旋轉(zhuǎn)組合密封圈表面結(jié)構(gòu)對密封性能的影響*

趙 樂 索雙富 時(shí)劍文 李高盛

(1.清華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 北京 100084；2.國家電投集團(tuán)科學(xué)技術(shù)研究院 北京 102200)

隨著密封技術(shù)的進(jìn)步和應(yīng)用領(lǐng)域的拓展，對密封件的耐壓性能和使用壽命都提出更高要求。組合密封因綜合了不同密封結(jié)構(gòu)和材料的優(yōu)勢，性能得到較大提升，在深?？碧健⑹豌@井、航空試驗(yàn)等多領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用和研究[1-3]。文獻(xiàn)[4-5]針對往復(fù)活塞密封建立了不同計(jì)算模型，分析了預(yù)壓縮量及工作壓力等參數(shù)對泄漏量的影響。文獻(xiàn)[6]基于軟彈流潤滑模型建立了組合密封數(shù)值模型，研究了表面粗糙度、介質(zhì)壓力和運(yùn)動速度等參數(shù)對密封圈性能的影響。文獻(xiàn)[7]利用Abaqus/CAE內(nèi)核程序創(chuàng)建了格萊圈的計(jì)算模塊，通過該模塊對格萊圈的密封性能進(jìn)行分析計(jì)算。文獻(xiàn)[8-9]對不同結(jié)構(gòu)特征的滑環(huán)式組合密封圈進(jìn)行了仿真研究，分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)對于密封性能的影響規(guī)律。針對工程應(yīng)用問題，文獻(xiàn)[10]研究了齒形滑環(huán)組合密封在高壓下的密封性能，并結(jié)合試驗(yàn)進(jìn)行了摩擦力矩計(jì)算。文獻(xiàn)[11]以深海高壓環(huán)境下的組合密封結(jié)構(gòu)為對象，研究了組合密封結(jié)構(gòu)在深海高壓環(huán)境下幾何變形情況及密封界面上接觸應(yīng)力的分布規(guī)律。文獻(xiàn)[12]針對液壓缸在振動工況下出現(xiàn)的內(nèi)泄漏問題，提出一種軸向振動作用下格萊圈密封泄漏量的計(jì)算方法。

旋轉(zhuǎn)組合密封與回轉(zhuǎn)軸的接觸面為動密封面，在仿真研究中為簡化模型，常常將密封圈表面當(dāng)作平面處理。由于組合密封圈材料性能差異大，特別在高壓條件下使用，表面結(jié)構(gòu)的影響不容忽視。文獻(xiàn)[13]對旋轉(zhuǎn)組合密封圈建立了三維模型，對影響其動密封特性的介質(zhì)壓力、O形圈壓縮量、滑環(huán)厚度等參數(shù)進(jìn)行仿真，并對滑環(huán)接觸表面開有0.3 mm的半圓槽結(jié)構(gòu)進(jìn)行研究，結(jié)果表明增加油槽后密封接觸壓力會顯著增大，但該文獻(xiàn)對開槽密封圈的接觸壓力和應(yīng)力分布規(guī)律及結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響未做進(jìn)一步研究。本文作者采用有限元分析軟件ABAQUS對不同表面結(jié)構(gòu)的組合密封性能進(jìn)行仿真研究，對組合密封的使用及結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供一定參考。

1 旋轉(zhuǎn)組合密封表面結(jié)構(gòu)

旋轉(zhuǎn)組合密封圈由橡膠彈性體O形圈和改性聚四氟乙烯(PTFE)方圈組成,與O形圈、唇形密封等旋轉(zhuǎn)密封不同，為保證高壓下的密封性能，組合密封圈與回轉(zhuǎn)軸接觸面較寬。為減少摩擦損耗，改善高壓下的啟動性能，方圈表面往往會增加油槽以減少接觸面積，改善潤滑性能。常見的表面結(jié)構(gòu)有單槽及雙槽結(jié)構(gòu)，如圖1所示。文中主要選用內(nèi)徑為100 mm的某型外軸用格萊圈進(jìn)行仿真分析，其工作壓力范圍0～20 MPa，O形圈直徑3.53 mm，溝槽寬度4.2 mm，設(shè)定油槽長度L=0.75 mm，寬度W=0.5 mm。

