南海高空作业车出租， 三水高空作业车出租， 番禺高空作业车出租 配流阀推杆动密封作用过程润滑分析 往复动密封工作中摩擦界面的润滑水膜对密封寿命和性能有较大影响，通过流体力学计算不同结构参数动密封的润滑液膜厚度，揭示往复动密封水润滑工况下的润滑机理对密封设计极有意义。流体力学研究中采用纳维-斯托克斯方程描述牛顿流体运动参数和受力的关系，其囊括了流体力学计算模型中所有的相关因素。 在往复动密封摩擦副界面润滑水膜中取某微小区域，沿x方向为往复动密封的高压侧向空气侧流动的方向，y方向为圆周方向，z向为液膜的厚度方向，则密封润滑液膜的N-S方程为： ρ水为高水基液的密度，v为运动粘度，p为压力，u为运动速度。 根据往复动密封的实际工况，做出以下简化和假设：
（1）高水基乳化液不可压缩；
（2）往复动密封摩擦副润滑液膜中的流态为层流；
（3）忽略加工误差，配流阀推杆与密封安装槽为同心装配；
（4）高水基液的粘度不受温度、压力等因素影响；
（5）仅考虑往复动密封润滑液膜在密封宽度方向上的压力变化，忽略在液膜厚度上的压力变化；
（6）忽略往复密封外圆面弯曲对摩擦副润滑液膜的影响，将密封展开为平面进行简化分析。 推杆动密封摩擦副的流动可简化为平行板间隙模型，润滑液膜hm与密封圈宽度相比是极小的，挡圈与推杆的曲率忽略不计，推杆以速度在阀内进行往复运动，往复密封圈的挡圈固定不动，两界面间满高水基乳化液。
由于高水基液的润滑液膜在厚度方向极薄，对压力在液膜厚度上的分布变化进行简化，同时忽略润滑液膜的惯性力的影响，则p/z=0，质量力Mx、My、 Mz均等于零。润滑液膜中流体在层流状态下做牛顿剪切流动，摩擦切应力τ远大于流体时变加速度、位变加速度产生的惯性力，则dux/dt=duy/dt=duz/dt=0。流体除厚度方向剪切流动的速度梯度外，其他各个方向的速度梯度的值都较小可忽略不计，将上述假设和特定边界带入式（4-7）则得到简化模型： 高水基乳化液视为不可压缩流体，其流量连续性方程的偏微分形式如下： 将流量连续性方程式（4-8）、（4-9）联立，得到流体动力润滑理论中的雷诺方程： 式中μ为流体的动力粘度，hm为往复动密封摩擦副润滑液膜的厚度，ur为推杆运动速度。 由于推杆在工作过程中只沿x方向往复运动，不存在y方向的流动，压力在y向上为常数，则p/y=0，则雷诺方程简化为： 3()6 12mm式中/mh t表示润滑液膜受挤压所产生的变化，在径向承受交变载荷时对产生的影响较大。推杆密封工作中在润滑液膜厚度方向上受到外部载荷稳定，因此忽略润滑液膜沿厚度方向的变化，则/mh t=0，推杆动密封液膜的雷诺方程进一步简化上式中有未知量润滑液膜厚度分布hm(x)和压力分布p(x)，关于上式偏微分方程的通解常用顺解法和逆解法求解，采用逆解法求解配流阀动密封摩擦界面的润滑液膜分布，即通过数值模拟的方法先获得接触界面的接触应力分布结果，反向带入式(4-12)中进行求解，从而计算获得动密封接触界面的润滑液膜厚度分布。
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动密封接触界面的最大接触压力处的油膜厚度设为hm0，此时接触压力p(x) 在此处存在极值点，即p/x=0。 为便于计算和求解，对上式进行无量纲化处理，令Hm=hm/hm0，则： (1)/mmG =H −H 其中G为无量纲压力梯度，()20()(/)/m rG x =h u p x。 在上式中流体粘度μ和推杆运动速度ur均已知，而接触应力可由前述仿真模型计算获得，根据往复动密封有限元数值模拟提取的接触应力，并进行拟合代入，可求出界面润滑液膜厚度hm。描述了G关于Hm的函数图像，可知在Hm<1时，G<0，即hm(x)<hm0，则可知p/x<0；在Hm>1时，G>0，即hm(x)>hm0，可知p/x>0。 Hm=1.5时G(x)有极大值，则接触应力最大处高水基润滑液膜厚度为hm0： 0 max8 9()mph ux=往复动密封有限元模型中分析了密封面接触应力，提取挡圈密封面上接触应力曲线。为计算密封挡圈摩擦面间的润滑液膜，对密封挡圈宽度上的接触应力分布进行多项式数据拟合，将压力曲线的拟合函数带入无量纲方程式中进行求解，即可计算出动密封挡圈接触面上最大压力处的润滑膜厚度。
根据上述密封摩擦面润滑液膜计算方法对不同结构参数的推杆往复动密封的润滑液膜进行了计算，对推杆动密封的研究中以hm0表征密封润滑液膜厚度。在相同密封挤出间隙和压力下，摩擦面的润滑液膜厚度随安装过盈量的增大而减小；在挤出间隙0.15 mm、安装过盈量0.1 mm、乳化液压力21 MPa时，润滑液膜厚度最大为0.038 μm。高水基乳化液润滑下阀杆密封的润滑液膜厚度较小，约在0.025~0.04 μm。相同密封安装过盈量下密封界面的润滑液膜厚度随挤出间隙的增大而增大，推杆往复动密封界面的泄漏量随之增大。
不同加载压力下往复动密封摩擦面上的润滑液膜厚度和泄漏量。往复动密封的安装过盈量越大，挡圈与推杆间的润滑液膜厚度小，在流体加载压力5 MPa、安装过盈量0.1 mm时，密封润滑液膜厚度最大为0.053 μm，泄漏量最大为0.53 mm3/min。同一往复动密封结构参数下，流体加载压力的升高会使动密封摩擦面的润滑液膜降低，在压力21 MPa、挤出间隙0.08 mm、安装过盈量0.2 mm时，挡圈摩擦面的润滑液膜最小为0.032 μm。工作压力的升高使得密封挡圈与推杆间的接触应力升高，从而使往复动密封的泄漏量随之降低。 基于推杆往复动密封分析和摩擦副润滑液膜厚度计算，揭示了密封结构参数对密封性能的影响规律。配流阀工作压力升高会使密封面润滑液膜降低，动密封安装过盈量能够增大密封挡圈的接触应力，增强了密封圈的密封效果。根据计算结果发现推杆往复动密封界面的润滑液膜厚度较小，远小于推杆表面加工粗糙度值，且密封挡圈对磨表面较为粗糙，表明推杆动密封摩擦面在工作中并未形成完全隔离摩擦副的润滑液膜。挡圈与推杆间在水润滑工况中必然会产生固体接触的滑动摩擦，密封摩擦面的滑动为边界混合摩擦，要保证往复动密封的使用寿命要从改善密封摩擦面的流体润滑状态和选用耐磨自润滑的材料两方面着手。本文配流阀推杆往复动密封的挡圈材质采用改性PTFE材料，动密封结构参数为挤出间隙0.1 mm，安装过盈量0.2 mm。
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