液黏離合器旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封泄漏特性試驗(yàn)研究

李小卒 郭劉洋 郝木明 劉中琪 李 強(qiáng) 任寶杰

(1.中國石油大學(xué)(華東)新能源學(xué)院 山東青島 266580；2.中國北方車輛研究所車輛傳動(dòng)重點(diǎn)實(shí) 驗(yàn)室 北京 100072；3.東營海森密封技術(shù)有限責(zé)任公司 山東東營 257067)

黏性液體傳動(dòng)裝置(Hydro-Viscous Driver，HVD)基于牛頓內(nèi)摩擦定律，通過黏性液體傳遞動(dòng)力，理論傳動(dòng)效率可達(dá)100%，極大地提高了能源利用率與裝置可靠性[1]，廣泛應(yīng)用于風(fēng)機(jī)、水泵等設(shè)備以及電力、冶金、石油、汽車等行業(yè)中。作為減速器中的關(guān)鍵傳動(dòng)系統(tǒng)，黏液離合器(Hydro-Viscous Clutch，HVC)利用油膜剪切力在主動(dòng)軸與被動(dòng)軸之間進(jìn)行無級(jí)調(diào)速，通過調(diào)節(jié)摩擦片間的油膜厚度來調(diào)整轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。動(dòng)密封組件是HVC的關(guān)鍵設(shè)備，其通過建立并控制間隙承載油膜，不僅能有效減少設(shè)備潤滑油泄漏量，還能對(duì)主軸起到潤滑、冷卻、保護(hù)的作用。因此，密封組件的實(shí)際應(yīng)用性能，對(duì)提高液黏離合器的傳動(dòng)效率與可靠性起著至關(guān)重要的作用。