圖1 不同表面結(jié)構(gòu)的組合密封圈示意Fig 1 Schematic of different surface structure combination seals (a)flat structure;(b)single groove structure;(c) double groove structure

2 有限元建模與仿真

2.1 有限元建模

采用軸對稱模型對旋轉(zhuǎn)組合密封圈進(jìn)行建模，有限元模型如圖2所示，模型上部為流體側(cè)，下部為空氣側(cè)。方圈采用線性模型描述，單元類型選用CAX4R單元；O形圈采用超彈性Mooney-Rivlin本構(gòu)模型描述，采用CAX4RH單元以適應(yīng)大變形特征?；剞D(zhuǎn)軸與溝槽采用剛體結(jié)構(gòu)，固定溝槽參考點(diǎn)作為初始邊界條件。

圖2 旋轉(zhuǎn)組合密封有限元模型結(jié)構(gòu)示意Fig 2 Schematic of the structure of the rotating combination seal finite element model

組合密封材料及性能參數(shù)見表1。其中O形圈選用丁腈橡膠，參照文獻(xiàn)[8]，設(shè)定模型參數(shù)C1為1.87 MPa，C2為0.47 MPa。

表1 密封材料性能參數(shù)

組合密封各接觸面均為采用罰函數(shù)法定義的面-面接觸類型，根據(jù)密封結(jié)構(gòu)共定義4對相互作用面，各接觸對及摩擦因數(shù)設(shè)定見表2。

表2 組合密封圈接觸對定義

流體壓力加載時(shí)，可通過ABAQUS流體滲透功能自動尋找各密封面接觸與分離的臨界點(diǎn)，使結(jié)果更加客觀準(zhǔn)確。本例中主要設(shè)置3個(gè)壓力滲透面，分別為回轉(zhuǎn)軸-方圈(壓力滲透面I)、方圈-O形圈(壓力滲透面II)、溝槽-O形圈(壓力滲透面III)，如圖3所示。同時(shí)，針對組合密封表面結(jié)構(gòu)變化后的受力特征，假定流體加載后方圈油槽內(nèi)充滿壓力油，將油槽內(nèi)表面也設(shè)定為壓力滲透面，分段定義方圈與回轉(zhuǎn)軸接觸面并施加流體載荷，利用流體滲透功能進(jìn)行分析計(jì)算。

圖3 不同表面結(jié)構(gòu)組合密封模型及流體壓力滲透示意Fig 3 Combination seal model of different surface structures and schematic of fluid pressure permeation(a)flat structure; (b)single groove structure;(c) double groove structure

2.2 分析計(jì)算步驟

分析計(jì)算主要分為2個(gè)過程進(jìn)行。首先模擬組合密封圈的過盈安裝過程。本例有限元模型中，軸與溝槽初始距離0.81 mm。按照密封手冊要求，高壓下密封間隙不應(yīng)大于0.2 mm。仿真中主要通過前2個(gè)載荷步實(shí)現(xiàn)此過程：在第一個(gè)載荷步中，回轉(zhuǎn)軸向右移動0.04 mm，使密封結(jié)構(gòu)中各接觸關(guān)系平穩(wěn)建立起來；在第二個(gè)載荷步中，回轉(zhuǎn)軸繼續(xù)向右移動0.6 mm，實(shí)現(xiàn)密封間隙0.17 mm，從而完成過盈安裝。最后在第三個(gè)載荷步中施加流體壓力載荷，完成流體加載過程。

