極端工況下的高壓柱塞馬達(dá)密封環(huán)摩擦特性

張樂(lè)濤， 劉志奇， 董洪全， 李占龍， 徐 彥

(太原科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，太原 030024)

為適應(yīng)機(jī)械設(shè)備大型化的發(fā)展趨勢(shì)，以及高速重載、不穩(wěn)定的極端工況，提高系統(tǒng)可靠性顯得尤為重要。柱塞馬達(dá)是液壓系統(tǒng)中重要的動(dòng)力執(zhí)行裝置，其中斜軸結(jié)構(gòu)相比于傳統(tǒng)的斜盤(pán)結(jié)構(gòu)有更大的輸出排量，和更高的機(jī)械效率[1]。斜軸馬達(dá)的密封裝置密封環(huán)工況環(huán)境復(fù)雜，在交變摩擦應(yīng)力的作用下易發(fā)生疲勞斷裂，導(dǎo)致馬達(dá)容積效率下降[2]；而合理地設(shè)計(jì)密封環(huán)結(jié)構(gòu)可達(dá)到減摩效果。

磨損是導(dǎo)致密封環(huán)斷裂失效和馬達(dá)泄露的重要因素之一。磨損的過(guò)程是多物理場(chǎng)耦合的結(jié)果，其中接觸比壓過(guò)大導(dǎo)致了摩擦副的磨損。Jung等[3-4]研究得出負(fù)載增加和轉(zhuǎn)速提高會(huì)增大油膜的黏性摩擦力，進(jìn)而增加密封環(huán)的摩擦力。Tomanik等[5]發(fā)現(xiàn)密封環(huán)與環(huán)槽的長(zhǎng)期碰撞使表面基體逐漸剝落，基體對(duì)密封環(huán)表面造成磨損并產(chǎn)生微裂紋，裂紋的擴(kuò)張導(dǎo)致密封環(huán)的斷裂。毛淑芳等[6]對(duì)柱塞副進(jìn)行磨損研究，指出法向正壓力是影響柱塞副磨損的重要因素。Bartelt[7]仿真分析摩擦副的配合間隙對(duì)磨損的影響，得出減小配合間隙可以改善磨損。

優(yōu)化結(jié)構(gòu)參數(shù)可以減少密封環(huán)的摩擦磨損，增強(qiáng)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度并提升使用壽命。王政等[8]計(jì)算了多種型面對(duì)活塞環(huán)摩擦磨損的影響，研究發(fā)現(xiàn)中凸結(jié)構(gòu)磨損最小。Shibuga等[9]試驗(yàn)研究型面結(jié)構(gòu)對(duì)摩擦磨損的影響，結(jié)果表明優(yōu)化后的型面摩擦磨損降低了10%。Robinson等[10]通過(guò)增加環(huán)岸高度可以減小活塞環(huán)與環(huán)槽之間的接觸應(yīng)力，提升活塞環(huán)的強(qiáng)度并減少磨損。Manring等[11-12]試驗(yàn)研究了滑靴副結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)油膜流場(chǎng)的影響，得出油膜的壓力與斜盤(pán)壁面剪切應(yīng)力的分布。

通過(guò)模態(tài)分析方法對(duì)柔性構(gòu)件進(jìn)行離散化，并建立剛?cè)狁詈夏Ｐ瓦M(jìn)行精確的動(dòng)力學(xué)分析，是對(duì)多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析的主要方法[13]，再使用有限體積法進(jìn)一步分析結(jié)構(gòu)變化對(duì)流場(chǎng)流體動(dòng)力學(xué)的影響，綜合分析結(jié)構(gòu)對(duì)密封環(huán)摩擦性能的影響[14-15]。本文以柱塞馬達(dá)密封環(huán)為研究對(duì)象，基于Kane方程建立柱塞馬達(dá)數(shù)學(xué)模型和物理模型，并使用有限體積法對(duì)流場(chǎng)區(qū)域離散建立流場(chǎng)模型，在Fluent中計(jì)算動(dòng)壓和壁面剪切應(yīng)力，分析不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下密封環(huán)的摩擦特性。研究結(jié)果將為高性能密封環(huán)的設(shè)計(jì)提供理論基礎(chǔ)和依據(jù)。

