.4 计算流体力学的基本步骤154.5 流体力学基本方程174.6 流体流动模型的确定194.7 一般结构194.7.1 前处理194.7.2 求解器194.7.3 后处理194.8 本章小结195 齿轮泵不同齿廓的流体动力学分析205.1 Fluent简介205.2 齿轮泵的流体力学分析205.2.1 建立流体模型205.2.2 划分流体模型的网格205.2.3 设置流体模型的边界条件205.3 齿轮泵不同齿廓的流体分析215.3.1 渐开线齿廓齿轮泵的流体分析215.3.2 余弦齿廓齿轮泵的流体分析235.3.3 圆弧齿廓齿轮泵的流体分析265.3.4 三齿摆线齿廓齿轮泵的流体分析295.3.5 二齿摆线齿廓齿轮泵的流体分析325.4 齿轮泵的结构改进设计365.4.1 齿轮泵齿廓的改进365.5 本章小结396 结论与展望406.1 课题总结406.2 课题展望40致谢41参考文献42齿轮泵的结构改进设计1 绪论1.1 齿轮泵的研究内容及意义在21世纪,节约能源使我们亘古不变的话题,在工业中也一直提倡能源的节约,动力源是液压系统中最重要的部分,这个动力源也包含齿轮泵,所以我们要对齿轮泵的齿轮优化设计,以达到提高齿轮泵的效率和节约能源的问题,最主要的部件是内部相啮合的一对齿轮,在结构上可分为内啮合齿轮泵和外啮合齿轮泵两大类。由于它具有结构简单、加工方便、体积小、自吸能力强且重量轻等特点,使它在机械、国防、能源、冶金、交通、石化、轻工、食品等领域得到广泛的应用。现在齿轮泵的制造已经很成熟,我们可以对齿廓加已修理,对齿轮泵进行改良设计,所以齿轮的工作原理我们是必须要掌握的,然后利用相关CAD/CAM软件建立计算机实体模型,借助有限元分析法进行详细的受力和变形分析,依据机构运动分析法进行实际的动作仿真,并将根据分析和仿真结果指导该齿轮装置进行修正,结合现代自动控制理论对齿轮装置进行有效的控制,最后尽可能考虑装置和有关零部件的标准化和参数化。优化好齿轮后,效率就能提高,从而可以节约能源。当大家在倡导可持续发展的时候,节约能源就变得越来越重要了。随着技术的不断进步,齿轮泵产品必将向环保、节能、智能化方向发展。1.2 齿轮泵国内外的发展概况由于我国工业基础溥弱,齿轮油泵行业起步较慢,但其发展速度比较快。齿轮油泵在发展的过程中,存在相当严重的问题。综合多方面原因,陈列出如下几条:1、国家缺乏对机械基础件齿轮油泵行业有力的政策支持;2、企业基础薄弱:机械基础件行业基础差,底子薄,科技投入少,开发力量薄弱;经由二十余年消化吸收国外提高前辈技术以及自主立异。我国齿轮油泵设备制造行业有了奔腾发展。齿轮油泵的进一步发展得靠多方面的支持,国家政策的支持,科研技术的大量投入,机械基础件工艺行业的提高等等。齿轮油泵行业2010年全国业标准化发展规划,齿轮油泵全国协会提出了全面建设小康社会的宏伟目标,明确了21世纪前20年我国经济建设和改革的主要任务。“十一五”时期,是全面建设小康社会承前启后的关键时期,“十一五”规划,是全面建设小康社会的第一个五年规划。标准作为经济建设和行业发展的技术支撑,是“十一五”规划不可缺少的重要组成部分,是指导生产、实施产业政策、行业规划、规范市场秩序、进行宏观调控和市场准入的重要基础。为此,根据机械科学研究院的要求,特编制“十一五”全国泵行业标准化发展规划。 齿轮油泵行业及其产业基本情况概述1、齿轮油泵行业及其主要产业的内涵和构成齿轮油泵行业主要由生产各类离心油泵、重油煤焦油泵,渣油泵,导热油泵,自吸油泵、输油泵、旋涡泵、回转式容积泵、往复式容积泵和水环真空泵等企业构成。在这些泵类产品中,按台份计,离心泵约占接近70%,回转式容积泵和往复式容积泵约占18%。全国具有一定规模的泵制造厂约有2000家,产品种类约有450个系列,5000多个品种。