由于液黏離合器具有傳動(dòng)效率高、啟動(dòng)范圍大以及扭矩傳遞穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)，國內(nèi)外學(xué)者開展了一系列研究。MARKLUND[2]較系統(tǒng)地介紹了濕式離合器的分類、結(jié)構(gòu)與工作原理以及液膜摩擦特性，并利用試驗(yàn)手段完成了離合器的設(shè)計(jì)與優(yōu)化工作。CHEN等[3]基于液黏傳動(dòng)的基本原理，提出潤滑油性能是液黏傳動(dòng)裝置(HVD)的關(guān)鍵因素之一，并通過大量的性能對(duì)比試驗(yàn)，得到了更適用于HVD的驅(qū)動(dòng)潤滑油。CUI等[4]根據(jù)力平衡原理建立液黏多盤摩擦副的瞬態(tài)溫度數(shù)學(xué)模型，研究了多盤摩擦副溫度分布和傳導(dǎo)規(guī)律。之后CUI等[5]又基于連續(xù)性方程和Navier-Stokes方程深入研究了液黏驅(qū)動(dòng)裝置(HVD)中的油膜特性，認(rèn)為壓力增高、黏度降低與摩擦副變形均會(huì)導(dǎo)致泄漏量的增加。GONG等[6]通過數(shù)值分析的方法，建立動(dòng)量方程與能量方程以研究平行圓盤間的黏性流體膜，結(jié)果表明隨著流通速率的增加，科里奧利力的阻力效應(yīng)增加，減弱了流體的液黏動(dòng)力傳遞。WANG等[7]建立三維瞬態(tài)熱傳導(dǎo)邊值問題方程，對(duì)雙圓弧溝槽摩擦副的熱行為進(jìn)行數(shù)值模擬，研究了摩擦盤熱量分布特點(diǎn)，為工程實(shí)踐提供了理論基礎(chǔ)。MORRIS等[8]考慮了濕式離合器中油膜分離機(jī)制導(dǎo)致的油膜破裂，發(fā)現(xiàn)了寄生阻力損失(Parasitic Drag Losses)的操作條件。YU等[9]對(duì)摩擦副進(jìn)行熱分析計(jì)算并提出有效限制摩擦副元件位移的卡箍設(shè)計(jì)。GONG等[10]針對(duì)液黏離合器裝置(HVC)低壓工作阻力矩較大的問題，提出了一種泵閥復(fù)合壓力控制系統(tǒng)，擴(kuò)大了工作壓力范圍，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了控制系統(tǒng)的有效性。陳寧[11]研究了HVD的油膜潤滑傳動(dòng)機(jī)制及結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性，總結(jié)出了摩擦副的熱變形規(guī)律。高潔[12]基于仿真軟件對(duì)液黏離合器的主動(dòng)軸與被動(dòng)軸進(jìn)行力學(xué)計(jì)算，并對(duì)動(dòng)密封組件進(jìn)行了數(shù)值模擬分析，研究了控制壓力、密封間隙及密封腔間隙等參數(shù)對(duì)泄漏量的影響。孟慶睿和侯友夫[13]研究了液黏傳遞技術(shù)中油膜擠壓效應(yīng)對(duì)液體黏性調(diào)速啟動(dòng)的影響，發(fā)現(xiàn)隨著油膜減薄，擠壓效應(yīng)對(duì)油膜承載力的作用更加顯著。郭劉洋和杜明剛[14]以試驗(yàn)手段得到不同操作條件對(duì)摩擦因數(shù)的影響公式，并針對(duì)熱負(fù)荷特性進(jìn)行了一系列的試驗(yàn)研究。姚壽文等[15]以HVD摩擦副為研究對(duì)象，利用仿真軟件建立摩擦副流固耦合模型，研究了摩擦片變形及油壓對(duì)工作性能的影響。崔建中[16]研究了液黏調(diào)速離合器軟啟動(dòng)過程穩(wěn)定性、摩擦副溫度場以及間隙油膜的動(dòng)力學(xué)特性，通過骨架油封開展了摩擦片溫度場和油膜穩(wěn)態(tài)特性的試驗(yàn)研究。陳立宇[17]結(jié)合理論分析、數(shù)值分析與實(shí)驗(yàn)手段，建立了摩擦副間隙流體潤滑模型，研究了油槽參數(shù)對(duì)液黏離合器傳遞扭矩和液膜承載力的影響，認(rèn)為通過在摩擦副表面開設(shè)微織構(gòu)可以增強(qiáng)密封油膜承載力并減少密封的泄漏。馬靈童和孟慶睿[18]采用仿真軟件建立了液黏傳動(dòng)裝置摩擦片與對(duì)偶片間隙流場模型，分析了摩擦副溫度分布規(guī)律以及溫升特性。李虎[19]同樣對(duì)摩擦副熱量的產(chǎn)生及分配機(jī)制進(jìn)行研究，得到了摩擦副多物理場分布規(guī)律，針對(duì)高溫及應(yīng)力過大問題進(jìn)行了設(shè)計(jì)優(yōu)化。汪首坤等[20]針對(duì)液黏風(fēng)扇調(diào)速系統(tǒng)提出了轉(zhuǎn)速-轉(zhuǎn)矩雙閉環(huán)模糊控制策略，大幅降低了調(diào)速誤差，改善了系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)調(diào)速過程。姜宇宇等[21]建立了二維瞬態(tài)溫度場計(jì)算模型，研究了液黏離合器摩擦副的馬鞍形熱屈曲變形問題，探討了應(yīng)力變化及溫度場的分布規(guī)律。

綜上所述，目前對(duì)于液黏離合器動(dòng)密封的研究主要著眼于液膜的承載力與支撐力矩等力學(xué)特性，以及摩擦副的摩擦特性及熱量分布特性，缺乏針對(duì)密封組件的密封性能研究。而在實(shí)際應(yīng)用工況下，密封在工作過程中時(shí)刻面臨著主機(jī)振動(dòng)、主軸跳動(dòng)、密封殼不規(guī)則變形及油溫隨時(shí)波動(dòng)等客觀情況，密封組件的穩(wěn)定運(yùn)行對(duì)于液黏離合器的工作性能起到至關(guān)重要的作用。因此，本文作者針對(duì)不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下的密封工裝，根據(jù)實(shí)際應(yīng)用工況設(shè)計(jì)并進(jìn)行現(xiàn)場試驗(yàn)，探究液黏旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封在真實(shí)環(huán)境下的使用性能。

