帽形滑環(huán)式組合密封的密封性能研究*

(西南石油大學(xué)機電工程學(xué)院 四川成都 610500)

王宣銀[1]對聚四氟乙烯組合密封圈的特性進行了分析，并推導(dǎo)了其摩擦阻力的計算公式。譚晶等人[2-3]利用有限元方法，對方形同軸密封件(格來圈)、階梯形同軸密封件(斯特圈)在不同參數(shù)下的密封性能進行了研究。張歡等人[4]對運用于汽車起重機支腿油缸的DAS組合密封圈密封特性進行了研究。劉清友等[5]對C形滑環(huán)式組合密封進行了研究，分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)與運動參數(shù)對密封性能的影響。陳家旺等[6]通過仿真得到了齒形滑環(huán)組合密封的摩擦力矩計算值，并通過實驗對其進行了驗證。王嘉毅等[7]建立了葉片式擺動缸組合密封的理論計算模型，并通過實驗驗證了其模型的合理性。NIKA和SAYLES[8]對復(fù)合矩形往復(fù)密封進行了建模，分析了接觸力、油膜厚度、泄漏、動摩擦等參數(shù)，并對結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化。HU等[9]利用有限元仿真對自補償同軸斜錐滑環(huán)組合密封性能進行了研究，證明了其自補償性能的有效性。

綜上可知，目前對于組合密封的研究主要集中在密封性能、密封原理、密封特點、密封主控因素等方面，且當前的研究主要針對C形、齒形、復(fù)合矩形組合密封等密封形式，尚未發(fā)現(xiàn)有相關(guān)文獻對帽形滑環(huán)式組合密封的密封性能進行系統(tǒng)研究。因此，本文作者從帽形滑環(huán)式組合密封原理出發(fā)，基于ABAQUS建立帽形滑環(huán)的二維軸對稱模型，分別研究在靜密封和動密封條件下，工作壓力、密封間隙、運動速度、摩擦因數(shù)等參數(shù)對于密封性能的影響，為帽形滑環(huán)式組合密封的設(shè)計與應(yīng)用提供借鑒與參考。

1 帽形滑環(huán)式組合密封的密封原理

如圖1所示，帽形滑環(huán)組合密封是由帽形的增強聚四氟乙烯(PTFE,Polytetrafluoroethylene)滑環(huán)與O形橡膠圈組合而成的[10]。在運動過程中，增強PTFE材質(zhì)的滑環(huán)與運動部件直接接觸，由于增強PTFE滑環(huán)具有耐磨性強、摩擦因數(shù)低的特點，同時由于O形橡膠圈能夠提供彈性力，從而可保證整個密封系統(tǒng)持續(xù)可靠。

圖1 帽形滑環(huán)式組合密封示意圖

采用帽形滑環(huán)式組合密封大大降低了系統(tǒng)的摩擦力，能夠有效地消除運動部件在低速時的爬行現(xiàn)象，防止O形橡膠圈在運動過程中發(fā)生纏繞，有效減少摩擦發(fā)熱引起的密封失效等問題。帽形滑環(huán)式密封具有較高的可靠性，特別適用于輕型低摩擦液壓與氣動設(shè)備。

2 模型建立

2.1 基本假設(shè)

由于O形圈橡膠具有高度的非線性，因此，在研究過程中對橡膠作如下基本假設(shè)：(1)材料的拉伸特性與壓縮蠕變性質(zhì)相同；(2)材料性質(zhì)均是各向同性材料；(3)約束邊界的指定位移會使密封圈受到縱向壓縮；(4)忽略溫度對橡膠參數(shù)的影響。

2.2 材料本構(gòu)模型

橡膠是不可壓縮的各向同性的超彈性材料，通常使用應(yīng)變能密度方程來描述它的本構(gòu)模型[11]。在研究的帽形滑環(huán)式組合密封中，O形橡膠圈采用丁腈橡膠(NBR，Nitrile Rubber)，該材料是不可壓縮的各向同性的超彈性材料。對于應(yīng)變能密度方程，各向同性超彈性材料可以表示成Cauchy-Green變形張量C的3個不變量的函數(shù)，即:

W=W(Ic,IIc,IIIc)

(1)

Rivlin將應(yīng)變能密度函數(shù)表示成Ic和IIc的級數(shù)展開式：

(2)

式中：Cij是力學(xué)性能常數(shù)。

盡管高階的多項式模型可以精確地模擬超彈性材料的應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系，但需要確定多個常數(shù)，這些常數(shù)的確定往往比較困難。特別是在實驗數(shù)據(jù)有限的情況下，很難得到有效的高階常數(shù)。

當保留式(2)中的前兩項，得到不可壓縮橡膠材料的Mooney-Rivlin模型的表達式為

WMR=C10(Ic-3)+C01(IIc-3)

