液压缸间隙密封流场下支承环的流固耦合分析(十一)

0 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25
(Mpa)
图 5.22—22mm 厚度支承环变形图
22
20
20
18
16
15
14
(µm)
12
10
10
8
6
4 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25
(Mpa)
图 5.23— 25mm 厚度支承环变形图
5 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25
武汉科技大学 硕士学位论文
第 1页
5.4 数据处理与分析
经前述对比，在支承环在厚度增加的情况下，其应力及变形逐渐下降；相同尺寸
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
的支承环环，在压力逐渐增大的情况下，其应力及变形逐渐加大。为了更清楚更详细
的记录个工作压力下支承环的 Y 方向变形与应力情况，将数据整理，如表 5.1 所示。
表 5.1 支承环变形及应力表
对比 22 及 25mm 厚度支承环，可以看出 22mm 支承环变形比 25mm 大，在 20MPa 及 25MPa 时径向变形均超过 15um，所以可以看出高压情况下，15um 间隙厚度不足以满足设计要求。 这时我们要根据结晶器振动液压系统的工作压力来具体确定支承环的加工厚度及间隙厚 度。
武汉科技大学 硕士学位论文
2002，1-2． [3] Suzuki M ． Development of A New Mold Oscillation Mode for High Speed Continuous
Casting of Steel Slabs [J]，ISIJ International， 1991，N03，245-261． [4] 黄智武，罗威，傅连东，赵振飞，湛从昌．轧机 AGC 液压缸性能测试机架分析[J]．武
第 7页
Peculiar Behavior of Disk Friction and Leakage in Very Low Specific-speed Pumps ， Proceedings of 20th IAHR Symposium on Hymposium on Hydraulic Machinery and Systems，Charlottle，USA ，2000，August. [13] 孙婷梅．迷宫密封流场及其动力特性计算[D]．硕士学位论文．浙江大学，2008. [14] 裘雪玲．迷宫密封流场与转子动力学耦合研究[D]．硕士学位论文．浙江大学，2007. [15] 王美华．可控膜机械密封机理和特性研究[D]．博士学位论文．上海交通大学，1991. [16] 候煜．基于 CFD 环形间隙泄漏量及摩擦力的仿真计算 [D]．硕士学位论文．太原理工 大学，2007. [17] Tiedt W． Berchnung des laminaren und turbulent reibungswiderstands kenzentrischer und exzentrischer ringspalte．Chem-Ztg/Chem，1968．92：76－89. [18] 王树众，王栋，林宗虎．竖直环形通道内的两相流摩擦阻力[J]．西安交通学报，1994(5)： 101－107. [19] 孙章虎．新型轴向力平衡装置间隙内部流场的 CFD 数值计算[D]．硕士学位论文．兰州 理工大学. [20] 张宏伟．液压滑阀阀芯缝隙流动流场分析[D]．硕士学位论文．武汉科技大学，2010. [21] 鄢勇．液压缸间隙密封流场仿真分析[D]．硕士学位论文．武汉科技大学，2011. [22] 蒋俊．变形活塞式间隙密封液压缸研究[D]．硕士学位论文．武汉科技大学，2011. [23] 尚翠霞．控制阀流固耦合特性的研究[D]．硕士学位论文．山东大学，2009. [24] 李小波．液力减振器流固耦合(FSI)动特仿真研究[D]．硕士学位论文．浙江工业大学， 2010. [25] 裴吉．基于流固耦合的离心泵流动诱导振动特性数值研究[D]．硕士学位论文．江苏大 学，2009.
