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1、叶片式摆动缸组合密封性能分析与研究 王嘉毅 霍良青 张奇峰 东北大学机械工程学院 中国科学院沈阳自动化研究所机器人学国家重点实验室 摘 要： 针对深海液压机械手关节驱动需求, 设计了一种叶片式摆动缸。依据其内泄漏产生位置设计对应的组合密封结构, 建立针对该摆动缸内泄漏的理论计算模型。实验测试了不同压力下内泄漏量和输出扭矩随 O 形圈截面尺寸和预压缩量的变化关系, 验证了所提密封形式和理论计算模型的合理性, 为叶片式摆动缸密封结构设计提供了理论依据。关键词： 叶片式摆动缸; 内泄漏; 组合密封; 理论模型; 作者简介：王嘉毅 (1991) , 男, 河北邯郸人, 硕士研究生, 主要从事水下机器人
2、和深海液压机械手的研究。收稿日期：2017-11-03基金：国家重点研发计划 (2016YFC0300400) Analysis of Combined Sealing Structure of Rotary Vane ActuatorWANG Jia-yi HUO Liang-qing ZHANG Qi-feng School of Mechanical Engineering, Northeastern University; The State key Laboratory of Robotics, Shenyang Institute of Automation, Chinese Ac
3、ademy of Sciences; Abstract： Aimed at the demand for deep-sea hydraulic manipulator joints, a rotary vane actuator is designed, in which a combined sealing structure is adopted according to different internal leakage. The rotary vane actuator leakage theoretical calculation model is established. The
4、 influence of sealing size and compression to the output torque and the internal leakage at different sealing pressures is analyzed by experiments. The effectiveness of the seal form and leakage theoretical calculation model is verified through the experiment, which supplies a theory base for the ro
5、tary vane actuator sealing structure design.Keyword： rotary vane actuator; internal leakage; combined sealing structure; theoretical calculation model; Received： 2017-11-03引言目前国内水下机器人发展迅速1-3, 少数在肘关节使用螺旋式摆动缸。为了减小尺寸, 精确控制, 提供更大转矩和摆动角度, 通常采用叶片式摆动缸。叶片式摆动缸的关键在于密封结构设计, 本研究针对不同的内泄漏位置设计相对应的组合密封结构。目前国内液压缸密封分