(3)

式中:C10和C01為力學(xué)性能常數(shù)。

根據(jù)相關(guān)文獻，采用的丁腈橡膠材料參數(shù)分別為C10=1.87 MPa,C01=0.47 MPa[12]。

2.3 有限元前處理

在ABAQUS中建立二維軸對稱模型，包括缸體、活塞桿、O形圈、帽形滑環(huán)，如圖1所示。模型參數(shù)選用車氏密封TB6-IIB100×5.7型孔用帽形滑環(huán)式組合密封。材料參數(shù)上，丁腈橡膠O形橡膠圈采用Mooney-Rivlin模型，其參數(shù)見3.2節(jié)；帽形滑環(huán)采用增強PTFE，彈性模量為1 GPa，泊松比為0.3[13]；活塞桿與缸體均采用42CrMo，取彈性模量為214 GPa，泊松比為0.29。

對模型進行網(wǎng)格劃分，均采用四節(jié)點雙向性軸對稱四邊形單元CAX4R，劃分結(jié)果如圖2所示。通過網(wǎng)格無關(guān)性驗證，當劃分網(wǎng)格數(shù)量為5 133時，計算結(jié)果隨網(wǎng)格個數(shù)的增加波動小于0.8%，因此在后面的計算中采用該網(wǎng)格數(shù)量。整個運動過程中，向有流體壓力側(cè)運行為壓縮行程，相反方向為伸展行程。

圖2 劃分網(wǎng)格后的模型

對帽形滑環(huán)式組合密靜密封性能研究，載荷施加分為兩步：(1)對活塞桿施加一定的徑向位移實現(xiàn)預(yù)壓縮；(2)對于帽形滑環(huán)式組合密封與流體接觸側(cè)施加流體的工作載荷。在動密封性能研究過程中，則需在靜密封研究的基礎(chǔ)上繼續(xù)施加活塞桿壓縮行程與伸展行程的運動。

3 結(jié)果與討論

3.1 系統(tǒng)參數(shù)定義

對于整個系統(tǒng)而言，O形圈與帽形滑環(huán)是系統(tǒng)中的易損件，其最大Von Mises應(yīng)力能反映其是否容易損壞。同時系統(tǒng)中各接觸面上的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)小于工作壓力，才能有效密封流體。因此需要對O形圈與帽形滑環(huán)的最大Von Mises應(yīng)力，活塞桿、O形圈、帽形滑環(huán)、缸體間的最大接觸應(yīng)力進行研究，各參數(shù)定義如表1所示。

表1 帽形滑環(huán)式密封關(guān)鍵參數(shù)

3.2 靜密封性能研究

在靜密封的研究過程中，主要探究不同密封間隙和工作壓力對帽形滑環(huán)式密封關(guān)鍵參數(shù)的影響。

3.2.1 工作壓力、密封間隙對Von Mises應(yīng)力的影響

隨著工作壓力和密封間隙的不同，O形圈和帽形滑環(huán)的最大Von Mises應(yīng)力σo和σc的變化如圖3和圖4所示。

圖3 O形圈的最大Von Mises應(yīng)力與工作壓力、密封間隙 的關(guān)系

圖4 帽形滑環(huán)的最大Von Mises應(yīng)力與工作壓力、密封間隙 的關(guān)系

由圖3可知：隨著工作壓力的升高，由于O形圈受到流體的壓力進一步壓縮，因此在相同間隙下σo逐漸升高；在較低壓力時，密封間隙對于σo的影響較為顯著；隨著工作壓力的升高，不同密封間隙下的σo差距逐漸縮小，這是由于隨著壓力升高，壓縮較小的O形圈與流體的接觸面積較大，而壓縮較大的O形圈與流體接觸面積較小，因此σo在一定范圍內(nèi)趨于一致。

由圖4可知：隨著工作壓力的升高，在相同間隙下σc逐漸升高；當密封間隙較小時，σc上升速率較密封間隙較大時增大，這是由于在間隙較大時，O形圈的剛度較小，流體壓力作用于帽形滑環(huán)時繞O形圈的“翹曲運動”較為明顯，因此會在外側(cè)尖點形成較大的應(yīng)力。

3.2.2 工作壓力、密封間隙對接觸應(yīng)力的影響

隨著工作壓力和密封間隙的不同，活塞桿與O形圈間、O形圈和帽形滑環(huán)間、帽形滑環(huán)與缸體間的最大接觸應(yīng)力的變化如圖5—7所示。由圖5—7可以得到，隨著工作壓力的增加與密封間隙的減小，各接觸面上的接觸應(yīng)力均呈上升趨勢。

