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    振動(dòng)環(huán)境下O形圈靜密封性能分析

    2019-08-19 09:33:22
    液壓與氣動(dòng) 2019年8期
    關(guān)鍵詞:擋圈形圈密封圈

    (1.河南建筑職業(yè)技術(shù)學(xué)院設(shè)備工程系, 河南鄭州 450064; 2.浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 浙江杭州 310032)

    引言

    O形圈因結(jié)構(gòu)簡單、密封性能良好而被廣泛應(yīng)用于各種機(jī)械設(shè)備密封部件中,如核主泵、水下機(jī)器人、發(fā)動(dòng)機(jī)、飛機(jī)伺服作動(dòng)器等[1-4]。隨著我國密封行業(yè)的迅速發(fā)展,密封件的運(yùn)用范圍愈發(fā)廣泛,但同時(shí)也面臨著高速、高壓和強(qiáng)振動(dòng)等更嚴(yán)苛的工況要求。

    目前,關(guān)于O形密封圈的研究已有不少。莫麗等[5]對(duì)D形圈進(jìn)行有限元分析,研究不同預(yù)壓縮率對(duì)密封圈的性能影響并進(jìn)行了改進(jìn);ZHANG Y等[6]以往復(fù)密封中的O形圈為例,利用ANSYS Workbench建立有限元模型,研究了O形圈的工作應(yīng)力分布和失效機(jī)理;郭志攀等[7]從密封材料選擇、密封件加工以及溝槽設(shè)計(jì)等方面對(duì)航空液壓密封的設(shè)計(jì)方法進(jìn)行了分析;JOHANNESSON H L[8]通過對(duì)液壓缸密封狀態(tài)的研究, 分析了O形圈本身及其周圍密封間隙的影響, 引入空化條件,提出一種通過計(jì)算獲得O形圈密封區(qū)域壓力分布,從而計(jì)算出不同密封壓力和不同滑動(dòng)速度下的摩擦力、膜厚及泄漏量的方法。以上研究成果在一定程度上揭示了O形密封圈的密封機(jī)理,初步明確了結(jié)構(gòu)參數(shù)、工況參數(shù)、操作參數(shù)等相關(guān)參數(shù)對(duì)密封性能的影響;但是,對(duì)于考慮密封圈實(shí)際使用工作環(huán)境的研究較少[9],而大部分密封部件在使用過程中都會(huì)由于惡劣的環(huán)境、器械設(shè)備自身的制造缺陷、安裝偏差等原因造成振動(dòng),從而引起密封件運(yùn)動(dòng),由于橡膠的黏彈性可導(dǎo)致移位后接觸面恢復(fù)中的應(yīng)變相滯后,使密封面不能迅速追隨間隙波動(dòng),而在介質(zhì)壓力較高時(shí),主密封面無法始終滿足密封要求,從而產(chǎn)生泄漏。因此需要在振動(dòng)工況下保證密封圈的嚴(yán)密性,了解振動(dòng)工況下密封圈的密封性能尤為重要。鑒于此,目前國內(nèi)已有相關(guān)學(xué)者應(yīng)用數(shù)值分析法針對(duì)密封圈實(shí)際使用過程中的振動(dòng)情況進(jìn)行分析,但普遍以振動(dòng)的形式作為研究對(duì)象,而缺乏對(duì)密封件在振動(dòng)工況下的密封行為變化及各因素的影響進(jìn)行深入的研究[10-11]。

    本研究以O(shè)形圈為研究對(duì)象,借助ANSYS軟件建立二維軸對(duì)稱幾何模型,研究振動(dòng)工況下的密封行為變化,預(yù)判振動(dòng)易失效部位;并對(duì)高壓振動(dòng)工況下振動(dòng)幅值、介質(zhì)壓力對(duì)O形圈的靜密封性能的影響進(jìn)行對(duì)比分析,總結(jié)高壓工況下振動(dòng)幅值及壓力的影響規(guī)律,以期為改善O形密封圈的實(shí)際使用情況、提高其使用壽命提供理論指導(dǎo)。