6、析仍然局限在有限元分析单一的 O 形密封圈4-6或矩形密封圈7-8的性能参数, 组合密封形式的分析研究很少, 本研究对摆动缸组合式密封结构设计具有一定的借鉴意义。1 叶片式摆动缸工作原理叶片式摆动缸主要由三部分组成9-11, 如图 1 所示, 分别是转轴、缸体和叶片 (转子叶片和定子叶片) 。转子叶片和定子叶片将摆动缸腔体分成两个部分, 一侧是高压腔, 一侧是低压腔。由于转子叶片两侧存在压力差, 转子叶片带动转子由高压腔向低压腔转动, 输出扭矩和摆动角度, 通过控制液压油的压力来调节摆动缸的输出扭矩, 控制液压源输入的流量调节摆动缸的转速。叶片式摆动缸的内泄漏主要由三部分组成6-8, 分别是叶
7、片顶部的径向内泄漏, 叶片两侧的端面轴向内泄漏, 动叶片根部和静叶片顶部的拐角处的曲面泄漏, 其中叶片的顶部径向密封和叶片两侧端面轴向密封形成一个直角密封区域。图 1 摆动缸工作原理图 下载原图1.缸体 2.矩形密封圈 3.O 形圈 4.叶片 5.转轴 6.异形密封圈 7.端盖2 叶片式摆动缸组合密封结构设计2.1 矩形圈组合密封结构叶片顶部和两侧采用矩形圈组合密封结构, 叶片开有沟槽, 将组合密封件嵌套入沟槽内, O 形圈依靠自身的变形产生的预紧力传递给矩形密封圈, 矩形密封圈与缸体和端盖接触实现动密封。采用 PTFE (聚四氟乙烯) 和橡胶 (聚氨酯) 的组合密封方式, 同时为了防止在高压
8、环境下密封件的挤出, 在组合密封的两侧加上防挤出的 PTFE 挡板, 如图 2所示。图 2 矩形圈组合密封 下载原图1.矩形密封圈 2.O 形圈 3.端盖 4.叶片 5.直角密封面2.2 异形圈组合密封结构叶片曲面拐角采用 O 形橡胶圈和“异形”密封圈的组合密封, O 形圈和异形圈在端盖的挤压下, 产生一定的预压缩变形, 使得异形密封圈和矩形密封圈在叶片曲面处紧密贴合形成密封接触面。3 叶片式摆动缸组合密封内泄漏模型建立3.1 矩形密封圈直角密封泄漏模型建立计算直角平面内泄漏采用弹性流体动力润滑理论 (EHL) , 分析密封面的油液膜厚, 密封接触压力和泄漏量。EHL 理论中, 叶片密封面处油
9、膜压力根据有限元计算出的密封接触压力进行拟合, 密封接触压力和油膜厚度之间的关系通过MATLAB 对稳态雷诺方程的逆解建模完成12-21。图 3 异形圈组合密封 下载原图1、4.O 形圈 2.矩形圈 3.异形圈 5.曲面密封面根据实际情况将矩形圈组合密封的分析过程分为两步:第一步, 安装过程, 给缸体一个 Y 向的位移, 令密封件挤压产生变形, 生成一定的初始预紧力, 这时的接触压力主要是 O 形圈变形产生的预紧力通过矩形圈传递到密封接触面;第二步, 加载密封压力 pc, 这时在密封压力的作用下, 密封件产生更大的变形, 密封件与缸体的主密封面和叶片沟槽的副密封面产生更大的接触压力, 保证密封
10、。不同密封压力下, 接触压力提取路径起始点位置和密封面各个位置点的接触压力曲线如图 4 所示。图 4 直角密封面接触压力分布图 下载原图稳定工作状态下的雷诺方程为:式中, 密封面油膜密度h密封面油膜厚度油膜黏度p密封面接触压力v密封面相对运动速度此方程为一阶非线性常微分方程, 如果已知方程中任一点的 H 值, 即可求得该方程的数值解。在 p的拐点 x=x 处 dp (x ) /dx=0 代入式 (2) 得:使用三次多项式对油膜入口区点 x 的压力分布拟合如下:根据压力分布, 可求出 p的转折点 x 的值, 即可求得对应点的 H 值, 根据雷诺方程解得油膜厚度曲线。由油膜厚度得出叶片顶部径向泄漏
11、量为:式中, b x叶片密封的宽度by叶片的长度r1缸体内圆半径r2转轴外圆半径w叶片转速qj11动叶片顶部径向泄漏量qj21静叶片顶部径向泄漏量叶片两侧的泄漏量分为动叶片与端盖的泄漏和定叶片与端盖的泄漏, 则叶片两侧的泄漏量为:式中, q j12动叶片侧面泄漏量qj22静叶片侧面泄漏量叶片矩形密封圈的泄漏总量为:3.2 异形密封圈曲面泄漏模型建立曲面密封面的接触压力由矩形圈和异形圈共同作用产生, 主要分为两个过程, 首先矩形圈“向下”挤压紧贴异形密封圈, 异形圈“向上”挤压紧贴叶片根部的矩形圈, 然后通入液压油, 当两种组合密封形成的接触面上的接触压力大于密封压力时, 可形成有效密封;当接触
