背壓下旋轉分配器間隙流場特性分析

唐華存，陳占福

(1．上海交通大學機械與動力工程學院，上海 200240;2．寶鋼熱軋廠，上海 200941)

1 前言

寶鋼股份2050熱軋卷取機旋轉分配器是實現卷取的關鍵部件，其主要功能是將壓力油在旋轉件和固定件之間進行傳輸，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，當受到外載荷的作用時容易磨損失效，研究背壓下浮動襯套間隙流場特性變化對改善旋轉分配器使用壽命有很好的參考價值。

2 旋轉分配器工作原理

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

圖1 旋轉分配器Fig.1 Rotary distributor

1a.配流環;1b.調節環;2a.固定環;2b.靜壓環;3.旋轉軸;4、7.密封圈;5、6、13.密封間隙;8.進油孔;9.外殼;10.補償環;11.補償溝槽;12.靜壓環道;14.中心孔道;15.環形槽

3 浮動襯套模型

旋轉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、穩定、軸對稱的層流。其邊界條件:

式中，p0、pa、pb分別為進油口壓力、回油背壓、靜壓環道(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，也就是產生單位油膜厚度變化所需的載荷變動量。油膜剛度的表達式為

式中，P為間隙油膜的承載力，n為間隙油膜的厚度。

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

式中，F1為作用在環形槽上的力，F1=);F2為作用在外密封帶上的力，F2=］;F3為作用在內密封帶上的力，F3=))2］。

求導得靜壓平衡機構的油膜剛度為

4 有限元計算及分析

運用流體分析軟件fluent對旋轉分配器浮動襯套靜壓控制間隙流場進行分析，驗證理論計算，比較增加背壓前后的流場變化。本文以靜壓平衡控制區域2－1、5－6和靜壓環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，浮動襯套的轉速為n=3600 r/min。

圖3 靜壓控制機構模型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，即靜壓環道內部壓力沒有變化。圖1中序號10，11密封間隙中的流動屬于層流，符合理論計算假設。由fluent計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，數值比理論值偏大一點是由于忽略了流動慣性的影響。

5 結論

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抵抗變載荷的能力，所以背壓必須在滿足旋轉分配器工作變載荷的情況下適當提高。

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

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

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