1 試驗(yàn)裝置及方案

1.1 試驗(yàn)工裝

液黏旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封利用黏性密封油在運(yùn)動(dòng)過程中產(chǎn)生的剪切力，使得殼體與軸套間隙液膜具有一定承載力，一方面可以維持旋轉(zhuǎn)主軸與靜止設(shè)備的運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性，另一方面可以增強(qiáng)間隙潤滑和沖洗散熱的能力。液黏旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封試驗(yàn)工裝如圖1所示。其中，通過操縱油接頭4與潤滑油接頭組件5進(jìn)行獨(dú)立油路連接注入，并通過泄壓孔通道10、潤滑油通道9和操縱油通道11進(jìn)行泄漏量收集并回流油池；靜止的試驗(yàn)殼體8與旋轉(zhuǎn)軸套7之間存在油膜間隙；管線接頭51與外側(cè)油路系統(tǒng)連接，滑動(dòng)接頭52通過與O形圈53配合，不僅與機(jī)加工件實(shí)現(xiàn)密封功能，同時(shí)可進(jìn)行徑向移動(dòng)，滿足試驗(yàn)殼體8與軸套7之間的液膜承載力發(fā)生變化時(shí)，殼體8的徑向浮動(dòng)功能；連接套筒1、擋油環(huán)2與甩油環(huán)3分別起到固定工裝、內(nèi)外側(cè)輔助密封的功能。其中，為滿足殼體可隨油膜壓力即時(shí)浮動(dòng)的功能，試驗(yàn)殼體材質(zhì)采用密度較小的錫青銅，配套使用的軸套材質(zhì)為2Cr13不銹鋼。

圖1 液黏旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封裝配

1.2 輔助系統(tǒng)

根據(jù)液黏旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封的實(shí)際應(yīng)用需求，設(shè)計(jì)、加工并組裝了密封試驗(yàn)輔助系統(tǒng)，如圖2(a)所示。其主要功能包括：密封操縱油與潤滑油應(yīng)獨(dú)立供油，可分別控制油溫與油壓；電機(jī)主軸可實(shí)現(xiàn)0～5 000 r/min自定義調(diào)速功能；密封油通過3個(gè)泄漏通道進(jìn)行收集后可即時(shí)回流至油池，參與后續(xù)的油路循環(huán)。操縱油壓力pc與潤滑油壓力plb采用“旁路調(diào)節(jié)”的方式，如圖2(b)所示。

圖2 密封試驗(yàn)方案

密封試驗(yàn)工裝操作步驟如下：

(1)調(diào)壓閥V204與閥V205控制操縱油泵P12與潤滑油泵P11參與的主路循環(huán)管線壓力，旁路管線經(jīng)過調(diào)壓閥V102與閥V101分別連接至操縱油接頭組件04與潤滑油接頭組件05；

(2)密封油通過液黏旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封后進(jìn)入操縱油泄漏通道11、泄壓孔泄漏通道10與潤滑油泄漏通道9，由三通閥V201、V202與V203控制回流至油池TK01；

(3)當(dāng)需要進(jìn)行泄漏量測試時(shí)，可通過三通閥轉(zhuǎn)換流道在規(guī)定時(shí)間內(nèi)進(jìn)行泄漏量收集；

(4)加熱器HX01可對(duì)油池進(jìn)行加熱，通過觀察T101可隨時(shí)監(jiān)控密封油注入溫度。

1.3 試驗(yàn)殼體和試驗(yàn)代號(hào)

試驗(yàn)殼體是密封試驗(yàn)工裝的核心部件，圖3所示為試驗(yàn)殼體編號(hào)。

圖3 試驗(yàn)殼體關(guān)鍵尺寸代號(hào)

表1列出了不同試驗(yàn)工裝的代號(hào)及相應(yīng)的環(huán)帶尺寸。

表1 密封工裝代號(hào)與關(guān)鍵尺寸

1.4 試驗(yàn)方案

根據(jù)試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)，共進(jìn)行1 540組試驗(yàn)，每個(gè)工況點(diǎn)在穩(wěn)定運(yùn)行5 min后，收集操縱油泄漏量Qc、泄壓孔泄漏量Qrp與潤滑油泄漏量Qlb，收集時(shí)長為5 min。試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)如下：

(1)工裝代號(hào)：Hc0，Hc1，Hc2，Hc3。

(2)潤滑油壓力plb：0.3 MPa。

(3)操縱油壓力pc：0.2，0.4，0.6，0.8，1.0，1.5，2.0 MPa。

(4)轉(zhuǎn)速n：0，500，1 000，1 500，2 000，2 500，3 000，3 500，4 000，4 500，5 000 r/min。

(5)油溫t：30，50，70，90 ℃。

密封油介質(zhì)為10W-40重負(fù)荷動(dòng)力傳動(dòng)通用潤滑油，其最低適用溫度為-10 ℃，最低啟動(dòng)溫度為-25 ℃，適用于冬季使用；在100 ℃時(shí)運(yùn)動(dòng)黏度為14.5 mm2/s。