    1 計(jì)算模型及方法

    1.1 幾何模型

    圖1所示為高壓加擋圈的O形圈幾何示意圖。由圖知,該幾何結(jié)構(gòu)由聚四氟乙烯(PTFE)擋圈、橡膠O形圈、缸體和活塞桿4部分組成。其中,O形圈及PTFE擋圈尺寸選自GB/T 3452.1-2005《液壓氣動(dòng)用O形橡膠密封圈 尺寸系列及公差》,O形圈為φ15.2×2.62 (mm),PTFE擋圈結(jié)構(gòu)尺寸長、寬為2.9×1.4 (mm);采用矩形溝槽,其尺寸嚴(yán)格按照GB/T 15242.3-94《液壓缸活塞和活塞桿動(dòng)密封裝置用同軸密封件安裝溝槽尺寸系列和公差》設(shè)計(jì)。定義活塞桿與O形圈接觸的區(qū)域?yàn)橹髅芊饷妗?/p>

    1.2 材料的本構(gòu)模型

    橡膠是一種典型的非線性材料,其變形與所受應(yīng)力之間的關(guān)系表現(xiàn)為高度的非線性。許多學(xué)者在大量實(shí)驗(yàn)的基礎(chǔ)上提出了描述該類材料在不同研究側(cè)重點(diǎn)下適用的本構(gòu)模型如Neo-Hookean、Mooney-Rivlin、Klosne-Segal等[12]。而針對(duì)振動(dòng)工況下O形圈性能的研究,橡膠材料應(yīng)力松弛、應(yīng)變滯后等特性不容忽視,因此為使有限元模擬仿真更接近實(shí)際情況,綜合采用較為經(jīng)典的二項(xiàng)參數(shù)Mooney-Rivlin超彈模型和Prony剪切響應(yīng)黏彈模型作為丁腈橡膠材料模型。其中,Mooney-Rivlin 超彈模型中,C10=0.2,C01=6.0,d=0.000279[13];Prony黏彈模型中,加權(quán)系數(shù)αi和松弛時(shí)間τi分別?。害?=0.33333,τ1=0.4,α2=0.33333,τ2=0.2[14]。活塞桿和密封腔體材料均為常用金屬材料,由于金屬材料的彈性模量遠(yuǎn)大于橡膠材料的彈性模量,因此進(jìn)行有限元仿真分析時(shí)將金屬部件作剛體處理。取密封溝槽與O形圈的摩擦系數(shù)為0.25,PTFE擋圈與活塞桿的摩擦系數(shù)為0.1[15]。

    圖1 有限元仿真用幾何模型

    1.3 有限元模型及邊界條件

    建立有限元分析模型時(shí),O形圈和PTFE擋圈均選用平面六節(jié)點(diǎn)單元 PLANE183。通過網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證分析發(fā)現(xiàn),當(dāng)網(wǎng)格數(shù)目在65000~120000范圍內(nèi)時(shí)能使計(jì)算數(shù)據(jù)誤差小于5%,因此本研究在兼顧計(jì)算效率和精度的情況下,對(duì)有限元模型采用自由網(wǎng)格繪制,特別是活塞桿與O形圈接觸對(duì)的網(wǎng)格對(duì)精度要求較高,因此對(duì)接觸區(qū)域網(wǎng)格局部加密,劃分后的有限元模型如圖2所示,網(wǎng)格數(shù)量為77150個(gè)。設(shè)置擋圈與活塞桿、擋圈與溝槽、擋圈與橡膠O形圈、橡膠O形圈與溝槽4個(gè)接觸對(duì),接觸方式均為“面-面”接觸, 接觸類型為剛-柔接觸,接觸算法采用加強(qiáng)拉格朗日法[16]。

