氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥閥套相貫孔與閥芯的微間隙往復(fù)式動(dòng)態(tài)摩擦特性

許 靜， 倪 敬， 陳燁波， 金永濤， 吳 參

(1. 杭州電子科技大學(xué) 浙江省船港機(jī)械裝備技術(shù)研究重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 杭州 310018； 2. 浙江大學(xué) 能源工程學(xué)院， 杭州 310027)

氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥的工作性能和安全性與整個(gè)裝置的工作性能、效率及可靠性密切相關(guān).在氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥工作的過(guò)程中，其閥套相貫孔與閥芯密封接觸面往復(fù)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的摩擦作用是影響調(diào)節(jié)閥靜、動(dòng)態(tài)性能的重要因素，并且會(huì)出現(xiàn)閥芯卡澀卡滯、流量滯環(huán)大等現(xiàn)象.在閥芯與閥套產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)時(shí)，其相互作用表面將出現(xiàn)局部的非連續(xù)接觸，使得氣控?fù)Q向閥具有非正常的摩擦特性，而現(xiàn)有的摩擦力模型無(wú)法準(zhǔn)確描述其作用機(jī)制.

國(guó)內(nèi)外眾多學(xué)者在經(jīng)典赫茲接觸理論的基礎(chǔ)上，對(duì)靜態(tài)或準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)條件下物體的接觸特性和摩擦特性進(jìn)行了大量研究.Greenwood等[1]將2個(gè)物體的接觸面等效為1個(gè)粗糙面與1個(gè)剛性光滑平面，提出了經(jīng)典的G-W彈性接觸模型；Chen等[2]使用共軛梯度法和快速傅里葉變換運(yùn)算準(zhǔn)則分析了不同的彈性球體材料與平面的滑動(dòng)接觸模型，發(fā)現(xiàn)在純法向力的作用下也存在剪切力；Gong等[3]基于平面應(yīng)變假設(shè)建立球形微凸體與有規(guī)則形狀表面的彈塑性滑動(dòng)接觸模型，得出了接觸表面層殘余應(yīng)力的計(jì)算公式；Vijaywargiya等[4]使用有限元法模擬彈塑性球體在二維滑動(dòng)接觸過(guò)程中的應(yīng)力形成和能量損失，發(fā)現(xiàn)滑動(dòng)接觸時(shí)，在球體的垂直干涉面的高點(diǎn)會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中；Jackson等[5]綜合運(yùn)用半解析法和有限元法分析球體與平面的滑動(dòng)摩擦過(guò)程，得到了滑動(dòng)接觸過(guò)程中平均切向力和法向力的經(jīng)驗(yàn)計(jì)算公式，并研究了有摩擦?xí)r壓頭附近的應(yīng)力分布，發(fā)現(xiàn)摩擦力對(duì)于接觸應(yīng)力分布的影響很小[6]；Mugadu等[7]通過(guò)對(duì)接觸邊緣進(jìn)行圓角近似處理，消除了非連續(xù)接觸邊緣應(yīng)力分布的奇異性；Fleury等[8-10]通過(guò)對(duì)于接觸邊緣的3/4平面進(jìn)行近似處理，以分析滑動(dòng)對(duì)于接觸應(yīng)力和剪切應(yīng)力分布的影響.但是，這些研究主要討論靜態(tài)或準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)條件下的接觸特性和摩擦特性，無(wú)法有效描述工程實(shí)際中氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥閥芯(密封圈)與閥套孔(相貫孔)的動(dòng)態(tài)接觸摩擦過(guò)程.Nadai等[11]求出了棱角附近的應(yīng)力分布，發(fā)現(xiàn)即使在剛性體上施加極低的負(fù)載，也可使得棱角邊緣處的壓力達(dá)到無(wú)限大，從而導(dǎo)致彈性體材料破壞；Churchman等[12]研究了鋼性體與彈性體滑動(dòng)摩擦過(guò)程中接觸邊緣的應(yīng)力奇異性，發(fā)現(xiàn)接觸對(duì)象的彈性模量相差越大，其滑動(dòng)過(guò)程中越容易出現(xiàn)應(yīng)力奇異性；Ciavarella等[13]研究了滑動(dòng)摩擦條件下圓角所引起的壓痕，并通過(guò)數(shù)值方法獲得了表面壓力和內(nèi)部應(yīng)力場(chǎng)，發(fā)現(xiàn)接觸邊緣的應(yīng)力分布是連續(xù)變化的，只有在圓角半徑非常小的情況下才會(huì)出現(xiàn)較為明顯的應(yīng)力集中.

