动力密封

动力密封（共4篇）

动力密封 篇1

摘要：分析了现有市场上旋挖钻机动力头普遍采用的密封结构,针对其经常出现渗漏油问题提出了一种新的密封结构:动力箱下端采用的旋转密封方式换成静密封方式,并对动力头的其它结构作了相应调整。利用Pro/E和ANSYS Workbench软件建立了动力头模型,并对改进后的密封结构进行了初步的模态仿真分析,验证了其可行性。

关键词：动力头,渗漏油,旋转密封,静密封,模态仿真

目前旋挖钻机动力头普遍有渗漏油现象发生。动力头作为旋挖钻机的动力驱动装置,其密封漏油问题严重影响了施工环境及施工成本,严重时还导致停工更换密封,给用户造成很大的经济损失。针对旋挖钻机动力头渗油现象也采取过一些措施,例如提高装配件的加工精度,严格控制装配质量等,但是这些措施并未从根本上解决渗漏油的问题,而且还增加了加工成本和装配成本。本文针对动力箱渗漏油问题提出一种新的密封方式,能够彻底解决目前旋挖钻机动力头普遍存在的渗漏油问题。

1 动力头原有结构及密封方式

1.1 动力头主要结构

目前旋挖钻机动力头普遍采用的结构如图1所示。旋挖钻机动力头作为旋挖钻机关键部件,主要由动力驱动机构、动力传动机构及钻具驱动装置等组成,并安装有具备减震和承撞功能的部件。动力驱动机构由液压马达和减速机组成;动力传动机构能实现钻机增扭和减速作用,同时传动箱体具备润滑、密封功能;钻具驱动装置通过驱动套及加压油缸的配合可实现钻具的扭转和加压,带动钻杆、钻头实现在各种地质条件下的旋挖成孔作业。

1.2 旋转密封及其原理

旋挖钻机动力头动力箱内齿轮传动、轴承等关键件通过箱体内齿轮油进行润滑,而齿轮油的密封是依靠旋转密封与旋转轴之间箱体内油膜实现的。由密封唇口控制的液体动压膜,在液体表面张力的作用下,油膜的刚度恰好使油膜与空气接触端形成弯月面,从而产生流向介质侧的液体传送效应,防止工作介质的泄露,实现旋转密封的动态密封效果。

1.3 存在的问题

在实际的施工过程中,动力头传动箱经常处于恶劣的工况下,对旋转密封唇口及传动齿轮影响较大;随着该部件作业时间的累加,旋转轴与旋转密封唇口配合处往往会被磨出一道沟槽,旋转轴表面镀层出现磨损的同时增大了旋转轴与旋转密封之间的间隙,从而彻底破坏了密封的必要条件。

由于零件制造、加工、装配和环境等多种因素的影响,动力箱内一定会残存着一些小铁屑等杂物,随着机器工作时间的延长,这些杂物势必会越来越多,它们会随着箱体内的油液沉积到动力箱下端的旋转密封处划伤密封圈,从而影响旋转密封的密封效果。

影响动力头渗漏油的原因很多,由于多方面的因素,目前大部分厂家采取的措施是严格控制每一个质量控制点,减少此问题的发生,但并没有得到彻底地解决。本文提出了一种动力箱新的密封方式,彻底解决动力头渗漏油问题,并能降低制造成本。

2 动力箱密封结构改进

鉴于旋挖钻机恶劣的工况条件以及旋转密封的使用条件,把原来动力箱下端的旋转密封换成静密封。动力箱下端的密封圈处在附属结构的保护之下,密封效果显著提高,有效解决了原来动力箱下端旋转密封被铁屑损伤而影响密封效果的问题。

2.1 动力头模型建立

改进后的旋挖钻机动力头结构传动方式并没有改变。利用Pro/E软件建立旋挖钻机动力头新结构的模型并进行了初步的参数选择和调整。在建模的过程中,还充分考虑了改进零件加工的难易程度和装配过程中可能遇到的一系列问题。例如回转支承的装配选择下座式安装,原来比较容易出现问题的动力箱下端旋转密封变成了现在的对动力箱上封板的静密封问题。采用回转支承下座式安装的同时,在动力箱上端增装一个大轴承来保证动力箱传动的有效性、可靠性。改进以后的旋挖钻机动力头结构剖面如图2所示。