3 仿真結(jié)果與分析

3.1 不同表面結(jié)構(gòu)對密封性能的影響

設(shè)定流體加載壓力20 MPa，對平面、單槽、雙槽組合密封圈在過盈安裝、流體壓力加載后的密封性能進(jìn)行對比分析。

3.1.1 不同表面結(jié)構(gòu)對應(yīng)力分布的影響

不同表面結(jié)構(gòu)的組合密封圈在完成過盈安裝和流體加載時(shí)的應(yīng)力分布分別如圖4、5所示。

由圖4可知，過盈安裝時(shí)，帶槽密封圈最大von Mises應(yīng)力值出現(xiàn)不同程度增加，其中單槽密封圈增加44.9%，雙槽密封圈增加37.9%；高應(yīng)力分布區(qū)域呈現(xiàn)一定差異，平面密封圈集中于方圈近空氣側(cè)，帶槽密封圈主要集中在方圈油槽附近，且高應(yīng)力區(qū)域明顯增多；O形圈應(yīng)力分布區(qū)域基本一致，主要在O形圈內(nèi)部靠近溝槽底部一側(cè)，帶槽密封圈的O形圈最大von Mises應(yīng)力值略有減少。

由圖5可知，流體加載后，組合密封圈應(yīng)力值較未加載時(shí)大幅增加。對比平面密封圈，帶槽密封圈最大von Mises應(yīng)力值均有增加，但增幅較過盈安裝時(shí)小，其中單槽密封圈增加9.7%，雙槽密封圈增加5.7%。平面密封圈和帶槽密封圈的高應(yīng)力分布區(qū)域相似，方圈近空氣側(cè)與回轉(zhuǎn)軸及溝槽接觸處、方圈背部與O形圈接觸的尖角處都為高應(yīng)力區(qū)域。帶槽密封圈高應(yīng)力分布區(qū)域還集中在油槽附近，其中單槽上部和雙槽的上部是應(yīng)力較為集中區(qū)域。O形圈應(yīng)力分布區(qū)域基本一致，各密封接觸面以及與方圈背部尖角接觸處均為應(yīng)力集中區(qū)域，帶槽密封圈的O形圈最大von Mises應(yīng)力值均有減少。

由上述仿真結(jié)果可知，表面結(jié)構(gòu)對于組合密封圈應(yīng)力分布有較大影響。在過盈安裝和流體加載狀態(tài)下，帶槽密封圈應(yīng)力值都出現(xiàn)一定增長，方圈高應(yīng)力區(qū)域顯著增多，而O形圈最大應(yīng)力值出現(xiàn)減小。分析原因?yàn)?，方圈表面增加油槽后降低了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，過盈安裝時(shí)容易產(chǎn)生變形，出現(xiàn)應(yīng)力大幅增加的現(xiàn)象，流體加載后，方圈油槽內(nèi)受到油液壓力使變形狀態(tài)得到改善，應(yīng)力增幅相應(yīng)減少。由于O形圈僅受接觸面及流體壓力作用，表面結(jié)構(gòu)的改變對其影響較小。

圖4 不同表面結(jié)構(gòu)的組合密封圈過盈安裝時(shí)應(yīng)力分布Fig 4 Stress distribution of combination seals with different surface structures during interference (a)flat structure;(b)single groove structure;(c) double groove structure

圖5 不同表面結(jié)構(gòu)的組合密封圈流體加載時(shí)應(yīng)力分布Fig 5 Stress distribution of combination seals with different surface structures under fluid loading (a)flat structure;(b)single groove structure;(c) double groove structure

3.1.2 不同表面結(jié)構(gòu)對接觸壓力分布的影響

完成過盈安裝及流體加載后，通過后處理創(chuàng)建路徑方式，提取方圈與回轉(zhuǎn)軸密封接觸面上接觸壓力值。為方便對比分析，將方圈接觸面劃分為不同區(qū)域，如圖6所示。其中A區(qū)為近流體側(cè)，B區(qū)為近空氣側(cè)，CD和EF分別為油槽兩側(cè)。

圖6 組合密封圈接觸區(qū)域劃分示意Fig 6 Schematic of contact area division of combination seals

圖7—9所示分別為平面、單槽、雙槽密封圈在完成過盈安裝和流體加載時(shí)的接觸壓力分布曲線。圖中坐標(biāo)原點(diǎn)對應(yīng)方圈在流體側(cè)與回轉(zhuǎn)軸接觸起點(diǎn)。

