結構參數對液壓旋轉接頭密封性能的影響

趙秀栩，聶劍濤

(武漢理工大學機電工程學院，湖北武漢 430070)

液壓旋轉接頭是一種將流體介質從固定管路輸送到高速旋轉機構中的部件[1]。為了防止流體介質發生泄漏，液壓旋轉接頭通常采用非接觸式間隙密封技術，即通過芯軸與外套之間的微小間隙對流入其中的流體進行節流而達到密封目的[2]。該密封方式的優點是可以減少芯軸與外套之間的摩擦磨損，并通過少量的泄漏量帶走旋轉接頭工作過程中產生的熱量，從而延長整個工作系統的使用壽命[3-4]。但該密封方式同時也會導致一些問題，如造成液壓油泄漏、壓力損失、降低系統工作效率等，嚴重時還可能導致執行系統無法正常工作[5]。因此液壓旋轉接頭的密封性能是影響系統能否正常運行的關鍵。在目前的相關研究中，關注重點主要是分析旋轉接頭泄漏量的影響因素。YU等[6]研究偏心率和壓力對泄漏量的影響，結果表明當氣流流過齒間隙時，有較大的壓力降，泄漏量隨著密封間隙和壓力的增大而增大。GU和ZHANG[7]提出了可用來估計密封間隙值和輸入壓力對間隙密封泄漏量影響的數學模型和流體計算模型，指出泄漏量隨密封間隙值和輸入壓力的增大而增大。王浩森等[8]通過Fluent軟件仿真分析了不同轉速對旋轉接頭間隙密封內流場和泄漏量的影響，結果表明：在0～2 000 r/min轉速區間內，轉速對泄漏量的影響不明顯；在2 000～4 500 r/min轉速區間內，轉速升高泄漏量逐漸降低；在4 500～8 000 r/min轉速區間內，轉速升高泄漏量逐漸增大。劉慧[9]通過Fluent仿真分析，指出泄漏量隨入口壓、密封間隙寬度的增大而增大，其中密封間隙寬度對泄漏量大小及增長速率起決定作用。

在旋轉接頭工作過程中，外殼靜止不動，芯軸高速旋轉，液壓油充滿兩者間微小間隙，產生靜壓以及減摩自潤滑的“膜軸承”效應。通常，液壓旋轉接頭的內部流體流動狀態比較復雜[10]，但目前相關研究多以泄漏量作為間隙密封性能評價指標分析壓力差[11]、間隙值[12-13]、密封長度[14]、直徑[15]、偏心率[16]等單個因素對液壓旋轉接頭泄漏的影響，未綜合考慮各參數共同作用的影響。本文作者以泄漏量和壓力損失作為液壓旋轉接頭的性能評價指標，在建立相應間隙密封仿真模型的基礎上，設計正交試驗，利用Fluent軟件研究了3種主要結構參數(密封間隙值、間隙密封有效長度、環形密封直徑)對旋轉接頭間隙密封性能的影響，并采用方差分析方法分析了各參數的顯著性影響程度，為提高液壓旋轉接頭的性能和合理選擇相應的結構參數提供了理論指導。

1 正交試驗設計

以T公司中某一型號漲縮缸配合使用的液壓旋轉接頭為研究對象，其結構如圖1所示。其中芯軸與外殼表面均未開槽，因此不考慮開槽類型對其性能的影響。

圖1 旋轉接頭結構示意

以泄漏量和壓力損失為旋轉接頭的性能評價指標，采用流體仿真軟件分析與正交試驗相結合的方法研究環形密封間隙A、環形密封直徑B、間隙密封有效長度C對液壓旋轉接頭性能的影響。以中低轉速液壓旋轉接頭使用的實際參數為參考，設計的正交試驗因素水平如表1所示。

表1 正交試驗因素與水平

2 基于正交試驗的Fluent流體仿真

2.1 仿真模型的建立

實際液壓旋轉接頭幾何模型較復雜，文中只研究各種參數對間隙密封處泄漏量與壓力損失的影響。因此首先要對圖1中的液壓旋轉接頭進行簡化，忽略其他結構，只留下間隙密封部分，簡化后的液壓旋轉接頭UG三維模型如圖2所示。圖例中環形密封直徑為88 mm，環形密封間隙值為30 μm，環形凸肩的寬度為22 mm，高度為5 mm，凸肩兩側的間隙密封有效長度均為15 mm。

圖2 液壓旋轉接頭UG三維模型

將圖2所示的UG三維模型導入到流體仿真軟件Fluent中進行網格劃分。由于模型具有“整體體積大，間隙密封部分體積小”的特點，因此在進行網格劃分時，首先應“整體粗化”，即使用稍大的網格對模型整體進行劃分，然后再進行 “局部細化”操作，即對間隙密封流體仿真部分進行網格加密處理。這樣可以減少整體網格單元生成數量，減少計算時間，提高仿真精度，網格劃分后結果如圖3所示。

網格劃分之后，還要根據旋轉接頭的結構對其進行part劃分，以便后續參數設置。如圖4所示，INLET為液壓油的輸入口，OUTLET為油液輸出口，INWALL為旋轉接頭外套的內壁面，OUTWALL為旋轉接頭芯軸的外壁面，OUTLET1和OUTLET2為密封間隙端的泄漏油口。