2002年统计,在这些泵制造厂中,较大的699家泵制造厂共生产2663万台,总产值约为208亿元。这些泵被广泛用于国民经济各部门,基本满足了我国经济发展对泵的需要,其中也包括具备为各种大型成套装置提供配套用泵的能力。据不完全统计,约有21%的电机用于驱动各类泵,在能源中约有近五分之一的能源用于驱动各类泵。在火电和核电业中,泵已成为最重要的辅机,在石化业中泵已成为重要的设备之一,泵在通用机械中已成为最量大面广的产品,已经成为装备制造业重要的装置之一。2、国外齿轮油泵行业及其主要产业发展现状和发展趋势世界泵业一直在不断发展,近几年的增长率平均4.5%左右,2002年泵业产值约270亿美元,约有近万家制造厂,其中10大家泵制造厂的产值约占世界泵业总产值的31%。这10家泵制造厂中,美国4家,德国2家,日本、英国、丹麦、瑞士各1家。世界泵业的发展趋势:(1)竞争和垄断进一步加剧,跨国齿轮油泵业公司的垄断势头进一步加剧。如世界泵业最大的前五家泵制造厂垄断着世界泵业总产值22%。世界泵业中的一些主要制造厂的制造技术已达到相当成熟和完善的水平,其产品有极高的知名度,在特定的领域中有很高的市场占有率;(2)世界齿轮油泵业中泵制造厂家数量会不断减少,自2000年以来,世界泵业已有80起大的合并和收购,通过这种集团化的合作发展战略,不仅可以得到最大的经济规模,还有利于利用原来的商标和知名度,实现持续发展;(3)世界齿轮油泵业会持续发展,预计今后35年中,世界齿轮油泵业将会以每年5.5左右的增长率发展;(4)不断开拓新的市场范围和领域,中国加入WTO后,世界各大泵制造厂都非常关注中国的用泵市场,世界泵业前20家制造厂绝大多数都准备或已经在中国建制造分厂。3、国内泵行业及其主要产业现状和发展趋势泵行业现状:(1)通过执行国家提出的“以市场换技术”合作生产的方式,使我国泵业中具有极高技术水平的关键用泵的技术水平与国外发达国家的同类泵产品水平接近;(2)近几年,齿轮油泵类产品的产值皆以11%12%的速率发展;(3)股份制和民营制造厂在我国泵业中占主导地位;(4)齿轮油泵制造厂都在进行产品结构调整和技术改造,企业都在做强、做大,每年新增泵制造厂的数量明显减少;(5)市场竞争更激烈,齿轮油泵产品中的普通泵供大于求的局面没有改变,单台泵的利润率在逐年降低。由于材料涨价等因素影响,泵制造厂的利润增长率明显降低。发展趋势:(1)由于执行“以市场换技术合作生产”的方式,关键用泵,如:百万级核电用泵、火电用泵、大型输水泵,近几年会快速增长;(2)在经济全球化、市场国际化形势的影响下,对贯彻国际标准和执行国外先进标准的意识会强烈和自觉;(3)随着我国装备制造业的快速发展,我国泵业还会以高出我国机械工业增长速度2-3%的速度持续发展;(4)泵制造厂的合并和联合必然增多,向集团化发展是趋势。今后我国的泵制造厂的数量将逐年减少;(5)我国2002年出口齿轮油泵为4.73亿美元(同年进口泵为7.76亿美元),今后几年出口泵会明显增加,尤其是通用泵的出口量会更快增加。1.3 本课题应达到的要求对齿轮泵的结构及基本原理有简单了解。运用UG软件完成设计工作,对产品进行造型、结构设计,在设计阶段完成传统的设计方法,分析齿轮泵的流量特性,了解流量对齿轮泵的影响。运用Gambit和Fluent软件对齿轮泵的不同齿廓主动件和从动件进行流体分析,得出压力图和速度图,分析比较结果,选择一条在综合性能上都比较好的齿廓,并在其基础上改进设计出一条新的齿廓,以达到提高齿轮泵效率的功效。432 齿轮泵的工作原理及三维建模2.1 外啮合液压齿轮泵的工作原理图2.1 外啮合齿轮泵工作原理图图1 是外啮合齿轮泵的工作原理图。由图可见,这种泵的壳体内装有一对外啮合齿轮。当齿轮按图示方向旋转时,右侧的齿轮逐渐脱离啮合,露出齿间。