因此，本文以氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥為研究對(duì)象，基于壓頭圓角等效原理、赫茲接觸理論和彈塑性變形理論，建立了接觸邊界形狀時(shí)刻變化的含單個(gè)相貫孔閥套的動(dòng)態(tài)摩擦力計(jì)算模型；引入多組相貫孔的耦合原理，建立了含多個(gè)相貫孔閥套的摩擦力計(jì)算模型，并與其實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，分析了氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥閥套相貫孔與閥芯密封接觸面的微間隙往復(fù)式動(dòng)態(tài)摩擦特性，以期為氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥的工程設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo).

1 數(shù)學(xué)模型

1.1 密封圈過(guò)孔摩擦特性分析

圖1 變速箱中氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of pneumatic control valve in gearbox

汽車(chē)變速箱中氣動(dòng)調(diào)節(jié)閥的工作原理：通過(guò)鋁制閥芯(包括前端和后端聚四氟乙烯密封圈)在閥套(尼龍壓鑄)中的左右移動(dòng)來(lái)控制P口(供氣)和H口(高速)及S口(低速)的通斷，從而實(shí)現(xiàn)車(chē)輛高速(P→H)和低速(P→S)檔位的切換，其結(jié)構(gòu)如圖1所示.圖1中，r1為相貫孔交界處的徑向圓角半徑.因此，閥芯的密封圈勢(shì)必會(huì)滑過(guò)閥套上開(kāi)設(shè)的兩組通氣孔(每組4個(gè)相貫孔)，從而呈現(xiàn)出非正常性的摩擦特性.

以閥芯密封圈初始位置為坐標(biāo)原點(diǎn)，閥芯位置為x軸(從左向右為正方向)，圖2(a)～(h)示出了密封圈與相貫孔接觸摩擦的8個(gè)階段.圖中：la為相貫孔的總寬度；lb為相貫孔直線(xiàn)部分的長(zhǎng)度；lc為密封圈的寬度；R1為相貫孔圓弧段半徑；l0～l7分別為8個(gè)階段的關(guān)鍵尺寸點(diǎn).

圖2 密封圈與相貫孔的相對(duì)位置Fig.2 Relative position of the seal through the through hole

本文經(jīng)過(guò)大量實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，上述非正常的接觸摩擦特性主要表現(xiàn)為：密封圈啟動(dòng)時(shí)將出現(xiàn)靜-動(dòng)摩擦特性轉(zhuǎn)換的現(xiàn)象；相貫孔處的鑄造缺陷(尖角和微凸起等)對(duì)密封圈具有切削效應(yīng)，并導(dǎo)致摩擦系數(shù)增大；各相貫孔彼此緊鄰，使得各個(gè)相貫孔對(duì)密封圈的作用具有耦合效應(yīng)，從而導(dǎo)致摩擦特性出現(xiàn)波動(dòng).因此，實(shí)際密封圈與相貫孔接觸的摩擦力F除了包含靜-動(dòng)接觸的摩擦負(fù)載外，還包括周向應(yīng)力集中、軸向應(yīng)力集中和多孔耦合效應(yīng)產(chǎn)生的接觸摩擦負(fù)載，即實(shí)際密封圈與相貫孔接觸的摩擦負(fù)載可描述為

F(t)=F(S(t),x(t),n(t),t)

(1)

式中：S(t)為應(yīng)力集中效應(yīng)所產(chǎn)生的影響；x(t)為微切削效應(yīng)所產(chǎn)生的影響；n(t)為耦合效應(yīng)所產(chǎn)生的影響；t為時(shí)間.

