V型密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能影響研究

譚 蔚 付亞康 王建軍 李兵兵

（1.天津大學化工學院；2.中國石油蘭州石化公司設備維修公司；3.天津大學仁愛學院化工系）

填料密封是應用最早的密封技術之一，廣泛應用在閥門、往復機械、液壓氣動裝置、部分旋轉(zhuǎn)機械及釜等裝置中，因為在使用過程中填料與往復或旋轉(zhuǎn)軸直接接觸，容易發(fā)生磨損，因此填料的摩擦磨損成為影響填料密封可靠性、耐久性和穩(wěn)定性的主要因素［1～3］。隨著技術的不斷發(fā)展和使用需求的不斷提高， 密封圈截面形狀從最初的O型、矩形等，逐漸發(fā)展出了V型、U型、Y型及L型等較為復雜的填料密封形式［4］。

填料密封在實際使用過程中密封性能的影響因素眾多，其中失效原因主要有動密封面摩擦磨損，密封圈材料在使用過程中蠕變失效等。 這些失效原因與密封面的接觸壓力和密封圈內(nèi)應力分布直接相關，所以國內(nèi)外有很多學者對填料密封結(jié)構(gòu)的受力進行了研究。 張付英等利用ANSYS分析了方形同軸組合密封圈的結(jié)構(gòu)和運行參數(shù)對其動靜密封性能的影響［5］。 祝娟和鄒龍慶通過ANSYS建立了變截面密封圈的三維有限元模型，研究了其幾何參數(shù)對密封性能的影響［6］。譚晶等通過建立斯特圈的二維軸對稱模型，分析了滑環(huán)厚度、接觸力和介質(zhì)壓力對斯特圈接觸壓力的影響［7］。 楊化林等利用ABAQUS分析了往復式骨架油封的過盈量、速度和摩擦系數(shù)對其密封性能的影響［8］。然而，大多數(shù)的數(shù)值模擬研究缺少實驗或理論驗證，難以說明模擬結(jié)果的準確性。 秦瑤對旋轉(zhuǎn)軸V型密封圈進行簡化， 利用彈性力學有關理論和有限元方法進行了理論和模擬計算，研究了V型密封圈內(nèi)外過盈量對其密封性能的影響，但在計算中將整個V型密封結(jié)構(gòu)簡化成矩形，與實際模型存在較大的差別，導致計算結(jié)果的適用性較差［9］。 并且，對于往復動密封中V型密封圈內(nèi)外圈過盈、唇口角度等結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能的影響規(guī)律的研究尚未見報道。

為此，筆者采用ANSYS軟件，針對柱塞泵填料密封結(jié)構(gòu)， 建立了V型填料密封圈二維軸對稱有限元模型， 對V型填料密封圈密封效果進行了有限元數(shù)值模擬分析，并通過實驗驗證了該模擬結(jié)果的準確性。 在此基礎上，研究分析了外過盈量、內(nèi)過盈量及唇口角度等結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能的影響，研究結(jié)果可為V型密封圈的設計、選用和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供依據(jù)和參考。

1 V型填料密封有限元模型

1.1 模型簡化

柱塞泵填料密封結(jié)構(gòu)如圖1所示。 由于所受載荷和邊界條件完全軸對稱，且往復密封在大行程運動時趨于穩(wěn)態(tài)，所以對往復密封的仿真可以簡化為準靜態(tài)二維軸對稱模型（圖2），其中活塞桿與密封圈、填料函與密封圈之間定義非對稱摩擦接觸；各密封圈之間和密封圈與支撐環(huán)、壓環(huán)之間定義對稱摩擦接觸。

圖1 柱塞泵V型填料密封結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 活塞桿填料密封二維軸對稱有限元模型