2.2 动力头结构优化

图2中所示的动力头改进结构会受到钻杆振动引起的动态载荷,从而影响到整个动力箱的密封质量。由于篇幅所限,本文暂不介绍动力箱其它改进结构的分析设计。本文借助ANSYS软件对图2中的新增结构件进行设计计算从而确定出能够保证动力箱密封质量的结构。新增结构件为一圆环,总体高度为415mm,内径为510mm,壁厚为20mm,下端用32颗M16的螺栓固定于动力箱下封板,新增结构件下端和下封板之间利用静密封圈密封,上端和过渡接盘之间利用旋转密封圈密封。如果工作过程中,载荷的变化频率在共振频率附近,必然会引起动力头改进结构的共振,这很显然对动力箱的密封质量是不利的,并且有可能导致结构件产生过早的疲劳损坏,从而造成更加恶劣的影响。应该尽可能使谐振频率与工作频率之间的间距拉大,防止共振的发生。

在解决更为复杂的动态问题之前,通常首先做的是模态分析。本文对此新增结构件做模态分析,以此来设计合理的结构,能够有效避开共振点,从而保证动力箱的密封质量。旋挖钻机处于非工作状态时,此新增结构件受到一定静态载荷的作用,使得新增结构件的应力状态有所改变,可能影响到它的固有频率。这一点是非常重要的,尤其是对于那些在某一个或两个尺度上很薄的结构,当轴向载荷增加的时候,横向频率也随之相应的增加,会造成应力硬化。本文通过施加载荷的方式,来更加接近的模拟动力头新增结构件在实际工况中所受到的载荷,对旋挖钻机动力头新增结构件作预应力模态分析。在ANSYS软件中,将新增结构件的下端固定,在上端垂直施加等效载荷400N,然后对其做一阶、二阶、三阶、四阶预应力模态分析。

通过Pro/E的建模和ANSYS的仿真设计最终确定出了满足设计要求的结构,并提取前四阶模态分析结果如表1所示。

3 结论

本文利用Pro/E软件建立旋挖钻机动力头模型,并通过ANSYS软件根据实际工况对动力头新增结构件进行预应力模态分析,在此基础上得到动力头新增结构件的最优设计参数,缩短了产品研发周期,保证动力头密封结构改进设计的整体可靠性,有效解决旋挖钻机动力头普遍存在的渗漏油问题。

参考文献

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动力密封 篇2

1. 动力头结构

旋挖钻机动力头主要由驱动箱体1、下端盖2、回转支承3、驱动套4、连接环5、连接套6、驱动键7、骨架油封8、压板9以及驱动马达、减速器、螺栓等组成,如图1所示。

驱动箱体1与下端盖2构成动力头驱动箱体1,动力头驱动箱体1上部安装驱动马达和减速器。驱动箱体1内部回转支承3的内圈通过螺栓固定,其外圈齿轮与减速器输出轴的齿轮啮合。驱动马达输出的扭矩,通过减速器减速、增扭后,从减速器的齿轮输出,再通过回转支承3外圈齿轮带动回转支承转动。

1.驱动箱体2.下端盖3.回转支承4.驱动套5.连接环6.连接套7.驱动键8.骨架油封9.压板

1.驱动箱体2.下端盖3.回转支承4.驱动套5.连接环6.连接套7.驱动键8.骨架油封9.压板10.薄壁套筒11.密封圈

回转支承3外圈、驱动套4、连接环5、连接套6通过螺栓固定成为整体,当回转支承3的外圈转动时,连接套6随之转动。连接套6内壁有驱动键7,当连接套转动时,驱动键7即可带动贯通安装于连接套6的钻杆旋转。

动力头驱动箱体1内盛装润滑油,用于对回转支承3和齿轮进行润滑。钻机钻进时,驱动箱体1固定不转,连接环5及连接套6旋转,驱动箱体1和连接环5通过骨架油封8密封。压板9用于固定骨架油封8。

2. 存在问题

旋挖钻机钻孔施工时,均需使用泥浆进行护壁。钻杆在旋转过程中,部分泥浆会溅落并堆积到旋挖钻机动力头驱动箱体上部。

旋挖钻机作业时,钻进和停钻交替变换,动力头驱动箱体内部温度会忽高忽低,箱体内的气压也会随之产生波动。当温度降低时,箱体内气体收缩,箱体需从外部补充空气。若箱体空气呼吸器不畅通,箱体上部泥浆就会从驱动箱体上部与连接环的缝隙处进入箱体内。