本文將從密封圈的靜-動(dòng)接觸摩擦特性入手，依次選擇單個(gè)相貫孔和多個(gè)相貫孔的工況，以分析密封圈與相貫孔的接觸摩擦特性.推導(dǎo)過(guò)程中的滑動(dòng)摩擦系數(shù)μ通過(guò)實(shí)驗(yàn)獲得，即以實(shí)驗(yàn)所測(cè)x

1.2 密封圈靜-動(dòng)接觸工況下的摩擦特性

該工況對(duì)應(yīng)于圖2(a)中x∈[0,l0]階段.由于閥套材料是尼龍(彈性模量為28 GPa)，密封圈材料是聚四氟乙烯(彈性模量為 1.3 GPa)，2個(gè)材料的彈性模量相差20倍以上，所以密封圈的靜-動(dòng)接觸摩擦力可以簡(jiǎn)化為彈性體與剛體接觸的靜-動(dòng)摩擦力[14]，即

(2)

(3)

(4)

式中：k為剛性系數(shù)；ζ為阻尼系數(shù)；C為黏性摩擦系數(shù)；v表示閥芯運(yùn)動(dòng)速度；g(v)表示耦合系數(shù)；vs表示Stribeck速度；Fc為庫(kù)侖摩擦力；Fs為靜摩擦力.

上述參數(shù)中的靜態(tài)參數(shù)C、Fc、Fs和vs通過(guò)實(shí)驗(yàn)方法獲得，即在通過(guò)實(shí)驗(yàn)所得x

圖3 摩擦力-速度曲線(xiàn)Fig.3 Friction-speed curve

另外，k值通過(guò)實(shí)驗(yàn)獲得，即通過(guò)控制閥芯在x

1.3 單個(gè)相貫孔工況下的過(guò)孔接觸摩擦特性

單個(gè)相貫孔是最簡(jiǎn)單的密封圈過(guò)孔工況，對(duì)應(yīng)于圖2中x∈[l0,l6]階段.當(dāng)密封圈與閥套上的相貫孔接觸時(shí)，在沿相貫孔的2個(gè)直邊(如圖4(a)中B1C1和F1E1所示)和2個(gè)圓弧邊(如圖4(a)中F1A1B1和C1D1E1所示)出現(xiàn)了應(yīng)力集中區(qū)域，如圖4(b)中陰影部分所示.根據(jù)Johnson[6]關(guān)于剛性壓頭與彈性材料的接觸描述，如果相貫孔處是尖銳的(圓角半徑r1和r2無(wú)窮小)，則密封圈在相貫孔處的接觸應(yīng)力將無(wú)限大.在實(shí)際情況下，相貫孔邊緣存在一個(gè)小圓角，因此，當(dāng)密封圈與相貫孔接觸而產(chǎn)生應(yīng)力集中時(shí)不會(huì)出現(xiàn)接觸應(yīng)力無(wú)限大的情況，也就是不會(huì)對(duì)密封圈產(chǎn)生塑性破壞.

1.3.1相貫孔直邊的應(yīng)力集中效應(yīng) 相貫孔直邊的應(yīng)力集中是由于密封圈材料與相貫孔直邊相互接觸所造成的.由于相貫孔的尺寸較小(la=2 mm，R=0.6 mm)，且其直邊B1C1和F1E1具有軸對(duì)稱(chēng)性，為簡(jiǎn)化分析，假設(shè)兩側(cè)直邊的應(yīng)力集中效應(yīng)一致，且在直邊B1C1和F1E1上的接觸應(yīng)力分布相同，以相貫孔一側(cè)直邊B1C1上的任意截面M1-M2處為研究對(duì)象，其直邊上的應(yīng)力集中效應(yīng)如圖4(b)所示.其中：應(yīng)力分布由p1(x1)和p2(x2)兩部分組成；p1(x1)是由M1點(diǎn)沿x1方向的應(yīng)力集中產(chǎn)生的應(yīng)力；p2(x2)是由M1點(diǎn)沿x2方向的應(yīng)力集中產(chǎn)生的應(yīng)力；p3(x3)是由A2點(diǎn)沿x3方向的應(yīng)力集中產(chǎn)生的應(yīng)力；p4(x4)是由A2點(diǎn)沿x4方向的應(yīng)力集中產(chǎn)生的應(yīng)力.

