液壓支架活塞組合密封圈密封性能的有限元分析

燕 曉 宇

（大同煤礦集團機電裝備制造有限公司，山西大同，037000）

液壓支架立柱活塞故障主要是由密封失效原因引起，密封圈失效會導(dǎo)致液壓油出現(xiàn)泄漏。本課題的主要工作就是通過實驗和有限元仿真研究密封圈特征參數(shù)與密封性能之間的關(guān)系，根據(jù)各項分析結(jié)果對密封圈的結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化[1]。

本文對密封圈在靜密封和動密封下，分別分析介質(zhì)壓力、摩擦系數(shù)、壓縮率、密封間隙對密封性能及密封圈壽命的影響，得到最大剪切應(yīng)力、最大接觸應(yīng)力和最大Von Mises 應(yīng)力云圖，然后根據(jù)三個準則判斷密封圈是否具有優(yōu)良的密封性能以及密封圈是否發(fā)生破損失效[2-3]。

1 介質(zhì)壓力對密封性能的影響

研究介質(zhì)壓力對密封性能的影響，不同工作狀態(tài)下組合密封圈密封副之間的參數(shù)設(shè)定為摩擦系數(shù)μ=0.1，壓縮率ε=8.5%，密封副配合間隙s=3mm，對密封圈施加介質(zhì)壓力（根據(jù)公稱壓力標準等級分級）10.0MPa、12.5MPa、16.0MPa、20.0MPa、25.0MPa、31.5MPa、40MPa，對組合密封圈進行有限元分析，得到剪切應(yīng)力、接觸應(yīng)力和Von Mises 應(yīng)力云圖，再根據(jù)數(shù)據(jù)結(jié)果綜合分析介質(zhì)壓力對活塞組合密封圈密封性能的影響[3]。

1.1 應(yīng)力云圖

在靜密封和動密封中，對密封圈施加介質(zhì)壓力10.0MPa、12.5MPa、16.0MPa、20.0MPa、25.0MPa、31.5MPa、40.0MPa，對鼓形密封圈進行有限元分析，得到剪切應(yīng)力云圖，如圖1 所示。

圖1 Von Mises 應(yīng)力云圖

1.2 綜合分析

不同的工作狀態(tài)、介質(zhì)壓力下的最大剪切應(yīng)力、最大接觸應(yīng)力和最大Von Mises 應(yīng)力數(shù)值，見表1。

表1 不同狀態(tài)下應(yīng)力的最大值

1）剪切應(yīng)力情況。由表1 可以看出，在靜密封中，剪切應(yīng)力受介質(zhì)壓力的影響較小，油壓從10MPa到40MPa 變化時，最大剪切應(yīng)力值在0.5 以內(nèi)變化，最大剪切應(yīng)力值為9.5MPa，不會對活塞組合密封圈使用壽命產(chǎn)生影響。在動密封中，隨介質(zhì)壓力的增加，最大剪切應(yīng)力的值整體增大趨勢，油壓為31.5MPa時，最大剪切應(yīng)力達到最大值18.2MPa，在40MPa 時出現(xiàn)了回落，最大剪切應(yīng)力值小于聚氨酯的許用剪切應(yīng)力，活塞組合密封圈不會發(fā)生剪切破壞。

2）接觸應(yīng)力情況。在靜密封中介質(zhì)壓力25MPa、31.5MPa 時，最大接觸壓力最小為70MPa，接觸應(yīng)力受介質(zhì)壓力的影響非常小。在動密封中，由于活塞的移動，摩擦力作用和油壓阻力導(dǎo)致最大接觸應(yīng)力相比靜密封顯著增大。介質(zhì)壓力在10.0MPa 時，最大接觸壓力出現(xiàn)在徑向油液作用的接觸面；壓力在12.5MPa到25.0MPa 之間時，最大剪切應(yīng)力出現(xiàn)在密封圈徑向與導(dǎo)向套接觸的區(qū)域，并隨介質(zhì)壓力的增加而擴展，接觸應(yīng)力值變化不大；最大接觸壓力隨介質(zhì)壓力的增大整體呈上升趨勢，但在31.5MPa 時出現(xiàn)了拐點，最大值出現(xiàn)在31.5MPa 時達到159MPa。由此可以得出結(jié)論，不論是在靜密封還是動密封中，最大接觸壓力始終大于介質(zhì)壓力，可以保證良好的密封狀態(tài)。