泥浆进入箱体后,与箱体内润滑油混合,将造成润滑油严重变质,润滑效果急剧恶化,导致箱体内回转支承及齿轮异常磨损。

3. 改进措施

为了解决泥浆进入动力头驱动箱体的问题,我们在连接套上焊接了喇叭形薄壁套筒10。该喇叭形套筒10的开口朝下方,可挡住飞溅的泥浆直接落到驱动箱体骨架油封上平面,从而起到阻挡泥浆进入驱动箱体内部的作用,如图2所示。

安装薄壁套筒10后,若堆积在驱动箱体上的泥浆较厚,依然会有少量泥浆进入到驱动箱体内部。为此,我们在旋挖钻机动力头上部采用增益式防泥浆侵入结构的密封形式,从而有效防止泥浆进入驱动箱体。增益式防泥浆侵入结构密封性强,具有3道密封作用:

一是薄壁套筒10将驱动箱体上部凸缘处的缝隙罩住,避免泥浆直接落入缝隙处,从而起到第1道密封作用。

二是在驱动箱体上部凸缘的外圆柱面上增设2道凹槽,在凹槽安装密封环11,以起到第2道密封作用。

三是在驱动箱体凸缘的内圆柱面设置的骨架油封8,以起到第3道密封作用。

当喇叭口外侧压力大于驱动箱体内封闭空间压力时,密封圈11、骨架油封8随之产生变形,其唇口对驱动箱体和连接套接触应力增加,由此进一步防止泥浆进入驱动箱体。

4. 优点

动力密封 篇3

商用汽车动力转向器在制造过程中,其内部存在少量制造过程残留的油液,在转向器总成的运输过程中,这些油液会污染其它物质或材料。为了减少污染,通常的办法是对转向器的进出口采用可拆卸的机构进行油口密封在。另外,为了保证转向器进出油口在使用时的密封效果,在进出口座孔的周围一定局部范围需要进行油漆,从而起到局部防护,但是,需要避免油口附近范围被漆上油漆。为了解决上述技术问题,本设计提出了一种具有改良结构的动力转向器油口防护密封塞。由于该结构具有新颖性和独创性,该动力转向器油口防护密封塞已获得国家实用新型专利。

1、设计技术要求

本设计研究要解决的技术问题是设计一种具有改良结构的动力转向器油口防护密封塞,并应用于汽车液压动力转向器上。该油口防护密封塞不仅要能够满足动力转向器进出口的密封与局部保护作用,还要求结构简单、零件数量少、制造成本低等优点。

2、油口防护密封塞的结构设计

动力转向器油口防护密封塞的主要结构如图1所示(图2为图1的局部放大图)。该油口防护密封塞主要由一体成型的头部1、密封唇2、螺纹段3三部分组成。其中,一体成型的头部1可设置为六方头或四方头,其作用在于旋进或旋出该动力转向器油口防护密封塞;密封唇2位于头部1和螺纹段3之间,且其直径均大于头部1和螺纹段3。该动力转向器油口密封塞采用塑料材质。

1.头部2.密封唇3.螺纹段

3、实施方式

动力转向器油口防护密封塞的工作状态如图3所示。动力转向器油口防护密封塞由一体成型头部1、密封唇2以及螺纹段3三部分组成。其中,头部1为六方头或四方头,用于旋进或旋出该动力转向器油口防护该动力转向器油口防护密封塞。螺纹段3与油口91配合,并将该动力转向器油口防护密封塞固定。密封唇2位于头部1和螺纹段3之间,且其直径均大于头部1和螺纹段3。该密封唇2外径与油口91附近需要防护的范围一致。密封唇2一方面能防止油口的液压溢出;另一方面在油漆机体的过程中,对油口91周围不允许油漆的部分起覆盖保护作用,防止机体油口91附近范围被漆上油漆。

1.头部2.密封唇9.密封油口座91.油口

4、性能测试

按照QC/T529-2000《汽车液压转向加力装置及反潮流力转向器总成台架试验方法》检测标准,经权威机构对转向器总成的性能进行检验,其检验结果如表1所示。对照检验标准,检测结果符合要求。

5、结论

(1)该油口防护密封塞结构原理清晰,结构设计合理;

(2)该油口防护密封塞结构简单,零件数量少;

(3)该油口防护密封塞工作性能良好,制造成本低,具有较好的推广应用价值。

摘要：该设计提出了一种动力转向器油口防护密封塞结构,该油口防护密封塞由一体成型的头部、密封唇及螺纹段等部分组成。其中密封唇位于头部和螺纹段之间,且其直径大于头部和螺纹段。该动力转向器油口防护密封塞具有结构简单、零件数量少,可以同时满足动力转向器进出油口的密封与局部保护需要。

