控制棒水壓驅動機構是一種新型的內置式控制棒驅動技術,它是在對控制棒水力驅動系統(tǒng)深入研究的基礎上,結合商用壓水堆磁力提升器的優(yōu)點發(fā)展而來的?？刂瓢羲畨候寗酉到y(tǒng)利用3個水壓缸的充卸壓帶動2 套銷爪機構動作,從而實現控制棒的步升、步降、夾持以及落棒功能。3 個水壓缸結構相似,均采用活塞環(huán)密封。活塞環(huán)的密封性能直接影響缸內壓力的保持以及水壓缸充卸壓的動態(tài)過程。因而對于水壓缸活塞環(huán)密封機構性能的研究是控制棒水壓驅動機構設計和研究的基礎。

1 　理論分析水壓缸結構示意圖示于圖1 ,水壓缸上下兩端的密封均由3 道活塞環(huán)及4 條環(huán)形間縫隙組成。取一端為研究對象,結構示于圖2 、3 。

1. 1 　水壓缸活塞環(huán)泄漏途徑 圖2 、3 顯示了液體通過活塞環(huán)的泄漏途徑。由于水壓缸活塞環(huán)本身有切口,與水壓缸鏡面間有微小的間隙,且活塞環(huán)兩側有壓力差, 于是通過活塞環(huán)將產生泄漏,泄漏的途徑如下。

1) 通過活塞環(huán)本身切口h1 處的泄漏。該泄漏可視為平行平面間的縫隙流動。在層流狀態(tài)下, 流量與壓力之間的關系為QV1 = bh13 Δp/12μL 。定義此處的流阻[6 ] R1 = Δp/ QV1 = 12μL/bh13 。式中: QV 為體積流量; b 為縫隙流道的寬度, b = d1 - d2/2 ; h1 為活塞環(huán)切口寬度;Δp 為切口兩端的壓差;μ為水的粘度; L 為活塞環(huán)高; d2 、 d1 分別為活塞環(huán)的內、外直徑。

2) 由于某些原因造成活塞環(huán)外圓與水壓缸鏡面貼合不緊而出現的間隙h2 處的泄漏。 h2 處的泄漏可視為同心環(huán)狀縫隙的流動。在層流狀態(tài)下, 流量與壓力之間的關系為 QV2 = （πd1 h23 Δp）/12μL 。定義此處的流阻R2 = Δp/QV2 = 12μL/（πd1 h23 ）,其中h2 為間隙寬度。

3) 由于活塞環(huán)與環(huán)槽端面貼合不緊而形成間隙h3 處的泄漏。h3 處的泄漏可視為圓環(huán)形平面縫隙流動。在層流狀態(tài)下,流量與壓力之間的關系為QV3 = πh33Δp/（6μln ( d/ d2 ) ）。定義此處的流阻R3 = Δp/QV3= 6μln ( d/ d2 )/πh33 ,其中, d 為水壓缸內套上端的直徑。 

1. 2 　活塞環(huán)密封結構總流阻根據活塞環(huán)密封的特點可建立類似電網絡的活塞環(huán)密封相似模型(線性阻抗網絡[6] ,圖4) 。

回路流量與各個泄漏流量的關系為QV =QV1 + QV2 + QV3 ,總的流阻與各泄漏回路支路流阻之間的關系為

根據各個支路流阻值可以推出R ,有

1.3 活塞環(huán)泄漏縫隙處的液體壓差分析

1) h1處可視為平板擠壓流,間隙兩端平均壓差[ 5 ] p1 = μv1 L2 /h13 = α1 /h13 ,α1 =μv1. L2 。其中, v1 為平板在壓力作用下相互靠近的速度。

2) h2處可視為平板擠壓流,縫隙兩端平均壓差[5 ] p2 = μv2 L2 /h23 = α2 /h23  ,其中,α2 =μv2 L2 。 

3) h3處可視為圓盤擠壓流動,盤間縫隙兩端平均壓差[5 ] p3 = μv3 (2 r2 - r r2 - r22 ) /h33 = α3 /h33, 其中,α3 =μv3 (2 r2 - r r2 - r22 ) , r 為半徑。根據活塞環(huán)密封流道的特點可知,各縫隙流道兩端的平均壓差相等,即Δp = p1 = p2 = p3 ,代入式(1) 可得到活塞環(huán)總流阻R 為:

