密封间隙

密封间隙（精选3篇）

密封间隙 篇1

0 前言

气缸作为气动系统的执行元件,应用非常广泛。气动系统复杂程度的提高,对气缸的可靠性要求越来越高[1]。气缸的寿命试验就是一种评定气缸可靠性的方法,它不仅为气缸的设计者提供重要依据,也可以作为气缸使用者的一个重要参考。气缸寿命试验需要有一套相应的寿命试验装置来保证试验的正常运行[2]。

目前ISO标准规定的气缸寿命试验的标准和规范是针对橡胶密封气缸制定的。文献[2]对橡胶密封气缸试验装置进行了研究,并在试验中取得一部分实验数据,为研究气缸寿命试验提供了基础和参照。文献[3]中对气缸的寿命实验中,采用了与ISO标准不同的试验条件对气缸进行寿命试验,为新型气缸的寿命试验提供了参考。相对于橡胶密封气缸,金属间隙密封气缸具有泄漏量大、低摩擦等特点,目前没有相关国际标准对其寿命试验进行规范。因此金属间隙密封气缸的寿命试验研究是非常有必要的。

1 气缸失效判定和失效分析

金属间隙密封气缸与橡胶密封气缸不同。在结构上,金属间隙密封气缸活塞和气缸筒之间的密封是利用活塞和缸筒之间的微小间隙来实现减少泄漏量的,气缸活塞和气缸筒之间的摩擦为金属之间的摩擦,在很大程度上减小了摩擦力。

1.1 气缸失效判定标准

气缸寿命试验中,ISO国际标准中用来评定气缸失效的标准有外观功能失效、泄漏量失效、最小工作压力失效和行程时间失效[4]。

金属间隙密封气缸由于其独特结构和特性,ISO国际标准中对失效临界值的规定已经不再适用。具体阈值的选择在寿命试验过程中根据试验数据进行确定。

1.2 金属间隙密封气缸失效影响因素分析

根据气缸失效标准及金属间隙密封气缸的结构特点初步分析,金属间隙密封气缸失效主要影响因素有:

1) 在活塞和缸筒之间混入杂质,产生磨砂效应;

2) 在长期的往复运动中,由于振动等原因,缸筒的形状发生微变;

3) 活塞杆承受径向压力,在运动过程中,活塞发生偏心;

4) 气缸润滑脂在长期的运行过程中消耗,造成密封件的直接磨损。

2 气缸寿命试验介绍

2.1 寿命试验方法

缸径为25mm,行程为50mm的带侧向负载的金属间隙密封气缸水平安装连续做往复运动。气缸试验期间,定期测量气缸性能参数,包括气缸活塞两侧泄漏量、活塞杆压入压出最小工作压力和活塞往返全行程时间。

2.2 试验条件

试验中的初始条件是依据ISO 19973-1中所规定的橡胶密封气缸相关试验的方法,并结合金属间隙密封气缸实际情况来确定的,具体参数见表1[5]。

在试验过程中,试验样本气缸为非可修复样本。

2.3 试验回路介绍

试验装置基本回路包括气源、试验气缸、用于换向的电磁阀和控制气缸速度的流量控制阀组成,如图1所示。

气缸流量测量回路由气源、减压阀、质量流量计、流量调节阀、被测气缸等组成,如图2所示。

气缸最小工作压力测量回路由精密减压阀、压力传感器和被测气缸组成,如图3所示。

气缸行程时间由激光位移传感器进行测量。

这些试验基本回路,构成了气缸寿命试验的试验系统。

2.4 试验装置介绍

1) 试验系统实现

为了进行试验,研制了试验平台,试验台长150cm,宽80cm,高150cm。在试验台上对气缸进行水平测试,为减少实验台在气缸运行过程中的振动,对实验台底部进行加重。为保证气缸连续动作,采用PLC对电磁阀进行换向控制,并进行编程,使其连续运行,试验系统如图4所示。