动力密封 篇4

干气密封内部气膜平衡间隙的微小变化极有可能导致动静密封环间的干摩擦或泄漏量增大,因此保证气膜—密封环动态稳定是干气密封可靠运行的关键[1]。国内外学者对此问题也进行了较多的研究。Zirkelback[2]采用有限元法求解微扰雷诺方程,得到的几何参数能够保证密封在具有较大刚度和阻尼系数的同时,具有较低的泄漏率。2002年Miller等[3]对螺旋槽端面密封环在轴向和2个角向自由度上的运动加以分析,用直接数值频率响应法计算了气膜的刚度和阻尼特性;2003年Miller等[4]又利用半解析法求解瞬态雷诺方程,获得了气膜特性规律。Zhang等[5]建立了三自由度(1个轴向、2个角向)的微扰运动方程,并用正交分解法求得了密封环三维运动规律。国内学者大多采用小扰动法研究气体端面密封动力学特性,如刘雨川[6]利用有限元方法求解微扰雷诺方程,并与运动方程联解,迭代解出了密封气膜的动特性系数,并得到了有关密封气膜稳定性的判据;文献[7,8,9]分别用有限元法、近似解析法对轴向微扰或角向涡动下一些气膜动态特性参数进行了计算。目前未见在气膜和密封环流固耦合系统方面的非线性动力学行为研究。本文在文献[8]利用近似解析法求出气膜轴向线性刚度解析式的基础上,通过改变气膜厚度使其随振动位移发生变化,从而将线性刚度转换为非线性刚度,继而应用非线性振动混沌理论来研究干气密封润滑系统的稳定性问题,寻求控制系统稳定运行的结构参数区域,从而指导干气密封的优化设计和研制,保证螺旋槽干气密封系统安全可靠运行。

1 气膜—密封动环系统轴向振动方程的建立

1.1 干气密封工作原理和结构

干气密封结构主要由加载弹簧(波纹管)、O形圈、静环及动环组成(图1)。

1.动环 2.静环 3.弹簧 4.静环座 5,8.O形圈 6.转轴 7.轴套

干气密封的工作原理为:缓冲气体注入到密封装置中,动静环在流体静压力和弹簧力的作用下保持贴合,起到密封的作用。当动环旋转时,会将被密封气体周向吸入槽内(图2),导致气体的压力升高,即产生了流体动压力。当压力达到一定数值时,具有挠性支承的静环将从动环表面被推开,这样使得密封面之间始终保持一层极薄的气膜,厚度为3～5μm。

1.2 轴向振动下气膜—密封动环系统动力学模型

以图1中的动环为振子,气膜为弹簧,轴的激振力为F(t),建立气膜—密封动环系统的轴向振动模型(图3),其动力学数学模型建立的假设条件如下:①将气膜—密封动环系统视为单自由度受迫振动系统;②气膜假定为具有非线性刚度的弹簧;③瞬态激振力来源于转轴对系统的干扰力,且假定为简谐激振力。其振动方程为

$m\frac{\text{d}{}^{2}x}{\text{d}t{}^2}+c\frac{\text{d}x}{\text{d}t}+{\rm K}x=F(t)=F\cos 2\text{π}ft(1)$

式中,m为动环质量;c为系统阻尼系数;K为气膜非线性刚度;F(t)为瞬态激振力;F为稳态激振力;f为系统转子的转动频率;x为轴向振动位移。

2 气膜非线性刚度K(x)计算

应用PH线性化方法及变分运算瞬态微尺度流动场的非线性雷诺方程,得到了轴向微扰下气膜反作用力的增量,继而利用复数转换和迭代法对静态下气膜边值问题进行了求解,获得了气膜轴向刚度的近似解析解[8]。

量纲一气膜刚度a可表示为

$a=2{\displaystyle \int }{}_1^{\zeta {}_0}\zeta \frac{\eta (\eta {}_1\cos \omega +\eta {}_2\sin \omega )}{(1-\eta \cos \omega {}_0){}^2}\text{d}\zeta (2)$

$\eta {}_1=c{}_{10}\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}\zeta }+c^{\prime }{}_{10}\text{e}{}^{-\sqrt{\beta {}_1}\zeta }+(c{}_{11}\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}\zeta }+c^{\prime }{}_{11}\text{e}{}^{-\sqrt{\beta {}_1}\zeta }+$

