液压缸间隙密封流场下支承环的流固耦合分析(十一)

2002，1-2． [3] Suzuki M ． Development of A New Mold Oscillation Mode for High Speed Continuous
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（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。
（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。
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
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图 5.21— 18mm 厚度支承环变形图
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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。
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图 5.22—22mm 厚度支承环变形图
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图 5.23— 25mm 厚度支承环变形图
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图 5.25—15MPa 下不同厚度支承环变形图
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图 5.26—20MPa 下不同厚度支承环变形图
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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。
Technology[J]．Lubrication Engineering．1990(4)：213—217. [12] Kurokawa J ， Matsmoto K ， Matusi J and Imamura H ． Performance Improvement and
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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
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。
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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
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
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。
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（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：
（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。
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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，
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：
(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