    圖2 有限元模型

    具體的邊界條件如下:所有過程中缸體均施加位移全約束。對(duì)活塞桿施加徑向向右的過盈量位移,直至密封圈達(dá)到初始安裝預(yù)壓縮狀態(tài);再在加壓過程中,對(duì)介質(zhì)側(cè)與流體存在潛在接觸可能的密封件表面施加流體壓力載荷,模擬流體壓力施加過程,其中,流體壓力邊界精確解的確定采用逐點(diǎn)搜尋實(shí)現(xiàn);再對(duì)活塞桿施加徑向向左/右方向如圖3所示振動(dòng)幅值L的位移,以模擬活塞桿徑向振動(dòng)情況,從而研究振動(dòng)環(huán)境下各因素對(duì)O形圈靜密封性能的影響。

    圖3 振動(dòng)曲線

    2 計(jì)算結(jié)果分析

    2.1 振動(dòng)過程中O形圈力學(xué)性能

    圖4a和圖4b分別示出了擋圈和O形圈在振動(dòng)過程中各個(gè)時(shí)刻的最大Von Mises應(yīng)力σmax的變化曲線。其中,分析所用密封壓縮率為12%,密封介質(zhì)壓力為21 MPa,振動(dòng)幅值為0.3 mm。-h表示活塞桿遠(yuǎn)離密封圈振動(dòng),0表示活塞桿回到預(yù)壓縮初始位置,+h表示活塞桿壓緊密封圈振動(dòng)。

    由圖4a可知,在振動(dòng)工況下,模擬計(jì)算所得擋圈的Von Mises應(yīng)力隨著活塞桿振動(dòng)呈周期性變化,其中最大Von Mises應(yīng)力值是預(yù)壓縮階段的2倍,突然的應(yīng)力集中,容易引起擋圈材料的擠壓破裂失效。而在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段出現(xiàn)應(yīng)力峰值,這是由于活塞桿的振動(dòng)遠(yuǎn)離使密封間隙增大,使O形圈被加劇擠入密封間隙,從而擠壓擋圈,造成擋圈應(yīng)力集中,如圖5b所示,可以看到擋圈受活塞桿和O形圈雙重?cái)D壓處應(yīng)力最大。而4 s活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離回程時(shí)的Von Mises應(yīng)力比6 s活塞桿振動(dòng)壓緊回程時(shí)的大,究其原因,是因?yàn)檎駝?dòng)遠(yuǎn)離造成的密封間隙增大使O形圈擠入間隙嚴(yán)重,活塞桿回程時(shí)擠壓O形圈,從而對(duì)擋圈造成擠壓,因此此時(shí)的Von Mises應(yīng)力值比預(yù)壓縮狀態(tài)時(shí)大,如圖5a所示,可以看到O形圈在密封間隙處嚴(yán)重變形。

    圖4 振動(dòng)工況下密封件應(yīng)力

    圖5 振動(dòng)工況下密封件應(yīng)力

    圖4b所示的振動(dòng)工況下的O形圈的Von Mises應(yīng)力的變化特性正好對(duì)應(yīng)上述擋圈的應(yīng)力變化。每1振動(dòng)周期的最大值出現(xiàn)在振動(dòng)遠(yuǎn)離回程階段,且第2周期之后的最大值比第1周期的大,這是由于擋圈材料的回彈性較差,活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段使密封間隙增大,造成O形圈加劇擠入密封間隙,因此振動(dòng)遠(yuǎn)離回程階段活塞桿對(duì)O形圈擠壓加劇,從而造成此時(shí)應(yīng)力集中嚴(yán)重。而O形圈的最大Von Mises應(yīng)力值為17.005 MPa,比擋圈的應(yīng)力值小很多,且在振動(dòng)壓緊階段擋圈出現(xiàn)嚴(yán)重的應(yīng)力集中,而此時(shí)O形圈應(yīng)力較小,表明擋圈有效防止了O形圈的損壞,但在實(shí)際使用中,應(yīng)提高擋圈的回彈性,防止振動(dòng)造成O形圈的擠裂破壞。