$\frac{A{}_1}{2\sqrt{\beta {}_1}}\zeta \text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}\zeta }-\frac{B{}_1}{2\sqrt{\beta {}_1}}\zeta \text{e}{}^{-\sqrt{\beta {}_1}\zeta })\epsilon$

$\eta {}_2=c{}_{20}\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}\zeta }+c^{\prime }{}_{20}\text{e}{}^{-\sqrt{\beta {}_1}\zeta }+(c{}_{21}\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}\zeta }+c^{\prime }{}_{21}\text{e}{}^{-\sqrt{\beta {}_1}\zeta }+$

$\frac{A{}_2}{2\sqrt{\beta {}_1}}\zeta \text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}\zeta }-\frac{B{}_2}{2\sqrt{\beta {}_1}}\zeta \text{e}{}^{-\sqrt{\beta {}_1}\zeta }-\frac{\alpha {}_2}{\beta {}_1})\epsilon$

$c{}_{10}=A\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}\zeta }/(\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}\zeta {}_0}-\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}})$

$c^{\prime }{}_{10}=-A\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}(\zeta {}_0+2)}/(\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}\zeta {}_0}-\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}})$

$c{}_{20}=B\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}\zeta }/(\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}\zeta {}_0}-\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}})$

$c^{\prime }{}_{20}=-B\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}(\zeta {}_0+2)}/(\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}\zeta {}_0}-\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}})$

$c{}_{11}=\frac{-A{}_1(\zeta {}_0\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}\zeta {}_0}-\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}})+B{}_1(\zeta {}_0-1)}{2\sqrt{\beta {}_1}(\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}\zeta {}_0}-\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}})}$

$\begin{array}{l}{c}^{\prime }{}_{11}=-A{}_1\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}}/(2\sqrt{\beta {}_1})+B{}_1/(2\sqrt{\beta {}_1})-c{}_{11}\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}}\\ c{}_{21}=[-\frac{A{}_2}{2\sqrt{\beta {}_1}}(\zeta {}_0\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}\zeta {}_0}-\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}})+\frac{B{}_2}{2\sqrt{\beta {}_1}}(\zeta {}_0-1)+\\ \frac{\alpha {}_2}{\beta {}_1}(\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}\zeta {}_0}-\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}})]/(\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}\zeta {}_0}-\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}})\end{array}$

$c^{\prime }{}_{21}=-c{}_{21}\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}}-\frac{A{}_2}{2\sqrt{\beta {}_1}}\text{e}{}^{2\sqrt{\beta {}_1}}+\frac{B{}_2}{2\sqrt{\beta {}_1}}+\frac{\alpha {}_2}{\beta {}_1}\text{e}{}^{\sqrt{\beta {}_1}}$

$A{}_1=(-\alpha {}_1\sqrt{\beta {}_1}+\alpha {}_2)c{}_{20}B{}_1=(\alpha {}_1\sqrt{\beta {}_1}+\alpha {}_2)c^{\prime }{}_{20}$

$A{}_2=(\alpha {}_1\sqrt{\beta {}_1}-\alpha {}_2)c{}_{10}B{}_2=-(\alpha {}_1\sqrt{\beta {}_1}+\alpha {}_2)c^{\prime }{}_{10}$

$A=\frac{1}{\eta }(p{}_0-1)(\cos \omega {}_0-\eta )$

$B=-\frac{1}{\eta }(p{}_0-1)\sin \omega {}_0$

β1=n2+β${}_0^2$α1=2β0/ε

α2=nχ/ε ω=nφ+β0ζ

$\omega {}_0=\beta {}_0\zeta {}_0\beta {}_0=n\tan \alpha \eta =\frac{E}{E+\delta +x}$

式中,A、A1、A2、B、B1、B2、c10、c11、c20、c21均为积分常数;E为槽深的1/2,m;n为螺旋槽数;p0为内外介质压力之比;x为轴向位移,m;χ为中间变量;α为螺旋角,rad;β0为槽斜度系数;δ为两密封环间隙,m;ε为迭代摄动小参数;η为槽深度变化的相对幅度;η1、η2分别为量纲一气膜压力表达式的实部和虚部;ζ为量纲一极径;ζ0为量纲一外径;φ为量纲一极角;ω为当量螺旋角,rad;ω0为当ϕ=0时的当量螺旋角。

为了表示气膜刚度的非线性,已将文献[8]中的$\eta =\frac{E}{E+\delta }$更改为本文的$\eta =\frac{E}{E+\delta +x}$。