1 馬達(dá)剛-柔耦合多體系統(tǒng)建模

1.1 多剛體系統(tǒng)建模

柱塞馬達(dá)系統(tǒng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖，如圖1所示，極端工況下的馬達(dá)工作原理為：進(jìn)出油口的高低壓油流經(jīng)配流盤(pán)和缸孔作用在柱塞尾部，壓力差產(chǎn)生力偶推動(dòng)主軸旋轉(zhuǎn)并輸出扭矩。圖1中:P為吸油區(qū)的高壓油;T為馬達(dá)輸出的扭矩。

圖1 高壓柱塞馬達(dá)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖

1.2 柔性構(gòu)件的離散

高速高壓的極端工況下，密封環(huán)的彈性振動(dòng)不可忽略，通過(guò)有限元方法將其離散為形狀規(guī)則的六面體單元，把密封環(huán)看成柔性體，并考慮其變形量,如圖2所示。將其他部件作為剛性體，對(duì)剛體運(yùn)動(dòng)和柔性體的彈性變形進(jìn)行耦合分析。

圖2 密封環(huán)柔性構(gòu)件的離散

1.3 密封環(huán)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

密封環(huán)的運(yùn)動(dòng)形式包含吸排運(yùn)動(dòng)，擠壓運(yùn)動(dòng)和擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)三種形式。吸排運(yùn)動(dòng)是使密封環(huán)沿軸向做正弦往復(fù)運(yùn)動(dòng)以完成馬達(dá)的進(jìn)出油。擠壓運(yùn)動(dòng)為密封環(huán)沿徑向?qū)τ湍さ闹芷跀D壓。擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)為圓臺(tái)型柱塞驅(qū)動(dòng)與隨動(dòng)兩種狀態(tài)交替下的擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)。

吸排密封環(huán)正弦往復(fù)運(yùn)動(dòng)規(guī)律

vx=ωRgsinφtanγ

(1)

式中:vx為密封環(huán)的軸向運(yùn)動(dòng)速度;ω為缸體旋轉(zhuǎn)角速度；Rg為缸體分度圓半徑;φ為主軸繞軸線(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng)的角度;γ為主軸轉(zhuǎn)角。

由圖3建立多體系統(tǒng)控制方程，其中密封環(huán)任意一點(diǎn)P相對(duì)于Kane方程下系統(tǒng)坐標(biāo)系OXYZ原點(diǎn)O的矢徑

d=q+Ls

(2)

密封環(huán)上任意點(diǎn)P的速度

(3)

密封環(huán)上任意點(diǎn)P的加速度

(4)

密封環(huán)轉(zhuǎn)動(dòng)角速度矢量δ為

(5)

式中:d為柱塞上P點(diǎn)相對(duì)于系統(tǒng)坐標(biāo)系的矢徑;q為柱塞坐標(biāo)系原點(diǎn)O′相對(duì)于系統(tǒng)坐標(biāo)系原點(diǎn)O的矢徑;L為從柱塞坐標(biāo)系到系統(tǒng)坐標(biāo)系的坐標(biāo)變換矩陣;s為點(diǎn)P相對(duì)于柱塞坐標(biāo)系原點(diǎn)O′的矢徑。

圖3 密封環(huán)在慣性系下的運(yùn)動(dòng)描述

1.4 密封環(huán)動(dòng)力學(xué)分析

依據(jù)密封環(huán)結(jié)構(gòu)和關(guān)鍵參數(shù)，密封環(huán)量綱-結(jié)構(gòu)參數(shù)取值范圍,如表1所示。密封環(huán)在極端工況和復(fù)合運(yùn)動(dòng)下，其受力情況較復(fù)雜。密封環(huán)受到軸向和徑向兩個(gè)方向的摩擦力，其中徑向摩擦力由擠壓和擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)時(shí)密封環(huán)與柱塞的相對(duì)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生，且柱塞對(duì)缸孔的沖擊引起密封環(huán)軸向和徑向摩擦力的波動(dòng)，如圖4所示。另外，密封環(huán)尾部高壓區(qū)p1與端部低壓區(qū)p2形成其與缸孔間的壓差流；且密封環(huán)的吸排運(yùn)動(dòng)使間隙同時(shí)具有剪切流，油液與密封環(huán)的壁面剪切力影響著摩擦力。

表1 密封環(huán)量綱-參數(shù)確定

圖4 密封環(huán)受力分析

ΣFx=0Fp-Fr-(Ff+Fmr)cos Ф=0

(6)