圖7 過盈安裝和流體加載時(shí)平面密封圈接觸壓力分布對比Fig 7 Comparison of contact pressure distribution of flat combination seal after interference installation and fluid loading

由圖7可知，過盈安裝狀態(tài)下，接觸壓力曲線A區(qū)(流體側(cè))和B區(qū)(空氣側(cè))各出現(xiàn)一個(gè)峰值，其中B區(qū)峰值大于A區(qū)峰值，峰值附近壓力梯度變化較大，峰值間壓力分布相對平緩。流體加載后，密封面各結(jié)點(diǎn)接觸壓力大幅增加，接觸壓力曲線呈現(xiàn)單峰值形態(tài)，壓力峰值出現(xiàn)在B區(qū)，峰值附近壓力梯度變化較大。此壓力分布有利于動密封接觸面產(chǎn)生流體動壓潤滑區(qū)域，對改善高壓下密封接觸面的潤滑狀況十分有利[14]。

圖8 過盈安裝和流體加載時(shí)單槽密封圈接觸壓力分布對比Fig 8 Comparison of contact pressure distribution of single groove combined seal after interference installation and fluid loading

由圖8可知，單槽密封圈接觸面被油槽分為兩段，接觸壓力曲線呈現(xiàn)形態(tài)相似的兩段。過盈安裝狀態(tài)下，曲線出現(xiàn)4個(gè)峰值區(qū)域，除A區(qū)(流體側(cè))和B區(qū)(空氣側(cè))外，曲線靠近油槽處(C區(qū)和D區(qū))出現(xiàn)了2個(gè)較高的峰值，且D區(qū)峰值大于C區(qū)峰值;峰值間壓力梯度也出現(xiàn)一定變化。流體加載后，密封面各結(jié)點(diǎn)接觸壓力大幅增加，兩段接觸壓力曲線與平面密封圈相似，均呈現(xiàn)單峰值形態(tài)，其中C區(qū)和B區(qū)峰值壓力接近40 MPa。

圖9 過盈安裝和流體加載時(shí)雙槽密封圈接觸壓力分布對比Fig 9 Comparison of contact pressure distribution of double groove combination seal after interference installation and fluid loading

由圖9可知，雙槽密封圈接觸面被油槽分為三段，各段接觸壓力曲線形態(tài)相似。過盈安裝狀態(tài)下，曲線共有6個(gè)峰值區(qū)域，除A區(qū)(流體側(cè))和B區(qū)(空氣側(cè))出現(xiàn)峰值外，曲線靠近油槽處(C區(qū)和D區(qū)、 E區(qū)和F區(qū))均出現(xiàn)峰值，其中D區(qū)峰值大于C區(qū)峰值，F(xiàn)區(qū)峰值大于E區(qū)峰值。流體加載后，密封面各結(jié)點(diǎn)接觸壓力大幅增加，三段接觸壓力曲線均呈現(xiàn)雙峰值形態(tài)。其中A區(qū)、D區(qū)和F區(qū)峰值較小，而C區(qū)、E區(qū)和B區(qū)峰值依次增大。

綜合仿真結(jié)果，表面結(jié)構(gòu)對于組合密封圈性能有較大影響。表面增加油槽后，組合密封圈動密封接觸面被油槽分為多段接觸面，從一定程度上提高了接觸壓力，且有利于在密封面上形成多個(gè)動壓潤滑區(qū)域，對于增強(qiáng)密封性能、改善潤滑條件具有一定作用。但增加油槽后會增大方圈應(yīng)力，特別是雙槽密封圈應(yīng)力增加較多。因此方圈進(jìn)行表面結(jié)構(gòu)加工時(shí)，應(yīng)注意減少油槽邊角應(yīng)力集中的影響。同時(shí)，帶槽密封圈使用時(shí)可適當(dāng)增大密封間隙以降低摩擦損耗。在高壓下使用時(shí)，還可選擇較大尺寸的密封圈提高結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

