深孔机床DF系统射流间隙的结构与参数分析

□常豆豆□潘 杰

1.运城职业技术学院 机电工程系 山西运城 044000

2.太原鹏跃电子科技有限公司 太原 030000

1 研究背景

深孔广泛应用于机械制造行业中，并且有不可替代的功能。但因为深孔加工设备和加工工艺特殊，封闭的加工环境和较大的钻削长径比，造成了排屑困难、无法直接观察切削状况、加工系统刚度低等问题[1-3]。

DF（Double Feeder）系统虽然缓解了小直径深孔加工的排屑难题，但其负压抽吸效果却未充分发挥，主射流能量的利用率较低[4-5]。

为此，笔者以现有深孔机床DF系统为基础，对影响利用率的重要结构——射流间隙进行深入研究，并优化相关参数。

2 深孔机床DF系统工作原理

图1所示为深孔机床DF系统工作原理。通过油泵供给的切削液经节流阀分成前后两支。前一支为排屑流Q1，进入输油器，并经过钻套、已加工孔壁与钻杆的通油间隙流向切削区，将切屑冲入钻头内腔，沿钻杆排屑通道流出。后一支为主射流Q2，经喷嘴副间的射流间隙进入抽屑器。主射流在流经喷嘴副通道时，因流道面积变小而获得较高的流速，喷入钻杆末端产生负压区域，促使排屑流被加速吸入抽屑器，并与主射流混合。通过剪切作用，排屑流的速度和能量再次提高，最后加速排出加工切屑。

图1 深孔机床DF系统工作原理图

3 DF系统仿真分析

3.1 数学模型

假定切削液为不可压缩流体，且黏度为常数，建立质量方程、动量方程和k-ε方程[6-7]：

式中：ui为沿xi方向的速度；uj为沿xj方向的速度；p为静压力；μ为切削液的运动黏度；μt为切削液的紊流运动黏度；ρ为切削液的密度；Gk为由平均速度梯度引起的湍动能k产生项；σk和σε分别为与湍动能 k 和耗散率 ε 对应的普朗特数，σk=σε=1.39；C1ε和C2ε为经验常数，C1ε=1.42，C2ε=1.68。

3.2 仿真前处理

DF系统射流间隙的结构分析通过Fluent软件完成。因其几何模型是旋转体，故选取旋转面作为计算域模型，如图2所示。计算域为流体，深孔切削液密度为887 kg/m3，动力黏度为0.019 36 kg/（m·s）。前排屑通道和抽屑器入油口为质量流量入口边界，其值为0.45 kg/s。后排屑通道尾部为压力出口边界，因与大气相通，其值为0。旋转中心为轴边界，射流间隙、排屑通道和抽屑器腔室内壁边界设置为Wall。选取RNG k-ε模型、压力速度耦合隐式算法、二阶迎风离散格式进行求解[6]。

图2 DF系统计算域模型

3.3 仿真分析

图3所示为现有DF系统直线型射流间隙的总压力云图，压力在间隙中迅速下降，并且间隙内壁附近数值更低。在间隙出口处，中心区总压从1.5 MPa降到1 MPa，壁面处则低至0.5 MPa，说明相比于间隙的宽度，直线型缝隙已显得狭长，由于结构不合理而导致主射流与间隙内壁产生较多的摩擦损耗。因此，需要对目前的直线型射流间隙进行优化，以提高主射流能量的利用率。

图3 直线型射流间隙总压力云图

目前关于DF系统射流间隙结构优化方面的文献较少，但对流液在射流喷嘴中的研究则较多[8-9]。在射流喷嘴中，锥型喷嘴造成的能量损失明显低于直线型喷嘴。通过分析可知，主射流在射流间隙中的运动原理与在喷嘴中相似，为此，参照锥型喷嘴的结构，将DF系统的间隙入口段修改为渐缩的锥线型入口。

图4所示为锥型射流间隙的总压力云图，间隙锥形段与排屑器油腔相接，压力在1.5 MPa左右。锥型段内壁附近压力降低较小，为1.24 MPa～1.37 MPa，高于直线型间隙同位置的壁面压力（0.98 MPa～1.11 MPa）。在锥型间隙的直线段内，依旧保持着较高的压力，为1.37 MPa～1.5 MPa，比直线型间隙同位置的压力值（1.11 MPa～1.24 MPa）高出两个等级。当射流从锥型间隙喷出后，对排屑流的影响范围和影响力度也远大于直线型间隙。