厚 度
压 力
18mm
22mm
25mm
30mm
进口
4
4.485
4.749
5.03
15MPa
出口
15.901
13.636
12.424
10.994
最大应力
41.298
35.104
31.76
27.832
进口
2.767
3.909
4.527
5.213
20MPa
出口
21.152
18.041
16.376
12.721
of 11th International Conference on Fluid Sealing．1987：407-422. [10] Wasser ， R James. Dry seal Technology for Rotating Equipment[J] ． Lubrication
Engineering．1993．50(3). [11] S B Gordon，Dong Volden．Upstream Pumping： A New Concept in Mechanical sealing
本文的创新在于将飞机制造业及水电行业常用的分析方法 ——流固耦合数值分析引 入了液压设计分析领域，用流固单向耦合的方法综合考虑了流场及支承环的相互作用，最 终确定了支承环的结构形状及间隙流场的厚度。
6.2 本课题展望
本课题针对生产使用的实际结果，用流固耦合分析方法研究分析了结晶器振动伺服液 压缸的活塞杆上支承环结构变形及流场变化规律。但要获得更好跟贴近于实际的设计参 数，还需继续深入研究，可从以下几方面开展：
（1） 流场的外壁压力分布比较均匀，流场的泄漏量随着压差变大而逐渐增大； （2） 支承环的出口径向变形比进口变形总是要大； （3） 支承环的厚度及间隙流场的厚度取决于结晶器振动液压系统的工作压力；
6.1 本课题总结
第六章 总结与展望
本文针对韶关液压结晶器振动液压缸活塞杆导向套处镀鉻层容易被磨损灼伤的情况， 设计了一款新型的带有间隙密封的支承环。采用了 Pro/E 及 Gambit 建立三维模型，并分 别划分流体域与固体域模型网格，在 Workbench 工作平台下，先在 Fluent 模块里导入流 体域模型进行求解分析，然后将求解出来的耦合面压力数据导入固体域模型（支承环 ）， 在结构静力分析模块里实现流固单向耦合的最终分析——支承环的径向变形。通过输入不 同的压力，分析不同的流体域及固体域模型，比较各模型的结果参数，最终确定支承环的 结构及间隙厚度尺寸。
Technology[J]．Lubrication Engineering．1990(4)：213—217. [12] Kurokawa J ， Matsmoto K ， Matusi J and Imamura H ． Performance Improvement and
武汉科技大学 硕士学位论文
（3）本文分析间隙流场与支承环后所得出的结论，并没有做客观的实验验证，也没有 在实际中生产应用，因此希望在以后条件允许下，对本文所分析的内容进行实际的试验操 作，对理论与仿真结果进行验证。
武汉科技大学 硕士学位论文
第 6页
参考文献.
[1] 李宪奎，张德明．连铸结晶器振动技术[M]．北京：冶金工业出版社，2000． [2] 宋秉钧．结晶器振动技术的研究与分析[D]，沈阳：东北大学机械工程与自动化学院，
最大应力
55.698
47.059
42.362
36.829
进口
6.769
7.604
8.054
8.535
25MPa
出口
27.167
23.285
21.208
18.757
最大应力
70.787
60.17
54.438
47.705
（注：进口、出口的单位是 um，最大应力的单位是 MPa）
为进一步了解不同压力下同一支承环的变形情况，及同一压力下不同支承环的变形情 况，将数据导入 MATLAB 中进行数据拟合分析。
(mm)
图 5.25—15MPa 下不同厚度支承环变形图
30
22
20
18
16
14
12
10
8
6
4
2
18
20
22
24
26
28
30
(mm)
图 5.26—20MPa 下不同厚度支承环变形图
25
20
15
10
5
18
20
22
24
26
28
30
(mm)
图 5.27—25MPa 下不同厚度支承环变形图
根据上表及数据拟合图可知，在出口端部的径向变形总比进口的要大，因此出口的变 形决定了间隙流场的厚度及支承环厚度的选择与确定。由于我们仿真的间隙厚度为 15um， 而 18mm 厚度的支承环在 15MPa 下径向变形就已经超过了 15um，所以对于结晶器振动缸来 说，此厚度支承环太薄；对于 30mm 厚度的支承环来说，其满足 20MPa 的工作压力要求， 但是由于青铜材料较为贵重，选择此厚度的支承环，无疑对整个液压缸的成本带来了提升， 所以初步选择 22 及 25mm 厚度支承环。
(MPa)
图 5.24— 30mm 厚度支承环变形图