12、面上的接触压力小于密封压力时, 两接触面会被液压油“挤开”, 形成泄漏缝隙, 无法形成两密封面的紧密贴合, 发生内泄漏。不同密封压力下, 接触压力提取路径起始点位置和密封面各个位置点的接触压力曲线如图 5 所示。图 5 不同密封压力下的接触压力分布图 下载原图当 O 形圈截面尺寸直径分别为 2.5, 2.62, 2.65 mm, 压缩量分别为 0.5, 0.62, 0.65 mm 时, 泄漏缝隙的大小与密封压力的关系如图 6 所示。叶片曲面密封尺寸相对于密封件整体尺寸很小, 可近似看作是两个平行平板缝隙流动。由叶片式摆动缸的结构可知, 叶片根部拐角处的端面泄漏也可分成两部分, 一部分是定子叶片
13、拐角处静密封泄漏, 一部分是转子叶片拐角处动密封泄漏, 因此可分别简化为两固定平行平面间的缝隙流动 qd1和两相对平行平面间的缝隙流动 qd2。图 6 泄漏缝隙与密封压力关系图 下载原图叶片拐角处的曲面密封总泄漏量:则内泄漏总量:表 1 叶片式摆动缸密封参数 下载原表 4 理论计算与实验结果对比分析4.1 组合密封泄漏量实验实验台如图 7 所示, 环境温度为 25, 液压源最高压力为 15 MPa, 额定流量为15 L/min, 静态扭矩传感器型号为 JSC5, 精度为 0.01% (F.S) 。将叶片式摆动缸通过法兰与扭矩传感器连接, 摆动缸的一个油口 A 与液压站相连, 另一个油口 B 通
14、过油管接入量程为 5 L 的量杯, 液压源每升高 1 MPa, 计时测量每分钟从油口 B 通过油管流入量杯的液压油的体积, 依次测出 112 MPa 的摆动缸泄漏量 q 和输出扭矩 T。图 7 叶片式摆动缸试验台 下载原图由理论分析计算可知, 叶片顶部和两侧直角处的矩形圈组合密封和叶片拐角处曲面的异形圈组合密封都有 O 形圈参与作用, O 形圈的预压缩量和尺寸对密封接触压力产生重要影响, 且异形圈曲面产生的泄漏缝隙是主要泄漏发生部位。实验通过分析对应不同 O 形圈截面尺寸 (2.5, 2.62, 2.65 mm) 时, 不同密封压力下的泄漏量和输出扭矩。由图 8 可知, 当 O 形圈截面直径为
15、 2.5 mm 时, 内泄漏呈现近似线性分布, 密封压力小于 4 MPa 时, 输出扭矩呈线性增长分布, 大于 4 MPa 时, 输出扭矩下降;当 O 形圈截面直径为 2.65 mm, 密封压力小于 6 MPa 时, 泄漏量很小, 当密封压力大于 8 MPa 时, 泄漏急剧上升, 对应输出扭矩下降, 密封失效。4.2 实验结果分析当 O 形圈截面直径为 2.65 mm, 压缩量为 0.65 mm 时, 在不同密封压力下叶片曲面的接触压力分布情况如图 9 所示。由图 9 可知, 当密封压力达到 8 MPa 时, 叶片曲面密封最大接触压力小于密封压力, 无法形成有效的密封, 与上述输出扭矩在 6
16、MPa 增长变缓, 8 MPa 开始下降的实验结果吻合。由图 10 理论泄漏量和实验测得的泄漏量对比图可知, 当密封压力在 6 MPa 以下时, 泄漏量与密封压力呈近似线性关系, 泄漏量很小;当密封压力继续增大时, 泄漏缝隙急剧增大, 导致组合密封失效, 内泄漏严重, 对应输出扭矩下降, 与实验结果吻合。图 8 实验测量数据 下载原图图 9 接触压力和密封压力对比 下载原图5 结论(1) 由本研究设计的叶片式摆动缸密封结构可知, 影响摆动缸输出扭矩和内泄漏的因素有很多, 有密封件材料、O 形圈的预压缩量、叶片与缸体的配合间隙、叶片的转角和液压油黏度等。经计算, 叶片曲面缝隙导致的泄漏为影响叶片式摆动缸内泄漏的主要因素;图 1 0 理论和实验泄漏量对比 下载原图(2) 影响叶片曲面密封的主要因素为 O 形圈的预压缩量, 安装预压缩时在曲面产