圖4 密封圈與相貫孔的接觸摩擦特性Fig.4 Contact friction characteristics of seal ring and through hole

(1)p1(x1)的計(jì)算.當(dāng)x1>b1時(shí)，可認(rèn)為遠(yuǎn)離應(yīng)力集中區(qū)域，該區(qū)域的應(yīng)力分布可表示為

p1(x1)=σ0

(5)

式中：σ0=E1δ，表示無(wú)孔接觸區(qū)的穩(wěn)態(tài)應(yīng)力，E1為密封圈的彈性模量，δ為密封圈的壓縮量.

當(dāng)x1∈(a1，b1]時(shí)，屬于應(yīng)力集中的過(guò)渡階段(非奇異區(qū)域)，其應(yīng)力分布可表示為[15]

(6)

式中：PN為作用在密封圈(0，b1)段的總正壓力.

將式(6)通過(guò)二項(xiàng)式定理展開(kāi)，可以表示為

(7)

式中：

由于在x1=b1處的接觸應(yīng)力連續(xù)，即由式(5)和(7)得出的應(yīng)力值相等，則將x1=b1代入式(7)，并與式(5)聯(lián)立可得

(8)

當(dāng)x1∈[0，a1]時(shí)，屬于應(yīng)力集中區(qū)的奇異區(qū)域，該區(qū)域的應(yīng)力分布可以描述為[7]

p1(x1)=

(9)

引入函數(shù)

則式(9)可以簡(jiǎn)化為

p1(x1)=K*φ(r2,x1)

(10)

根據(jù)Mugadu等[7]的計(jì)算結(jié)果，一般取a1=6r2，由此所得

(11)

(2)p2(x2)的計(jì)算.p2(x2)的計(jì)算類(lèi)似于p1(x1)，不同之處在于當(dāng)x2>a2時(shí)基本沒(méi)有接觸應(yīng)力，具體表達(dá)式為

(12)

1.3.2相貫孔圓弧邊的應(yīng)力集中效應(yīng) 相貫孔圓弧邊F1A1B1和C1D1E1的應(yīng)力集中是由于密封圈材料沿x方向運(yùn)動(dòng)時(shí)與相貫孔圓弧邊相互接觸所造成的.由于相貫孔圓弧邊F1A1B1和C1D1E1具有對(duì)稱(chēng)性，為簡(jiǎn)化分析，假設(shè)兩側(cè)圓弧邊的應(yīng)力集中效應(yīng)一致，且在圓弧F1A1B1和C1D1E1上的接觸應(yīng)力分布相同，以相貫孔一側(cè)圓弧邊F1A1B1為研究對(duì)象，截面A1-A2的接觸與密封圈運(yùn)動(dòng)方向一致，是圓弧段接觸的特殊情況.

(1) 截面A1-A2的接觸應(yīng)力.以相貫孔一側(cè)圓弧邊F1A1B1上的截面A1-A2為研究對(duì)象，其接觸應(yīng)力的分布由p3(x3)和p4(x4)兩部分組成，如 圖4(c) 所示.根據(jù)計(jì)算p1(x1)和p2(x2)的類(lèi)似方法可得

(13)

(14)

1.3.3密封圈過(guò)相貫孔的摩擦力 依據(jù)上述接觸應(yīng)力分析，當(dāng)閥芯位置x處于不同階段時(shí)，密封圈與相貫孔的摩擦力將有所不同.