3）Von Mises 應(yīng)力情況。Von Mises 應(yīng)力反映密封圈內(nèi)部的等效應(yīng)力情況，可以作為預(yù)判密封圈能否發(fā)生屈服破壞的依據(jù)。當活塞組合密封圈處于靜密封，介質(zhì)壓力為10.0MPa、12.5MPa 時，最大Von Mises 應(yīng)力出現(xiàn)在軸向液壓油作用的密封圈彈性體部位，最小值1.7MPa；介質(zhì)壓力為16.0MPa、20.0MPa、31.5MPa時，最大Von Mises 應(yīng)力出現(xiàn)；介質(zhì)壓力為25.0MPa、40.0MPa 時，最大Von Mises 應(yīng)力區(qū)域發(fā)生擴展。從表1 中可以看出，最大Von Mises 應(yīng)力隨介質(zhì)壓力的增加呈遞增變化，當介質(zhì)壓力為40.0MPa 時，最大Von Mises 應(yīng)力達到最大值9.2MPa。

在動密封中，動密封中最大Von Mises 應(yīng)力變化趨勢與靜密封基本一致，都是隨介質(zhì)壓力的增加，最大Von Mises 應(yīng)力也隨之增大，接觸應(yīng)力區(qū)域不斷擴展，在介質(zhì)壓力為40.0MPa 時，出現(xiàn)極值11.1MPa。最大Von Mises 應(yīng)力值小于丁腈橡膠和聚氨酯材料的許用應(yīng)力值，不會出現(xiàn)屈服破壞現(xiàn)象。

上述分析可以看出，介質(zhì)壓力對最大Von Mises應(yīng)力的影響呈遞增變化，介質(zhì)壓力越大，密封圈越容易失效；當介質(zhì)壓力小于40MPa 時，對接觸應(yīng)力幾乎沒影響，接觸應(yīng)力始終大于介質(zhì)壓力，密封效果良好。

2 摩擦系數(shù)對密封性能的影響

研究摩擦系數(shù)對活塞組合密封圈密封性能的影響，設(shè)定活塞組合密封圈的壓縮率為ε=8.5%，施加介質(zhì)壓力P=31.5MPa，密封副配合間隙s=3mm，摩擦系數(shù)分別設(shè)定為0.05、0.1、0.15、0.2、0.25、0.3，在使用大變形分析條件，調(diào)整計算子步數(shù)為30，經(jīng)過計算后處理，得到活塞組合密封圈在靜密封和動密封中的Von Mises 應(yīng)力、剪切應(yīng)力和接觸壓力，數(shù)據(jù)統(tǒng)計見表2 所示。

表2 不同狀態(tài)下應(yīng)力的最大值

1）剪切應(yīng)力。由表2 可以看到，在靜密封中，當摩擦系數(shù)為0.05 時，最大剪切應(yīng)力的最小值為6.1MPa；摩擦系數(shù)為0.3 時，最大剪切應(yīng)力最大值為10.9MPa，在靜密封中摩擦系數(shù)對剪切應(yīng)力的影響較小。在動密封分析可知，當摩擦系數(shù)在0.2 到0.3 之間時，最大剪切應(yīng)力顯著增大，摩擦系數(shù)為0.3 時達到最大值39.5MPa。由于活塞的往復(fù)運動，摩擦系數(shù)在動密封中對剪切應(yīng)力影響較大，較大的摩擦系數(shù)會使剪切應(yīng)力超過聚氨酯和橡膠材料的許用剪切強度，密封圈發(fā)生剪切破壞，密封能力喪失。