ΣFy=0p-FN+Ffb+Fωrcos Ф-G=0

(7)

式中:Ffb為密封環(huán)與柱塞之間的摩擦力;Fr為密封環(huán)與柱塞之間的正壓力;Ff密封環(huán)與缸孔之間的摩擦力;Fp為作用在密封環(huán)上的液壓力;p為密封環(huán)內(nèi)油液的壓力;FN為密封環(huán)與缸孔之間的法向正壓力;Fωr為密封環(huán)的離心力;Fmr為密封環(huán)的慣性力;α為密封環(huán)弧面錐角;Ф為柱塞的擺動(dòng)角度。

引入系統(tǒng)廣義混合坐標(biāo)：柔體彈性變形坐標(biāo)和剛體運(yùn)動(dòng)坐標(biāo)，并采用模態(tài)分析法，通過(guò)模態(tài)坐標(biāo)表示系統(tǒng)的物理坐標(biāo)

dk=ρψk

(8)

式中:dk為k點(diǎn)相對(duì)于相對(duì)位移向量在系統(tǒng)坐標(biāo)系中的列向量;ρ為模態(tài)向量矩陣;ψk為k點(diǎn)的模態(tài)坐標(biāo)向量，其導(dǎo)數(shù)為廣義速率，對(duì)任意點(diǎn)速度v關(guān)于廣義速率取偏導(dǎo)數(shù)，得偏速度矢量vk′。

兩個(gè)密封環(huán)相對(duì)于廣義速率的慣性力

(9)

兩個(gè)密封環(huán)相對(duì)于廣義速率的離心力

(10)

密封環(huán)重力對(duì)應(yīng)的廣義主動(dòng)力為

(11)

式中:m為密封環(huán)的質(zhì)量;v1′為密封環(huán)1的偏速度矢量;v2′為密封環(huán)2的偏速度矢量;a1為密封環(huán)1的質(zhì)心加速度;a2為密封環(huán)2的質(zhì)心加速度。

1.5 柱塞副沖擊對(duì)密封環(huán)摩擦特性的影響

圖5 沖擊對(duì)密封環(huán)摩擦特性的影響

從圖5可知，斜軸馬達(dá)的柱塞在驅(qū)動(dòng)缸體時(shí)存在擺動(dòng)，高轉(zhuǎn)速下對(duì)缸體造成沖擊并改變柱塞副原有的平衡，則柱塞副中的密封環(huán)法向正壓力發(fā)生變化并較沖擊前增大。密封環(huán)擺動(dòng)過(guò)程中始終與缸孔接觸，正壓力增大導(dǎo)致其彈性變形增大，則實(shí)際接觸面積增大摩擦力增大，同時(shí)變形使擺動(dòng)支點(diǎn)前移L3并對(duì)密封環(huán)支撐力為FФ，形成滾動(dòng)阻力矩M(M=FФ1·L3)和滾動(dòng)靜摩擦力FФ2。

柱塞副受力平衡方程

ΣFx=0FN3cos Ф+Ff1+Ff2+Fmg-Fp=0

(12)

(13)

由式(13)得密封環(huán)滑動(dòng)摩擦力

(14)

根據(jù)彈流潤(rùn)滑理論，密封環(huán)與缸體間潤(rùn)滑按全膜彈流潤(rùn)滑計(jì)算，則密封環(huán)摩擦因數(shù)f

(15)

式中:分子為密封環(huán)壁面的黏性摩擦力；分母為密封環(huán)油膜壓力；x1，x2分別為密封環(huán)油膜潤(rùn)滑區(qū)域起點(diǎn)和終點(diǎn)橫坐標(biāo)；d1為密封環(huán)外徑；τ為密封環(huán)壁面剪切應(yīng)力；p′為密封環(huán)壁面單位面積油膜壓力。摩擦因數(shù)隨接觸狀態(tài)和相對(duì)滑移速度變化而變化，而法向正壓力由密封環(huán)彈性力和阻尼力組成，其表達(dá)式為

(16)

式中：k為密封環(huán)材料Hertz接觸剛度，經(jīng)查表取105N/mm；δ為接觸滲透深度；e為力指數(shù)取1.5；STEP為階躍函數(shù)；dmax為接觸區(qū)最大穿透深度，取值0.1 mm；cmax為最大穿透量下的阻力值，取值50 N·s/mm。