由于本文分析的流场模型只选取了三种进口压力，因此在进行数据拟合时，其图中曲
线变化较为突兀，不够圆滑，但是基本上可以反映出一定的变化规律。由图 5.21-5.24 可
以看出支承环厚度一定，在进口压力不断地增大时，支承环出口径向变形不断加剧；而其
进口的径向变形就有点特殊。可以发现 5.24 图出口位移变形曲线与其它三图曲线明显不
汉科技大学学报，2011.12：17-19. [5] 徐灏．密封[M]．北京：冶金工业出版社，2005． [6] E F Boon,On the Sealing Mechanism of Fluid Seal[C]．第五届国际流体密封会议（ICFS）
文献 A6. [7] T G Doust ， A Parmer ． Hydrostatic Effects in a Mechanical Face Seal[J] ． ASLE
武汉科技大学 硕士学位论文
第 5页
d) 缝隙越长，泄漏量越小。 e) 流体介质粘度越大，泄漏量越小。
（4）将支承环初步三维模型导入 Workbench 里静力结构分析模块，划分网格，定义约 束，施加载荷并导入 Fluent 分析的耦合面压力数据，然后进行计算分析，发现支承环最 大变形在出口处。
（5）定义多个流场域进出口条件及并建立多个支承环模型，进行多次流固耦合分析， 然后对比分析，得出： a) 支承环的出口径向变形比进口变形总是要大； b) 支承环的厚度及间隙流场的厚度取决于结晶器振动液压系统的工作压力； c) 系统工作压力≤15MPa 时，支承环厚度为 22mm，间隙厚度为 15um； d) 15MPa＜系统工作压力在≤25MPa 时，支承环厚度为 25mm,间隙厚度 25um。
同，其在 20MPa 前是缓慢上升，而其它三图则是缓慢下降，但是超过 20MPa 后都是急剧上
升。
(µm)
b) 压力一定，支撑环厚度变化下进出口径向位移变形结果如图 5.25-5.27 所示
(µm) (µm)
(µm)
武汉科技大学 硕士学位论文
第 3页
16
14
12
10
8
6
4
18
20
22
24
26
28
30
TRANSATIONS．1985．29(4)：467-472. [8] A V Ruddy，D Summers-Smith．The Mechanism of FilmGeneration in a Mechanical Face
Seal[J]．TRIBOLOGY．1982 (8)：227-229. [9] T G Doust A Parmer．Transient Thermoelastic Effects in a Mechanical Face Seal[C]．Proc．
第 4页
（1） 系统工作压力≤15MPa 时，支承环厚度为 22mm，间隙厚度 15um； （2） 15MPa＜系统工作压力在≤25MPa 时，支承环厚度为 25mm,间隙厚度为 25um。
5.5 本章小结
在 Workbench 工作环境下，通过本章对间隙流场到固场的多种压力、不同厚度支承环 的单向耦合分析，我们得出了多组仿真数据，通过数据的横向与纵向比较，我们得出以下 结论：
本文主要工作及结果如下： （1）介绍流固耦合分析的基本定义及流固耦合控制方程，列出 Workbench 下流固单向 耦合几种常用模块组合流程。 （2）运用 Pro/E 初步绘出支承环三维结构图，并总结出能代表大多数间隙密封的间隙 厚度尺寸，在 Gambit 中建立间隙流场域的三维模型并划分网格，定义边界条件，尤其是 编辑好耦合面的设定，然后导入 Workbench 里 Fluent 模块进行流场分析。 （3）对缝隙流动泄漏量进行理论分析，并观察仿真分析泄漏量结果。综合理论及仿真 得出以下结论： a) 支承环与活塞杆间的泄漏量与缝隙的厚度、宽度、长度、流体介质的粘度及缝隙两端 的压差有关。 b) 压差越大，泄漏量越大。 c) 入、出口尺寸越大（厚度× 宽度），泄漏量越大。
a) 支承环厚度一定，压力变化下，其进出口径向变形位移结果如图 5.21-5.24 所示
(µm)
武汉科技大学 硕士学位论文
第 2页
30
25
(µm)
25 20
20 15
15 10
10
5 5
0 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25
(MPa)
图 5.21— 18mm 厚度支承环变形图
（1）由于计算机性能及时间的限制，本文没有进行双向流固耦合的仿真，即：流场作 用于固场，固场变形然后作用与流场，最后实现流固两场动态平衡。而客观实际的情况更 贴近与双向流固耦合的情况，所以在条件改善允许的情况下，可在这方面进行更加深入研 究。
（2）由于本文篇幅及其他客观与主观因素所限，没有推出两平板开有均衡槽下缝隙流 动的理论计算公式，因此可在下一步的研究中，对理论知识进行更深入的推导。