气膜刚度K可表示为

${\rm K}=a\frac{\text{π}R{}^{2}p{}_{\text{i}}}{\delta }(3)$

式中,R为动环内圈半径;pi为环境压力。

3 轴向振动非线性动力学行为分析。

选取文献[10]中的实验参数:实验气体为空气,内径Ri=58.42mm,外径Ro=77.78mm,介质压力p01=4.5852MPa,环境压力pi=0.1013MPa,螺旋槽数n=10,螺旋角α=75°,转速nr=10 380r/min,黏度μ=1.8×10-5Pa·s,槽深2E=5μm,密封间隙(气膜厚度)δ=3.05μm,动环质量m=8.04×10-2kg,系统阻尼系数c=0.1N·s/m,轴的激振力F=0.05N。

3.1 动力学模型合理性分析

为了验证本文所建立的力学模型的合理性,在实验参数α=75°、槽深2E=5μm条件下,寻求气膜—密封动环系统振动响应规律,利用Maple程序求解气膜刚度(式(2)、式(3))和振动方程(式(1)),获得了振动响应的相轨(动环轴向速度$\dot{x}—$动环轴向位移x)及时间历程,如图4所示。由图4可知:利用Maple程序能够得到一稳定的准周期振动图形,且振动幅值小于1μm、最大速度小于1mm/s,因密封间隙δ=3.05μm,显然动静环不会发生碰摩现象,这与实验结果相吻合,从而佐证了该动力学模型的合理性。

3.2 混沌现象

在实验参数α=75°邻域内分析螺旋角响应优化,利用Maple程序求解了气膜刚度(式(2)、式(3))和振动方程(式(1))。当螺旋角α=1.309rad=75°02′18″时出现了如图5所示的动环振动混沌现象,在主共振情况下,相轨图中存在混沌吸引子,Poincaré映射图中(映射周期为转轴旋转周期)出现了典型混沌现象的马蹄形形状。

3.3 混沌分析

非线性气膜刚度K导致了振动混沌现象。当螺旋角α=75°02′18″时,利用Maple程序求得其气膜刚度K的近似函数表达式为

K=2.370 807 656+1.275 846 670×106x+

2.288 228 232×1011x2+1.367 718 331×1016x3 (4)

3.3.1 激振力变化响应

其余条件不变,将激振力F分别由0.05N增加为0.10N和0.15N时,其混沌现象更加明显,振动位移和速度也增大,如图6、图7所示。

3.3.2 阻尼变化响应

其余条件不变,将系统阻尼系数c由0.10N·s/m减小为0.01N·s/m时,其混沌现象愈加明显,振动位移和速度增大,如图8所示。这与物理现象是相吻合的。

3.4 混沌控制

由于混沌现象增大了振动位移,如图6、图7、图8中的振幅均超过6μm,因密封间隙δ=3.05μm,动静环将发生碰摩现象,导致密封失效。为了提高干气密封运行的稳定性,必须控制混沌。本文通过改变干气密封螺旋槽结构参数来调整气膜刚度K,从而避免混沌现象的出现。将螺旋角α=75°02′18″改为α=74°或将槽深2E=5μm改为槽深2E=6μm,由图9、图10中的相轨图及时间历程图可以看出都能得到一准周期的振动图形,且振动幅值较小,最大位移2μm和最大速度1.2mm/s。

4 结束语

干气密封系统本身是一非线性系统,其动力学特性应具有非线性,通过特例验证了混沌现象的存在性,并分析了其非线性动力学行为。为了保证干气密封运行的可靠性,可通过调整干气密封螺旋槽结构参数来控制混沌现象,其机理是通过改变螺旋槽结构参数来增大气膜刚度K,使其值大于气膜失稳时的临界刚度Kcr,本例中通过改变螺旋角和槽深来达到此目的。本计算程序具有普遍适用性,今后可利用此程序对不同工况下的干气密封螺旋槽结构进行响应优化,本研究为干气密封优化设计奠定了理论基础。

摘要：建立了轴向振动下气膜-密封动环系统动力学模型,利用Maple程序求解了轴向振动方程,获得了螺旋槽结构参数响应的振动相轨图、Poincaré映射图和时间历程图,进而分析了螺旋槽干气密封系统非线性动力学行为。研究结果表明:在特定的螺旋槽结构参数范围内存在着振动混沌现象,通过选择合理的螺旋槽结构参数可以控制混沌,为干气密封动态优化设计提供了理论基础。

关键词：干气密封,螺旋槽,非线性动力学,混沌,结构优化

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