2）接觸應(yīng)力。由表2 可以看到，當摩擦系數(shù)為0.05 到0.2 之間時，隨摩擦系數(shù)的增加最大接觸應(yīng)力遞增；當摩擦系數(shù)為0.2 時接觸應(yīng)力出現(xiàn)了最大值97MPa，然后最大接觸應(yīng)力隨摩擦系數(shù)的增加出現(xiàn)了遞減現(xiàn)象，最小值出現(xiàn)在0.05 時為43MPa。當摩擦系數(shù)為0.05 時，最大接觸應(yīng)力為146MPa，然后從0.1 開始，最大剪切應(yīng)力隨摩擦系數(shù)的增加而增大，當摩擦系數(shù)為0.3 時出現(xiàn)了極值243MPa。靜密封和動密封的最大接觸應(yīng)力分布相似，但是出現(xiàn)極值的位置不同，摩擦系數(shù)越大接觸應(yīng)力越大，密封性能越好。但是過大的接觸應(yīng)力會加速液壓缸和密封圈的磨損，因此摩擦系數(shù)不宜過大。

3）Von Mises 應(yīng)力。當活塞組合密封圈裝入密封溝槽中后，受到活塞桿和導(dǎo)向套的壓力作用而發(fā)生變形，徑向最大尺寸處發(fā)生的變形最大，為預(yù)壓縮量的大小。在表2 中，當摩擦系數(shù)為0.15 時出現(xiàn)拐點，在摩擦系數(shù)為0.3 時出現(xiàn)最大Von Mises 應(yīng)力極值為8.2MPa，摩擦系數(shù)對靜密封的Von Mises 應(yīng)力的影響不大。根據(jù)表2，動密封中的最大Von Mises 應(yīng)力相比靜密封增長更快，在摩擦系數(shù)為0.05 時出現(xiàn)最小值6.3MPa, 然后隨摩擦系數(shù)的增大Von Mises 應(yīng)力呈線性增加，最大Von Mises 應(yīng)力值為23.2MPa。過大的Von Mises 應(yīng)力會導(dǎo)致密封圈出現(xiàn)屈服破壞，影響密封性能，因此不宜選用較大的摩擦系數(shù)。

由上述分析可以得到，當摩擦系數(shù)較小時，對剪切應(yīng)力和Von Mises 應(yīng)力的影響較小，但對動密封的接觸壓力影響較大，因此最優(yōu)摩擦系數(shù)選擇0.1；在動密封中，摩擦系數(shù)Von Mises 應(yīng)力的影響較大，當摩擦系數(shù)大于0.15 時，會發(fā)生屈服破壞；最大接觸應(yīng)力一直大于介質(zhì)壓力，但是過大的摩擦系數(shù)會導(dǎo)致活塞能耗增大效率降低，因此摩擦系數(shù)不宜大于0.2。

3 壓縮率對密封性能的影響

研究介質(zhì)壓力對密封性能的影響時，壓縮率不能在軟件中直接設(shè)置，要根據(jù)式（1）進行計算得到。給密封圈徑向施加不同壓力，根據(jù)尺寸變化計算壓縮率。

式中：l 為密封圈截面徑向最大尺寸；h 我密封圈安裝后截面的徑向最大尺寸。

設(shè)定摩擦系數(shù)為μ=0.1，介質(zhì)壓力P=31.5MPa，密封副配合間隙s=3mm，壓縮率分別為5.8%、6.9%、8.5%、10.3%和12.5%，對密封圈進行有限元分析，得到剪切應(yīng)力、接觸應(yīng)力和Von Mises 應(yīng)力統(tǒng)計見表3。

表3 不同狀態(tài)下應(yīng)力的最大值

圖2 不同狀態(tài)下剪切應(yīng)力云圖

圖3 Von Mises 應(yīng)力云圖

1）剪切應(yīng)力。活塞組合密封圈被張緊后安裝在活塞上，受到預(yù)壓力，密封面與導(dǎo)向套緊密接觸，起到密封作用。最大應(yīng)力出現(xiàn)在密封圈背壓方向的臺階面上，壓力值向兩側(cè)遞減，壓縮率在5.8%到8.5%之間時，最大剪切應(yīng)力基本不變，最小值9.3MPa 出現(xiàn)在壓縮率為8.5%時；當壓縮率為10.3%時，最大剪切應(yīng)力區(qū)域急劇增大，并向密封圈兩側(cè)擴展，最大值增加到50MPa；當壓縮率繼續(xù)增大到12.5%時，最大剪切應(yīng)力達到最大值75MPa。由于活塞的運動，接觸應(yīng)力區(qū)域相比靜密封顯著增大，并向密封面的受壓側(cè)擴展，應(yīng)力云圖出現(xiàn)了波紋。最大剪切應(yīng)力和靜密封一樣壓縮率為5.8%到8.5%時，變化不明顯，最小值出現(xiàn)在壓縮率為5.8%時，最小值為9.8MPa；壓縮率從10.3%開始，最大剪切應(yīng)力發(fā)生突變，呈遞增趨勢，在12.5%時達到最大值136MPa。此時最大剪切應(yīng)力已經(jīng)超過了聚氨酯和橡膠材料的許用剪切強度，過大的壓縮率會導(dǎo)致密封圈發(fā)生剪切破壞。