活塞桿填料密封的結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：

活塞桿直徑 85mm

填料函內(nèi)徑 100mm

外過盈量δo0.1mm

內(nèi)過盈量δi0.1mm

唇口角度γ 0°

其中活塞桿、填料函和填料壓蓋的材料為結(jié)構(gòu)鋼，密封圈的材料為聚四氟乙烯（PTFE），在應變小于50%時可以近似看作線彈性材料［10］，各材料特性參數(shù)見表1。

表1 各組件材料參數(shù)

對有限元模型進行如下假設：密封圈材料在使用過程中始終處于線彈性階段，有確定的彈性模量E和泊松比μ；密封圈受到的壓緊力完全由介質(zhì)壓力提供，即計算結(jié)果中支撐環(huán)頂部端面與填料函表面處于分離狀態(tài)；忽略摩擦生熱對材料性能的影響。

1.2 網(wǎng)格劃分

對模型進行網(wǎng)格劃分， 對圖2所示活塞桿左側(cè)進行了較大尺寸的網(wǎng)格劃分，對活塞桿右側(cè)和整個密封接觸區(qū)域進行網(wǎng)格加密。 改變網(wǎng)格尺寸，通過提取接觸面最大接觸壓力和密封圈內(nèi)的最大Von-Mises應力， 對網(wǎng)格進行無關性檢驗，最終確定網(wǎng)格數(shù)量為52 854個，如圖3所示。 該網(wǎng)格劃分方式和網(wǎng)格數(shù)量，既能保證計算速度，又能保證計算結(jié)果的準確性。

1.3 邊界條件及加載

根據(jù)柱塞泵實際工作過程中活塞桿的工作狀態(tài)，將密封分3種工況：預緊工況、外行程工況和內(nèi)行程工況。 預緊工況為密封圈預緊安裝狀態(tài)，建立密封圈的初始過盈模型，指定填料壓蓋初始位置，建立各接觸對后密封圈因存在初始過盈量會產(chǎn)生變形，從而達到預緊工況；外行程工況為介質(zhì)吸入過程，介質(zhì)腔為負壓狀態(tài)，可以忽略，只需在預緊工況基礎上對活塞桿施加外行程位移； 內(nèi)行程工況為介質(zhì)泵出過程， 介質(zhì)腔受14MPa介質(zhì)內(nèi)壓， 內(nèi)行程工況需在預緊工況的基礎上首先在密封面上施加14MPa的流體壓力滲透載荷，之后再對活塞桿施加內(nèi)行程方向的位移。

圖3 模型的網(wǎng)格劃分

1.3.1 過盈配合的模擬

建立密封圈與活塞桿、密封圈與填料函的過盈配合模型， 如圖4所示。 使密封圈的初始過盈量穿透到活塞桿和填料函中， 通過定義彈球區(qū)域，使彈球半徑內(nèi)初始模型上產(chǎn)生穿透（密封圈與活塞桿、填料函）或距離較遠（壓環(huán)與填料壓蓋）的接觸對，通過變形產(chǎn)生接觸，從而達到預緊狀態(tài)。

圖4 V型密封圈過盈裝配模型及其局部放大圖

1.3.2 介質(zhì)壓力的加載

對密封圈接觸面施加14MPa的流體壓力滲透載荷，流體壓力滲透載荷可以模擬流體穿過兩個相互接觸的表面。 指定一個完全暴露于流體中的起始點，流體壓力將沿著該起始點向接觸面內(nèi)進行加載，并且壓力加載方向垂直于單元面，直至到達某個節(jié)點位置流體壓力小于節(jié)點的接觸壓力，則停止加載；反之當流體壓力大于接觸壓力，則繼續(xù)向前加載［10，11］。

2 實驗設計

為了驗證有限元模型結(jié)果的準確性，設計搭建了填料密封接觸壓力測量實驗裝置（圖5）。 實驗過程中通過SYB-2型手動液壓泵對介質(zhì)腔加載14MPa 壓力， 并 通 過YTN-60 型 壓 力表 （精度0.1MPa）控制加載壓力。 在填料函表面V2密封圈對應位置處開φ1mm測量孔， 并將連接有量程0～30N的JLBS-M2微型拉壓力傳感器（精度0.1%FS）的細金屬棒插入測量孔，測量該金屬棒受力。