2 密封環(huán)-缸孔流場(chǎng)建模

密封環(huán)的潤(rùn)滑形式為彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑(elastohydrodynamic lubrication，EHL)，為進(jìn)一步分析極端工況下密封環(huán)的流場(chǎng)摩擦特性，利用圖6模型在Fluent中計(jì)算動(dòng)壓力和壁面剪切應(yīng)力。計(jì)算模型為不可壓縮流體，使用三維不可壓縮N-S方程，由于密封環(huán)縫隙油膜水力直徑較小，故其流動(dòng)為層流運(yùn)動(dòng)，而缸孔內(nèi)雷諾數(shù)Re=6 000，由Re>Rec可知缸孔內(nèi)為湍流并為均勻湍流，故選擇湍流模型為標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型，入口和出口均設(shè)置為壓力邊界，分別為35 MPa和0.1 MPa。

圖6 模型各截面及邊界條件

整個(gè)計(jì)算區(qū)域網(wǎng)格劃分均采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，如圖7所示。為得到密封環(huán)壁面平均剪切應(yīng)力變化，對(duì)其壁面進(jìn)行網(wǎng)格加密以提高計(jì)算精度，如圖7(b)二維軸切面壁面處共設(shè)置680個(gè)節(jié)點(diǎn)，并確保油膜最薄處有6層網(wǎng)格。本文使用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)實(shí)現(xiàn)密封環(huán)的運(yùn)動(dòng)，通過(guò)編譯用戶(hù)自定義函數(shù)(user-defined fuction, UDF)控制密封環(huán)的復(fù)合運(yùn)動(dòng)，因網(wǎng)格為六面體單元且變化方向與速度一致，故動(dòng)網(wǎng)格采用Laying方法實(shí)現(xiàn)網(wǎng)格的拉伸與壓縮(其他方法不適用六面體單元)，缸孔壁面設(shè)置為Deforming，柱塞和密封環(huán)設(shè)置為Moving Body。各項(xiàng)殘差均設(shè)置為1×10-6，計(jì)算6個(gè)周期，計(jì)算設(shè)置每時(shí)間步長(zhǎng)最大迭代次數(shù)為60次。

圖8為計(jì)算區(qū)域網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，分別計(jì)算網(wǎng)格數(shù)為478 768，622 398及833 597六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格0.03 s時(shí)密封環(huán)壁面動(dòng)壓分布，結(jié)果表明網(wǎng)格數(shù)量的變化對(duì)動(dòng)壓計(jì)算結(jié)果影響較小。綜合考慮計(jì)算精度和效率，選用622 398網(wǎng)格數(shù)量的計(jì)算模型。

圖7 計(jì)算區(qū)域及局部網(wǎng)格分布

圖8 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

缸體壓力出口單位面積上的剪切應(yīng)力為τ

(17)

式中:μ為流體間內(nèi)摩擦因數(shù)(黏滯系數(shù))；du/dy為速度梯度，剪切應(yīng)力受結(jié)構(gòu)參數(shù)影響，所以結(jié)構(gòu)的改變會(huì)影響剪切應(yīng)力的大小。

密封環(huán)壁面的黏性摩擦力

F=τπd1d2

(18)

式中：d1為密封環(huán)外徑；d2為密封環(huán)寬度。當(dāng)直徑和寬度為定值時(shí)，缸孔壁面摩擦力和壁面剪切應(yīng)力呈正比，則摩擦力受到型面形狀的影響。故流場(chǎng)分析以壁面剪切應(yīng)力線(xiàn)性表示壁面摩擦力。

3 動(dòng)態(tài)響應(yīng)計(jì)算及仿真

3.1 材料選取和邊界條件設(shè)置

通常額定工況(T=800 N·m)下密封環(huán)的摩擦磨損較小，而在極端工況(T=900 N·m)的場(chǎng)合下，超載和連續(xù)作業(yè)會(huì)加劇密封環(huán)的磨損直至斷裂失效。現(xiàn)選擇材料為結(jié)構(gòu)鋼，密度為7 801 kg/m3，彈性模量為2.07×1011N/m2，泊松比0.29，密封環(huán)質(zhì)量4×10-3kg；進(jìn)出口壓差ΔP=34.9 MPa，負(fù)載為900 N·m。另極端工況下相關(guān)技術(shù)參數(shù),如表2所示。

表2 馬達(dá)的工作參數(shù)