    圖6所示為上述工況下的主密封面各個(gè)時(shí)刻的最大接觸壓力pmax變化曲線。由圖可以看出,任一時(shí)刻都滿足密封要求,但活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段會(huì)出現(xiàn)接觸壓力最小值,此時(shí)極容易發(fā)生泄漏。而在振動(dòng)壓緊階段主密封面的接觸壓力出現(xiàn)先減小后急劇增大現(xiàn)象,這是由于密封間隙急劇縮小,造成O形圈被擠出密封間隙造成的接觸壓力減小,隨后活塞桿進(jìn)一步壓緊造成的接觸壓力急劇增加。因此,活塞桿的振動(dòng)會(huì)造成密封件的應(yīng)力集中,及引起的過小或過大的接觸壓力都會(huì)使密封件密封作用減弱甚至失效。

    圖6 主密封面的最大接觸壓力

    2.2 介質(zhì)壓力對(duì)振動(dòng)靜密封性能的影響

    基于上述研究發(fā)現(xiàn),在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段出現(xiàn)最小的接觸壓力,此時(shí)極容易出現(xiàn)泄漏,因此對(duì)不同介質(zhì)壓力及振動(dòng)幅值進(jìn)行詳細(xì)分析,研究振動(dòng)對(duì)不同工況的影響規(guī)律。圖7所示為介質(zhì)壓力為10, 15, 21, 25, 30, 35 MPa時(shí),振動(dòng)幅值0.3 mm,壓縮率12%下密封件主密封面的最大接觸壓力pmax變化曲線圖。

    由圖7看出,隨著活塞桿的振動(dòng),主密封面的最大接觸壓力會(huì)出現(xiàn)一定波動(dòng),但不論介質(zhì)壓力如何變化,在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段出現(xiàn)的易發(fā)生泄漏位置的接觸壓力最小值始終比工作壓力大,因此振動(dòng)工況下,O形圈的密封性不會(huì)因?yàn)榻橘|(zhì)壓力的變化而出現(xiàn)失效。

    圖7 不同介質(zhì)壓力下主密封面的最大接觸壓力

    圖8所示為上述工況下?lián)跞蚈形圈的最大Von Mises 應(yīng)力σmax的變化情況。由圖8a可以看出,當(dāng)介質(zhì)壓力較小時(shí),隨著介質(zhì)壓力的變化,活塞桿振動(dòng)壓緊階段即5 s時(shí)擋圈的最大值變化較小,而當(dāng)介質(zhì)壓力較大時(shí),最大Von Mises應(yīng)力變化規(guī)律基本不變,但振動(dòng)壓緊階段的最大值出現(xiàn)較大變化,而波動(dòng)逐漸減小。

    圖8 不同介質(zhì)壓力下密封件的最大Von Mises應(yīng)力曲線

    由圖8b看出,O形圈的最大Von Mises應(yīng)力隨著介質(zhì)壓力的增大波動(dòng)越來越大,且當(dāng)介質(zhì)壓力較大時(shí),活塞桿振動(dòng)回程階段出現(xiàn)較大的應(yīng)力集中,而在介質(zhì)壓力小于21 MPa時(shí)沒有出現(xiàn)這一現(xiàn)象,表明介質(zhì)壓力較小時(shí),O形圈被擠入的較少,而較大的介質(zhì)壓力造成O形圈被擠入張開的密封間隙,因此在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離回程階段加劇對(duì)擠入的O形圈材料的擠壓,造成應(yīng)力集中。因此在介質(zhì)壓力較大時(shí),振動(dòng)極容易引起密封圈的應(yīng)力集中,甚至剪切失效。

    2.3 振動(dòng)幅值對(duì)靜密封性能的影響

    圖9所示為壓縮率12%,介質(zhì)壓力為21 MPa,振動(dòng)幅值分別為0.1, 0.2, 0.3, 0.4, 0.5, 0.6 mm時(shí),擋圈和O形圈的最大Von Mises應(yīng)力σmax變化曲線。

