间隙密封液压缸活塞杆静压支承特性仿真分析

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伺服液压缸是电液伺服系统的执行元件，用来实现系统的机械能输出 J，常常用于高频下驱动工作负载，以实现高精度、高响应控制，其性能的好坏直接影响着系统的控制精度以及动静态品质 ，需要具备优良的导向性能、低摩擦力，满足高频下的重载和偏载要求。而摩擦力主要发生在液压缸中的密封处，研制摩擦力小的密封方式具有重要意义。本文对-种伺服液压缸的活塞杆处的静压支承密封利用 Fluent进行建模仿真，分析静压支承密封流场的压力分布、泄漏量、活塞杆在静压支承密封处所受摩擦力和承载力等以及随活塞杆轴向运动速度的变化。静压支承密封多用于高性能伺服液压缸，其原理与静压轴承相似。

1 静压支承密封的原理液压缸静压支承密封的原理与液体静压轴承工作原理相似，不同之处在于液体静压轴承多用于机床和机械设备的旋转主轴中，使主轴在任意转速和-定的载荷范围内处于完全流体润滑状态。因为液体静压轴承适用于任何转速的旋转主轴，不像动压轴承需要主轴达到-定转速而形成压力油膜，因此适用于只有轴向位移的活塞杆密封和导向，防止活塞杆外表面与支承套内壁处于直接接触的干摩擦状态，避免使活塞杆和支承套内壁产生磨损而发生泄漏，由于支承套内壁与活塞杆之间处于完全液体润滑状态，所受摩擦力仅为液体粘滞力，大大减小了传统方式中活塞杆采用导向带导向和密封圈密封而产生的摩擦力，可以提高液压缸的振动频率和定位精度，采用静压支承密封导向的液压缸定位精度可以达到微米级别。图 1为-种活塞杆处采用静压支承密封的伺服液压缸的结构示意图，其活塞和缸筒内壁之间采用间隙密封，在活塞上开有平衡槽以减小液压卡紧力 J。

1、12.防尘圈 2、10.泄油 口 3、9、14、16.注油孔 4、6.进 出油 口5.活塞 7、13、17.密封圈 8.静压支承导向套11 位移传感器 5.油腔图 1 伺服液压缸结构示意图静压支承当采用恒流量供油时，通过油泵直接输入每个油腔的液压油流量相同，如图2所示≌载时(忽略活塞杆自重)，液压油在油腔内形成的液压支承力将活塞杆浮起并且处于中心位置，各个油腔同活塞收稿日期：2012-05-10基金项 目：国家 自然 科学基 金资 助 (51027002、51175386、51175388)；广东省产学研结合重大项目资助(2010A090200047)作者简介：鲁腊福(1963-)，男，安徽合肥人，工程师，学士，主要从事液压缸设计、研究 、测试等工作。

2012年第12期 液压与气动 127杆之间的间隙都为h，每个油腔向外流出的流量为 Q，Q可由如下公式计算：Q 6R hf3：(尺II61 2 )pi式中，Q为-个油腔向外流出的流量； 为活塞杆和油腔之间的间隙；pi为油腔压力；Z为油腔长度；Z 为轴向封油边长度；尺为支承套内孔半径；0为油腔周向张角；b 为周向封油面宽度。

4Q图2 恒流量供油静压支承密封工作原理图由式可知当Q为-个恒定值时，其他条件不变情况下，油腔的压力Pj与间隙h的三次方成反比，当h有微小变化时，即会造成油腔压力的明显改变。例如输人流量不变，当活塞杆受到如图2所示的径向载荷F时，油腔 2的间隙变小，根据公式可知其油腔压力会变大，相反由于油腔 1的间隙变大，其油腔压力变小，由此产生-个压力差，继而产生-个与 F反向的径向力来使活塞杆在某-个新的位置稳定下来。

2 静压支承流敞模及仿真2.1 仿真模型建立在本文中选炔压支承导向套与活塞杆之间的压力油膜进行建模分析。选阮塞杆直径 90 mm，静压支承密封导向套注油孔直径为4 mm、长为 6 mm，油腔深度为 2 mm、轴向长度为 70 mm，无偏载时，活塞杆与静压支承密封导向套之间的压力油膜厚度为 30 m，静压支承密封导向套轴向长度为 90 mm，油腔周向张角为66。。