參照表2所示的極端工況，并添加表3的約束關(guān)系，對(duì)密封環(huán)進(jìn)行柔性仿真。首先利用軟件ANSYS將密封環(huán)進(jìn)行離散實(shí)現(xiàn)柔性化，然后在軟件ADAMS導(dǎo)入柔性體，設(shè)置相關(guān)邊界條件并進(jìn)行動(dòng)態(tài)響應(yīng)求解。

表3 馬達(dá)在A(yíng)DAMS里的約束關(guān)系

3.2 數(shù)值計(jì)算及驗(yàn)證

為驗(yàn)證所選數(shù)值方法的準(zhǔn)確性，同極端工況下將ADAMS和式(3)Kane方程所建模型的軟件MATLAB計(jì)算結(jié)果相比,圖9所示密封環(huán)的速度基本一致，誤差小于3%，誤差主要源于MATLAB沒(méi)有考慮摩擦力的突變，故速度計(jì)算結(jié)果較ADAMS計(jì)算值偏大；并將Fluent的計(jì)算值與Cho等[16-17]的計(jì)算值進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖10所示。計(jì)算值較試驗(yàn)值有偏差，平均偏差3.9%，這是因?yàn)閴毫γ}動(dòng)，傳感器誤差和油液黏度等參數(shù)綜合影響結(jié)果，但所建模型和試驗(yàn)結(jié)果整體基本吻合，對(duì)力特性曲線(xiàn)的局部細(xì)節(jié)變化趨勢(shì)預(yù)測(cè)一致，因此所選數(shù)值方法可以有效模擬馬達(dá)的極端工況。

圖9 密封環(huán)軸向速度對(duì)比

圖10 密封環(huán)壁面剪切應(yīng)力對(duì)比

3.3 兩個(gè)密封環(huán)的受力對(duì)比

機(jī)構(gòu)沖擊特性對(duì)密封環(huán)摩擦阻力變化有重要影響。密封環(huán)徑向摩擦力Ffb如圖11和圖12所示。代入密封環(huán)質(zhì)量參數(shù)和工況條件，由式(6)、式(7)計(jì)算得到的摩擦力Ffb只有492 N。但由于馬達(dá)高速旋轉(zhuǎn)下接觸時(shí)間的減少，沖擊過(guò)快引起法向正壓力的突變，進(jìn)而導(dǎo)致摩擦力的增加，其平均值為490 N，最大值為613 N，則實(shí)際受到的摩擦力大于理論上的摩擦力，對(duì)密封環(huán)造成不利的影響。相比于密封環(huán)1，密封環(huán)2環(huán)槽徑向摩擦力受到轉(zhuǎn)角差的影響較小，導(dǎo)致法向正壓力小于環(huán)1，而摩擦力與法向正壓力成正比，其平均值為302 N，幅值為512 N，所以環(huán)2摩擦力小于環(huán)1。

圖11 密封環(huán)1與柱塞的摩擦力

圖12 密封環(huán)2與柱塞的摩擦力

圖13為密封環(huán)與缸孔之間的軸向摩擦力Ff，與徑向摩擦力變化規(guī)律相同，環(huán)1受沖擊影響大于環(huán)2，結(jié)果顯示環(huán)1的平均摩擦力為623 N，環(huán)2的平均摩擦力為335 N，所以密封環(huán)1軸向摩擦力大于密封環(huán)2。相比于密封環(huán)與缸孔的摩擦力，其與柱塞的摩擦力較小，因此密封環(huán)的軸向摩擦力是其摩擦磨損主要因素之一。

圖13 密封環(huán)與缸孔的摩擦力對(duì)比

4 結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)密封環(huán)摩擦性能的影響

結(jié)構(gòu)參數(shù)的改變會(huì)引起密封環(huán)的質(zhì)量，慣性力，剛度和強(qiáng)度的變化，引起密封環(huán)相關(guān)動(dòng)態(tài)性能的改變，并影響密封環(huán)的摩擦磨損。在極端工況下，選取設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)值范圍內(nèi)5個(gè)數(shù)值，針對(duì)不同的寬徑比和弧面錐角對(duì)密封環(huán)摩擦性能的影響進(jìn)行動(dòng)態(tài)響應(yīng)計(jì)算。