因此这 一侧的密封容腔的体积逐渐增大,形成局部真空,油箱中的油液在大气压力的作用下经泵的吸油 口进入这个腔体,因此这个容腔称为吸油腔。随着齿轮的转动,每个齿间中的油液从右侧被带到 了左侧。在左侧的密封容腔中,轮齿逐渐进入啮合,使左侧密封容腔的体积逐渐减小,把齿间的油 液从压油口挤压输出的容腔称为压油腔。当齿轮泵不断地旋转时,齿轮泵的吸、压油口不断地吸油 和压油,实现了向液压系统输送油液的过程。2.2 齿轮泵分类、用途、应用范围 2.2.1 齿轮泵的分类按其结构分:齿轮泵、叶片泵、柱塞泵和螺杆泵;按其压力分:低压泵、中压泵、中高压泵、高压泵和超高压泵;按其输出流量能否调节分:定量泵和变量泵;按齿轮泵按齿轮啮合形式分:外啮合齿轮泵和内啮合齿轮泵;按工作压力分:低压齿轮泵、中高压齿轮泵、高压齿轮泵;按齿轮采用的齿形分:直齿齿轮泵、螺旋齿齿轮泵、人字齿齿轮泵、摆线齿齿轮泵;按泵工作齿轮对数分:一对齿齿轮泵、多对齿齿轮泵;按泵的结构形式分:单级齿轮泵、多级齿轮泵、双联齿轮泵; 2.2.2 齿轮泵的用途及应用范围齿轮泵利用两齿间空间的变化来输送液体,用于输送粘性较大的液体,如润滑油和燃烧油,不宜输送粘性较低的液体(例如水和汽油等),不宜输送含有颗粒杂质的液体(影响泵的使用寿命),可作为润滑系统油泵和液体系统油泵,广泛用于发动机、汽轮机、离心压缩机、机床以及其他设备。齿轮泵工艺要求高,不易获得精确的匹配。2.3 齿轮泵的三维建模该课题使用软件UG,此软件具有强大的实体造型和装配的功能。齿轮泵的主要零件有机座、前端盖、后端盖、长齿轮轴(主动轮)、短齿轮轴(从动轮)等。机座、前端盖和后端盖都是齿轮泵的主要部分,机座内有吸油孔和出油孔 ,内部是油泵能够增压的关键部分,通过齿轮在其中的啮合从而改变齿轮两侧的内部体积,使得出油孔一侧内部压力增大,达到增压的效果。机座的下面一部分是机架部分,主要起到固定齿轮泵位置的作用。具体的三维建模如下图: 图2.2 机座的三维模型 图2.3 后端盖的三维模型图2.4 前端盖的三维模型前端盖与长齿轮轴的一段配合(基孔制),一段接输入装置,齿轮的齿数为10,模数为3,压力角为20。短齿轮轴一端与前端盖基孔制配合,一端与后端盖基孔制配合。长动齿轮和短动齿轮的三维建模如下图:图2.5 长齿轮轴的三维模型图2.6 短齿轮轴的三维模型除了以上五个主要部件,还需一些附加部件,如下面的齿轮泵装配图:图2.7 齿轮泵装配图3 齿轮泵的流量特性齿轮泵是液压系统中广泛采用的一种液压泵,以外啮合齿轮泵的应用最广,它的的优点是结构简单,尺寸小,重量轻,制造方面,价格低廉,工作可靠,自吸能力强(容许的吸油真空度大),对油液污染不敏感,维护容易。液压泵的主要性能参数是压力、流量和排量。本课题从外啮合齿轮泵的结构和工作原理出发,导出排量计算公式。由于自身结构特点的原因,其输出的流量是随转动轴的转角按抛物线的规律变化。这种变化的流量被称为瞬时流量,而这种输出流量的不均匀现象被称为流量脉动。去大多数学者沿用“能量法”和“扫过面积法”来计算齿轮泵的流量,本文利用几何法计算了泵齿轮从刚刚开始啮合到泵齿轮转过一个基节时端面密封面积的变化量,从而推导出了齿轮泵的流量公式。3.1 齿轮泵流量的研究渐开线、渐开线发生线和基圆所围成的面积如图1所示,当用直角坐标来表示渐开线时,其方程式为 (3.1) (3.2)式中参数变量(等于渐开线的展角与压力角之和)rb基圆半径通过计算,可以求得渐开线PK、发生线KB和基圆弧PB所围成的面积图3.1 渐开线、渐开线发生线、基圆所围的面积齿轮转过一个基节端面密封面积的变化S如图3-2所示,1、2、3、4的值计算如下: (3.3) (3.4) (3.5) (3.6) 式中rb1、rb2主、从动齿轮基圆半径z1、z2主、从动齿轮齿数 齿轮啮合重合度 啮合角图3.2渐开线齿轮泵流量计算在齿轮泵排油腔,泵齿轮从啮合始点至泵齿轮转过一个基节(即泵齿轮转2/z1角)端面密封面积的变化量为S。