2）接觸應(yīng)力。在靜密封中，最大接觸應(yīng)力均在活塞組合密封圈與導(dǎo)向套接觸的密封面上，動密封的接觸應(yīng)力區(qū)域比靜密封大，并擴展到截面徑向尺寸最大處的兩側(cè)；隨壓縮率的增加，接觸應(yīng)力區(qū)域增大。由表3 可以看出，靜密封和動密封的最大接觸應(yīng)力隨壓縮率的增加變化趨勢基本一致。在靜密封中，接觸應(yīng)力的最小值為45.4MPa，然后在壓縮率為8.5%時減小，出現(xiàn)拐點，又在壓縮率持續(xù)增加時，接觸應(yīng)力急劇增大，在壓縮率為10.3%時，最大接觸應(yīng)力達到最大值552MPa。在動密封中，壓縮率在5.8%到8.5%之間時，最大接觸應(yīng)力隨壓縮率的增加而增大，當壓縮率大于等于10.3%時，最大接觸應(yīng)力急劇增大，最后達到最大值521MPa。較大的壓縮率有力于密封，但如果壓縮率過大，會產(chǎn)生較大的接觸應(yīng)力，會使能耗增加，液壓缸效率降低甚至卡死現(xiàn)象。

3）Von Mises 應(yīng)力?；钊M合密封圈安裝在活塞溝槽后，會受到軸向介質(zhì)壓力和徑向擠壓作用，密封圈發(fā)生塑性形變。當壓縮率較小時，最大VonMises 應(yīng)力出現(xiàn)在軸向受介質(zhì)壓力作用的區(qū)域和靠近受力側(cè)的溝槽底，當壓縮率增大時，最大Von Mises 應(yīng)力出現(xiàn)在活塞組合密封圈的密封面上，壓縮率再增大，VonMises 應(yīng)力區(qū)域擴展。從表3 可以看出，壓縮率為5.8%、6.9%和8.5%時，壓縮率對Von Mises 應(yīng)力的影響并不大，只有在壓縮率大于等于10.3%時，最大VonMises 應(yīng)力隨壓縮率的增加變化較大，最大Von Mises 應(yīng)力為87.1MPa。

動密封中的Von Mises 應(yīng)力變化趨勢和靜密封基本一致，當壓縮率較小時，最大Von Mises 應(yīng)力出現(xiàn)在與導(dǎo)向套接觸的密封面上，當壓縮率增大時，最大Von Mises 應(yīng)力出現(xiàn)在軸向受介質(zhì)壓力作用的區(qū)域和靠近受力測的溝槽底，并隨壓縮率的增加向兩側(cè)擴展。從表3 可以看出，壓縮率小于等于8.5%時，對VonMises 應(yīng)力的影響不明顯，只有壓縮率在10.3%和12.5%時，Von Mises 應(yīng)力急劇增大，在12.5%時出現(xiàn)最大值101.7MPa，此時材料會發(fā)生屈服失效，出現(xiàn)泄漏，因此不宜選用較大的壓縮率。

從上述分析可以看到當壓縮率較小時，其對剪切應(yīng)力、接觸應(yīng)力和Von Mises 應(yīng)力的影響較小，所以建議選擇最優(yōu)壓縮率為8.5%；最大接觸應(yīng)力一直大于介質(zhì)壓力，能保證良好的密封性能；壓縮率大于等于10.3%時，剪切應(yīng)力和Von Mises 應(yīng)力較大，會發(fā)生剪切和屈服破壞，影響密封圈壽命。