(15)

S1=b1k1(x-l0)

(16)

S2=a2k1(x-l0)

(17)

(18)

S4=S0-S1-S2-S3-S5

(19)

式中：k1=π/4，為長(zhǎng)度修正系數(shù)；S0=πd1l，表示未與相貫孔接觸時(shí)的總面積；S5為與閥套脫離接觸時(shí)的密封圈面積，其值為

S5=

將式(16)～(19)代入式(15)，可得

(20)

由式(20)可見(jiàn)，摩擦力的數(shù)值只取決于等效的水平直邊以及豎直直邊的長(zhǎng)度，故以m表示水平直邊的長(zhǎng)度，n表示豎直直邊的長(zhǎng)度，則式(20)可以簡(jiǎn)化為

(21)

式中：

(22)

式中：

(23)

式中：

m3=k1R1+lb+k1(x-l2)

(24)

式中：

m4=k1R1+lb+k1(l4-x)

(25)

式中：

(26)

式中：

1.4 多個(gè)相貫孔工況下的過(guò)孔接觸摩擦特性

F(x)=g1F1(x)

(27)

圖5 含多個(gè)相貫孔的閥套結(jié)構(gòu)Fig.5 Valve sleeve structure including multiple intersecting holes

2 驗(yàn)證實(shí)驗(yàn)

2.1 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

為驗(yàn)證上述計(jì)算模型的正確性，本文以商用汽車(chē)的變速箱閥為對(duì)象，按照Belforte等[18-19]提出的氣動(dòng)閥摩擦力檢測(cè)方案搭建了用于測(cè)試密封圈與閥套之間摩擦力的實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)如圖6所示.閥芯與密封圈的運(yùn)動(dòng)由絲杠滑臺(tái)驅(qū)動(dòng)，采用伺服驅(qū)動(dòng)器自帶的速度環(huán)來(lái)保證絲杠滑臺(tái)以穩(wěn)定的速度運(yùn)動(dòng)；采用伺服驅(qū)動(dòng)器和光柵尺組成的閉環(huán)控制系統(tǒng)以保證閥芯與閥套之間相對(duì)位移的準(zhǔn)確性；采用壓力傳感器將所測(cè)摩擦力值傳給信號(hào)采集系統(tǒng)和工控機(jī)，并與閥芯位移一一對(duì)應(yīng)，壓力傳感器選用JLBU系列的拉壓傳感器，其測(cè)量范圍為0～100 N，輸出精度為 0.05%，響應(yīng)頻率為100 Hz，輸出直流電壓為0～10 V；傳感器輸出信號(hào)由INV3108CT型高精度USB采集儀和CIONV DASP V10版頻譜分析軟件進(jìn)行分析處理，采樣頻率為200 Hz.

圖6 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)Fig.6 Experimental system structure diagram

在測(cè)試過(guò)程中，絲杠滑臺(tái)以5 mm/s的速度帶動(dòng)壓力傳感器和閥芯向右做勻速運(yùn)動(dòng).當(dāng)閥芯向右運(yùn)動(dòng)3 mm后，密封圈與相貫孔開(kāi)始接觸；當(dāng)閥芯向右運(yùn)動(dòng)7 mm后，密封圈與相貫孔脫離接觸；當(dāng)閥芯向右運(yùn)動(dòng)10 mm后，閥芯停止運(yùn)動(dòng).

2.2 實(shí)驗(yàn)參數(shù)

具體實(shí)驗(yàn)參數(shù)如下：閥套的彈性模量為28 GPa，泊松比為 0.4；密封圈的彈性模量為 1.3 GPa，泊松比為 0.35，比壓力為20 MPa；黏滯摩擦系數(shù)為 0.038 N·s/mm；la=2 mm，lb=0.8 mm，lc=2 mm，R1=0.6 mm；r1=12 μm，r2=10 μm，μ=0.034，g1=0.87，v=5 mm/s，vs=2 mm/s，F(xiàn)c=26.62 N，F(xiàn)s=34.75 N.