通过在 Pro/E中绘制模型，然后导人 Gambit进行模型的网格划分，由于模型是对称的，只取模型的-半进行分析，可以减少网格数量，划分完后的模型如图3所示～三个注油孔人口设置为 MASS-FLOW-INLET(质量流人口)，两个轴向截面设置为SYMMETRY(对称面)，两端出口设置为 PRESSURE-OUTLET。其中轴为模型轴向，y和z为径向，偏心发生在y轴上面。

2.2 流场压力分析在 Fluent中分析模型注油孔输入质量流量 0.001kg/s，和活塞杆偏心 10 m情况下的压力分布情况。

分别生成模型两个轴向截面和轴向对称截面上的压力图3 划分网格后的模型分布XY图。

图4中可以看 出上对称面的最高压力为 0.81MPa，下对称面的最高压力为3.1 MPa，正是这个压力差作用在活塞杆上，使活塞杆产生-个径向反力以平衡径向载荷 ，抵抗活塞杆径向方向的位移。图中平行于 轴的直线为油腔的压力变化，斜线为轴向封油边的压力变化，可以得出在油腔内压力处处相等，而在轴向封油边压力呈现出线性下降的趋势，从油腔的压力线性下降到油箱压力 ，活塞杆的径向反力主要由上下油腔中存在压差的压力油提供，在相同条件下增加油腔的面积可以增大静压支承密封的刚度，提高液压缸抵抗径向载荷的能力。

图4 对称面轴向压力分布图从图5可以看出在 X45平面上连接油腔和油腔的周向封油面上压力近似直线下降，图中的两段压力下降曲线正是静压支承密封模型两个周向封油面上压力下降的反映，周向有压力降说明在油腔与油腔之间的薄壁间隙中压力高的油腔有压力油向压力低的油腔流动。

图5 X45(轴向对称截面 )平面径向压力分布图2.3 泄漏量分析分析活塞杆在静止和以-定速度运动时，静压支承密封左右端口的泄漏量变化，此液压缸用于激振测试，经理论计算最大振动速度为0.12 m/s，由于实际； 128 液压与气动 2012年第12期激振时最大振动速度可能为理论最大速度的2～3倍，因此取0.2 m/s和0.3 m/s进行仿真分析～仿真结果导出结果如下表1所示。为更加清楚地看到左右端口泄漏量的变化，生成 XY坐标图，如图6所示。

表 1 活塞杆不同速度下各出口泄漏量活塞杆向右 左端出口泄漏量 右端出口泄漏量 总泄漏量速度/m·S /kg·s- /kg·8- /kg·s-0 -0.099998 -O.0o1000020.12 -0.00077405 -0.00122594- 0.0o20.2 -O.Oo062343 -0.00137657O.3 -0.00043513 -0.0o156486- 0.4e.2.0.6e.2.0.8e.2. 1.0e-2. 1.2e.2. 1.4e.2- 1.6e.20 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35活塞杆速度，m·s图6 活塞杆不同运行速度下左右出口泄漏量对比图从图6中可以看出左右出口的泄漏量随着活塞杆的速度呈线性变化趋势，随着活塞杆向右的速度增大，左端出口上的泄漏量线性减小，甚至接近于零，而右端出口上的泄漏量线性增大。这是因为由于活塞杆向右运动，形成了剪切流。从表 1可知当活塞杆速度增加到0.3 m/s时，左端出口流量已经接近于 0。在实际工况中如果这样的情况发生时，油箱中没有压力油补充形成压力油膜，会导致油膜凹陷影响油膜的承载能力，从而导致活塞杆受力不均匀或者承载力不够而出现磨损。因此在设计液压缸静压支承密封时，活塞杆的运行速度需要认真计算，并设计合适的安全系数。

