【word】 旋转唇形油封泵吸效应及影响因素分析

【word】 旋转唇形油封泵吸效应及影响因素 旋转唇形油封泵吸效应及影响因素分析 第34卷第12期 2011年12月 合肥工业大学(自然科学版) J0URNALOFHEFEIUNIVERSITYOFTECHNOLOOY Vo1.34No.12 Dec.2011 Doi:10.3969/j.issn.1003—5060.2011.12.006 旋转唇形油封泵吸效应及影响因素分析 赵良举,苏晓燕,杜长春,张佳佳,吴庄俊,赵向雷 (1|重庆大学动力学院,重庆400030;2.重庆杜克高压密封件有限公司,重庆400039) 摘要:文章通过旋转唇形油封的宏观理论模型,推导出泵吸率公式,计算分析了油膜厚度,接触载荷,接触 宽度,油封唇角,转速和弹簧偏移量等对泵吸效应的影响.结果表明,只有当油侧唇角大于空气侧唇角时才 存在泵吸,此时泵吸率随油侧唇角增加而增强,随空气侧唇角增加而减小,随接触载荷的增加而增加,随油膜 厚度的增加而显着增加,随接触宽度的增加而减小.转速增加,油膜变厚,泵吸率增加.弹簧安装位置影响 接触压力分布,从而影响泵吸率.泵吸率的计算为油封参数的选 取提供了理论依据. 关键词:旋转唇形油封;泵吸;密封 中图分类号:TH117.2;TH136文献标识码:A文章编 号:1003-5060(2011)12—1782—05 Analysisofpumpingeffectofrotarylipsealandinfluencefactors ZHAOLiang-jU,SUXiao-yan,DUChang-chun., ZHANGJia-jia,WUZhuang-jun,ZHAOXiang—lei (1.CollegeofPowerEngineering,ChongqingUniversity,Chongqing400030,China;2.DukeSealsChongqingCo.,Ltd.,Chongqing 400039,China) Abstract:Anequationofpumpingrateisformulatedfromthemacroscopictheoreticalmodelofrotary lipsea1.Theinfluences0ffilmthickness,contactpressure,contactwidth,lipangle,rotatingspeed andspringoffsetonpumpingeffectareanalyzed.Theresultsshowthatthesealcangeneratepumping effectonlywhentheoil-sideangleislargerthantheair-sideangle.Thepumpingrateincreaseswith theincreaseoftheoil-sideanglewhiledecreaseswiththeincreaseoftheair-sideangle.Theincreaseof contactpressureenhancesthepumpingeffect.Thepumpingratequicklyincre aseswiththeincreaseof filmthickness,whiledecreaseswiththeincreaseofcontactwidth.Thepumpingrateincreaseswith theincreaseofrotatingspeedwhichcausesanincreaseoffilmthickness.Thespringinstallationposi— tioninfluencesthecontactpressuredistribution,thusaffectingthepumpingrate.Thecalculationof pumpingrateprovidestheoreticalproofsfortheselectionofsealdesignparameters. Keywords:rotarylipseal;pumping;sealing 对于旋转唇形油封,目前仍然不完全清楚其 工作情况.文献Eli总结了3种机制来解释它的 工作性能:润滑,密封和泵吸.润滑机制指出在密 封唇和旋转轴之间存在一个很薄的润滑油膜,减 小了唇和轴之间的摩擦,以保证油封的寿命.