金 耀, 朱振雷, 陳 矗

(湖南師范大學(xué)工程與設(shè)計(jì)學(xué)院, 湖南長沙 410081)

引言

液壓缸是廣泛應(yīng)用于液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中的重要執(zhí)行元件,其性能好壞是系統(tǒng)性能得以保障的基本條件[1-2]。內(nèi)泄漏是液壓缸最典型的故障之一[3-4],它會導(dǎo)致液壓缸效率降低、可靠性下降,嚴(yán)重影響使用性能和工作效果。解決液壓缸內(nèi)泄漏的一個(gè)關(guān)鍵是密封結(jié)構(gòu)。

液壓缸常見的密封結(jié)構(gòu)主要包括接觸密封[5-7](即密封圈密封)、間隙密封[8-9]、組合密封[10-11]等形式。其中,密封圈密封泄漏少、密封效果好,但摩擦大、發(fā)熱多,嚴(yán)重影響液壓缸高速性能。間隙密封結(jié)構(gòu),利用活塞外緣與缸筒內(nèi)壁之間的微小徑向間隙實(shí)現(xiàn)密封,其結(jié)構(gòu)簡單、摩擦磨損小,適用于高速大功率液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng),以及快響應(yīng)、低泄漏、高精度的伺服液壓缸系統(tǒng)。然而,根據(jù)環(huán)狀縫隙流量公式,間隙密封的泄漏始終存在。尤其是,如果密封間隙固定不變,當(dāng)負(fù)載壓力升高時(shí)泄漏會隨之增大,降低容積效率。

針對固定間隙密封存在的缺點(diǎn),工業(yè)界和學(xué)術(shù)界進(jìn)行了不懈的努力改進(jìn)和探索。德國 Hanchen 公司擁有獨(dú)到的浮動(dòng)環(huán)密封技術(shù)(Servofloat)及其改進(jìn)技術(shù)[12]。湛從昌等[13-14]設(shè)計(jì)了一種低摩擦高頻響的液壓缸變間隙密封結(jié)構(gòu),開展了系列的理論分析與實(shí)驗(yàn)研究。該結(jié)構(gòu)利用活塞兩端可變形唇邊的局部區(qū)域彈性變形來改變活塞端部的密封間隙,進(jìn)而影響泄漏量。

本研究給出了另一種密封間隙可調(diào)整變化的間隙密封結(jié)構(gòu)。該結(jié)構(gòu)在油腔壓力變化的情況下,活塞中部能夠自適應(yīng)地發(fā)生徑向變形,使缸筒內(nèi)壁和活塞外表面的密封間隙減小,進(jìn)而減少泄漏量,以克服密封間隙固定時(shí)的不足。

1 變間隙密封結(jié)構(gòu)及工作原理

1.1 變間隙密封結(jié)構(gòu)及工作原理

如圖1所示為變間隙密封液壓缸結(jié)構(gòu),活塞體內(nèi)設(shè)置有可供壓力變化產(chǎn)生變形的調(diào)節(jié)空腔,通過油道分別連通有桿腔和無桿腔,在連通油道內(nèi)部安裝有可移動(dòng)的閥芯?；钊w與活塞體之間通過螺釘連接固定。

圖1 變間隙密封液壓缸結(jié)構(gòu)簡圖Fig.1 Structural diagram of hydraulic cylinder with variable clearance sealing

變間隙密封結(jié)構(gòu)的工作原理:當(dāng)液壓缸無桿腔接壓力油時(shí),壓力油液經(jīng)油道推開閥芯進(jìn)入到閥體內(nèi)的調(diào)節(jié)空腔,使活塞變形區(qū)域內(nèi)部承受油液壓力而產(chǎn)生徑向變形,改變活塞外表面與缸筒內(nèi)壁之間的密封間隙。因此,活塞變形區(qū)域的徑向變形以及密封間隙能自適應(yīng)地隨工作油液壓力而變化,從而解決了固定間隙密封的工作壓力增大而泄漏量隨之增加的問題。