2) 测量子系统实现

测量子系统由个人计算机、精密减压阀、激光位移传感器、质量流量计、流量控制阀等组成。

2.5 试验数据测量方法

气缸寿命试验主要是对气缸行程时间、泄漏量和最小工作压力测量。

1) 气缸行程时间测量

使用激光位移传感器测量气缸活塞杆运动位移和时间曲线,得出气缸活塞杆在压入压出两个过程中的时间。曲线示意图如图5所示。其中1和3为气缸活塞杆运动过程,2和4过程为电磁阀和PLC的延迟。

2) 最小工作压力测量

根据图3连接最小工作压力测量回路,最小工作压力由精密减压阀和高精度压力传感器测得。测量方法为:先使气缸往返10次,让活塞停在两端极限位置处。缓慢调节精密减压阀,不断增加进气压力,直至活塞杆平稳运行,完成全行程。等待压力传感器示数稳定后,记录测量结果。如果出现较大波动,多次测量取测量结果。

3) 泄漏量测量

根据图2连接泄漏量测量回路,流量调节阀4关闭,缓慢调节减压阀压力为0.5MPa,接入气缸后,缓慢调节流量调节阀,待活塞杆到达顶端,调节流量调节阀直至质量流量计示数不增大时停止,待示数稳定后记录数据。然后关闭流量调节阀,换向测量另一端泄漏量。

3 金属间隙密封气缸失效模式临界值研究

气缸寿命试验运行6个月以来,装置一直运行平稳可靠,获得了大量的试验数据。同时在长期的试验过程中对气缸的运行状况有了初步的认识。

试验至今,8个气缸中有5个气缸性能发生很大变化,这些性能在数据上的表现作为气缸失效判定临界值进行初步探讨的基础。

3.1 气缸泄漏量失效临界值探讨

金属间隙密封气缸具有泄漏量大的特点。通过对试验数据的分析,绘制出其中一个气缸的泄漏量变化趋势图(图6)。

图6中,L/min(标准升每分钟)为标准状态下气体流量单位。从气缸泄漏量变化趋势图可以看出,气缸的泄漏量在一定的时间之后,增大到一定值。经统计,共有3个气缸泄漏量变化趋势与图6类似,其他气缸泄漏量则没有太大变化。所以暂定金属间隙密封气缸的失效临界值为2.2L/min。

3.2 气缸最小工作压力失效临界值

通过对试验数据进行分析,选取最小工作压力变化趋势明显的气缸进行分析。其中一个气缸最小工作压力变化趋势如图7所示,其中两条曲线分别表示气缸往返行程的最小工作压力变化趋势。

从图7可以看出,气缸最小工作压力处于一个动态变化过程,在运行一段时间后有一个突然增加过程。通过对8个气缸进行统计,其中2个气缸最小工作压力数据突变,其他气缸则无太大变化。通过综合分析,把最小工作压力失效临界值初步定为28kPa。

3.3 气缸行程时间失效阈值探讨

金属间隙密封气缸是低摩擦气缸,其加速快,反应灵敏,最高速度可达500mm/s。依据上述方法,对气缸行程时间进行统计分析,对行程时间失效临界值暂定为130ms。

4 总结

1) 本文参照ISO国际标准并依据金属间隙密封气缸的结构特点,研制了一套气缸寿命试验装置,并进行试验。

2) 在经过长时间的寿命试验采集了大量试验数据,并对试验数据分析,绘出了气缸性能变化趋势图,对金属间隙密封气缸失效临界值进行了初步规范,为气缸寿命分析奠定了基础。

参考文献

[1]覃涛,李刚炎.基于实验数据的气缸疲劳寿命预测[J].液压与气动,2010(6):55-57.

[2]孙立军,李峥,张涛.气缸可靠性试验装置的研制[J].液压与气动,2008(8):45-48.

[3]Ma Jungong,ONEYAMA NaotakeT.Test Method of PneumaticCylinder s life[J].The Eighth International Conference on Elec-tronic Measurement and Instruments,2007,544-547.

[4]ISO_FDIS_19973-3.Pneumatic fluid power-Assessment of compo-nent reliability by testing-Part 3:Cylinders with piston mod[S].

[5]ISO_FDIS_19973-1.Pneumatic fluid power-Assessment of compo-nent reliability by testing-Part 1:General procedures[D].