密 封机制指出油封的静态和动态密封,保持润滑油 不泄漏.泵吸机制指出动态过程中已经泄漏的油 将被密封从空气侧泵回到油侧,补偿自然泄漏. 旋转唇形油封之所以在油侧的静压力下不会 泄漏,甚至能够把已经泄漏到空气侧的润滑油吸 回油侧,是由于它的泵吸效应,并且这种泵吸作用 会随着轴转速的增加而增强_2].从前人的实验 收稿日期:2011—03—15;修回日期:2011—11—12 基金项目:中央高校基本科研业务费专项资金资助项目(cDJzRl1140Oo2) 作者简介:赵良举(197o一),男,重庆市人,博士,重庆大学教授,硕士生导师; 杜长春(1955一),男,重庆市人,博士,重庆杜克高压密封件有限公司教授级高工 第12期赵良举,等:旋转唇形油封泵吸效应及影响因素分析1783 研究中可以发现,油封唇表面的粗糙度对密封性 能具有很重要的作用;同时,油封唇接触面的压力 分布也是影响油封密封性能的一个关键因素.文 献[4—5]对旋转唇形油进行了有限元分析,发现 泵吸效应与粗糙结构有着密切的关系,并且泵吸 作用会随着轴转速的增加而增强.文献[6]总结 了泵吸效应的微观和宏观理论模型,从而完善了 泵吸效应的基本理论. 在文献[-73的研究基础上,本文将根据泵吸效 应的宏观理论模型,分析油封唇接触面的压力分 布,推导出泵吸率公式,分析油膜厚度,接触载荷, 接触宽度,油封唇角,转速和弹簧偏移量等对泵吸 效应的影响,为油封设计提供依据. 1泵吸效应的基本理论模型 油封过盈地安装在旋转轴上,并用一个弹簧 将油封唇紧压在轴上,如图1所示.油封两侧唇 角不同,空气侧唇角小于油测唇角,才可能保证油 不泄漏,这是因为有泵吸效应. 目前有2个主导的理论模型来解释泵吸效 应,即微观上的唇口粗糙非对称切向变形理论和 宏观的偏心理论. 图1旋转轴唇形油封结构 1.1微观模型 油封唇表面存在微观的粗糙结构.由于油封 与轴的过盈配合以及弹簧的作用,油封唇口在径 向上存在一个接触压力,轴转动过程中在接触界 面上产生周向摩擦剪切应力,使油封表面的粗糙 结构产生切向变形,因为两侧唇角不同,接触压力 分布是非对称的,且两者最大应力轴向位置重合, 剪切变形在轴向扩展形成一个不对称的V字形 槽道,将润滑油泵吸到接触区中心,而唇角大的一 侧(油侧)泵吸力小于唇角小的一侧(空气侧),总 的泵吸效果为从小唇角一侧吸向大唇角一侧_8]. 泵吸微观模型示意如图2所示. 图2泵吸微观模型示意图 1.2宏观模型 实际的旋转唇形油封的接触环带很少与轴线 垂直,因为油封不是精确地位于定位轴肩上,所以 整个油封会向轴线倾斜;或者由于油封制造公差, 在密封盒和密封唇之间可能存在角向偏心;再者, 腔体内孔和轴线可能不平行.这些作用的结果是 当轴旋转时,密封唇相对于轴进行低幅度往复轴 向运动,其频率与轴的旋转频率相同,且轴向行程 取决于角向偏心的大小,具有非对称压力分布的 往复式密封的性能,向较陡的接触压力梯度的区 域泵送流体l6]. , 2旋转唇形油封泵吸率方程推导 微观模型和宏观模型很好地解释了泵吸效应 的原理.研究表明,刚生产出来的油封并不具有 V字形唇口槽道,经过一段时间的运行磨合后微 观槽道才会形成,从而为泵吸提供微观基础.具 有微观槽道的油封在旋转轴上滑动时,由于偏心, 唇口会在轴上往复运动.泵吸率可由往复运动推 导出来. 2.1非对称环形间隙往复运动体积流率 雷诺方程是流体润滑的压力控制方程.对于 二维间隙中性质稳定的介质(不可压缩牛顿流体, 密度为常数),等温假设下的简化二维雷诺方 程为: a a_ (h 叩3)+(髦)一6u3h1)a\卵az/.a77a2/az, 其中,为油膜厚度,h=h(z);为流体的动力黏 度;为压强分布,乡一p(z,z);为移动边界速 度.此二维雷诺方程可以广泛应用于动态密封和 动态轴承[6]. 往复式密封的界面膜为非对称环形间隙,其 密封间隙中的流体因压力梯度和壁面(轴)运动产 生一维流动.由于油膜厚度远小于轴径,因此可 以忽略轴外圆周方向的曲率,建立如图3所示坐 1784合肥工业大学(自然科学版)第34卷 标系,z为轴向,为油膜的厚度方向,为油膜圆 周方向. 假定间隙在周向方向上恒定,则a/a===O和 8h/Oz=O,代人(1)式并积分得到一维雷诺方程: 挚一6u(一h*)(2) 其中,h为一0处的间隙高度.