S的计算公式如下 (3.7)式中S1、S2分别指主、从动齿轮转过2z1角由齿顶与基圆所围成的扇形面积S3、S4分别指主、从动齿轮转过2z1角由渐开线、啮合线和基圆所围成的面积通过计算得 (3.8)式中 i传动比 ra1、ra2主、从动齿轮齿顶圆半径 r1、r2主、从动齿轮节圆半径 pb基节 3.1.1 齿轮泵平均流量单齿排量等于端面密封面积的变化量乘以齿宽则单齿排量的 (3.9)式中b齿宽平均流量q为 (3.10)当两齿轮的齿数相同时,式(10)可简化为 (3.11)式中ra齿顶圆半径r节圆半径n主动齿轮转速 3.1.2 齿轮泵瞬态流量在如图3-3所示的外啮合齿轮泵中, 主动轮1 转过时, 位于压油腔的齿面所扫过的体积为: (3.12) 从动轮2 位于压油腔的齿面所扫过的体积为: (3.13)图3.3 齿轮泵工作示意图从压油腔排除的体积为: (3.14)瞬间流量为: (3.15)设f为啮合点位移,根据齿轮几何尺寸关系可以推导出瞬间流量: (3.16)当f = 0 时, 瞬态流量有最大值, f = 0.5时, 瞬态流量有最小值。式中, 为齿轮齿顶圆半径; 为啮合点半径; U 为齿数比; B 为齿轮齿宽3.2 齿轮泵排量的研究 3.2.1 根据齿槽有效容积的排量计算方法目前齿轮泵中使用最多的是采用两个具有相同参数的渐开线直齿轮构成的外啮合齿轮泵。齿轮泵的排量指齿轮泵每转一转所排出的液体的体积,是齿轮泵的一项重要指标。排量的计算通常采用下面的近似计算公式: (3.17)式中 Z齿轮的齿数; B齿轮的齿宽m 齿轮的模数;K 为考虑齿槽与轮齿之间的面积差而引入的排量补偿系数,K=1.0611 15(齿数少时取大值,齿数多时取小值,例如当Z=6时,可取K=1.115;当Z=20时,可取K=1.06。公式(1)常常简化为: (3.18)有观点认为齿轮变位后,齿轮泵的排量若仍按照式(1)进行计算误差较大,于是有文献给出如下公式计算变位齿轮泵排量阎,这个公式不仅适用于变位齿轮,也适用于标准齿轮。 (3.19)式中 q 变位齿轮泵排量; 主动齿轮的齿数;B 齿轮的齿宽;m 齿轮的模数;标准压力角(通常取0=20。);相啮合的两个齿轮的齿数之和,即; 配对齿轮的变位系数之和,即;K 考虑齿槽与轮齿之间的面积差而引入的排量补偿系数,K=10611 15(齿数少时取大值,齿数多时取小值,例如当Z=6时,可取K=1115;当Z=20时,可取K=1.06; 对啮合齿轮间的啮合角,对于标准齿轮或者高度变位齿轮而言,=0;对于角度变位齿轮而言啮合角大小用下式计算: (3.20)式中 标准中心距; 实际安装中心距。 3.2.2 根据轮齿有效体积的排量计算方法上述计算均是从表面现象出发,认为齿轮泵将油液吸入吸油腔内,充满各个齿槽,然后随着齿轮的旋转,油液被齿槽从吸油腔带到压油腔,并挤压出去。表面上看,当泵轴转l周时,从吸油腔被带到压油腔的油液总体积正好等于2个齿轮所有齿槽体积之和,所以齿轮泵排量应按齿槽体积之和计算。但是,这里忽略一个非常重要的问题,那就是被齿槽从吸油腔带到压油腔的油液体积不等于齿轮泵吸人的油液体积,也不等于齿轮泵输出的油液体积,这并不是考虑齿轮泵泄漏的原因(忽略泵的泄漏),而是由于齿轮泵困油部分的回流造成的。我们知道,齿轮泵要平稳工作,齿轮啮合的重叠系数必须大于1,也就是说要求在前一对轮齿即将脱开啮合前,后面的一对轮齿就要开始啮合,在这一小段时间内,同时啮合的就有2对轮齿,这时留在齿槽的油液就被困在2对轮齿和前后泵盖所形成的一个密封空间中,如图3-4所示。图3.4 齿轮泵的困油3.3 本章小结本章主要对齿轮泵的整体结构和原理进行研究,并通过三维软件叫齿轮泵的齿轮模型化,对齿轮泵的输出特性进行研究,例如齿轮的品平均流量、瞬时流量及理论排量,推导出这些参数的数学表达式。