图4 锥型射流间隙总压力云图

图5、图6所示分别为不同结构射流间隙的速度和压力损失沿程对比。两者在入口处（x=34.5 mm）几乎没有能量损失，且由于直线型间隙的入口截面积较小，入口速度略大。在x=34.5～35.5 mm范围内，直线型间隙的速度和压力损失都急剧增大，速度由10 m/s加快至31 m/s，压力损失由0增大至0.15 MPa，说明在入口段已有较多的静压转化为动压，速度梯度较高，且转化中流液间碰撞剧烈。而锥型间隙内速度只是略微增大，由4 m/s增大至8 m/s，能量几乎没有损耗。在x=35.5～41 mm范围内，直线型间隙的压力损失呈现为一条斜率较高的直线，说明高速流液与壁面发生持续的摩擦损耗，且静压向动压转换得较少，导致速度加快的幅度较小，相反，锥型间隙的渐缩口结构使压力由静压向动压转换平稳，避免了高速流液与间隙内壁产生的较大摩擦损失，保证了速度的稳步增大，最终速度值在x=39 mm时超过直线型间隙，带着大量的动能喷入后排屑通道。

图5 不同结构射流间隙速度沿程对比

图6 不同结构射流间隙压力损失沿程对比

研究表明，将DF系统的射流间隙入口修改为渐缩的锥型结构，可以有效减小能量在间隙中的损耗。但是，这只是在一种射流间隙宽度下流道线型的对比，并不能证明这种结构的通用性。为此针对两种间隙结构，比较不同射流间隙宽度下切削液在射流间隙中的损失因数，损失因数k为：

式中：P1、P2分别为切削液进出射流间隙时的总压力；v为切削液的出口速度。

图7所示为不同射流间隙宽度下，两种间隙结构的损失因数对比。当间隙宽度为0.7 mm时，直线型间隙的损失因数与锥型间隙较为接近，因为当间隙较宽时，锥型间隙的直线段在间隙长度中所占的比例较大，与直线型相差较小。随着间隙宽度的减小，损失因数均逐渐增大，但直线型增大更快。当间隙宽度为0.3 mm时，直线型间隙的损失因数已经高出锥型间隙一倍。可见，不同射流间隙宽度下，锥型间隙和锥型喷嘴一样，相比直线型均能减小切削液的能量损失，且间隙宽度越小，效果就越明显。

图7 不同射流间隙宽度时损失因数对比

通过资料得知[10-11]，射流间隙的主要结构参数有入口与出口的直径D1和D2、喷嘴收缩角α、过渡段长度l、过渡段长度和出口直径之比l/D2，如图8所示。射流经过收缩段时，以高度紊流的状态喷出，过渡段使紊乱的射流稳定，降低紊流形态。过渡段太长，会增大射流与喷嘴内壁的摩擦损耗，降低射流能量。过渡段太短，又起不到对射流的稳定作用。喷嘴收缩角决定着射流的流动阻力，收缩角较大时，入口流动阻力较小，但收缩角过大会造成流动射流不能充分发展从而影响射程。收缩角较小时，可有效减小流体在间隙内产生的涡流损失，但过小又会增大高速流液与间隙内壁摩擦的长度。可见，喷嘴过渡段长度与出口直径之比l/D2和喷嘴收缩角α存在使流液能量损失最小的数值。

图9所示为在不同喷嘴收缩角α和l/D2时损失因数的对比，其中 α 选择为 5°、10°、15°，l/D2选择为1、3、5、7。在不同的α下，损失因数均在l/D2=1时最小，并且随l/D2的增大而增大。α=5°和α=15°时，损失因数曲线几乎重合，且损失因数均在α=10°对应的曲线之上，说明射流间隙结构参数α=10°、l/D2=1时，射流间隙造成的能量损失最小。

图9 不同锥型间隙喷嘴收缩角时损失因数对比

4 试验验证

为减小试验模型数量和试验成本，选取α=10°、α=15°，以及 l/D2=1、l/D2=3、l/D2=5 进行损失因数试验研究，试验结果与仿真结果的对比见表1。

表1 损失因数试验结果与仿真结果对比

从表1中可以看出，损失因数仿真结果与试验结果的误差较小，均在合理的范围内。同时，试验结果也符合仿真中所得结论，即对于DF系统，射流间隙结构参数α=10°、l/D2=1时，可获得最佳的喷射效果，具有实践参考价值。

5 结论

在深孔机床DF系统中，直线型射流间隙对射流能量造成的损失较大，改用锥型间隙后，能量损失明显减小。射流间隙结构参数α=10°、l/D2=1时，射流间隙造成的能量损失最小，射流间隙的喷射效果最佳。