2 結(jié)果與討論

2.1 操縱油壓力對(duì)泄漏量的影響

選取密封油溫30 ℃時(shí)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)為研究對(duì)象，此時(shí)油溫較恒定，銅制殼體相應(yīng)變形量較小。不同轉(zhuǎn)速下各通道泄漏量隨壓力變化如圖4所示?？梢钥闯?，隨著操縱油壓力的增加，各套試驗(yàn)工裝泄漏量均有上升趨勢。對(duì)于不同泄漏通道而言，不同工裝的泄漏特性具有差異性，當(dāng)轉(zhuǎn)速為0、操縱油壓力為0.2 MPa時(shí)的泄漏量最小，而轉(zhuǎn)速為5 000 r/min、操縱油壓力為2.0 MPa時(shí)的泄漏量最大。

圖4 不同轉(zhuǎn)速下泄漏量隨操縱油壓力變化

由圖4(a)可知，當(dāng)壓力從0.2 MPa增加至2.0 MPa時(shí)，4套試驗(yàn)工裝的操縱油泄漏量Qc均有所增加。其中，工裝Hc3泄漏量變化不明顯，整體上升幅度較小，泄漏量由0.024 L/min增加至0.690 L/min；而工裝Hc2操縱油泄漏量Qc由0.052 L/min上升至0.556 L/min，增幅較大。當(dāng)轉(zhuǎn)速固定，操縱油壓力pc升至1.0～1.5 MPa時(shí)，操縱油泄漏量Qc增加趨勢變緩。對(duì)于特定結(jié)構(gòu)參數(shù)，當(dāng)操縱油管路壓力升高至某一數(shù)值，工裝間隙液膜流動(dòng)狀態(tài)趨于穩(wěn)定，從而進(jìn)入相對(duì)平緩階段。

由圖4(b)可知，泄壓孔泄漏量Qrp總體數(shù)值小于操縱油泄漏量Qc，這主要是由于泄壓孔泄漏通道直徑較小，進(jìn)入泄漏通道的油量較少；隨著壓力增加，各套工裝泄漏量也隨之上升，增幅排序與操縱油泄漏情況一致，其中工裝Hc3泄漏量由0.085 L/min增加至1.134 L/min，增幅最??；試驗(yàn)工裝Hc2泄漏量由0.062 L/min升至1.380 L/min，增幅最大。與圖4(a)中的泄漏量變化趨勢相同，當(dāng)操縱油壓較高時(shí)，泄壓孔泄漏量也增速變緩而趨于穩(wěn)定。

對(duì)比圖4(c)中各套工裝的泄漏量，除工裝Hc0外，其余試驗(yàn)工裝的潤滑油泄漏量Qlb受壓力影響較小，隨著操縱油壓力增加，個(gè)別泄漏量曲線出現(xiàn)下降的情況。操縱油管路和潤滑油管路為兩套獨(dú)立的注油系統(tǒng)，試驗(yàn)時(shí)將密封油分別注入操縱油環(huán)帶f和潤滑油環(huán)帶b，如圖2與圖3所示。由于試驗(yàn)工裝Hc1、Hc2、Hc3徑向間隙較小為0.25 μm，且潤滑油壓力固定為0.3 MPa，因此操縱油壓力幾乎不會(huì)對(duì)潤滑油循環(huán)過程產(chǎn)生影響；潤滑油的正常穩(wěn)定循環(huán)可以給主軸與殼體提供充足的冷卻潤滑功能，同時(shí)利用背壓防止大氣側(cè)環(huán)境顆?；螂s質(zhì)進(jìn)入密封工裝內(nèi)部，造成磨損和堵塞。而工裝Hc0的徑向間隙較大為0.65 μm，當(dāng)操縱油壓力高于潤滑油壓力時(shí)，密封油會(huì)經(jīng)過密封間隙混入潤滑油循環(huán)過程，造成潤滑油泄漏量受操縱油壓力影響較大。因此，當(dāng)操縱油壓力pc高于0.4 MPa時(shí)，潤滑油泄漏量增速變大，同時(shí)在達(dá)到穩(wěn)定壓力后泄漏量增加變緩。