在測(cè)試過(guò)程中，閥套材料選用尼龍，其彈性模量為28 GPa，泊松比為 0.4；密封圈材料選用聚四氟乙烯，其彈性模量為 1.3 GPa，泊松比為 0.35，閥套與密封圈之間為油脂潤(rùn)滑.閥套和閥芯的結(jié)構(gòu)及相關(guān)尺寸參數(shù)如圖7所示.

圖7 閥芯與閥套的結(jié)構(gòu)和尺寸(mm)Fig.7 Structure and size parameters of spool and valve sleeve (mm)

3 結(jié)果與討論

3.1 相貫孔對(duì)摩擦力特性的影響

圖8 不同閥套的摩擦力變化曲線(xiàn)對(duì)比Fig.8 Comparison of friction curves of different valve sleeve structures

圖8所示為實(shí)驗(yàn)測(cè)量的兩類(lèi)閥套的摩擦力變化曲線(xiàn).其中，含相貫孔閥套開(kāi)設(shè)有2排16個(gè)相貫孔，2組實(shí)驗(yàn)參數(shù)[20]基本相同.由圖8可見(jiàn)，相貫孔的存在對(duì)于摩擦特性影響很大.在[0，l0]階段(密封圈與相貫孔未接觸)，2種閥套的接觸摩擦力曲線(xiàn)基本重合，說(shuō)明2組實(shí)驗(yàn)的材料尺寸、參數(shù)等影響因素較為一致；在[l0，l6]階段(密封圈與相貫孔實(shí)際接觸)，2種閥套結(jié)構(gòu)的接觸摩擦力出現(xiàn)了較大差異，含相貫孔閥套的摩擦力高于無(wú)孔閥套的摩擦力，這是由于相貫孔邊緣產(chǎn)生了應(yīng)力集中效應(yīng)的緣故.同時(shí)，隨著相貫孔接觸線(xiàn)長(zhǎng)度的增加，其摩擦力逐漸增大.當(dāng)x=l3時(shí)，相貫孔接觸線(xiàn)長(zhǎng)度最大，含相貫孔閥套的摩擦力達(dá)到最大值 38.24 N(高于Fs=34.75 N)，相對(duì)于無(wú)孔閥套在[l0，l6]階段的平均摩擦力 26.52 N，其增幅為 44.19%，從而使得含相貫孔閥套對(duì)密封圈的磨損比無(wú)孔閥套產(chǎn)生的磨損更為嚴(yán)重.在[l6，l8]階段(密封圈與相貫孔完全脫離接觸)，因含相貫孔閥套與密封圈的接觸狀態(tài)和變形狀態(tài)處于調(diào)整過(guò)程而導(dǎo)致摩擦力略有差異，但之后兩者的摩擦力仍然有較高的一致性.

3.2 相貫孔邊緣應(yīng)力集中效應(yīng)的作用機(jī)制

為驗(yàn)證本文所建立的摩擦力計(jì)算模型的正確性，采用MATLAB軟件對(duì)于所建摩擦力計(jì)算模型進(jìn)行模擬，并與實(shí)驗(yàn)所得摩擦力曲線(xiàn)進(jìn)行對(duì)比，其結(jié)果如圖9所示.通過(guò)曲線(xiàn)擬合所得μ=0.04，g1=0.92.由圖9可見(jiàn)，隨著運(yùn)動(dòng)距離x不斷增加，摩擦力的計(jì)算值與實(shí)測(cè)結(jié)果的變化規(guī)律相似，從而驗(yàn)證了本文模型的正確性，并且可以很好地解釋相貫孔對(duì)于接觸摩擦特性的影響規(guī)律.由圖9還可見(jiàn)：在[l0，l3]階段，部分密封圈由相貫孔脹出，總接觸面積減小，但由于相貫孔接觸線(xiàn)長(zhǎng)度增加，使得密封圈上應(yīng)力集中的區(qū)域增大，摩擦力呈現(xiàn)出逐漸上升的變化趨勢(shì)；在[l3，l6]階段，雖然總接觸面積增加，但由于相貫孔接觸線(xiàn)長(zhǎng)度減小，使得摩擦力呈下降趨勢(shì).由此可見(jiàn)，相貫孔的應(yīng)力集中效應(yīng)導(dǎo)致了相貫孔附近的接觸壓力和摩擦力大幅增加，從而加劇了密封圈的磨損；當(dāng)x=l3時(shí)，模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的誤差最大，其最大誤差約為 3.85%.這主要是由于在所建立的摩擦力計(jì)算模型中，密封圈與相貫孔圓角的接觸長(zhǎng)度被假定為圓角半徑r1，但由于圓弧段密封圈的脹出力較小，密封圈與相貫孔圓角并未完全接觸，即實(shí)際接觸長(zhǎng)度小于r1，應(yīng)力集中效應(yīng)偏大，從而導(dǎo)致模擬結(jié)果偏大.