圖5 活塞桿和O形圈間的最大接觸應(yīng)力與工作壓力、密封 間隙的關(guān)系

圖6 O形圈與帽形滑環(huán)間的最大接觸應(yīng)力與工作壓力、密封 間隙的關(guān)系

圖7 帽形滑環(huán)與缸體間的最大接觸應(yīng)力與工作壓力、密封 間隙的關(guān)系

如圖5所示，在相同工作壓力下隨著密封間隙的增長活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力pp-o呈線性增長的趨勢；隨著工作壓力的升高，不同間隙下pp-o的增長幅度相同。如圖6所示，在較低的工作壓力下，密封間隙對于O形圈與帽形滑環(huán)間的最大接觸應(yīng)力po-c的影響較為顯著；隨著工作壓力的升高，大密封間隙下的po-c增長幅度先增加后逐漸與其他間隙下的po-c增長幅度基本一致。如圖7所示，帽形滑環(huán)與缸體間的最大接觸應(yīng)力pc-c的變化趨勢與活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力pp-o的變化規(guī)律基本相同。

綜合分析圖5—7可以得到，在同一狀態(tài)下pp-o

3.3 動密封性能研究

在實際使用中，O形圈容易損壞，同時通過前面分析可知，活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力是影響密封可靠性的關(guān)鍵。因此，在動密封研究中，著重對O形圈的最大Von Mises應(yīng)力σo以及活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力pp-o進行研究，探究在不同工作壓力、密封間隙、摩擦因數(shù)和運動速度下帽形滑環(huán)式組合密封的密封性能。

3.3.1 工作壓力對密封性能的影響

設(shè)定摩擦因數(shù)為0.2，密封間隙為0.2 mm，活塞桿運行速度為0.2 m/s，在不同工作壓力(p=1～5 MPa)下壓縮行程、伸展行程與靜密封條件下的O形圈最大應(yīng)力σo、活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力pp-o的變化如圖8、9所示。

圖8 O形圈最大應(yīng)力與工作壓力的關(guān)系(μ=0.2,c=0.2 mm,v=0.2 m/s)

圖9 活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力與工作壓力的關(guān)系 (μ=0.2,c=0.2 mm,v=0.2 m/s)

由圖8可看出：隨著工作壓力的增大伸展行程的σo逐漸增大且與靜密封過程中的σo變化不大；在壓縮行程中，系統(tǒng)工作壓力較低時，系統(tǒng)的摩擦力大于工作壓力，活塞桿帶動密封件在密封槽內(nèi)竄動，導(dǎo)致O形圈具有轉(zhuǎn)動的趨勢，形成較大應(yīng)力；當工作壓力逐漸加大，系統(tǒng)的摩擦力小于工作壓力，密封件不發(fā)生移動。因此在壓縮行程中σo先減小后逐漸增大。在實際使用中，應(yīng)注意對應(yīng)實際工況選擇合適的密封間隙，在保證密封的情況下防止密封件出現(xiàn)竄動。

從圖9可以得到：對于相同的工作壓力，在靜密封、壓縮行程、伸展行程中的活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力pp-o差別不大，隨著工作壓力的升高，pp-o呈線性增長。

3.3.2 密封間隙對密封性能的影響

設(shè)定摩擦因數(shù)為0.2，工作壓力為3 MPa，活塞桿運行速度為0.2 m/s，在不同密封間隙(c=0.1～0.5 mm)下O形圈最大應(yīng)力σo、活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力pp-o的變化如圖10、11所示。

圖10 O形圈最大應(yīng)力與密封間隙的關(guān)系(μ=0.2,p=3 MPa,v=0.2 m/s)

圖11 活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力與密封間隙的 關(guān)系(μ=0.2,p=3 MPa,v=0.2 m/s)

由圖10可得：在不同間隙下壓縮行程、伸展行程與靜密封下的σo差別不大；隨著密封間隙的增大σo逐漸減小，并且隨著密封間隙的增大σo減小的幅度逐漸變小。由圖11可知：在相同間隙下壓縮行程、伸展行程與靜密封下的pp-o基本一致，且隨著密封間隙的增加pp-o呈線性下降。

結(jié)合圖8—11可知，該密封的密封間隙為0.3 mm時既能保證系統(tǒng)有效密封，同時也能保證系統(tǒng)的應(yīng)力較小，這與車恒德密封手冊中推薦的該密封的密封間隙范圍為0.3～0.4 mm吻合。

3.3.3 摩擦因數(shù)對密封性能的影響

設(shè)定密封間隙為0.2 mm，工作壓力為3 MPa，活塞桿運行速度為0.2 m/s，在不同摩擦因數(shù)(μ=0.05～0.25)件下壓縮行程、伸展行程與靜密封條件下的O形圈最大應(yīng)力σo、活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力pp-o的變化如圖12、13所示。