4.1 主軸轉(zhuǎn)角對(duì)密封環(huán)摩擦性能的影響

選取主軸轉(zhuǎn)角θ=21°～25°，隨著主軸轉(zhuǎn)角的增加，密封環(huán)受到的摩擦力有所減小，但變化程度并不明顯，所以?xún)H從改變主軸轉(zhuǎn)角來(lái)減少摩擦磨損意義不大，如圖14所示。

4.2 寬徑比和弧面錐角對(duì)摩擦性能的影響

4.2.1 寬徑比對(duì)密封環(huán)摩擦性能的影響

柱塞圓臺(tái)型結(jié)構(gòu)導(dǎo)致馬達(dá)工作時(shí)存在轉(zhuǎn)角差，柱塞與缸孔間歇接觸且沖擊導(dǎo)致沖擊力突變，故密封環(huán)的法向正壓力大小隨之出現(xiàn)波動(dòng)和突變，接觸比壓的變化引起彈性變形量的變化，變形越大實(shí)際接觸面積越大則摩擦力越大。如圖15和圖16所示,當(dāng)d2/d1=0.20時(shí)，法向正壓力幅值和應(yīng)力幅較大，這是因?yàn)楹穸容^小時(shí)，機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)不平穩(wěn)密封環(huán)擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)較劇烈，擺角Ф出現(xiàn)大幅波動(dòng)致法向正壓力幅值較大，且彈性變形對(duì)密封環(huán)的摩擦特性影響較大，厚度較小形變較大引起密封環(huán)摩擦力幅值過(guò)大；當(dāng)d2/d1=0.25～0.30時(shí)，隨著厚度增大形變減小，擺角波動(dòng)減小致法向正壓力應(yīng)力幅呈減小趨勢(shì)，則密封環(huán)彈性力下降形變減小，擺動(dòng)對(duì)密封環(huán)的摩擦影響逐漸減弱，在d2/d1=0.30時(shí)摩擦副間的法向正壓力達(dá)到最小；當(dāng)d2/d1=0.30～0.40時(shí)，當(dāng)厚度進(jìn)一步增大時(shí)，密封環(huán)離心力的增大與機(jī)構(gòu)的卡頓使法向正壓力再次增大，當(dāng)d2/d1=0.40時(shí)法向正壓力達(dá)到最大值。由圖15可知，摩擦力變化趨勢(shì)與法向正壓力正相關(guān)，當(dāng)d2/d1=0.30時(shí)，密封環(huán)受到的摩擦力達(dá)到最小，其摩擦力最大減少率為28%。

圖14 主軸轉(zhuǎn)角對(duì)密封環(huán)摩擦力的影響

圖15 寬徑比對(duì)法向正壓力的影響

圖16 寬徑比對(duì)摩擦力的影響

4.2.2 弧面錐角對(duì)密封環(huán)摩擦性能的影響

為避免柱塞撥動(dòng)缸體時(shí)機(jī)構(gòu)出現(xiàn)卡死并減小摩擦力，將密封環(huán)型面加工成弧面形狀，密封環(huán)通過(guò)弧面與缸孔接觸，密封環(huán)自身的擺動(dòng)隨著柱塞擺角的變化而變化，故型面曲線(xiàn)會(huì)對(duì)擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性造成影響，進(jìn)而引起法向正壓力和摩擦力的改變。不同弧面錐角下密封環(huán)擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)加速度發(fā)生改變，因此選擇合適的弧面錐角有利于改善密封環(huán)的受力狀態(tài)。當(dāng)α=1.6°～1.8°時(shí)，隨著弧面錐角的增大，擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)較為穩(wěn)定，故加速度和法向正壓力逐漸減小，在α=1.8°時(shí)達(dá)到最小，此時(shí)密封環(huán)受力狀態(tài)最佳；當(dāng)α=1.8°～2.0°時(shí)，擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性變差，而加速度和法向正壓力再次增大。摩擦副之間的摩擦力應(yīng)力幅在α=1.8°時(shí)最小，密封環(huán)摩擦力最大減少率為25%,如圖17和圖18所示。當(dāng)前對(duì)密封環(huán)型面設(shè)計(jì)尚無(wú)設(shè)計(jì)規(guī)范，結(jié)果為設(shè)計(jì)提供參考。