圖9 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬結(jié)果對(duì)比Fig.9 Comparison of experimental results with simulation results

3.3 相貫孔圓角半徑對(duì)摩擦特性的影響

為分析相貫孔圓角半徑對(duì)于摩擦力的影響，本文對(duì)閥套相貫孔圓角進(jìn)行了流體研磨加工，所得不同圓角半徑的相貫孔閥套的摩擦力變化曲線(xiàn)如圖10所示.其中：曲線(xiàn)1為未經(jīng)流體研磨加工的閥套，其r1=12 μm，r2=10 μm；曲線(xiàn)2為經(jīng)氧化鋁研磨液研磨加工24 h后的閥套，其r1=23 μm，r2=21 μm；曲線(xiàn)3為經(jīng)氧化鋁研磨液研磨加工48 h后的閥套，其r1=30 μm，r2=29 μm.

圖10 不同相貫孔圓角半徑下的摩擦力變化曲線(xiàn)Fig.10 Friction curves of different fillet radii

由圖10可見(jiàn)，增大相貫孔圓角半徑，可以有效地減小相貫孔對(duì)密封面的摩擦力.在[0，l0]和[l6，l8]階段，由于流體研磨加工降低了閥套內(nèi)表面的粗糙度，故其摩擦力的平均值偏低，2個(gè)階段的摩擦力差值分別為 2.15 N 和 1.04 N；在[l0，l6]階段，摩擦力的差值隨著接觸線(xiàn)長(zhǎng)度的增加而增大，當(dāng)x=l3時(shí)，2個(gè)階段摩擦力的差值分別取得最大值 7.10 N 和 5.23 N，即增大相貫孔圓角半徑可以有效降低應(yīng)力集中效應(yīng).這是由于圓角半徑越小，邊緣應(yīng)力集中效應(yīng)越明顯，相貫孔對(duì)于密封圈的破壞越嚴(yán)重，對(duì)接觸面摩擦特性的影響越顯著；增大相貫孔的圓角半徑，可以有效地降低應(yīng)力集中效應(yīng)，從而減輕相貫孔對(duì)于閥套的摩擦和密封圈磨損的影響.

4 結(jié)語(yǔ)

基于壓頭圓角等效原理、邊緣應(yīng)力集中理論和耦合原理建立了含相貫孔閥套的摩擦力計(jì)算模型，通過(guò)模擬和實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，驗(yàn)證了所建模型的正確性.結(jié)果表明：相貫孔所產(chǎn)生的邊緣應(yīng)力集中效應(yīng)對(duì)于摩擦特性的影響較大；含相貫孔閥套的摩擦力高于無(wú)孔閥套的摩擦力，而且隨著相貫孔接觸線(xiàn)長(zhǎng)度增加，其摩擦力增大；增大相貫孔圓角半徑，可以有效地降低應(yīng)力集中效應(yīng)，減小相貫孔對(duì)密封面的摩擦力；相貫孔圓角半徑越大，其影響越明顯，增大相貫孔圓角半徑，可以降低貫穿孔對(duì)閥套摩擦和密封圈磨損的影響.