密封间隙 篇2

虚拟设计是近年来兴起的一种新兴设计方案和技术[1]。随着计算机软、硬件技术的快速发展,虚拟现实技术中的虚拟造型装备技术为产品研制提供了一种全新的设计方法和实现途径,在进行产品虚拟设计时,设计人员主要采用三维虚拟设计软件如UG、SolidWorks、ANSYS等为机械产品的创意和设计提供了虚拟的三维环境[2]。设计人员借助虚拟环境对机械产品进行虚拟加工和评价,进而避免设计缺陷,有效地缩短产品的开发周期,同时降低产品的开发成本和制造成本[3]。

随着科学技术的日新月异推动了线香机的快速进步和发展。传统的线香机的成品加工装置,采用人工操作或者半自动方式进行生产,生产效率低,劳动强度高,这样耗费了大量的人力和财力,不能满足市场需求。而新型线香机是一种全自动化的生产装置,具有运动平稳、扭矩大、结构紧凑与生产成本低等优点,具有广泛的应用前景。

随着工业装备技术的迅速发展,对新型线香机设备精度要求不断提高,其中密封结构是一项重要因素,尤其是动密封结构直接影响回转机械的润滑、泄露问题[4]。

间隙密封在间隙中有一层薄的油膜,对运动副起到润滑作用,从而降低摩擦力,提高动态性能。但是,密封结构不能保证泄露,特别是环形间隙,泄露量与间隙量成三次方的关系,因此密封间隙结构必然带来泄露量的增加[5,6,7,8]。若间隙过大,泄露量增大;若间隙过小,缸筒内表面容易磨损,所以控制密封间隙非常重要[9,10,11,12]。

本研究以新型线香机的设计为研究对象,通过仿真软件Fluent对缸筒活塞装置构建缸筒与活塞之间的间隙密封的流场模型,对不同的密封间隙宽度形式的内部流场进行仿真分析研究,为新型线香机的设计工艺优化提供参考。

1 数学模型

1.1 新型线香机三维模型

新型线香机主要有包括减速器、螺杆、光杆、导向轮、螺杆、缸筒、活塞和压香桶盖等组成,结构简图如图1所示。新型线香机主要采用螺旋传动机构和缸筒活塞机构。

在生产过程中,全自动微型线香机装置代替了人工操作,其体积小,重量轻,提高生产效率,降低生产成本,安全环保便于携带和搬运,并且能够做到制香机内零香料残留。其中缸筒活塞装置是新型线香机的重要组成部分,决定制香机械设备的生产质量和制香效率。

本研究以缸筒活塞装置为研究对象,分析缸筒与活塞之间的间隙密封,而在缸筒活塞装置中缸筒与活塞之间是轴向往复运动。为了保证缸筒与活塞之间的密封介质流通通道的宽度相同,笔者忽略重力作用和安装误差,简化为理想的同心结构。在工作过程中,间隙充满的液压油会形成环形流场,将缸筒和活塞隔开,使两接触面在运动过程中不发生碰撞。合理研究密封间隙结构的尺寸、操作工况等参数对密封性能的影响,并验证在制香过程中是否满足设计的基本要求。

1—导向轮;2—螺母;3—支架;4—压板;5—螺杆;6—光杆;7—轴承;8—带内螺纹孔的带轮;9—料筒;10—活塞;11—缸筒;12—模具;13—出香嘴;14—螺栓;15—制香座;16—带轮;17—皮带;18—机架;19—减速器;20—伺服电机

本研究建立缸筒活塞相对静止状态下,缸筒和活塞之间的间隙密封结构的数学模型,利用Fluent仿真软件对缸筒与活塞之间的间隙宽度h为0.1 mm、0.2 mm、0.3 mm、0.4 mm、0.5 mm、0.6 mm,对间隙密封内流体进行模拟仿真和对比分析。

1.2 流动状态

对于特殊形状的流道,其流态判别下的临界雷诺数如表1所示[13]。

缸筒活塞装置在工作中采用L-HM46抗磨液压油,为获得所建立模型的最大雷诺数,取粘度更小的L-HM46抗磨液压油为计算对象,介质密度为860 kg/m3,μ=0.039 56 N·s/m2,D=0.1 m,d=0.098,计算得Re=43.48 v。通常利用环形断面雷诺数公式来判定轴套式间隙密封内流体的流动状态:

式中:ρ—介质的密度,kg/m3;d—介质动力粘度,n·s/m2;D—外圆柱面直径,m;d—内圆柱面直径,m;v—流场中介质的流动的平均速度,m/s。

根据流体力学理论,对于环形缝隙流动,当间隙很小时,流动速度通常较小,远小于临界速度,由表1可知,模型的雷诺数远小于上表中的下限值,因此判断出间隙密封内流体属于层流流动,即模型为流层模型。

1.3 控制方程

本研究在仿真分析过程中认为自然界的一切流体都要遵循质量守恒定律、动量守恒定律、能量守恒,流体的流动是稳态过程,且活塞的运动过程相对比较缓慢,因而忽略温度场和能量方程的影响,这样得到CFD仿真的基本控制方程为:

(1)质量守恒方程:

式中:ρ—密度;t—时间;u,v,w—速度矢量在x、y和z方向的分量。

(2)Navier-Stokes运动方程:

式中:ρ—流体微元体上的压力;t—时间;τxx,τxy,τxz—粘性应力在x,y,z 3个方向的分量;Fx,Fy,Fz—体积力。

1.4 流场模型及边界条件

在分析过程中,本研究首先建立缸筒密封结构中使用间隙密封形式的几何模型,然后通过计算流体动力学Fluent软件来求解,但由于实际模型较复杂,需简化间隙密封的几何模型,忽略缸筒中与间隙密封作用无关的结构,将缸筒和活塞的密封间隙简化为两个薄壁圆环围成的密封间隙,简化后的几何模型如图2所示。

缸筒活塞装置的活塞直径为100 mm,活塞轴向长度为60 mm,缸筒与活塞之间的宽度间隙h分别取0.1 mm、0.2 mm、0.3 mm、0.4 mm、0.5 mm、0.6 mm。挤压压力由无极电机功率和扭矩决定,分别取0.3 MPa、0.35 MPa、0.4 MPa、0.45 MPa、0.5 MPa。由于简化之后的几何结构比较简单,所以直接在Fluent前处理软件GAMBIT中对缸筒活塞装置进行网格,然后生成三维网格模型,得到简化后的网格。

2 间隙流场的仿真分析

在满足工艺要求、生产安全的前提下,往复密封结构中的密封件应使泄漏量最低。动密封与配合运动表面之间的摩擦受润滑薄膜控制,泄漏量的大小受薄膜的厚度以及压力分布影响。耦合的零件之间的配合间隙对泄漏量的大小起决定作用,然而运动表面之间必须留有一定间隙才能产生相对运动,否则摩擦过大或者过小,将影响密封件的使用寿命和整个设备的使用寿命。根据工作经验,合理的密封间隙才能使缸体内壁和活塞之间有较好的相对运动。

在缸筒活塞装置的活塞和缸筒相对静止时,评价密封性能的好坏主要依靠泄漏量。由于操作密封间隙和挤压压力的不同会引起密封间隙内部流体介质的压力场不同,从而影响缸筒活塞装置运动过程中泄露量的大小。当密封气隙为0.1 mm、0.2 mm时,操作压力从0.3 MPa变化到0.45 MPa时,密封间隙内部的压力场变化规律如图3所示。

由图3可以看出,压力在密封间隙内部随着流动方向呈梯度变化,在间隙入口处压力最大,逐渐到出口处降低为零,且随着操作压力和密封间隙的增大,泄露量也逐步增大,泄漏量随压力变化曲线如图4所示。

根据不同间隙宽度下的泄漏量与入口压力的线性拟合关系式的斜率,可以得到随着间隙宽度的增大,密封间隙泄漏量随间隙宽度的变化规律如图5所示。

从图5可以看出,在相同的间隙宽度条件下,泄漏量随着入口压力的增大而线性增大。当入口压力相等时,泄漏量随间隙宽度的增大,增长的速度越来越快。

根据新型线香机的设计要求,其制香过程应使制香成品的相对密度较大,则缸筒活塞装置在满足材料的安全许用应力的情况下,尽可能使活塞具有较大的压力,并且泄流量应小于0.25 kg·s-1。