4 密封副配合間隙對密封性能的影響

密封副配合間隙指密封圈裝入活塞后導(dǎo)向環(huán)與缸體之間的距離。分析密封副配合間隙對密封性能的影響時，設(shè)定活塞組合密封圈的壓縮率為ε=8.5%、施加介質(zhì)壓力P=31.5MPa、摩擦系數(shù)μ=0.1，密封副配合間隙分別為1mm、1.5mm、2mm、2.5mm、3mm 和3.5mm 使用大變形分析條件，調(diào)整計算子步數(shù)為30。在不同工作狀態(tài)和不同壓縮率條件下經(jīng)過分析計算后處理，得到活塞組合密封圈在不同工作狀態(tài)下最大Von Mises 應(yīng)力、最大剪切應(yīng)力和最大接觸壓力統(tǒng)計表見表4。

表4 不同狀態(tài)下應(yīng)力的最大值

表4 統(tǒng)計了不同的工作狀態(tài)，密封副配合間隙（以下簡稱密封間隙） 分別為1mm、1.5mm、2mm、2.5mm、3mm 和3.5mm 時，活塞組合密封圈的最大剪切應(yīng)力、最大接觸應(yīng)力和最大Von Mises 應(yīng)力數(shù)值，單位為MPa。

1）剪切應(yīng)力。由表4 可以觀察到，在靜密封中密封間隙為1mm 時，剪切應(yīng)力為8.4MPa，然后隨密封間隙增加，出現(xiàn)最大剪切應(yīng)力減小的趨勢，最大剪切應(yīng)力的極小值出現(xiàn)在密封間隙為2.5mm 時，密封間隙從3mm 開始，最大剪切應(yīng)力又開始遞增。最大剪切應(yīng)力隨密封間隙的遞增出現(xiàn)了先減小后增大的變化趨勢，密封間隙對剪切應(yīng)力的影響不大。

同樣在動密封中，最大剪切應(yīng)力依舊在活塞組合密封圈軸向介質(zhì)壓力作用面上并向兩側(cè)遞減，隨密封間隙的變化趨勢也與靜密封相似。當密封間隙為1mm 時，最大剪切應(yīng)力出現(xiàn)極小值10.4MPa，密封間隙繼續(xù)增加時，最大剪切應(yīng)力隨之減??；在密封間隙為2.5mm 時，出現(xiàn)了拐點，最大剪切應(yīng)力的最小值為9.8MPa；密封間隙繼續(xù)增大時，最大剪切應(yīng)力又開始增加，最后增加到14.4 MPa。密封間隙對動密封的影響要大于對靜密封的影響，密封間隙不宜選擇過大[6]。

2）接觸應(yīng)力。由表4 可以看到，在靜密封中，最大接觸應(yīng)力發(fā)生在活塞組合密封圈截面徑向尺寸最大處于導(dǎo)向套接觸的區(qū)域，最大應(yīng)力區(qū)域較小，其余區(qū)域應(yīng)力分布均勻，密封間隙對剪切應(yīng)力的分布影響不大。最大接觸應(yīng)力的變化曲線呈“W”型，變化很不規(guī)律，最小值出現(xiàn)在密封間隙為2mm 時，為67MPa，最大值出現(xiàn)在密封間隙為3.5mm 時，為141MPa。

在動密封中，活塞組合密封圈最大剪切應(yīng)力的區(qū)域相比靜密封增加了不少，并向密封圈兩側(cè)擴展。在表4 中，密封間隙在1mm 時，最大剪切應(yīng)力為197 MPa；然后隨著密封間隙的增加，最大剪切應(yīng)力遞減，在密封間隙為2.5mm 時出現(xiàn)極小值，為130MPa；密封間隙繼續(xù)增大，最大剪切應(yīng)力又出現(xiàn)遞增趨勢，在3.5mm 時出現(xiàn)了急劇增加，最大值達到了455MPa。變化曲線整體呈類“V”型分布，密封間隙對動密封的影響要大于靜密封，不宜選擇較大密封間隙，否則接觸應(yīng)力過大。