圖17 弧面錐角對(duì)法向正壓力的影響

圖18 弧面錐角對(duì)摩擦力的影響

4.3 結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)壁面剪切應(yīng)力的影響

縫隙油膜流動(dòng)分為壓差流和剪切流，形成原因?yàn)檫M(jìn)出口壓差和壁面相對(duì)運(yùn)動(dòng)。圖19為t=0.01～0.03 s不同時(shí)刻下密封環(huán)的流場(chǎng)壓力分布，隨著密封環(huán)的復(fù)合運(yùn)動(dòng)，對(duì)比圖19(b)和圖19(d)可知油膜壓力受擠壓和剪切作用出現(xiàn)周期性變化，而密封環(huán)油膜沿軸向壓力分布規(guī)律保持一致，沿軸向方向呈遞減趨勢(shì)。另壁面剪切應(yīng)力分布規(guī)律為先增大后減小，且壁面剪切應(yīng)力與速度梯度成正比，其大小主要受到密封環(huán)速度分布和型面結(jié)構(gòu)的影響。因此，從結(jié)構(gòu)角度出發(fā)，合理設(shè)計(jì)密封環(huán)型面參數(shù)可以提高油膜動(dòng)壓和厚度，改善潤(rùn)滑并有效的降低壁面剪切應(yīng)力，進(jìn)而降低密封環(huán)摩擦力。

仿真分析密封環(huán)型面對(duì)流體內(nèi)摩擦力的影響，得到結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)剪切應(yīng)力的改變程度，完成密封環(huán)減摩的設(shè)計(jì)。圖20得出寬徑比對(duì)于壁面剪切應(yīng)力影響較大，當(dāng)d2/d1=0.2～0.4時(shí)，隨著寬徑比的增大，剪切應(yīng)力持續(xù)增大，這是由于隨著密封環(huán)厚度的增加，導(dǎo)致油液潤(rùn)滑區(qū)域也隨之增大，進(jìn)而引起缸孔壁面剪切應(yīng)力的增大，剪切應(yīng)力的增大會(huì)加劇密封環(huán)的摩擦磨損。圖21為弧面錐角對(duì)剪切應(yīng)力的影響，錐角對(duì)油液的速度分布影響較小，當(dāng)α=1.8°～2.0°時(shí)，隨著錐角的增加，最大剪切應(yīng)力變化較小，僅在前端和尾部有小幅增大，其最大增幅為0.05 MPa，因此弧面錐角對(duì)于壁面剪切應(yīng)力影響程度較小，也對(duì)密封環(huán)摩擦力影響較小。

圖19 不同時(shí)刻流場(chǎng)局部的壓力分布

圖20 寬徑比對(duì)壁面剪切應(yīng)力的影響

圖21 弧面錐角對(duì)壁面剪切應(yīng)力的影響

5 結(jié) 論

(1)對(duì)極端工況下的密封環(huán)進(jìn)行離散柔性化提高了計(jì)算精度，并結(jié)合Kane方程對(duì)柱塞馬達(dá)進(jìn)行建模，可以得出結(jié)構(gòu)參數(shù)改變對(duì)密封環(huán)摩擦性能有顯著影響，也為其性能的優(yōu)化設(shè)計(jì)奠定了理論基礎(chǔ)。

(2)主軸轉(zhuǎn)角的變化對(duì)于密封環(huán)的摩擦性能影響較小，而密封環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)于摩擦性能影響較大，當(dāng)寬徑比d2/d1=0.25～0.30時(shí)，隨著寬徑比的增加，摩擦力逐漸減少，平均摩擦力在d2/d1=0.30時(shí)最小;當(dāng)d2/d1=0.30～0.40時(shí)，寬徑比進(jìn)一步增加，摩擦阻力又出現(xiàn)增長(zhǎng)趨勢(shì)，最大減少率為28%。當(dāng)α=1.6°～2.0°時(shí)，隨著弧面錐角的增大，摩擦力先減小后增大，在弧面錐角為α=1.8°時(shí)，密封環(huán)與缸孔的法向正壓力應(yīng)力幅最小，最大縮減率達(dá)到25%，此時(shí)密封環(huán)磨損程度最小。

(3)結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化也會(huì)引起壁面剪切應(yīng)力的變化。隨著寬徑比的增加，潤(rùn)滑區(qū)域持續(xù)增大，剪切應(yīng)力逐漸增大，摩擦力隨之增大。而弧面錐角對(duì)于壁面速度梯度影響較小，所以對(duì)剪切應(yīng)力和摩擦力的影響程度較小。