圖4 part劃分

2.2 相關參數設置

將劃分好網格的模型導入Setup進行參數設置，首先檢查尺寸是否匹配，將其設置為mm，然后對模型的網格進行檢查。仿真中忽略重力的影響，將重力設置為0，外壁固定不動，內壁做旋轉運動，旋轉速度為104.72 rad/s，選擇k-epsilon作為流體計算模型。所選的液壓旋轉接頭工作介質為L-HM46液壓油，而Fluent中默認的材料庫中并無該材料，因此需對其進行手動添加，定義材料屬性，30 ℃時L-HM46液壓油密度約為870 kg/m3，動力黏度為0.06 Pa·s，具體設置如圖5所示。

圖5 定義工作介質

將INLET和OUTLET分別設為壓力入口和壓力出口，大小均設為16 MPa。間隙密封兩端的泄漏油口OUTLET1和OUTLET2設為壓力出口，由于泄漏油口直接連接油箱，所以大小設為一個標準大氣壓0.1 MPa。求解方法選SIMPLE算法，仿真過程中監測泄漏油口(OUTLET1)的泄漏量和OUTLET的油壓變化情況，全部設置完成之后進行初始化和迭代運算，最后輸出監測結果數據。此時監測到的OUTLET1的泄漏量為10.890 cm3/s，OUTLET的壓力值為15 974 893 Pa(其具體數值通過打開相應仿真文件獲得)，即壓力損失等于25 107 Pa。

旋轉接頭流體域的壓力分布云圖如圖6所示，可見流體域中凸肩位置的壓力最高，從凸肩位置至密封間隙兩端，液體壓力依次降低。液壓旋轉接頭泄漏量的仿真結果如圖7所示(正負僅代表流動方向是否與規定的正方向相同或相反)。

圖6 旋轉接頭流體域壓力分布云圖

圖7 間隙密封泄漏率仿真結果

3 試驗結果及分析

根據表1所示的試驗條件，設計的正交試驗表及仿真結果如表2所示，其中原始泄漏結果數據過小、壓力損失數據值比較大，不太利于后續分析，因此先對其進行了規范化處理。

(1)

表2 正交試驗設計及試驗結果

式中：n=9；yi為第i組試驗泄漏/壓力損失的評價指標；xi為第i組試驗泄漏/壓力損失值；min(xi)為9組結果中最小的泄漏/壓力損失值；max(xi)為9組結果中最大的泄漏/壓力損失值。

為探究結構參數(環形密封間隙值A、環形密封直徑B、間隙密封有效長度C)對旋轉接頭泄漏與壓力損失影響的顯著程度，利用方差對仿真試驗結果進行分析，結果如表3所示。

表3 方差分析結果

使用Minitab軟件繪制結構參數對旋轉接頭性能的影響，結果如圖8、圖9所示。由表3和圖8、圖9可知，3種因素對壓力損失影響的顯著程度由大到小依次為密封有效長度、密封直徑、密封間隙值。其中密封有效長度對壓力損失的影響程度最大，對應的F值為FC=351.14>F0.01(2，2)=99， 壓力損失隨著密封有效長度的增大而減小。而密封間隙值和間隙密封直徑的F值分別為FA=3.26、FB=4.58，均小于F0.1(2，2)=9， 表明這2個因素都對壓力損失沒有顯著影響。分析圖8可得，在整體上密封間隙值、間隙密封直徑、密封有效長度都大致與壓力損失呈一次函數關系，且前密封間隙值、間隙密封直徑與壓力損失呈正相關關系，即隨著影響因素值的增大壓力損失也隨之增大，密封有效長度則與壓力損失呈負相關關系，即壓力損失隨著影響因素值的增大而減小。

圖8 各結構參數對壓力損失的影響

圖9 各結構參數對泄漏的影響

綜上可得，泄漏量最小和壓力損失最小的組合剛好相同，皆為A1B1C3。將其列為第10組號，在相同的仿真條件中，得到的泄漏量和壓力損失分別為1.082 9 cm3/s和10 847 Pa。新組合相應的泄漏量和壓力損失與之前的9組試驗數據相比，均為最小值。

4 結論

以泄漏量和壓力損失作為旋轉接頭性能評價指標，采用正交試驗和Fluent流體仿真相結合的方法研究液壓旋轉接頭的結構參數(環形密封間隙值A、環形密封直徑B、間隙密封有效長度C)的影響，結論如下：

(1)3種結構參數對液壓旋轉頭泄漏量的影響程度由大到小依次為密封間隙值、間隙密封有效長度、環形密封直徑，對壓力損失影響程度由大到小依次為密封有效長度、密封直徑、密封間隙值。

(3)從整體上看密封間隙值、間隙密封直徑、密封有效長度都大致與壓力損失呈一次函數關系，且前兩者與壓力損失呈正相關關系，后者則與壓力損失呈負相關關系。

在目前研究基礎上，下一步將通過實際試驗分析轉速、壓力差和溫度等運行參數對對液壓旋轉接頭密封性能的影響。