定义间隙的体 积流率为g,旋转轴的直径为D,周向长度为nD, 则有: h一(3) 代人(2)式并简化得到往复式密封间隙的体积流 率公式: q一兀D(一h3+)(4) 其中,括号里第1项为压差对流动的作用,称为压 力流;第2项为被运动壁面拖动的剪切流.胶唇口的 微观粗糙度,假设油膜厚度为常数,唇口接触压 力分布为近似三角形,为了方便分析,取三角形分 布,如图4所示. 当轴以轴向速度运动时,油侧和空气侧产 生的体积流率分别为: q一兀D(一(鐾)油+)? qz一不D(一()气+)? 图4旋转唇形油封接触区示意图 总体积流率为: q===ql一_q2一 兀D(一(()油+()气)+) (7)式中,前半部分为压力梯度所引起的压差 流,后半部分为轴的速度所引起的剪切流.当轴 相对于唇口向外运动时,剪切流为正,而当轴向内 运动时,剪切流为负.在轴转动1圈经过1个周 期时油的体积流量为: QT===lqdt一 』一()油+()气+uh}d 速度是周期往复的,有Jrouhdt=hJToudt= 0.因此,在轴不停的高速转动中,可以认为体积 流率与无关,则体积流率公式为: q一 字===一[(塞)油()气]c9 由(9)式计算体积流率,需要知道油侧和空气 侧的压力梯度,接触压力分布与接触载荷F,接触 宽度6,唇角a,有关,假设与唇接触的唇尖处压 力最大,由图4可知其位置为: z一b(tan卢)/(tana+tan. 压力分布如下: 当O<x<x,(z)一; 当z—z,()一; 当z<<(z)一P一. 若已知周向接触载荷为F,有 rbrzrb F—lp(x)dx—Ip(x)dx+1p(x)dx, 得到p.~,=2F/b,于是有: 当<z,一一; 当z—z*,一0; 当z<6,一一一. 第12期赵良举,等:旋转唇形油封泵吸效应及影响因素分析1785 将这些条件代人(9)式可得到体积流率 公式: q一 ()(10 (1O)式是油膜在接触载荷作用下的体积流率公 式,负号说明油膜内流体的流向指向油侧,是向内 泵吸的效果,则旋转唇形油封的泵吸率可表示为 倾一 ()倾一IJulJ 3旋转唇形油封泵吸效应分析及讨论 运行时旋转唇形油封接触区域的油膜厚度h 大约在0.1,1.0tim,在大偏心情况下也可能达 到10m;唇接触宽度b一般为0.10,O.15mm, 运行500~1000h后增加到0.2,O.3mm,在磨 料性环境中,可能进一步增加到0.5,O.7mm或 更高;新的密封接触载荷F在0.10,0.15N/mm 的范围,并且经验表明0.05N/mm的残余接触 载荷就能够保持有效的密封;空气侧唇角I8范围 在20.,4O.,油侧唇角a范围在40.,60.[. 以轴径190mm的车桥油封,润滑油SAE30 (动力黏度一0.44Pa?s,密度』D一800kg/m.) 来对泵吸率进行计算和分析. 3.1油膜厚度和接触载荷对泵吸率的影响 取F一0.05,O.20N/ram,b一0.1inm,口一 3O.,一4oo转大约能泵送 o.03mL的油,由此可算得轴转速为1000r/rain 的油封,泵吸率为1.8mL/h(0.4×10一kg/s). 文献[9]对螺旋肋骨唇形油封做了泵吸率测量实 验,轴速在1000~6000r/min范围变化时,泵吸 率在0.04,0.24mL/min(2.4,14.4mL/h)范 围变化.由泵吸率公式计算所得泵吸率值与前面 两组人的实验值的数量级基本相等,这说明推导 的泵吸率公式具有相当的合理性. 表1油膜厚度较小时的泵吸率 h/t~m质量泵吸率/(1okg-s)体积泵吸率/(mL?h1) 3.2接触宽度对泵吸率的影响 取F__--0.O5,0.20N/ram,h一0.5gm,口一 30.,卢一45.接触宽度b在0.1,1.0mm间变化 时的泵吸率变化情况如图6所示. 35 30 ‘ ? 25 鱼20 褂l5 iO 皿 蜓5 0 1.125 0.900 0.675 0.450 0.225 O 00.20.40.60.81.01.2 b/mm 图6泵吸率与接触宽度和接触载荷的变化关系 宣 料 由图6可知,在其他条件不变的情况下,接触 宽度增加,油封的泵吸率减小,且随接触宽度逐渐 增加,泵吸率减小的趋势由剧烈趋于平缓.这说 明,当接触宽度较小时,其变化对泵吸率的影响较 大;当接触宽度较大时,其变化对泵吸率的影响 减小. 3.3油封唇角对泵吸率的影响 取F一0.1N/mm,b--_0.5Iilrn,h一0.5Inn, a----40.,6O.,20.,4O.,唇角a在40.,60.,在 2O.