深孔機床DF系統射流間隙的結構與參數分析

□常豆豆□潘 杰

1.運城職業技術學院 機電工程系 山西運城 044000

2.太原鵬躍電子科技有限公司 太原 030000

1 研究背景

深孔廣泛應用于機械制造行業中，并且有不可替代的功能。但因為深孔加工設備和加工工藝特殊，封閉的加工環境和較大的鉆削長徑比，造成了排屑困難、無法直接觀察切削狀況、加工系統剛度低等問題[1-3]。

DF（Double Feeder）系統雖然緩解了小直徑深孔加工的排屑難題，但其負壓抽吸效果卻未充分發揮，主射流能量的利用率較低[4-5]。

為此，筆者以現有深孔機床DF系統為基礎，對影響利用率的重要結構——射流間隙進行深入研究，并優化相關參數。

2 深孔機床DF系統工作原理

圖1所示為深孔機床DF系統工作原理。通過油泵供給的切削液經節流閥分成前后兩支。前一支為排屑流Q1，進入輸油器，并經過鉆套、已加工孔壁與鉆桿的通油間隙流向切削區，將切屑沖入鉆頭內腔，沿鉆桿排屑通道流出。后一支為主射流Q2，經噴嘴副間的射流間隙進入抽屑器。主射流在流經噴嘴副通道時，因流道面積變小而獲得較高的流速，噴入鉆桿末端產生負壓區域，促使排屑流被加速吸入抽屑器，并與主射流混合。通過剪切作用，排屑流的速度和能量再次提高，最后加速排出加工切屑。

圖1 深孔機床DF系統工作原理圖

3 DF系統仿真分析

3.1 數學模型

假定切削液為不可壓縮流體，且黏度為常數，建立質量方程、動量方程和k-ε方程[6-7]：

式中：ui為沿xi方向的速度；uj為沿xj方向的速度；p為靜壓力；μ為切削液的運動黏度；μt為切削液的紊流運動黏度；ρ為切削液的密度；Gk為由平均速度梯度引起的湍動能k產生項；σk和σε分別為與湍動能 k 和耗散率 ε 對應的普朗特數，σk=σε=1.39；C1ε和C2ε為經驗常數，C1ε=1.42，C2ε=1.68。

3.2 仿真前處理

DF系統射流間隙的結構分析通過Fluent軟件完成。因其幾何模型是旋轉體，故選取旋轉面作為計算域模型，如圖2所示。計算域為流體，深孔切削液密度為887 kg/m3，動力黏度為0.019 36 kg/（m·s）。前排屑通道和抽屑器入油口為質量流量入口邊界，其值為0.45 kg/s。后排屑通道尾部為壓力出口邊界，因與大氣相通，其值為0。旋轉中心為軸邊界，射流間隙、排屑通道和抽屑器腔室內壁邊界設置為Wall。選取RNG k-ε模型、壓力速度耦合隱式算法、二階迎風離散格式進行求解[6]。

圖2 DF系統計算域模型

3.3 仿真分析

圖3所示為現有DF系統直線型射流間隙的總壓力云圖，壓力在間隙中迅速下降，并且間隙內壁附近數值更低。在間隙出口處，中心區總壓從1.5 MPa降到1 MPa，壁面處則低至0.5 MPa，說明相比于間隙的寬度，直線型縫隙已顯得狹長，由于結構不合理而導致主射流與間隙內壁產生較多的摩擦損耗。因此，需要對目前的直線型射流間隙進行優化，以提高主射流能量的利用率。

圖3 直線型射流間隙總壓力云圖

目前關于DF系統射流間隙結構優化方面的文獻較少，但對流液在射流噴嘴中的研究則較多[8-9]。在射流噴嘴中，錐型噴嘴造成的能量損失明顯低于直線型噴嘴。通過分析可知，主射流在射流間隙中的運動原理與在噴嘴中相似，為此，參照錐型噴嘴的結構，將DF系統的間隙入口段修改為漸縮的錐線型入口。

圖4所示為錐型射流間隙的總壓力云圖，間隙錐形段與排屑器油腔相接，壓力在1.5 MPa左右。錐型段內壁附近壓力降低較小，為1.24 MPa～1.37 MPa，高于直線型間隙同位置的壁面壓力（0.98 MPa～1.11 MPa）。在錐型間隙的直線段內，依舊保持著較高的壓力，為1.37 MPa～1.5 MPa，比直線型間隙同位置的壓力值（1.11 MPa～1.24 MPa）高出兩個等級。當射流從錐型間隙噴出后，對排屑流的影響范圍和影響力度也遠大于直線型間隙。