    由圖9a看出,隨著振動(dòng)幅值的增大,擋圈的最大Von Mises應(yīng)力也隨之增大,因此在實(shí)際使用中,應(yīng)嚴(yán)格防止振動(dòng)發(fā)生。但在活塞桿振動(dòng)壓緊回程階段,擋圈的最大Von Mises應(yīng)力隨著振動(dòng)幅值的增大反而變小,從圖9b發(fā)現(xiàn),O形圈的最大Von Mises應(yīng)力在這一階段呈現(xiàn)同樣的特點(diǎn),究其原因,是由于擋圈和O形圈在被壓緊又突然放松后,造成的回彈導(dǎo)致了最大Von Mises應(yīng)力的較大變化。

    圖9 不同振動(dòng)幅值下密封件的最大Von Mises應(yīng)力曲線

    圖10所示為上述工況下主密封面的最大接觸壓力pmax變化曲線。由圖可以看出,隨著振動(dòng)幅值的增大,主密封面的最大接觸壓力在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段不斷減小,最小值不斷逼近工作介質(zhì)壓力值,因此當(dāng)介質(zhì)壓力較大,振動(dòng)幅值過大時(shí)極有可能發(fā)生泄漏,因此在實(shí)際使用中,應(yīng)嚴(yán)格防止過大的振動(dòng)發(fā)生。

    圖10 不同振動(dòng)幅值下主密封面的最大接觸壓力變化曲線

    3 結(jié)論

    針對(duì)振動(dòng)工況下密封圈的各應(yīng)力變化,及對(duì)不同介質(zhì)壓力與振動(dòng)幅值,對(duì)密封圈處于振動(dòng)環(huán)境中擋圈與O形圈的靜力學(xué)特性進(jìn)行了對(duì)比研究,通過分析比較發(fā)現(xiàn):

    (1) 在振動(dòng)工況下,模擬計(jì)算所得擋圈的最大Von Mises應(yīng)力值是預(yù)壓縮階段的Von Mises應(yīng)力的2倍,突然的應(yīng)力集中,容易引起擋圈材料的擠壓破裂失效,且最大Von Mises應(yīng)力出現(xiàn)在活塞桿振動(dòng)壓緊階段。而O形圈的最大Von Mises應(yīng)力在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離回程階段出現(xiàn)應(yīng)力峰值,這是由于擋圈材料的回彈性較差,O形圈被擠入過大的密封間隙造成的。因此在實(shí)際使用中,應(yīng)提高擋圈的回彈性,防止振動(dòng)造成O形圈的擠裂破壞;

    (2) 振動(dòng)幅值恒定,介質(zhì)壓力改變時(shí),密封圈的密封性不會(huì)隨著介質(zhì)壓力的變化而發(fā)生較大改變。但當(dāng)介質(zhì)壓力較小時(shí), O形圈被擠入密封間隙的較少,而較大的介質(zhì)壓力造成O形圈被擠入張開的密封間隙,從而使活塞桿擠壓O形圈材料,造成應(yīng)力集中。因此在介質(zhì)壓力較大時(shí),更需要注意防震;

    (3) 介質(zhì)壓力恒定,改變振動(dòng)幅值進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn),隨著振動(dòng)幅值的增大,擋圈的最大Von Mises應(yīng)力也隨之增大,因此在實(shí)際使用中,應(yīng)嚴(yán)格防止振動(dòng)發(fā)生。而隨著振動(dòng)幅值的增大,主密封面的最大接觸壓力在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段不斷減小,最小值不斷逼近工作介質(zhì)壓力值,因此當(dāng)介質(zhì)壓力較大,振動(dòng)幅值過大時(shí)極有可能發(fā)生泄漏,因此在實(shí)際使用中,應(yīng)嚴(yán)格防止過大的振動(dòng)發(fā)生。

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