圖5 填料密封接觸壓力測量實驗裝置

金屬棒受力F的計算公式為：

式中 d——金屬棒直徑，mm；

σ——金屬棒端面中心點處的接觸壓力，MPa。

實驗測量內(nèi)外過盈量均為0.1mm、 唇口角度分別為0、2、4°時的接觸壓力，并取5次測量結(jié)果的平均值作為實驗結(jié)果（表2）。

表2 不同唇口角度金屬棒受力結(jié)果

3 密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)對接觸壓力的影響

往復密封中動密封面接觸壓力分布對密封圈的摩擦磨損有直接影響。 活塞桿的潤滑取決于由活塞桿帶入密封界面液壓流體的行為，而流體通過密封處的量僅決定于流體壓力分布曲線的最大壓力梯度。 外行程過程接觸壓力分布曲線峰值點左側(cè)最大壓力梯度越大則外行程帶出的液體量越少；內(nèi)行程過程接觸壓力分布曲線峰值點右側(cè)最大壓力梯度越小則內(nèi)行程帶回的液體量越多，因此通過往復動密封面接觸壓力分布曲線可以對其潤滑狀態(tài)和泄漏量進行預測。 此外，密封圈內(nèi)的Von-Mises應力分布云圖可以直觀地展示出整個密封圈的應力分布，通過密封圈內(nèi)應力分布可以對其因應力導致的失效行為進行分析。

3.1 數(shù)值模型驗證

提取有限元數(shù)值計算中與實驗測點對應的密封圈節(jié)點的接觸壓力，計算其平均值，并與實驗結(jié)果進行對比（表3）。 由表3可看出，對于3組不同唇口角度的密封圈來說，其測點位置處接觸壓力的實驗結(jié)果與模擬結(jié)果的相對誤差在16.24%～19.97%。

表3 實驗與模擬接觸壓力對比

對產(chǎn)生偏差的原因分析如下：數(shù)值模擬提取結(jié)果為節(jié)點的接觸壓力，以金屬棒端面所包含的所有節(jié)點接觸壓力平均值作為金屬棒的接觸壓力，會使其產(chǎn)生一定誤差；實際密封圈上的面積為曲面，而實驗時是以金屬棒端面（平面）代替，會導致實驗結(jié)果偏小。 綜合考慮，可以證明文中所用有限元模型和模擬方法的準確性。

3.2 外過盈量的影響

圖6為唇口角度0°，內(nèi)過盈量為0.1mm，外過盈量分別為0.0、0.1、0.2mm時，V1、V2、V33個V型密封圈與活塞桿各接觸單元節(jié)點的接觸壓力分布曲線， 橫坐標為V1、V2、V3密封圈動密封面節(jié)點位置編號， 其對應的值為從介質(zhì)側(cè)到空氣側(cè)依次排序，如圖3b所示。 圖6中各實曲線對應左坐標軸，為內(nèi)行程過程接觸壓力分布曲線；各虛曲線對應右坐標軸， 為外行程接觸壓力分布曲線。