3）Von Mises 應(yīng)力。在靜密封中，活塞組合密封圈最大Von Mises 應(yīng)力區(qū)域較小，僅軸向可見應(yīng)力集中區(qū)域，其他部位的Von Mises 應(yīng)力分布均勻，應(yīng)力集中區(qū)域較小，由于材料的非線性應(yīng)力云圖上出現(xiàn)了不規(guī)則變化。由表4 可知，最大Von Mises 應(yīng)力隨密封間隙的變化不規(guī)則，呈類“W”型分布，隨著密封間隙的增加，最大VonMises 應(yīng)力出現(xiàn)了先減后增再減的變化過程，與最大接觸應(yīng)力的變化基本一致。當密封間隙為2mm 時，最大VonMises 應(yīng)力出現(xiàn)極小值6.4MPa，當密封間隙增大到3.5mm 時，最大Von Mises應(yīng)力出現(xiàn)極大值14.1MPa。

在動密封中，活塞組合密封圈最大Von Mises 應(yīng)力區(qū)域相比靜密封出現(xiàn)了擴展現(xiàn)象，并向主密封面兩側(cè)延伸，應(yīng)力集中區(qū)域擴大。由表4 可知，在動密封中，最大Von Mises 應(yīng)力隨密封間隙變化很不規(guī)律整體呈先減后增趨勢。當密封間隙在1mm 到2mm 區(qū)間時，最大Von Mises 隨密封間隙的增大呈遞增趨勢；然后隨密封間隙的增加最大Von Mises 應(yīng)力出現(xiàn)減小現(xiàn)象，當密封間隙為2.5mm 時出現(xiàn)拐點，最大Vonises 應(yīng)力達到極小值12.2MPa；之后隨密封間隙增大，最大Von Mises 應(yīng)力的最大值出現(xiàn)在密封間隙為3.5mm 時，最大值為17.1MPa。密封間隙對動密封的影響較大，選擇合適的密封間隙有利于降低應(yīng)力集中，延長密封圈壽命。

由上述分析可知密封間隙的變化對動密封的影響比較明顯，通過綜合比較，建議選擇最優(yōu)的密封間隙應(yīng)小于3mm；最大接觸應(yīng)力大于介質(zhì)壓力，能保證密封良好，但過大的密封副配合間隙會出現(xiàn)較大的接觸應(yīng)力，導(dǎo)致活塞卡死。

5 最優(yōu)參數(shù)情況

通過前面幾節(jié)的分析，我們選擇了一組影響活塞組合密封圈密封性能因素的最優(yōu)參數(shù)，摩擦系數(shù)μ=0.1、壓縮率ε=8.5%、密封副配合間隙s=2mm，在介質(zhì)壓力P=31.5MPa 時，用得到的這組最優(yōu)參數(shù)來進行密封性能的模擬，檢驗上面的分析計算結(jié)果。

在最優(yōu)參數(shù)的情況下，最大剪切應(yīng)力均出現(xiàn)在密封圈靠受力側(cè)與溝槽接觸的面上，最大值為9.4MPa，小于許用值剪切應(yīng)力值；最大接觸應(yīng)力發(fā)生在密封圈軸向受力側(cè)的臺階面及其兩側(cè)區(qū)域，靜密封的最大值為137MPa，動密封為256MPa，均大于介質(zhì)壓力，能起到良好的密封作用；最大Von Mises 應(yīng)力出現(xiàn)在密封圈的與溝槽接觸面上，應(yīng)力集中的區(qū)域較小，最大值為11.8MPa，Von Mises 應(yīng)力對活塞組合密封圈的影響較小，不會發(fā)生失效破壞。

6 結(jié) 論

本文對影響密封性能的因素（介質(zhì)壓力、壓縮率、摩擦系數(shù)和密封副配合間隙）進行了有限元分析，從得到的一系列應(yīng)力云圖中采集最大剪切應(yīng)力、最大接觸應(yīng)力和最大Von Mises 應(yīng)力值，然后根據(jù)應(yīng)力值的變化規(guī)律分析討論了這些因素對密封性能的影響，得到影響因素的最優(yōu)參數(shù)：摩擦系數(shù)μ=0.1、壓縮率ε=8.5%、密封副配合間隙s=2.5mm。最后，選擇一組最優(yōu)參數(shù)進行有限元分析，驗證前面的分析結(jié)果。