这些参数对齿轮泵的性能及效率有至关重要的影响。4 流体动力学理论知识研究4.1 流体力学简介自从1687年牛顿发现宏观物体运动的基本定律以来,直到20世纪50年代初,研究流体运动规律的主要方法有两种:实验研究和理论研究。流体力学从其发展历史来看,最早是一门实验科学。在17世纪,法国和英国的科学家奠定了实验流体力学的基础。在18和19世纪,理论流体力学得到了持续的发展,Euler、Lagrange、Navier、Stokes等人建立了描述流体运动的基本方程。在20世纪,由于军事和民用航空工业的需要,人们建造了以风洞、水洞为代表的多种实验装置,用来显示飞行器运动时的流场和测量飞行器受到的空气作用力。在这个过程中,实验流体力学得到了迅速发展。实验研究也促进了理论流体力学的发展,代表性的工作有Prantl的边界层理论和Von Karman在空气动力学方面的成果。随着流体力学研究的进展,实验和理论研究的优势和困难也逐渐为人们所认识。实验研究的优点是可以借助各种先进仪器设备,给出多种复杂流动的准确、可靠的观测结果。这些结果对于流动机理的研究和与流体运动有关的机械和飞行器的设计具有不可替代的作用。但是,实验研究通常费用高昂,周期很长;而且有些流动条件难以通过实验模拟(如航天飞行器周围的高速、高温流动)。理论研究的优点是可以给出具有一定适用范围的简洁明了的解析解或近似解析解。这些解析解对于分析流动的机理和预测流动随参数的变化非常有用计算流体动力学(Computational Fluid Dynamics简称CFD) 产生于第二次世界大战前后,在20世纪60年代左右逐渐形成了一门独立的学科。,CFD发展的主要动因是利用高速电子计算机这一新的工具,克服理论研究和实验研究的缺点,深化对于流体运动规律的认识并提高解决工程实际问题的能力。CFD得到的是某一特定流体运动区域内,在特定边界条件和参数的特定取值下的离散的数值解。因而,我们无法预知参数变化对于流动的影响和流场的精确的分布情况。因此,它提供的信息不如解析解详尽、完整。在这一点,它于实验测量相近,所以,用CFD研究流动的过程也称“数值实验”。但是,与理论流体力学相比,CFD的突出优点是它本质上可以研究流体在任何条件下的运动。在CFD中采用简化数学模型的目的在于提高计算效率以及和计算机硬件水平相适应;如果计算机条件允许,我们在求解任意复杂的流动问题时,都可以采用最适合流动物理本质的数学模型。因此,CFD使得我们研究流体运动的范围和能力都有了本质的扩大和提高。在模拟极端条件下的流体运动的方面,和实验测量相比,CFD也显示了明显的优势。同实验研究相比,CFD还具有费用少,周期短的优点。今天, CFD已经取得了和实验流体力学及理论流体力学同等重要的地位,流体力学的研究呈现出“三足鼎立”之势。4.2 流体动力学的基本思想计算流体动力学(computational Fluid Dynamics,简称CFD)是通过计算机数值计算和图像显示,对包含有流体流动和热传导等相关物理现象的系统所做的分析。就是把原来在时间域及空间域上连续的物理量的场,如速度场和压力场,用一系列有限个离散点上的变量值的集合来代替,通过一定的原则和方式建立起关于这些离散点上场变量之间关系的代数方程组,然后求解代数方程组获得场变量的近似值。CFD可以看做是在流动基本方程(质量守恒方程、动量守恒方程、能量守恒方程)控制下对流动的数值模拟。通过这种数值模拟,我们可以得到极其复杂问题的流场内各个位置上的基本物理量(如速度、压力、温度、浓度等)的分布,以及这些物理量随时间的变化情况,确定旋涡分布特性、空化特性及脱流区等。还可据此算出相关的其他物理星,如旋转式流体机械的转矩、水力损失和效率等。此外,与CAD联合,还可进行结构优化设计等。 