如果活塞杆速度特别大，可以在出油口设置油源，防止油膜凹陷的情况发生。

2.4 静压支承摩擦力分析活塞杆所受摩擦力主要由压力油膜与活塞杆之间的相对运动所产生的剪切作用形成的。活塞杆在静压支承密封处所受摩擦力和活塞杆运动速度的关系如图7所示。

当活塞杆以-定速度向右运动时，活塞杆受到向左的摩擦力，图7中摩擦力值的负号即表示摩擦力的方向向 轴负向(向左)。因为所求得的摩擦力仅为1/2模型的摩擦力，整个活塞杆在静压支承导向套的摩擦0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35活塞杆速度，m·s图7 不同活塞杆速度下摩擦力变化力应乘以2。从图7可以看出，活塞杆所受摩擦力与活塞杆运动速度成正比∩以看出活塞杆在静压支承密封处摩擦力非常小，这有利于提高液压缸定位精度和响应频率。

2.5 径向承载能力分析1)活塞杆速度对承载力影响分析当静压支承偏心 10 m，注油孔 0.0005 kg/s流量输入下承载力随活塞杆运动速度的变化♂果如表2所示，可以认为活塞杆速度对静压支承密封的承载力没有影响。

表 2 活塞杆不同速度下承载能力变化活塞杆速度0 0.12 0.20 0.30/m .s-。

承载力/N 5497.60 5497.26 5496.98 5496.642)流量对承载力影响偏心设置为 10 m，分析每个模型上下人 口分别输人 流量 0.0001 kg/s、0.0002 ks/s、0.0003 kg/s、0.0004 kg/s、0.0005 kg/s时的承载力变化，因为活塞杆速度对静压支承密封承载能力影响不大，设置活塞杆静止，分析静压支承密封的承载能力变化。

仿真结果如图8所示 ，从图8中可以看出在偏心- 定的情况下，承载能力随着输入流量的增加而线性增加，可以通过加大流量来提高静压支承密封的径向承载力和刚度。

图8 不同流量输入承载力变化曲线.∞. 卿鼍Il2012年第 12期 液压与气动 129EH3028-2船用起重机液压故障分析与处理马宏远EH3028-2 Marine Crane Hydraulic System Fault Analysis and TroubleshootingMA Hong·yuan(南京中船绿洲机器有限公司，江苏 南京 210039)摘 要：船用起重机常年在海上作业时工况较复杂，液压系统经常发生故障，而需要维修服务的时间往往比较短。该文结合实际故障，通过详细分析和认真排查，较好地排除了液压故障，为今后船用起重机的维修提供了必要的参考和借鉴。

关键词：船用起重机；液压系统；故障排除中图分类号：TH137 文献标志码：B 文章编号：1000-4858(2012)12-0129-041 引言EH3028-2船用起重机是为国外某型57000 t散货船设计的船用起重设备，主要用于船舶涂码头时使用吊钩装卸作业，要求工作安全可靠，故障率低，便于维修。该起重机的最大安全工作负荷 30 t，最大工作半径28 m，最小工作半径5 m，起升速度22 m/min，变收稿 日期 ：2012-02-01作者简介：马宏远(1972-)，男，江苏淮安人，高级工程师，硕士，主要从事电液技术系统与集成技术方面的研究工作。

3)承载力随偏心变化在相同流量(0.0003 kg/s)输入下，了解不同偏心下静压支承的承载能力变化。因为速度对静压支承承载能力影响不大，设置活塞杆静止。具体求解结果见表3和图9所示。

表3 偏心对承载力影响偏心/ m 承载能力/N4 10807 2O4010 328914 589518 10814偏，l，/pm图9 偏心对承载力影响可以看出随着偏心的增大，静压支承密封的径向承载力变大，而且承载力的变化率也变大。

3 结论本文通过 Fluent软件对伺服液压缸活塞杆处静压支承密封流厨行建模仿真，仿真结果表明，静压支承具有摩擦力小，且摩擦力与活塞杆运动速度成正比，只要能形成-定厚度的油膜，防止产生油膜凹陷，则能同时产生较大的径向承载能力，而且具有轴向导向作用，可以提高伺服液压缸的振动频率和定位精度。