~--40.间变化时的泵吸率变化情况如图7所示. 由泵吸率公式(11)可知,当a<时,泵吸率为 负值,说明此时油封不但不会产生泵吸效应,反而 ????05O5O 1786合肥工业大学(自然科学版)第34卷 会发生泄漏,正如油封的反装实验,运行时会产生 泄漏.当a—p,泵吸率为O.因此,在设计油封时, 要求a>由图7可知,在其他条件不变的情况下, 当a>卢,空气侧唇角一定时,油侧唇角增加,泵吸 率增加;油侧唇角一定时,空气侧唇角增大,泵吸率 减小. 2 褂 蜓 图7泵吸率与唇角的变化关系 三? 料 3.4轴的转速对泵吸效应的影响 大量表明[4--5,10--11],泵吸率与轴的转速有 关,而推导的泵吸率公式并没有直接体现出来,事 实上转速影响暗含于参数h当中.文献[10]的研 究表明,接触区域由接触支撑和流体动力支撑2个 作用支撑油封,当轴的转速增加时,流体动力支撑 增加,接触支撑减小,但总的支撑是增加的,大的支 撑产生大的间隙,因此油膜厚度h随转速的增加而 增加,从而使泵吸率增加. 3.5弹簧偏移量对泵吸效应的影响 弹簧偏移量是油封设计中的一个重要参数,弹 簧偏移会使接触压力峰值产生相应的偏移.在其 他条件相同的情况下,弹簧向油侧偏移,压力峰值 向油侧偏移,使油侧压力梯度变大,空气侧压力梯 度变小,泵吸效应增强;弹簧向空气侧偏移,压力峰 值向空气侧偏移,油侧压力梯度变小,空气侧压力 梯度变大,泵吸效应减弱. 4结论, (1)接触压力分布是泵吸效应的关键,油封产 生泵趿效应的前提是接触压力峰值要靠近油侧,此 时油侧压力梯度大于空气侧压力梯度;当压力峰值 在接触区中心时,两侧压力梯度相等,油封不会产 生泵吸效应;当压力峰值靠近空气侧时,油侧压力 梯度小于空气侧压力梯度,油封一定发生泄漏. (2)泵吸效应随油侧唇角增大而增强,随空气 侧唇角减小而增强,随油膜厚度的增加而显着增 强,随接触载荷的增加而增强,随接触宽度的增加 而减弱. (3)同一油封,如果其他参数条件相同,增加 接触载荷,油膜厚度减小,接触宽度增加,泵吸率可 能增加,也可能减小;不同油封,其弹性模量不 同,当其他参数条件相同,同一接触载荷下油膜厚 度和接触宽度均不同,泵吸率不同. (4)轴转速通过影响油膜厚度而间接影响泵 吸效应,转速大,油膜厚度大,泵吸效应增强. (5)弹簧偏移影响接触压力分布从而影响泵 吸效应,弹簧向油侧偏移增强泵吸效应;弹簧中心 向空气侧偏移减弱泵吸效应. [参考文献] r1]SchulzF,Wie}derK,W01lesenVM,eta1.Amoleeular-scale viewonro~rylipsealsealingphenomenalC]//Proceedingsof the25thLeeds-LyonSymposiumonTribolngy, 1998:457--466. [2]KawaharaY,HirabayashiH.Astudyofsealingphenomena 55. onoilseals[J].ASLETrans,1977,22(1):45— [3]HorveLAThecorrelationofrotaryshaftradiallipseal servicereliabilityandpumpahilitytOweartrackroughness’ andmicroasperityformation[R].SAEpaper 910530,1991. [4]HajjamM,BonneauD.Influence0{theroughnessmodd onthethermoelastohydrodynamicperformancesoflipseals [J].TribologyInternational,2006,39:198--205. [5]MaouiA,HajjamM,BonneaunEffectof3Dlipdeforma— tionsonelastohydrodynamiclipsealsbehaviour[J].Tribol— ogyInternational,2008,41:9O1—907. 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