4.3 计算流体动力学的特点(1)流动问题的控制方程一般是非线性的,自变量多,计算域的几何形状和边界条件复杂,很难求得解析解,而用CFD方法则有可能找出满足工程需要的数值解。(2)可利用计算机进行各种数值试验,例如,选择不同流动参数进行物理方程中各项有效性和敏感性试验,从而进行方案比较。(3)它不受物理模型和实验模型的限制,省钱省时,有较多的灵活性,能给出详细和完整的资料,很容易模拟特殊尺寸、高温、有毒、易燃等真实条件和实验中只能接近而无法达到的理想条件。(4)数值解法是一种离散近似的计算方无法达到的法,依赖于物理上合理、数学上适用、适合于在计算机上进行计算的离散的有限数学模型,且最终结果不能提供任何形式的解析表达式,只是有限个离散点上的数值解,并有一定的计算误差。(5)它不像物理模型实验一开始就能给出流动现象并定性地描述,往往需要由原体观测或物理模型试验提供某些流动参数,并需要对建立的数学模型进行验证。(6)程序的编制及资料的收集、整理与正确利用,在很大程度上依赖于经验与技巧。(7)因数值处理方法等原因有可能导致计算结果的不真实,例如产生数值粘性和频散等伪物理效应。(8)CFD因涉及大量数值计算,因此,常需要较高的计算机软硬件配置。接近而无法达到的理想条件。4.4 计算流体力学的基本步骤流体动力学的在解算过程中可大概分为以下几个步骤:1、借助基本原理/定律给出数学模型质量守恒(Mass Conservation)能量守恒(Energy Conservation)动量守恒(Momentum Conservation)傅立叶定律(Fouriers heat conduction law)菲克定律(Ficks mass diffusion law)牛顿内摩擦定律(Newtons friction law)2、确定边界条件与初始条件初始条件与边界条件是控制方程有确定解的前提,控制方程与相应的初始条件、边界条件的组合构成对一个物理过程完整的数学描述。初始条件是所研究对象在过程开始时刻各个求解变量的空间分布情况。对于瞬态问题,必须给定初始条件。对于稳态问题,不需要初始条件。边界条件是在求解区域的边界上所求解的变量或其导数随地点和时间的变化规律。对于任何问题,都需要给定边界条件。例如,在锥管内的流动,在锥管进口断面上,我们可给定速度、压力沿半径方向的分布,而在管壁上,对速度取无滑移边界条件。对于初始条件和边界条件的处理,直接影响计算结果的精度3、划分计算网采用数值方法求解控制方程时,都是想办法将控制方程在空间区域上进行离散,然后求解得到的离散方程组。要想在空间域上离散控制方程,必须使用网格。现已发展出多种对各种区域进行离散以生成网格的方法,统称为网格生成技术。不同的问题采用不同数值解法时,所需要的网格形式是有一定区别的,但生成网格的方法基本是一致的。目前,网格分结构网格和非结构网格两大类。简单地讲,结构网格在空间上比较规范,如对一个四边形区域,网格往往是成行成列分布的,行线和列线比较明显。而对非结构网格在空间分布上没有明显的行线和列线。对于二维问题,常用的网格单元有三角形和四边形等形式;对于三维问题,常用的网格单元有四面体、六面体、三棱体等形式。在整个计算域上,网格通过节点联系在一起。日前各种CFD软件都配有专用的网格生成工具,如Fluent使用Gambit作为前处理软件。多数CFD软件可接收采用其他CAD或CFDFEM软件产生的网格模型。如Fluent可以接收ANSYS所生成的网格。4、建立离散方程对于在求解域内所建立的偏微分方程,理论上是有真解(或称精确解或解析解)的。但由于所处理的问题自身的复杂性,一般很难获得方程的真解。因此,就需要通过数值方法把计算域内有限数量位置(网格节点或网格中心点)上的因变量值当作基本未知量来处理,从而建立一组关于这些未知量的代数方程组,然后通过求解代数方程组来得到这些节点值,而计算域内其他位置上的值则根据节点位置上的值来确定。