圖4(d)對(duì)比了各套工裝的泄漏量總和變化情況，當(dāng)壓力高于1.0 MPa時(shí)泄漏量增速放緩；工裝Hc3總體泄漏量最少，為1.705 L/min；工裝Hc2總體泄漏量最多，為8.145 L/min，比工裝Hc3多378%。

2.2 主軸轉(zhuǎn)速對(duì)泄漏量的影響

選取油溫t為30 ℃，操縱油壓分別為0.2和1.0 MPa，研究分析了總泄漏量隨轉(zhuǎn)速變化情況，如圖5所示?？梢钥闯?，隨著轉(zhuǎn)速增加，密封油總泄漏量也隨之增加。操縱油通道和泄壓孔通道的泄漏量受轉(zhuǎn)速變化影響不明顯，轉(zhuǎn)速從0增加至轉(zhuǎn)速5 000 r/min時(shí)，泄漏量增加量不超過0.27 L/min(見圖4(a)(b))；潤滑油泄漏量與轉(zhuǎn)速變化呈正相關(guān)，隨轉(zhuǎn)速增加泄漏量穩(wěn)定增加(見圖4(c))。

圖5 不同操縱油壓力下總泄漏量隨轉(zhuǎn)速變化

對(duì)比圖4與圖5可知，試驗(yàn)工裝總體泄漏量受轉(zhuǎn)速增加影響較小，而潤滑油泄漏量易受轉(zhuǎn)速的影響。操縱油壓為0.2 MPa時(shí)，各套工裝泄漏量隨轉(zhuǎn)速變化趨勢較平穩(wěn)；當(dāng)壓力升高為1.0 MPa時(shí)，泄漏量數(shù)值大幅增加。

理論上密封殼體內(nèi)徑與軸套外徑均為光滑表面，但是受到局部開孔、高溫微變形、表面粗糙度等因素的影響，其表面并非絕對(duì)光滑。當(dāng)主軸轉(zhuǎn)速較高時(shí)，2個(gè)相互運(yùn)動(dòng)的不光滑表面不斷旋轉(zhuǎn)攪拌黏性液體從而產(chǎn)生流體動(dòng)壓效應(yīng)；液膜整體壓力的升高使得經(jīng)過固定尺寸泄漏孔的流量增加，各個(gè)泄漏通道的泄漏量增多；同時(shí)，在單個(gè)工況點(diǎn)的試驗(yàn)過程中，雖然試驗(yàn)時(shí)間較短，但是液體黏性剪切熱和油泵設(shè)備產(chǎn)生的熱量交叉影響，同樣會(huì)使密封試驗(yàn)工裝的體積泄漏量增加。

2.3 試驗(yàn)工裝結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)泄漏量的影響

表1中4種試驗(yàn)工裝的各注油通道軸向密封環(huán)帶寬度及徑向間隙值不同，為探討試驗(yàn)工裝結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響，對(duì)不同操縱油壓力和轉(zhuǎn)速下4種試驗(yàn)工裝的泄漏量進(jìn)行了對(duì)比，如圖6所示。從圖6(a)可以看出，4種試驗(yàn)工裝操縱油泄漏量從大到小依次為Hc2、Hc1、Hc0、Hc3，且Hc2最大值比Hc3多出4.870 L/min。從圖3與表1中可以看出，工裝Hc2操縱油側(cè)環(huán)帶g最窄，而Hc3環(huán)帶g最寬，而環(huán)帶通過對(duì)軸向泄漏介質(zhì)的節(jié)流降壓起到密封作用，因此工裝Hc2操縱油泄漏量最多，而工裝Hc3最少。工裝Hc1潤滑油兩側(cè)環(huán)帶a與c寬度小于工裝Hc0，雖然潤滑油通道壓力較低，但是由于環(huán)帶c較窄，在操縱油壓力較低時(shí)，密封油從操縱油側(cè)向潤滑油側(cè)泄漏時(shí)遭遇較大的潤滑油背壓，因此操縱油向潤滑油側(cè)泄漏量減少，向介質(zhì)側(cè)操縱油泄漏通道的泄漏量增加。