圖6 外過盈量對3個密封圈各節(jié)點接觸壓力的影響

從圖6可以看出， 由于內(nèi)行程過程中流體壓力的施加，各節(jié)點接觸壓力明顯大于外行程各節(jié)點的接觸壓力，并且隨著外過盈量的增加，密封圈內(nèi)、外行程接觸壓力峰值都不斷增大。 當外過盈量為0.0mm時，雖然接觸壓力峰值大于14MPa，但是對于V2、V3密封圈， 大部分節(jié)點的接觸壓力小于14MPa，所以峰值點周圍發(fā)生磨損后，很容易使V2、V3整個密封圈失效。外過盈量由0.0mm增大為0.1mm時， 內(nèi)行程過程V1密封圈接觸壓力峰值由23.898 0MPa增大為26.860 9MPa， 而V2密封圈接觸壓力峰值則由17.250 2MPa 增大為22.030 5MPa，V3密 封 圈 接 觸 壓 力 峰 值 由22.300 0MPa增大為27.919 1MPa， 增大幅度小于22%， 且3個密封圈上絕大部分節(jié)點接觸壓力都大于14MPa， 其密封效果要優(yōu)于外過盈量0.0mm的密封圈。然而，當外過盈量為0.2mm時，3個密封圈峰值壓力大幅增大， 其峰值分別為：38.282 0、36.902 8、45.077 5MPa，局部壓力值過大，會增大動密封面的摩擦，加速密封圈磨損，不利于密封。

此外，從圖6還可以看出，隨著外過盈量的增大，在外行程接觸壓力曲線中，峰值點左側(cè)的最大壓力梯度不斷增大， 外行程帶出的液體量減少；在內(nèi)行程接觸壓力曲線中，峰值點右側(cè)最大壓力梯度同樣不斷增大，內(nèi)行程帶回液體量也減少。 雖然外過盈量的增大可以保證較低泄漏量，但是帶出液體量過小容易導致干摩擦，從而加速密封磨損失效。

圖7給出不同外過盈量時活塞桿內(nèi)行程過程中V型密封圈的Von-Mises應力云圖。從圖7可以看出，對于不同外過盈量的密封圈，整體應力分布規(guī)律基本相同，且應力最大值始終處于V1密封圈的內(nèi)夾角處，但隨著外過盈量的增加，其應力最大值不斷增大， 其對應的最大值分別為16.900、21.231、26.575MPa。 由于PTFE是典型的具有冷流性的塑料，受載時容易發(fā)生蠕變現(xiàn)象，且受外力影響顯著，應力增大會加速蠕變現(xiàn)象發(fā)生，因此，密封圈應力值不宜過大。

圖7 不同外過盈量V型密封圈Von-Mises應力云圖

所以，V型密封圈外過盈量增大有利于初始密封、減少泄漏，但是外過盈量增大會導致密封圈峰值壓力增大、進入動密封面的潤滑液體量減少。 同時，隨著外過盈量的增大密封圈內(nèi)夾角處應力值不斷增大， 密封圈的蠕變加快。 綜合考慮密封圈的摩擦磨損，潤滑狀況和應力分布，本算例中密封圈外過盈量不宜超過0.1mm。

3.3 內(nèi)過盈量的影響

圖8為唇口角度0°，外過盈量為0.1mm，內(nèi)過盈量分別為0.0、0.1、0.2mm時，V1、V2、V33個V型密封圈與活塞桿各接觸單元節(jié)點的接觸壓力分布曲線。 內(nèi)過盈量對接觸壓力分布曲線的影響與外過盈量的影響趨勢相同（圖6），會使內(nèi)、外行程接觸壓力峰值、外行程接觸壓力曲線峰值點左側(cè)最大壓力梯度和內(nèi)行程接觸壓力峰值點右側(cè)最大壓力梯度增大，但內(nèi)過盈量對峰值壓力和最大壓力梯度影響更大。

圖9 給出不同內(nèi)過盈量時活塞桿內(nèi)行程過程中V 型密封圈的Von-Mises 應力云圖。 與增加外過盈量時規(guī)律相同， 不同內(nèi)過盈的密封圈，其內(nèi)整體應力分布規(guī)律基本相同，且隨著內(nèi)過盈的增加， 密封圈內(nèi)整體應力的最大值不斷增大， 位置均處于各密封圈的內(nèi)夾角處， 其對應的最大值分別為20.298、21.231、26.140MPa。