1.2 變間隙密封的徑向變形理論計(jì)算分析

圖2為變間隙密封結(jié)構(gòu)受力簡圖。圖中假設(shè)活塞左側(cè)為高壓腔且壓力為p1,通過油道進(jìn)入調(diào)節(jié)空腔的壓力也為p1,右側(cè)低壓腔壓力為p0,活塞變形區(qū)域外表面受到密封間隙中油液壓力為非均布載荷p(z)。圖2中,z表示沿著活塞左端面在α坐標(biāo)軸上的位置坐標(biāo),l表示活塞變形區(qū)域?qū)挾?h為活塞變形區(qū)域厚度,D表示活塞外徑。

圖2 變間隙密封結(jié)構(gòu)受力簡圖Fig.2 Stress diagram of variable gap sealing structure

因變形區(qū)域厚度h遠(yuǎn)小于活塞外徑D,故活塞變形區(qū)域可視為薄壁柱殼結(jié)構(gòu),可應(yīng)用彈性力學(xué)薄殼理論[15]來計(jì)算活塞變形區(qū)域的徑向變形位移w:

w=C1sinξsinhξ+C2sinξcoshξ+C3cosξsinhξ+C4cosξcoshξ+w*

(1)

其中,C1,C2,C3,C4為常數(shù),w*是方程的特解,有:

(2)

[B]=

(3)

1.3 變間隙密封的內(nèi)泄漏與摩擦力分析

將L2與L3區(qū)段的活塞變形簡化為直線,徑向變形后密封間隙流場如圖3所示。

圖3 液壓缸變間隙密封流場狀態(tài)Fig.3 Flowfield status of hydraulic cylinder variable gap sealing

變間隙密封流場主要由間隙不變的恒間隙段L1,L4和活塞發(fā)生變形的可變間隙段L2,L3兩部分組成。當(dāng)液壓油依次流經(jīng)L1,L2,L3,L4時(shí),壓力分別衰減Δp1,Δp2,Δp3,Δp4,對應(yīng)的泄漏流量分別為Q1,Q2,Q3,Q4,且Q1=Q2=Q3=Q4。

流量計(jì)算公式如下:

(4)

(5)

(6)

(7)

式中,h1為初始密封間隙;h2為縫隙內(nèi)最小間隙;L1和L4為兩恒間隙密封段的長度,且L1=L4;L2,L3為兩變間隙密封段的長度,且L2=L3=l/2;v0為活塞相對于缸筒之間的運(yùn)動(dòng)速度;D是間隙段活塞直徑;B是活塞周長,B=πD。

活塞外表面所受摩擦力分為恒間隙區(qū)域段所受摩擦力F恒與可變間隙段所受摩擦力F變之和。采用牛頓內(nèi)摩擦定律求出流體切應(yīng)力分布規(guī)律,再用切應(yīng)力乘以平面面積即可求出活塞所受摩擦力:

(8)

式中,hy為可變間隙段間隙值隨γ方向的間隙值分布。

2 流場仿真模型與參數(shù)設(shè)置

2.1 模型網(wǎng)格劃分及無關(guān)性驗(yàn)證

1) 幾何模型網(wǎng)格劃分

流場仿真模型包括活塞結(jié)構(gòu)的固體域,以及間隙密封區(qū)域的薄壁圓環(huán)流體域。流體域情況相對簡單,此處重點(diǎn)分析固體域網(wǎng)格劃分。

將在UG軟件中創(chuàng)建的結(jié)構(gòu)模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中,先利用Design Modeler模塊對模型進(jìn)行適當(dāng)切分,再采用Meshing模塊劃分網(wǎng)格,尤其對活塞變形區(qū)域的網(wǎng)格進(jìn)行適當(dāng)加密。劃分后的網(wǎng)格共有2858807個(gè)節(jié)點(diǎn),1506544個(gè)單元,如圖4所示。