由于所引入的应变量在节点之间的分布假设及推导离散化方程的方法不同,就形成了有限差分法、有限元法、有限元体积法等不同类型的离散化方法。5、离散初始条件和边界条件如给定的初始条件和边界条件是连续性的,则需要针对所生成的网格,将连续型的初始条件和边界条件转化为特定节点上的值,这样,连同在各节点处所建立的离散的控制方程,才能对方程组进行求解。6、给定求解控制参数在离散空间上建立了离散化的代数方程组,并施加离散化的初始条件和边界条件后,还需要给定流体的物理参数和紊流模型的经验系数等。此外,还要给定迭代计算的控制精度、瞬态问题的时间步长和输出频率等7、求解离散方程在进行了上述设置后,生成了具有定解条件的代数方程组。对于这些方程组,数学上已有相应的解法,如线性方程组可采用Guass消去法或Guass-Seidel迭代法求解,而对非线性方程组,可采用Newton-Raphson方法。8、判断解的收敛性对于稳态问题的解,或是瞬态问题在某个特定时间步上的解;往往要通过多次迭代才能得到。有时,因网格形式或网格大小、对流项的离散插值格式等原因,可能导致解的发散。对于瞬态问题,若采用显式格式进行时间域上的积分,当时间步长过大时,也可能造成解的振荡或发散。因此,在迭代过程中,要对解的收敛性随时进行监视,并在系统达到指定精度后,结束迭代过程。9、显示和输出计算结果线值图:在二维或三维空间上,将横坐标取为空间长度或时间历程,将纵坐标取为某一物理量,然后用光滑曲线或曲面在坐标系内绘制出某一物理量沿空间或时间的变化情况。矢量图:直接给出二维或三维空间里矢量(如速度)的方向及大小,一般用不同颜色和长度的箭头表示速度矢量。矢量图可以比较容易地让用户发现其中存在的旋涡区。等值线图:用不同颜色的线条表示相等物理量(如温度)的一条线。流线图:用不同颜色线条表示质点运动轨迹。云图:使用渲染的方式,将流场某个截面上的物理量(如压力或温度)用连续变化的颜色块表示其分布。图4.1 计算流体力学基本步骤4.5 流体力学基本方程流体的运动满足质量守恒,动量守恒和能量守恒的规律。在牛顿流体范围内,这些规律可以用NavierStokes方程描述(在CFD中常把连续方程、动量方程和能量方程通称NavierStokes方程):(1) 连续方程 (积分型) (4.1) (微分型) (4.2)(2) 动量方程 (积分型) (4.3) (微分型) (4.4)其中,, 为粘性应力张量。则动量方程也可以写为: (4.5) (4.6)( 3 ) 能量方程 (积分型) (4.7) (微分型) (4.8)其中, (e: 内能, E:总能) (4.9) (4.10) (4.11)能量方程也可以写为: (4.12) (4.13)为了使上述方程封闭,还应补充流体的状态方程。对于完全气体,有 (4.14) (4.15)4.6 流体流动模型的确定根据流体流动物理属性的变化、流态、结构等可以将流体的流动分为:1、 定常与非定常流2、 均匀流与非均匀流3、 渐变流与急变流4、 层流与湍流5、 有旋流和无旋流6、 内部流动与外部流动当模型为齿轮泵时,由于泵内齿轮啮合等原因,选择湍流计算模型能更贴近分析的原型,湍流的特征是在物理上近乎于无穷多的尺度和数学上强烈的非线性,所以不论是理论研究、实验研究还是计算机模拟对湍流分析都不容易,相比较还是计算模拟更具有可操作性。4.7 一般结构CFD 软件的一般结构由前处理、求解器、后处理三部分组成。