圖8 內(nèi)過盈量對3個密封圈各節(jié)點接觸壓力的影響

圖9 不同內(nèi)過盈量V型密封圈Von-Mises應力云圖

雖然，V型密封圈內(nèi)過盈量增大有利于初始密封和減少泄漏，但是內(nèi)過盈量增大會導致密封圈峰值壓力增大、進入動密封面的潤滑液體量減少。 同時隨著內(nèi)過盈量的增大密封圈內(nèi)夾角處應力值不斷增大，密封圈的蠕變加快。 綜合考慮密封圈的摩擦磨損、潤滑狀況和應力分布，本算例中密封圈內(nèi)過盈量不宜超過0.1mm。

3.4 唇口角度的影響

圖10給出內(nèi)外過盈量均為0.1mm， 唇口角度分別為0、2、4°時，V1、V2、V33個V型密封圈與活塞桿各接觸單元節(jié)點的接觸壓力分布。 從圖10可以看出，唇口角度增加，3個密封圈接觸壓力峰值基本不變。 外行程接觸壓力分布曲線峰值點左側(cè)最大壓力梯度有較小的增長，活塞桿外行程帶出液體量少量減少，內(nèi)行程接觸壓力分布曲線峰值點右側(cè)最大壓力梯度不斷減小，內(nèi)行程回送液體量增加，從而往復過程中液體的泄漏量會隨唇口角度增大而減少。

圖10 唇口角度對3個密封圈各節(jié)點接觸壓力的影響

圖11給出不同唇口角度時活塞桿內(nèi)行程過程中V型密封圈的Von-Mises應力云圖。 從圖11可以看出，唇口角度分別為0、2、4°時，V1密封圈內(nèi)夾角處應力數(shù)值呈現(xiàn)出不斷下降的趨勢， 分別為：21.231、19.896、19.557MPa，但應力最大值從V1密封圈內(nèi)夾角處轉(zhuǎn)移到V1密封圈唇口頂部單元應力，且唇口頂部單元應力數(shù)值不斷增大，分別為：14.956、24.256、29.700MPa。

圖11 不同唇口角度V型密封圈Von-Mises應力云圖

所以，V型密封圈唇口角度增加的主要作用是增加密封圈夾角處的應力，使活塞桿內(nèi)行程過程帶回液體量增多。 因此，當密封裝置中密封的接觸壓力大于介質(zhì)壓力，而密封在往復過程中仍有泄漏現(xiàn)象時， 可以通過增大唇口角度加以解決。 然而，隨著唇口角度的增加，V1密封圈唇口頂部單元應力值會大幅增加，會導致該位置更容易發(fā)生破壞。 為了有更好的潤滑狀態(tài)，在保證不泄漏或者在可接受范圍的較小泄漏量的前提下，密封圈唇口角度應盡量小。

4 結(jié)論

4.1 內(nèi)、外過盈量增加，動密封面接觸壓力峰值增大，外行程接觸壓力分布曲線峰值點左側(cè)最大壓力梯度增大，活塞桿帶出液體量減少，內(nèi)行程接觸壓力分布曲線峰值點右側(cè)最大壓力梯度增大，活塞桿帶回液體量減少。

4.2 內(nèi)、 外過盈量增大，V1密封圈內(nèi)夾角處的應力值增大，但在大應力的作用下密封圈的蠕變會加速，容易導致密封失效。

4.3 唇口角度增加， 接觸壓力峰值基本不變，而外行程接觸壓力分布曲線峰值點左側(cè)最大壓力梯度有較小的增長，使活塞桿帶出液體量隨之減少，內(nèi)行程接觸壓力分布曲線峰值點右側(cè)最大壓力梯度減小，使活塞桿帶回液體量增多，對于減少往復過程的泄漏量有較大的幫助。

4.4 唇口角度增加，V1密封圈唇口頂部單元的應力數(shù)值大幅增大，使該位置更容易發(fā)生破壞。