從式(2) 可知,對于一定的活塞環(huán)密封結構,其流阻與活塞環(huán)前后壓差呈線性關系。 

1.4 　水壓缸泄漏流阻在小雷諾數的層流工況下,圖1 結構的流動阻力壓降主要是縫隙沿程阻力壓降。水壓缸單端密封總的流阻是由7 個環(huán)節(jié)的流阻串聯而成,其中環(huán)間縫隙處為同心圓柱環(huán)形間隙流動, 其流阻Rs = Δps /QV = 12μs/πd h3 。其中: d 為水壓缸內套上端直徑; s 為間隙長度(圖2) 。因縫隙高度不隨水壓缸內外壓差的變化而變化,故該流阻為固定值,它僅與水壓缸結構參數有關。

水壓缸內外壓差為各個流阻壓降之和,即 Δpt =Δp12 +Δp23 +Δp34 +Δp45 +Δp56 +Δp67 + Δp78 。其中:1～7 為位置標示符,具體位置見圖2 所示。水壓缸單端密封的總流阻Rt = Δpt/QV = R12 + R23 + R34 + R45 + R56 + R67 + R78 。其中: R12 、R34 、R56 和R78 為常數。類比于內燃機活塞環(huán)處壓降特點,假定3 個活塞環(huán)處壓降與水壓缸內外壓差存在線性的關系, 即Δp23 = β1Δpt ,Δp45 =β2Δpt ,Δp67 =β3Δpt ,其中,β1 、β2 和β3 為線性比例因子,則結合式(2) ,液壓缸單端密封的總流阻為:

水壓缸兩端密封為兩個并聯的流阻,且其結構參數間存在著線性比例關系, 比例因子 k = 0. 733 。由于水壓缸單端密封的流阻主要集中在3 道活塞環(huán)上,因此,取其中1 道活塞環(huán)為研究對象,下標“up”表示水壓缸上端活塞環(huán)密封,下標“down”表示水壓缸下端活塞環(huán)密封, 則由式(2) 可知:

根據水壓缸單端密封流阻計算公式(3) 可推知:水壓缸兩端密封總流阻存在著線性比例關系, Rt .down = Rt.up/k2 = 1. 86 Rt .up 。其中, Rt.up 為水壓缸上端密封總流阻, Rt.down為水壓缸下端密封總流阻。于是水壓缸總的密封流阻為:

其中:b0 = 0. 65 a0 , b1 = 0. 65 a1 ,經實驗數據擬合可得, b0 、b1 為常量。

2 　實驗結果 

在控制棒水壓驅動機構單缸步進性能實驗[7 ] 中,從開始充壓到水壓缸內套動作這一段時間定義為步升前充壓時間,在此段時間內,由于水壓缸內套未動作,回路中入缸流量等于泄漏流量,利用不同配重步升過程中的實驗數據即可求出水壓缸活塞環(huán)密封的泄漏流阻。用最小二乘法來擬合不同配重步升前充壓時間內的( R ,Δp) , 自變量為Δp , 函數為R = Δp/QV ,求出各個配重下的流阻擬合公式, 即不同配重實驗所對應的b0 和b1 值, 擬合結果示于圖5 , 其中, M 為配重?？梢钥闯?對幾何結構一定的活塞環(huán)密封結構而言,不同配重實驗所對應的b0 和b1 值基本不變。取它們的平均值, B0 和B1 為計算公式中的系數。

圖6 為60 、90 和130 kg 配重實驗結果與理論公式計算所得流阻的對比曲線。該曲線顯示,實驗結果與公式計算結果吻合得很好。同時,可以看出,隨著配重的增加,步升開始所需壓力逐漸增大,步升前充壓時間逐漸變長,流阻對應的壓力范圍隨之逐漸增大。 

3 　結束語 

1) 水壓缸活塞環(huán)密封的泄漏途徑包括通過活塞環(huán)本身切口處的泄漏、活塞環(huán)外圓與水壓缸鏡面貼合不緊出現的間隙處的泄漏和活塞環(huán)與環(huán)槽端面貼和不緊形成間隙處的泄漏。 

2) 在結構參數一定的情況下,活塞環(huán)密封結構的泄漏流阻與活塞環(huán)前后壓差呈正比,由此導出的水壓缸密封泄露流阻與水壓缸內外壓差間存在線性關系式(式(3) 、(4) ,式中常量因子可通過實驗數據獲得) 。 

3) 用控制棒水壓驅動機構單缸步進性能實驗結果數據擬合求得的流阻與實驗結果吻合得很好,從而為水壓缸活塞環(huán)密封結構設計提供了理論基礎。