李鋒，譚曉軍，拜云山，朱永清

（中國工程物理研究院總體工程研究所，四川 綿陽 621999）

旋轉(zhuǎn)接頭是完成旋轉(zhuǎn)機(jī)械在運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下供氣、供 油或供水等功能的主要部件，廣泛應(yīng)用于電力、機(jī)械制造、地質(zhì)、軍工等國民經(jīng)濟(jì)的各個領(lǐng)域。目前旋轉(zhuǎn)接頭大都采用接觸式密封設(shè)計(jì)，普遍存在摩擦阻力大、壽命短以及容易產(chǎn)生密封件磨損顆粒進(jìn)而污染設(shè)備運(yùn)行環(huán)境的問題[1]。

非接觸式間隙密封技術(shù)是指由于流體靜壓或動壓作用，在密封端面間充滿一層流體膜迫使密封端面彼此分離，而不存在硬性固相接觸的密封方式。采用間隙密封技術(shù)則能在理論上減少金屬之間的黏著磨損，顯著提高旋轉(zhuǎn)接頭的使用壽命[2—3]。

由于非接觸式間隙密封旋轉(zhuǎn)接頭傳輸?shù)慕橘|(zhì)本身具有一定的壓力，并且能持續(xù)傳輸，因此可利用傳輸介質(zhì)在密封界面形成的靜壓和動壓效應(yīng)實(shí)現(xiàn)對傳輸介質(zhì)本身的非接觸式密封[4]，密封油膜一方面提供一定的承載力，另一方面阻止或減小流體泄露。非接觸式間隙密封技術(shù)涉及結(jié)構(gòu)、流體、傳熱、旋轉(zhuǎn)運(yùn)動等多個環(huán)節(jié)和因素，同時結(jié)構(gòu)尺度和油膜尺度相差幾個數(shù)量級，多場耦合和跨尺度問題給研究和設(shè)計(jì)工作帶來相當(dāng)大的挑戰(zhàn)。

Whipple最早建立了開槽平面間流體壓力分布模型，并發(fā)展成了Whipple軸承理論[7]。Hsing利用攝動理論研究螺旋槽流體流動的軸向何徑向動態(tài)特性[8]。Gardner最早將螺旋槽近似解析理論用于密封研究，探討了端面變形且開有螺旋槽機(jī)械密封的性能[9]。Cheng和Etsion等人發(fā)現(xiàn)密封端面變形后形成錐度，其間流體壓力可使密封端面分離形成非接觸式密封[10—11]，并提出了零泄漏非接觸機(jī)械密封的概念[12]。何永明[13]等建立了理想狀態(tài)下的流體計(jì)算域模型，對螺旋槽機(jī)械密封動、靜環(huán)間的流場進(jìn)行模擬分析。王召巖[14]等建立了適用于活塞桿密封的熱流體潤滑模型，研究了液壓潤滑劑的邊界效應(yīng)和非牛頓效應(yīng)對油膜壓力分布的影響。楊儉[15]等對柱塞密封流體動力學(xué)特性進(jìn)行了研究。

文中考慮非線性油膜力、轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)運(yùn)動和浮環(huán)振動，建立了非接觸式間隙密封旋轉(zhuǎn)接頭系統(tǒng)動力學(xué)模型，并進(jìn)行了仿真分析。

1 間隙密封旋轉(zhuǎn)接頭原理和結(jié)構(gòu)

一種非接觸式間隙密封旋轉(zhuǎn)接頭的具體形式如圖1所示，其工作原理是：油介質(zhì)進(jìn)入通道內(nèi)，同時充滿浮環(huán)與外殼之間的間隙，從而形成對浮環(huán)外環(huán)面的指向圓心的徑向壓力，同時油被密封圈封住不往外泄露；在浮環(huán)與轉(zhuǎn)子之間設(shè)計(jì)能產(chǎn)生密封油膜的小間隙，油介質(zhì)在旋轉(zhuǎn)接頭運(yùn)轉(zhuǎn)過程中會滲入間隙內(nèi)并產(chǎn)生承載油膜，從而形成對浮環(huán)內(nèi)環(huán)面的背離圓心的徑向壓力。浮環(huán)在內(nèi)外環(huán)面油膜壓力和密封圈彈性支撐作用下受力平衡，轉(zhuǎn)子在油膜力和不平衡力作用下受力平衡，浮環(huán)通過油膜壓力和密封圈支撐力的動態(tài)調(diào)整與轉(zhuǎn)子保持同心，而介質(zhì)則被油膜封住不外泄，如圖2所示。