密封间隙应用在缸筒活塞装置的活塞与缸筒之间的密封时,间隙宽度应控制在0.3 mm以下。此时泄流量近似于水平直线,而缸筒活塞能获得较大的压力,制造更优质的香料产品,更有利于调节不同种类香料的要求,满足生产的多样化需求。

3 结束语

本研究通过建立缸筒活塞装置的数学模型,利用Fluent软件对缸筒活塞装置进行密封间隙和入口压力对密封间隙内的泄流量仿真研究,得出如下结论:

(1)当间隙宽度小于0.3 mm时,泄漏量随间隙宽度和入口压力的变化几乎没有增长。但泄漏量随着间隙宽度的增大而增大,且增长的速度越来越快。即缸筒活塞装置的活塞与缸套之间的密封间隙宽度应控制在0.3 mm以下,能满足新型线香机的设计要求。

(2)泄漏量是评价间隙密封密封性能最重要的参数,可以适当的减小密封间隙来减小泄露量,从而达到新型线香机的密封性能的要求。

密封间隙 篇3

变间隙密封液压缸是通过变形活塞唇边在液压油压力作用下产生弹性变形,使液压缸缸壁与活塞唇边之间的间隙区域减小,从而减小泄漏量的一种新型液压缸[1]。涂威[2]对变形活塞进行强度仿真分析,发现变形活塞在瞬态变化过程中最大应力出现在变形唇边处。当此类液压缸所受载荷超过变形唇边弹性变形的临界值时, 微小的活塞唇边会产生塑性屈曲,变形唇边在液压缸卸压后无法复位,并在多次往复运动后断裂,从而导致变形活塞失去工作能力,造成变间隙密封液压缸无法使用。因此,作为变间隙密封液压缸关键部件的变形活塞,其承载能力严重制约了液压缸的工作能力。

本文通过应力分析,给出了变形活塞临界载荷的计算方法,并在此基础上提出了防过载策略。这为变形活塞的强度设计和变间隙密封液压缸的安全使用提供了参考。

1活塞唇边的应力状态分析

1.1变形活塞的结构和受载分析

区别于普通液压缸活塞,变形活塞是在活塞的两端各加工一层微薄的变形唇边(唇边厚度一般不大于3mm),图1为活塞及变形唇边的结构简图,其中A、B处为变形唇边, D为变形活塞的直径(mm),L为变形活塞的长度(mm),l为变形唇边的长度(mm),t为变形唇边的厚度(mm),d为活塞杆通径(mm)。

图2为活塞及变形唇边载荷分布图,其中均布载荷p1和p2为变形活塞两端面所受的载荷(MPa),p(z) 为活塞外缘所受载荷(MPa),其值可根据液压缸间隙流场的压力分布特性求得。

变间隙密封液压缸间隙流场区域是由变间隙流场区域和恒间隙流场区域两部分组成,并且变间隙流场区域只是整个流场区域中的一小部分,变形唇边的变形对整个流场压力分布的影响较小,因此在分析液压缸间隙流场区域压力分布时,可将该流场近似为恒间隙流场,而根据恒间隙流场的压力分布特性,可求得液压缸间隙流场沿轴向的压力分布p(z),则:

在本文中,假设变形活塞左端所受载荷为进油油压,右端为回油油压,则p2可近似的取为0MPa,因此

1.2活塞唇边的应力状态分析

由变形活塞的受载分析可知承受进油油压一侧的唇边是变形活塞上最危险的部位,因此本文选取图2中变形活塞左端面的唇边作为研究对象,分析活塞唇边的应力状态。为便于进行应力状态分析,本文采用下述方式在活塞左端面的变形唇边上截取一微单元体:用两个相距为dz、垂直于z轴的截面,从受载的变形活塞上截出厚度为dz的薄圆环,再用半径为r和r+dr的两个圆柱面以及夹角为dθ的两个过轴线的纵截面,从薄圆环中截出一微单元体,此单元体及其受力可见图3,其中σz为轴向应力(MPa),σr为径向应力(MPa),σθ为周向应力(MPa)[4]。