前处理、求解器及后处理三大模块,各有其独特的作用,分别表示如下: 4.7.1 前处理1、几何模型2、划分网格 4.7.2 求解器1、确定CFD 方法的控制方程2、选择离散方法进行离散3、选用数值计算方法4、输入相关参数 4.7.3 后处理速度场、温度场、压力场及其它参数的计算机可视化及动画处理4.8 本章小结 在本章中,详细介绍计算流体力学,并阐述了流体力学的基本思想和基本方法,从而说明了Fluent流体分析软件在本课题中有很多的优势,在运用CFD时,我们必须要确定其边界和初始条件,我们必须要掌握流体力学的三个重要守恒方程:连续方程、动量方程、能量方程。流场条件和计算方法多变对Fluent软件的实际应用提出了很高的要求,在复杂的情况下,可以运用计算流体动力学的耦合解算法和分离解算。5 齿轮泵不同齿廓的流体动力学分析5.1 Fluent简介Fluent 的软件设计基于“CFD 计算机软件群的概念”,针对每一种流动的物理问题的特点,采用适合它的数值解法在计算速度,稳定性和精度等各方面达到最佳。Fluent 软件能推出多种优化的物理模型,如定常和非定常流动;层流(包括各种非牛顿流模型);紊流(包括最先进的紊流模型);不可压缩和可压缩流动等等。在Fluent 中, 采用Gambit 的专用前处理软件,使网格可以有多种形状。对二维流动,可以生成三角形和矩形网格; 对于三维流动, 则可生成四面体、六面体、三角柱和金字塔等网格,结合具体计算还可生成混合网格, 其自适应功能, 能对网格进行细分或粗化, 或生成不连续网格、可变网格和滑动网格。5.2 齿轮泵的流体力学分析 5.2.1 建立流体模型简化模型 采用Fluent动网格做三维流场对计算机的要求非常高。齿轮泵的流体模型过于复杂,划分网格的数目非常的大,两个平行的齿轮要绕各自的旋转轴旋转,转子在运动的过程中,流体区域的网格会发生变化,每个迭代时间步网格会按照设置的数值进行更新,由于网格的数目非常的大,这个过程非常地缓慢。需将齿轮泵的流体模型简化成二维平面来进行分析。根据动网格计算的要求运动部件之间要留有一定的间隙,为了划分网格的方便,在构建模型时,我们需设定一定的间隙。将齿轮与腔壁的间隙设置为0.2mm,两齿轮之间的中心距在保持原有设计数值39mm。 5.2.2 划分流体模型的网格初始的网格由Gambit程序来生成,在划分二维模型的网格时,可以使用三角形和四边形网格。在选用动网格进行模拟分析时,网格会被光顺和重新划分,有些区域的网格会发生严重的畸变,由于三角形网格的适应性更好,因此在网格划分时,采用非结构化的三角形网格单元,将几何模型划分为若干个个三角形网格单元。 5.2.3 设置流体模型的边界条件将齿轮泵上边界口、下边界口分别定义成入口边界、出口边界,左侧齿轮定义成壁面边界(WALL),同样的方法定义右侧齿轮。为了计算模型的简化,将计算的区域尺寸缩小1000倍,基本的计算模型采用可实现k-epsilon model,油液的粘性系数取0.048 pa gs、其密度960 kg /m3;将油液的入口处定义为泵内的参考压强位置;左齿轮旋转设置成逆时针方向,相应的右齿轮顺时针旋转,速度设置成大小取430r/min的刚性旋转;计算的压力设置成PRESTO!,速度偶合使用SIMPLE计算方法,使用中心格式离散扩散项。接下来使用Fluent软件对泵内流场进行数值计算分析,计算收敛精度为0.001,由于左齿轮为主动轮逆时针转动,液油从上口进入吸油区,通过输送区和压油区从下口排出。表5-1计算域边界条件进气口边界条件出气口边界条件进气口压力1.01325x105pa出气口压力1.01325x105pa湍流强度5湍流强度5水力直径0.004m水力直径0.004m5.3 齿轮泵不同齿廓的流体分析 5.3.1 渐开线齿廓齿轮泵的流体分析1、CAD建模在CAD中,画出渐开线齿廓如图5.1:图5.1 渐开线齿廓2、Gambit划分网格由软件对模型进行处理,得到流体有效的计算空间,定义好齿
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