圖4 模型網(wǎng)格劃分Fig.4 Model grid meshing

2) 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

接下來進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證,以確定網(wǎng)格劃分密度是否恰當(dāng)。從圖5可知,當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量從286萬增加到445萬時(shí),液壓缸活塞變形區(qū)域最大變形量趨于穩(wěn)定,相對差值在1%左右。因此,網(wǎng)格無關(guān)性得以驗(yàn)證。

圖5 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證結(jié)果Fig.5 Grid independence verification results

2.2 關(guān)鍵仿真參數(shù)設(shè)置

仿真中,采用介質(zhì)為46號耐磨液壓油,其動(dòng)力黏度為0.03915 kg/m·s,密度為870 kg/m3?；钊闹饕Y(jié)構(gòu)參數(shù)值為:活塞和活塞桿直徑分別為110 mm和80 mm,活塞寬度L為72 mm,變形區(qū)域?qū)挾萣范圍為11～23 mm,變形區(qū)域厚度范圍為1～2.25 mm。

仿真中假設(shè)活塞上表面受梯形分布的壓力載荷P,其大小為P*z/L。其中,P為活塞兩側(cè)的高低壓腔壓力之差,z為活塞位置軸向坐標(biāo),起點(diǎn)在活塞左端,L為活塞寬度。

仿真主要研究壓力差、變形區(qū)域?qū)挾?、變形區(qū)域厚度這些因素對變間隙密封結(jié)構(gòu)密封性能的影響規(guī)律,包括內(nèi)泄漏量和摩擦力特性。

3 流場仿真結(jié)果與分析

3.1 壓力差對密封性能的影響

圖6是不同壓力作用下變間隙密封活塞的徑向變形曲線。由圖可知,活塞變形曲線呈拱形,在變形區(qū)域中間位置的變形最大,理論計(jì)算和仿真結(jié)果呈現(xiàn)的規(guī)律基本一致。而且,壓力越大,活塞徑向變形越大。圖7是不同壓力情況下液壓缸的內(nèi)泄漏理論計(jì)算和仿真結(jié)果?？芍?固定間隙的泄漏量隨壓力增大而增加,而變間隙密封的泄漏量隨壓力增大呈先增后減的規(guī)律,以20 MPa壓力為分界。而且,可變間隙密封的泄漏值均小于固定間隙密封。究其原因,因?yàn)閴毫ι?使可變間隙密封活塞的徑向變形增大(見圖6),密封間隙減小,導(dǎo)致內(nèi)泄漏量減少。這說明變間隙密封在壓力增大時(shí)能夠通過自適應(yīng)地改變密封間隙進(jìn)而影響泄漏量,克服固定間隙密封的缺點(diǎn),尤其適用于系統(tǒng)工作壓力大的場景。

圖6 不同壓力下活塞的徑向變形Fig.6 Radial deformation of piston under different pressures

圖7 不同壓力下液壓缸的內(nèi)泄漏Fig.7 Internal leakage of hydraulic cylinders under different pressures

3.2 變形區(qū)域?qū)挾葘γ芊庑阅艿挠绊?/h3>

圖8是變形厚度為2 mm、壓力為20 MPa時(shí)不同變形區(qū)域?qū)挾鹊幕钊冃吻€。不難看出,變形區(qū)域?qū)挾仍龃?活塞的最大徑向變形量也隨之增大。

圖8 不同變形區(qū)域?qū)挾认禄钊膹较蜃冃蜦ig.8 Radial deformation of the piston under different deformation zone widths

圖9為變形厚度固定為2 mm,變形區(qū)域?qū)挾雀淖儠r(shí)所得到的液壓缸壓力與內(nèi)泄漏仿真關(guān)系曲線?？芍?同樣壓力情況下,變形寬度越大,液壓缸內(nèi)泄漏越小。這是因?yàn)榛钊冃螀^(qū)域?qū)挾仍酱?變形區(qū)域的最大徑向變形越大,導(dǎo)致活塞密封間隙減小,使泄漏量隨之減小。這與依據(jù)前述活塞變形理論計(jì)算式(1)所分析的結(jié)果一致。