由于唇边的厚度t远小于活塞的直径D(D/t>20), 因此可将唇边受载模型简化为两端受均布、轴向受线性分布载荷的薄壁圆筒进行应力状态分析,则据薄壁圆筒的应力计算公式可知[5]:

轴向应力σz作用的截面就是唇边轴向压缩的横截面,这类截面上没有切应力。径向应力σr作用的截面是唇边沿径向压缩的截面,这类截面上也不存在切应力。 载荷在轴向截面上是轴对称分布的,所以在周向应力σθ作用的截面上也没有切应力。则按照主应力记号的规定和σz,σr,σθ之间的大小关系,可知三个主应力σ1,σ2和σ3分别为:

2变形活塞临界载荷的计算

变形活塞所受载荷超过临界值时,首先发生失效的部位是唇边,唇边的材料一般为铝青铜,这类材料属于塑性材料,通常以塑性屈服的形式失效,适用第三强度理论(最大切应力理论),该理论的屈服准则为:

式中许用应力[σ ] =σs/n ,n为安全因数(一般大于1),σs1,和为σ变2形σ活3塞的屈服极限(MPa),其值可通过唇边材料的机械性能确定。

将σ1,和σ2,和σ3带入式(1),并取无纲量 =D/t ,可得:

则活塞变形唇边沿z轴方向各处的临界载荷为:

由上式可知,当z=l时,pl有最小值,这说明活塞与变形唇边的连接处是最容易发生塑性变形的区域,同时,该连接处截面的尺寸存在突变,此处应为活塞上的应力集中部位,属于危险截面。因此,可取活塞与变形唇边连接处能承受的最大压力作为变形活塞的临界载荷pcr,则:

其中

3算例

在算例中选取的活塞和变形唇边的尺寸参数如下: 变形唇边 厚度t = 2 m m , 长度l = 1 0 m m , 活塞半径r2=62.5mm,活塞长度L=50mm,唇厚比 =31.5,唇长比唇边和活塞的材料为铝青铜(QAL),该材料的屈服极限σs=170MPa ,安全因数n=1.3,则许用应力[σ] =130.7MPa,因此根据式(2),计算可得该变形活塞临界载荷pcr=31.5MPa。

4防过载策略

本文提出的变形活塞防过载策略主要包括下述三部分:

1)提高变形活塞的临界载荷值。如式(2)所示,变形活塞的临界载荷值会随着变形活塞唇厚比和唇长比的减少而上升,因此,在不影响变形活塞使用的情况下,可通过合理的设计变形活塞的唇厚比和唇长比来提高变形活塞的临界载荷值,从而防止变形活塞在较低载荷下发生过载。

2)给变间隙密封液压缸加装溢流阀[6]。溢流阀具有调压卸荷的功能,因此在该类液压缸使用过程中,可布置如图4所示的过载保护油路,在液压缸进、出油口处各安装灵敏度高且响应快的溢流阀作安全阀使用,其中溢流阀的开启压力须小于pcr。

1.变间隙密封液压缸;2、3.溢流阀

3)在回路中安装减压阀,减小液压冲击对活塞变形唇边的影响。液压缸活塞在换向和停止运动时,由于油液的换向和活塞的惯性作用,会使液压缸内瞬间形成很高的峰值压力,导致变形唇边受到很大的冲击,为减少液压冲击对变形唇边的冲击作用,可在液压系统中加装减压阀,使液压缸活塞在换向和停止运动前即进行减速,起到减小液压冲击的效果。

5结束语

本文通过对变形活塞进行应力分析,从变形唇边塑性屈服的角度,给出了一种变形活塞临界载荷值的计算方法,并据此给出了该类液压缸的防过载策略,为变间隙密封液压缸活塞的强度设计及其安全使用提供了参考。

摘要：通过分析变间隙密封液压缸变形活塞唇边的应力状态,在给定活塞和变形唇边尺寸的条件下,给出了一种该类液压缸活塞临界载荷的计算方法,并据此提出了防过载策略,为变形活塞的强度设计和变间隙密封液压缸的安全使用提供了参考。