圖6 不同試驗(yàn)工裝泄漏量隨操縱油壓力和轉(zhuǎn)速的變化

從圖6(b)可以看出，整體而言，3個(gè)泄漏通道泄漏量相差較小，工裝Hc2泄漏量最多，工裝Hc3泄漏量最少，兩者最多相差0.620 L/min，而工裝Hc0與Hc1泄漏量基本相同。從圖3可知，泄壓孔環(huán)帶位于操縱油側(cè)與潤滑油側(cè)之間，環(huán)帶固定寬度為2 mm。操縱油從環(huán)帶f注入后，在壓差作用下朝潤滑油側(cè)軸向運(yùn)動(dòng)，當(dāng)越過環(huán)帶e后進(jìn)入泄壓孔環(huán)帶從而從泄壓孔泄漏通道流走。因此泄壓孔泄漏量受到操縱油壓力與操縱油側(cè)環(huán)帶e與g的寬度影響較大，而工裝Hc0與Hc1具有相同的操縱油環(huán)帶寬度，因此泄壓孔泄漏量基本一致，在壓力為2.0 MPa及轉(zhuǎn)速為4 000 r/min時(shí)，工裝Hc0泄漏量比Hc1泄漏量多0.059 L/min。

從圖6(c)可以看出，潤滑油泄漏量從大到小依次為Hc1、Hc0、Hc2、Hc3，其中Hc1泄漏量最大值比Hc3多2.190 L/min。由表1可知，工裝Hc1潤滑油側(cè)環(huán)帶a最窄，因此泄漏量最多。工裝Hc0徑向間隙與工裝Hc2相比較大，因此在相同環(huán)帶下泄漏量較多。工裝Hc3的操縱油通道在潤滑油側(cè)的環(huán)帶e寬度最長為11 mm，有效阻隔了高壓操縱油向低壓潤滑油泄漏的情況，因此在其他參數(shù)相同的情況下其潤滑油泄漏量最少。

圖6(d)對(duì)比了4套工裝的總體泄漏量以及泄漏量隨操作參數(shù)變化的總體趨勢，可知工裝Hc2泄漏量最多，在壓力2.0 MPa、轉(zhuǎn)速5 000 r/min時(shí)總泄漏量為8.145 L/min；工裝Hc3的總體泄漏量最少，在2.0 MPa、5 000 r/min工況下泄漏量為1.705 L/min。工裝Hc2、Hc1、Hc0、Hc3從最低壓最低速到最高壓最高速的總泄漏量增量依次為7.993、5.468、5.289、1.635 L/min。因此工裝Hc3不僅總體泄漏量最少，且泄漏增量最低，在操作參數(shù)變化過程中，密封性能較穩(wěn)定。

對(duì)比分析4套工裝總泄漏量隨壓力與轉(zhuǎn)速的變化趨勢可知，工裝Hc3泄漏量在低、中、高3個(gè)轉(zhuǎn)速區(qū)域受壓力波動(dòng)影響均較小，尤其是在0～3 000 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，其泄漏量較為平穩(wěn)；同時(shí)，對(duì)于特定的操縱油壓，當(dāng)轉(zhuǎn)速變化時(shí)工裝Hc3泄漏量變化體現(xiàn)出明顯的階梯特性。因此，在實(shí)際應(yīng)用過程中，工裝Hc3旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封不適用于轉(zhuǎn)速大范圍變化的工況，而在壓力頻繁波動(dòng)的場合其密封性能更加穩(wěn)定。

3 結(jié)論

(1)隨操縱油壓力的增加，液黏旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封泄漏量也隨之上升，但在高壓區(qū)域上升速率較緩；同時(shí)隨著壓力的增加，各個(gè)試驗(yàn)工裝的操縱油泄漏量與泄壓孔泄漏量增幅明顯大于潤滑油泄漏量。

(2)各泄漏通道泄漏量與轉(zhuǎn)速存在正相關(guān)關(guān)系，與操縱油壓相比，轉(zhuǎn)速對(duì)泄漏量影響程度較低，潤滑油泄漏量比泄壓孔泄漏量更易受到轉(zhuǎn)速的影響。

(3)較寬的密封環(huán)帶可有效減少對(duì)應(yīng)泄漏通道的泄漏量，然而密封環(huán)帶尺寸過大可能加劇殼體摩擦磨損、熱力變形等潛在問題，在實(shí)際設(shè)計(jì)生產(chǎn)中應(yīng)綜合考量。