圖9 變形區(qū)域?qū)挾葘毫?內(nèi)泄漏曲線的影響Fig.9 Effect of deformation zone width on pressure-internal leakage curve

圖10為仿真系統(tǒng)壓力設(shè)為10 MPa、活塞變形區(qū)域厚度為2 mm時(shí),不同變形區(qū)域?qū)挾扰c活塞外表面摩擦力的關(guān)系曲線。由圖10可知,對于變間隙密封液壓缸,摩擦力隨著活塞變形區(qū)域?qū)挾仍龃蠖鴾p小。這與依據(jù)前述活塞變間隙密封結(jié)構(gòu)的摩擦力計(jì)算式(8)所分析的結(jié)果一致。

圖10 變形區(qū)域?qū)挾扰c摩擦力關(guān)系圖Fig.10 Relationship between deformation zone width and friction force

3.3 變形區(qū)域厚度對密封性能的影響

圖11是變形寬度為15 mm、壓力為20 MPa時(shí)不同變形區(qū)域厚度下的活塞變形曲線。可知,變形區(qū)域厚度增大,活塞的最大徑向變形量也隨之減小。

圖11 不同變形區(qū)域厚度下活塞的徑向變形Fig.11 Radial deformation of piston under different deformation zone thicknesses

圖12為活塞變形區(qū)域?qū)挾热?5 mm時(shí),變形區(qū)域厚度改變所得到的液壓缸壓力與內(nèi)泄漏仿真關(guān)系曲線?？芍?同樣壓力情況下,變形區(qū)域厚度越大,液壓缸內(nèi)泄漏越小。這是因?yàn)榛钊冃螀^(qū)域厚度越大,變形區(qū)域的最大徑向變形越小,導(dǎo)致活塞密封間隙越小,使泄漏量隨之減小。這與依據(jù)前述活塞變形理論計(jì)算式(1)所分析的結(jié)果一致。

圖12 變形區(qū)域厚度對壓力-內(nèi)泄漏曲線的影響Fig.12 Effect of deformation zone thickness on pressure-internal leakage curve

將仿真中設(shè)置系統(tǒng)壓力為10 MPa,活塞變形區(qū)域?qū)挾葹?5 mm,不同變形區(qū)域厚度與活塞外表面摩擦力的關(guān)系曲線如圖13所示。從圖13可知,隨著活塞變形區(qū)域厚度增大,液壓缸活塞所受摩擦力也隨之增加。分析其原因,因?yàn)榛钊冃螀^(qū)域厚度影響摩擦力計(jì)算式(8)中的hy,進(jìn)而影響摩擦力。

圖13 變形區(qū)域厚度與摩擦力關(guān)系圖Fig.13 Relationship between thickness of deformation zone and friction force

4 結(jié)論

針對固定間隙密封所存在的負(fù)載壓力升高時(shí)泄漏隨之增大的固有矛盾,提出了一種壓力自適應(yīng)型液壓缸變間隙密封結(jié)構(gòu),在壓力作用下該結(jié)構(gòu)活塞中部可產(chǎn)生徑向彈性變形從而改變密封間隙,進(jìn)而影響內(nèi)泄漏量。

利用彈性力學(xué)薄殼理論分析了活塞徑向變形規(guī)律,采用ANSYS軟件對所提出的變間隙密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行了密封性能分析,研究了壓力差以及活塞變形區(qū)域?qū)挾取⒑穸纫蛩貙?nèi)泄漏和摩擦力的影響。研究表明,變間隙密封的密封性能優(yōu)于一般恒定間隙密封,并尤其適于中高壓、高頻響的應(yīng)用場合。