圖12 O形圈最大應(yīng)力隨摩擦因數(shù)的變化(c=0.2 mm,p=3 MPa,v=0.2 m/s)

圖13 活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力隨密封摩擦因數(shù) 的變化(c=0.2 mm,p=3 MPa,v=0.2 m/s)

如圖12所示，隨著摩擦因數(shù)的增大，壓縮行程和伸展行程的σo均逐漸減??；同時隨著摩擦因數(shù)增大兩行程的σo差距逐漸加大且壓縮行程σo略小于伸展行程。如圖13所示，隨著摩擦因數(shù)的增大pp-o先略微減小后逐漸增大，但pp-o整體變化幅度不大。因此加大系統(tǒng)的摩擦因數(shù)能夠在一定程度上降低O形圈的最大應(yīng)力并提高相同條件下的接觸應(yīng)力，但是也應(yīng)在設(shè)計過程考慮由于摩擦因數(shù)的增加帶來的磨損加劇對于密封的影響。

3.3.4 運行速度對密封性能的影響

設(shè)定摩擦因數(shù)為0.2，密封間隙為0.2 mm，工作壓力為3 MPa，在不同運行速度(v=0.1～0.5 m/s)下壓縮行程、伸展行程與靜密封條件下的O形圈最大應(yīng)力σo、活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力pp-o的變化如圖14、15所示。

圖14 O形圈最大應(yīng)力隨往復(fù)運動速度的變化(μ=0.2,c=0.2 mm,p=3 MPa)

圖15 活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力隨往復(fù)運動 速度的變化(μ=0.2,c=0.2 mm,p=3 MPa)

如圖14所示，不同速度下，壓縮行程的σo略小于伸展行程，隨著速度的增加σo變化不顯著。如圖15所示，壓縮行程的和伸展行程的pp-o差距不大，但伸展行程的pp-o逐漸減小，壓縮行程的pp-o逐漸增大，但其壓縮行程的pp-o增長速率較慢。

總體來看，速度對于密封性能的σo和pp-o的影響有限，但速度的增加會導(dǎo)致摩擦的加劇，影響密封壽命。特別是在高速往復(fù)系統(tǒng)中應(yīng)考慮摩擦產(chǎn)生的熱量堆積現(xiàn)象對密封的影響。

4 結(jié)論

(1)靜密封條件下，活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力小于O形圈與帽形滑環(huán)間的最大接觸應(yīng)力，O形圈和帽形滑環(huán)間的最大接觸應(yīng)力小于缸體與帽形滑環(huán)間的最大接觸應(yīng)力，即活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力是決定密封性能的關(guān)鍵因素；隨著工作壓力的增大、密封間隙的減小，O形圈和帽形滑環(huán)最大Von Mises 應(yīng)力，活塞桿與O形圈間、O形圈與帽形滑環(huán)間、缸體與帽形滑環(huán)間的最大接觸應(yīng)力均逐漸增大。該密封在研究的參數(shù)下均能達到良好的密封效果。

(2)隨著工作壓力的增大，伸展行程的O形圈最大Von Mises 應(yīng)力逐漸增大且與靜密封過程中的最大Von Mises 應(yīng)力變化不大；在研究的參數(shù)下，由于O形圈在較低工作下發(fā)生竄動，壓縮行程中O形圈最大Von Mises 應(yīng)力先減小后增大，因此在設(shè)計過程中應(yīng)充分考慮低壓工作過程中密封件竄動對于密封可靠性的影響。

(3)壓縮行程或伸展行程下的O形圈最大Von Mises 應(yīng)力隨著密封間隙的增大逐漸減??；壓縮行程或伸展行程下活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力隨著密封間隙的增加線性下降。在密封間隙為0.3 mm時較為合適，這與車氏密封手冊推薦值0.3～0.4 mm吻合。

(4)隨著摩擦因數(shù)的增大，壓縮行程和伸展行程的O形圈最大Von Mises 應(yīng)力均逐漸減小，活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力先略微減小后逐漸增大。系統(tǒng)摩擦因數(shù)的增大能夠在一定程度上降低O形圈的最大應(yīng)力并提高相同條件下的接觸應(yīng)力，但設(shè)計過程中也因考慮由于摩擦因數(shù)的增加帶來磨損加劇對密封的影響。

(5)隨著速度的增加，O形圈最大Von Mises 應(yīng)力和活塞桿與O形圈間的最大接觸應(yīng)力變化不顯著，但速度的增加會導(dǎo)致摩擦的加劇，特別是在高速往復(fù)系統(tǒng)中應(yīng)考慮摩擦產(chǎn)生的熱量堆積現(xiàn)象對密封的影響。