圖4 錐型射流間隙總壓力云圖

圖5、圖6所示分別為不同結構射流間隙的速度和壓力損失沿程對比。兩者在入口處（x=34.5 mm）幾乎沒有能量損失，且由于直線型間隙的入口截面積較小，入口速度略大。在x=34.5～35.5 mm范圍內，直線型間隙的速度和壓力損失都急劇增大，速度由10 m/s加快至31 m/s，壓力損失由0增大至0.15 MPa，說明在入口段已有較多的靜壓轉化為動壓，速度梯度較高，且轉化中流液間碰撞劇烈。而錐型間隙內速度只是略微增大，由4 m/s增大至8 m/s，能量幾乎沒有損耗。在x=35.5～41 mm范圍內，直線型間隙的壓力損失呈現為一條斜率較高的直線，說明高速流液與壁面發生持續的摩擦損耗，且靜壓向動壓轉換得較少，導致速度加快的幅度較小，相反，錐型間隙的漸縮口結構使壓力由靜壓向動壓轉換平穩，避免了高速流液與間隙內壁產生的較大摩擦損失，保證了速度的穩步增大，最終速度值在x=39 mm時超過直線型間隙，帶著大量的動能噴入后排屑通道。

圖5 不同結構射流間隙速度沿程對比

圖6 不同結構射流間隙壓力損失沿程對比

研究表明，將DF系統的射流間隙入口修改為漸縮的錐型結構，可以有效減小能量在間隙中的損耗。但是，這只是在一種射流間隙寬度下流道線型的對比，并不能證明這種結構的通用性。為此針對兩種間隙結構，比較不同射流間隙寬度下切削液在射流間隙中的損失因數，損失因數k為：

式中：P1、P2分別為切削液進出射流間隙時的總壓力；v為切削液的出口速度。

圖7所示為不同射流間隙寬度下，兩種間隙結構的損失因數對比。當間隙寬度為0.7 mm時，直線型間隙的損失因數與錐型間隙較為接近，因為當間隙較寬時，錐型間隙的直線段在間隙長度中所占的比例較大，與直線型相差較小。隨著間隙寬度的減小，損失因數均逐漸增大，但直線型增大更快。當間隙寬度為0.3 mm時，直線型間隙的損失因數已經高出錐型間隙一倍。可見，不同射流間隙寬度下，錐型間隙和錐型噴嘴一樣，相比直線型均能減小切削液的能量損失，且間隙寬度越小，效果就越明顯。

圖7 不同射流間隙寬度時損失因數對比

通過資料得知[10-11]，射流間隙的主要結構參數有入口與出口的直徑D1和D2、噴嘴收縮角α、過渡段長度l、過渡段長度和出口直徑之比l/D2，如圖8所示。射流經過收縮段時，以高度紊流的狀態噴出，過渡段使紊亂的射流穩定，降低紊流形態。過渡段太長，會增大射流與噴嘴內壁的摩擦損耗，降低射流能量。過渡段太短，又起不到對射流的穩定作用。噴嘴收縮角決定著射流的流動阻力，收縮角較大時，入口流動阻力較小，但收縮角過大會造成流動射流不能充分發展從而影響射程。收縮角較小時，可有效減小流體在間隙內產生的渦流損失，但過小又會增大高速流液與間隙內壁摩擦的長度。可見，噴嘴過渡段長度與出口直徑之比l/D2和噴嘴收縮角α存在使流液能量損失最小的數值。

圖9所示為在不同噴嘴收縮角α和l/D2時損失因數的對比，其中 α 選擇為 5°、10°、15°，l/D2選擇為1、3、5、7。在不同的α下，損失因數均在l/D2=1時最小，并且隨l/D2的增大而增大。α=5°和α=15°時，損失因數曲線幾乎重合，且損失因數均在α=10°對應的曲線之上，說明射流間隙結構參數α=10°、l/D2=1時，射流間隙造成的能量損失最小。

圖9 不同錐型間隙噴嘴收縮角時損失因數對比

4 試驗驗證

為減小試驗模型數量和試驗成本，選取α=10°、α=15°，以及 l/D2=1、l/D2=3、l/D2=5 進行損失因數試驗研究，試驗結果與仿真結果的對比見表1。

表1 損失因數試驗結果與仿真結果對比

從表1中可以看出，損失因數仿真結果與試驗結果的誤差較小，均在合理的范圍內。同時，試驗結果也符合仿真中所得結論，即對于DF系統，射流間隙結構參數α=10°、l/D2=1時，可獲得最佳的噴射效果，具有實踐參考價值。

5 結論

在深孔機床DF系統中，直線型射流間隙對射流能量造成的損失較大，改用錐型間隙后，能量損失明顯減小。射流間隙結構參數α=10°、l/D2=1時，射流間隙造成的能量損失最小，射流間隙的噴射效果最佳。