圖1 間隙密封旋轉(zhuǎn)接頭結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of rotary joint with clearance seal

圖2 間隙密封旋轉(zhuǎn)接頭工作原理Fig.2 Working principle of rotary joint with clearance seal

2 動力學(xué)建模

建立包含轉(zhuǎn)子、浮環(huán)、密封圈和油膜在內(nèi)的非接觸式間隙密封旋轉(zhuǎn)接頭物理模型，如圖3所示。

圖3 旋轉(zhuǎn)接頭物理模型Fig.3 Physical model of rotary joint

假設(shè)轉(zhuǎn)子為剛體，且受到自身重力、不平衡力和油膜力的共同作用。假設(shè)浮環(huán)為剛體，且受到自身重力、油膜力和密封圈支撐力的作用，浮環(huán)與殼體之間的密封圈等效為彈簧阻尼器。當(dāng)轉(zhuǎn)子不平衡力較小，其徑向運(yùn)動范圍未受到軸承限制時，系統(tǒng)動力學(xué)方程可表示為：

式中：m1為轉(zhuǎn)子質(zhì)量，kg；m2為浮環(huán)質(zhì)量，kg；e為偏心距，m；ω為轉(zhuǎn)子角速率，rad/s；g為重力加速度，m/s2；k為密封圈等效剛度，N/m；c為密封圈等效阻尼，N·s/m；x1為轉(zhuǎn)子x向位移，m；y1為轉(zhuǎn)子y向位移，m；x2為浮環(huán)x向位移，m；y2為浮環(huán)y向位移，m；Fx為x向油膜力，N；Fy為y向油膜力，N。

根據(jù)Capone油膜力模型，油膜力與結(jié)構(gòu)參數(shù)、流體參數(shù)以及轉(zhuǎn)子和浮環(huán)相對運(yùn)動參數(shù)有關(guān)，假設(shè)：

式中：

3 動力學(xué)分析

3.1 典型參數(shù)下的仿真

采用Matlab中的ODE15S算法對系統(tǒng)動力學(xué)方程進(jìn)行數(shù)值求解，主要仿真參數(shù)為：m1=4 kg，m2=1.8 kg，k=2×106N/m，c=400 N·s/m，C1=50 μm，C=20 μm，e=20 μm。轉(zhuǎn)子、浮環(huán)的運(yùn)動軌跡和相對位移如圖4所示，可以看出，在100 r/min時，轉(zhuǎn)子中心在間隙內(nèi)做螺旋運(yùn)動并趨近于穩(wěn)定的平衡點(diǎn)，浮環(huán)做圓周運(yùn)動，轉(zhuǎn)子和浮環(huán)的相對位移小于3 μm，兩者始終處于非接觸狀態(tài)；在10 000 r/min時，轉(zhuǎn)子和浮環(huán)均作圓周運(yùn)動，相對位移小于2 μm，兩者始終處于非接觸狀態(tài)。

圖4 轉(zhuǎn)子、浮環(huán)運(yùn)動軌跡和相對位移Fig.4 Movement track and relative displacement of rotor and ring a：100 r/min；b：10000 r/mint

3.2 間隙對轉(zhuǎn)子和浮環(huán)運(yùn)動的影響

間隙是影響旋轉(zhuǎn)接頭性能的重要設(shè)計(jì)參數(shù)，合理的設(shè)計(jì)間隙應(yīng)保證轉(zhuǎn)子和浮環(huán)之間始終形成油膜，轉(zhuǎn)子振動小，流體泄露少。在轉(zhuǎn)速為1000 r/min，間隙分別為10，40 μm情況下轉(zhuǎn)子和浮環(huán)軸心軌跡如圖5所示。

