唐華存，陳占福

(1．上海交通大學(xué)機(jī)械與動力工程學(xué)院，上海 200240;2．寶鋼熱軋廠，上海 200941)

1 前言

寶鋼股份2050熱軋卷取機(jī)旋轉(zhuǎn)分配器是實(shí)現(xiàn)卷取的關(guān)鍵部件，其主要功能是將壓力油在旋轉(zhuǎn)件和固定件之間進(jìn)行傳輸，使流體動力不斷地傳遞下去。其中浮動襯套是一個靜壓控制系統(tǒng)，當(dāng)受到外載荷的作用時(shí)容易磨損失效，研究背壓下浮動襯套間隙流場特性變化對改善旋轉(zhuǎn)分配器使用壽命有很好的參考價(jià)值。

2 旋轉(zhuǎn)分配器工作原理

如圖1所示，1a、1b由螺釘連在一起，經(jīng)密封圈4與轉(zhuǎn)動軸3相連，隨軸一起回轉(zhuǎn);2a、2b由螺釘連在一起，經(jīng)密封圈7與外殼9相連，固定不動。壓力油從進(jìn)油孔8通入，經(jīng)2a、2b上的孔道進(jìn)入密封平面上的環(huán)形槽15，再通過1a、1b上的孔道流入軸中心孔道14。間隙5、6、13間的壓力環(huán)帶形成靜壓反饋控制機(jī)構(gòu)。

圖1 旋轉(zhuǎn)分配器Fig.1 Rotary distributor

1a.配流環(huán);1b.調(diào)節(jié)環(huán);2a.固定環(huán);2b.靜壓環(huán);3.旋轉(zhuǎn)軸;4、7.密封圈;5、6、13.密封間隙;8.進(jìn)油孔;9.外殼;10.補(bǔ)償環(huán);11.補(bǔ)償溝槽;12.靜壓環(huán)道;14.中心孔道;15.環(huán)形槽

3 浮動襯套模型

旋轉(zhuǎn)分配器浮動襯套的模型如圖2所示，假定液壓油是不可壓縮、穩(wěn)定、軸對稱的層流。其邊界條件:

式中，p0、pa、pb分別為進(jìn)油口壓力、回油背壓、靜壓環(huán)道(油腔)壓力。

圖2 浮動襯套模型Fig.2 Floating bushing model

3.1 壓力分布

浮動襯套密封間隙流體壓力受進(jìn)出口壓力、壓力油離心力和流動慣性的影響。本文忽略由流動慣性引起的泄漏量，則由壓差和旋轉(zhuǎn)引起的縫隙2－1中的泄漏量為(縫隙位置參考圖2)

積分得縫隙2－1間的壓力為

3.2 間隙泄漏量

由q21=q56和邊界條件，并根據(jù)壓力方程求得間隙2－1的泄漏量為

式中，h為間隙2－1間油膜的厚度;δ為間隙5－6間油膜的厚度。

3.3 油膜剛度和承載力

油膜剛度是指油膜抗載荷變動的能力，也就是產(chǎn)生單位油膜厚度變化所需的載荷變動量。油膜剛度的表達(dá)式為

式中，P為間隙油膜的承載力，n為間隙油膜的厚度。

靜壓平衡機(jī)構(gòu)在左右液壓的作用下處于平衡狀態(tài)，P為液壓作用在組件1a/1b上向左的力。油膜壓強(qiáng)沿整個面積的積分，得到油膜的承載力

式中，F(xiàn)1為作用在環(huán)形槽上的力，F(xiàn)1=);F2為作用在外密封帶上的力，F(xiàn)2=］;F3為作用在內(nèi)密封帶上的力，F(xiàn)3=))2］。

求導(dǎo)得靜壓平衡機(jī)構(gòu)的油膜剛度為

4 有限元計(jì)算及分析

運(yùn)用流體分析軟件fluent對旋轉(zhuǎn)分配器浮動襯套靜壓控制間隙流場進(jìn)行分析，驗(yàn)證理論計(jì)算，比較增加背壓前后的流場變化。本文以靜壓平衡控制區(qū)域2－1、5－6和靜壓環(huán)道來建立三維有限元分析模型如圖3所示，忽略材料特性的影響。所取的尺寸為r0=12 cm、r1=12.1 cm、r2=12.373rcm、r5=14.254 cm、r6=14.808 cm，液體密度 ρ=900 kg/m3，液體動力粘度 η=0.073 Pa·s，進(jìn)口壓力為13 MPa，初始泄露口壓力為0 MPa，增加背壓后的泄露口壓力為1 MPa，浮動襯套的轉(zhuǎn)速為n=3600 r/min。

圖3 靜壓控制機(jī)構(gòu)模型Fig.3 Model of static pressure control mechanism

從圖4、圖5可知理論壓力分布與有限元分析的基本一致，其中r1、r5處的壓力基本相等，即靜壓環(huán)道內(nèi)部壓力沒有變化。圖1中序號10，11密封間隙中的流動屬于層流，符合理論計(jì)算假設(shè)。由fluent計(jì)算得增加背壓前出口流量為0.005978604 kg/s，增加背壓后出口流量為0.005369723 kg/s，隨著背壓的增加流量減小，壓力增大，數(shù)值比理論值偏大一點(diǎn)是由于忽略了流動慣性的影響。

5 結(jié)論

由所得背壓條件下浮動襯套密封間隙間壓力、泄漏量、承載力和油膜剛度表達(dá)式可知增加背壓能夠增大間隙的壓力、減小間隙泄漏量和增大承載能力，但是油膜剛度變小，削弱了靜壓控制系統(tǒng)抵抗變載荷的能力，所以背壓必須在滿足旋轉(zhuǎn)分配器工作變載荷的情況下適當(dāng)提高。

［1］ 姜繼海．液體變粘度縫隙流動理論與解析［M］．北京:國防工業(yè)出版社，2005．

［2］ 孫恭壽，馮明．液體動靜壓混合軸承設(shè)計(jì)［M］．北京:興界圖書出版公司，1993．

［3］ 唐擁林，吳百海，凌玲等．靜壓滑環(huán)縫隙流場特性研究［J］．機(jī)電工程技術(shù)，2008(37):46－49．