從圖5可以看出，不同間隙下浮環(huán)的運(yùn)動形態(tài)和幅值相同，而轉(zhuǎn)子的運(yùn)動形態(tài)和幅值不同，間隙越大轉(zhuǎn)子運(yùn)動幅值越大，轉(zhuǎn)子與浮環(huán)的相對運(yùn)動位移也越大。

3.3 轉(zhuǎn)速對轉(zhuǎn)子和浮環(huán)運(yùn)動的影響分析

轉(zhuǎn)速是影響旋轉(zhuǎn)接頭性能的另一個重要因素，仿真結(jié)果表明，在低轉(zhuǎn)速下，隨著轉(zhuǎn)速的升高，轉(zhuǎn)子和浮環(huán)的運(yùn)動幅值先增大后減小，在5000 r/min時最大。系統(tǒng)應(yīng)避免在這一轉(zhuǎn)速下運(yùn)轉(zhuǎn)，如圖6所示。其中最大運(yùn)動幅值對應(yīng)的轉(zhuǎn)速與密封圈剛度有關(guān)，剛度越小則對應(yīng)轉(zhuǎn)速越低，剛度越大則對應(yīng)轉(zhuǎn)速越高。

圖6 轉(zhuǎn)子和浮環(huán)運(yùn)動幅值隨轉(zhuǎn)速變化規(guī)律Fig.6 Variation of movement amplitude of rotor and ring with increasing rotation speed

3.4 密封圈剛度對轉(zhuǎn)子和浮環(huán)運(yùn)動的影響分析

在轉(zhuǎn)速為5000 r/min時，轉(zhuǎn)子和浮環(huán)的運(yùn)動幅值隨密封圈剛度的變化規(guī)律如圖7所示。可以看出，隨著密封圈剛度的增大，轉(zhuǎn)子和浮環(huán)的運(yùn)動幅值先逐漸增大后減小，在2×106N/m時最大。這一剛度對應(yīng)的頻率與轉(zhuǎn)速頻率耦合導(dǎo)致運(yùn)動幅值變大。

圖7 轉(zhuǎn)子和浮環(huán)的運(yùn)動幅值隨密封圈剛度變化規(guī)律Fig.7 Variation of movement amplitude of rotor and ring with increasing stiffness

4 結(jié)論

文中建立了考慮非線性油膜力、轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)運(yùn)動和浮環(huán)振動在內(nèi)的系統(tǒng)動力學(xué)模型，并通過數(shù)值仿真分析了油膜間隙、轉(zhuǎn)速、密封圈剛度等因素對轉(zhuǎn)子和浮環(huán)運(yùn)動狀態(tài)的影響規(guī)律，獲得了對旋轉(zhuǎn)接頭設(shè)計(jì)和關(guān)鍵參數(shù)確定具有指導(dǎo)意義的結(jié)論。

1）不同間隙下轉(zhuǎn)子的運(yùn)動形態(tài)和幅值不同，間隙越大轉(zhuǎn)子運(yùn)動幅值越大，轉(zhuǎn)子與浮環(huán)的相對運(yùn)動位移也越大，應(yīng)選擇較小的間隙以控制轉(zhuǎn)子的運(yùn)動幅值和介質(zhì)泄漏量。

2）轉(zhuǎn)子和浮環(huán)的運(yùn)動幅值隨著轉(zhuǎn)速的升高先增大后減小，這一規(guī)律為旋轉(zhuǎn)接頭工作轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

3）轉(zhuǎn)子和浮環(huán)的運(yùn)動幅值隨著密封圈剛度的增大先增大后減小，旋轉(zhuǎn)接頭設(shè)計(jì)上應(yīng)選擇合適的密封圈剛度以減小轉(zhuǎn)子和浮環(huán)的運(yùn)動幅值。

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