3.2 油槽尺寸參數(shù)對密封性能的影響

設(shè)定流體加載壓力20 MPa，固定油槽長度L=0.75 mm，分別計(jì)算寬度W為0.32、0.52、0.72、0.92 mm 4種尺寸參數(shù)下密封性能的變化。計(jì)算得到的不同油槽寬度的組合密封圈完成過盈安裝及流體加載后的應(yīng)力分布如圖10所示。

圖10 過盈安裝和流體加載時(shí)不同油槽寬度的組合密封圈應(yīng)力分布Fig 10 Stress distribution of combination seals with different oil groove widths after interference installation (a) and fluid loading (b)

由圖10可知，過盈安裝狀態(tài)下，最大von Mises應(yīng)力值隨油槽寬度增加均有所增大，對比油槽寬度為0.32 mm的密封圈，其余密封圈最大von Mises應(yīng)力值分別增加16.1%，23.7%，32.1%。流體加載后，組合密封圈應(yīng)力值較未加載時(shí)均有大幅增加，但隨著油槽寬度增加，最大von Mises應(yīng)力值出現(xiàn)不同程度的減少。在過盈安裝和流體加載狀態(tài)下，不同油槽寬度的密封圈高應(yīng)力分布區(qū)域基本一致。由圖11可知，過盈安裝和流體加載時(shí)O形圈高應(yīng)力分布區(qū)域也基本一致，且隨油槽寬度增加，最大von Mises應(yīng)力值均有減少。

由上述仿真結(jié)果可知，油槽寬度變化對組合密封圈最大von Mises應(yīng)力值影響較大，對應(yīng)力分布影響較小。過盈安裝狀態(tài)下，方圈最大von Mises應(yīng)力值隨油槽寬度增加而增大；流體加載狀態(tài)下，方圈最大von Mises應(yīng)力值隨寬度增加出現(xiàn)不同程度的減小；O形圈在過盈安裝與流體加載狀態(tài)下，最大Von Mises應(yīng)力均隨寬度增加而減少。

通過后處理創(chuàng)建路徑，提取方圈與回轉(zhuǎn)軸密封接觸面上接觸壓力值，對不同油槽寬度的組合密封圈在過盈安裝和流體加載后的接觸壓力進(jìn)行對比，如圖12和圖13所示。圖中坐標(biāo)原點(diǎn)對應(yīng)方圈在流體側(cè)與回轉(zhuǎn)軸接觸起點(diǎn)。

由圖12可知，過盈安裝狀態(tài)下，不同油槽寬度的密封圈接觸壓力曲線形態(tài)相似。密封接觸長度隨油槽寬度增加而減小。油槽兩側(cè)峰值呈現(xiàn)不同變化趨勢，C區(qū)與D區(qū)接觸壓力峰值隨油槽寬度增大而增大，而A區(qū)與B區(qū)峰值隨油槽寬度變化較小，峰值間壓力梯度隨油槽寬度增加而增大。

由圖13可知，流體加載后，密封面各結(jié)點(diǎn)接觸壓力大幅增加，不同油槽寬度的密封圈接觸壓力曲線形態(tài)相似。靠近空氣側(cè)接觸壓力曲線(DB段)除接觸寬度不同外，曲線幾乎重合，顯示此段受油槽寬度變化影響較小。而靠近流體側(cè)接觸壓力曲線(AC段)，峰值壓力隨油槽寬度增加而減小。

綜合仿真結(jié)果，油槽寬度變化對組合密封圈性能影響顯著。過盈安裝狀態(tài)下，油槽寬度增加引起密封接觸壓力增加，峰值間壓力梯度增大，方圈最大von Mises應(yīng)力值也相應(yīng)增大。流體加載狀態(tài)下，油槽寬度變化主要對近流體側(cè)接觸壓力峰值產(chǎn)生顯著影響。隨著油槽寬度增加，密封接觸長度相應(yīng)減小，方圈最大von Mises應(yīng)力值也出現(xiàn)不同程度的減小。

圖11 過盈安裝和流體加載時(shí)不同油槽寬度的組合密封圈O形圈應(yīng)力分布Fig 11 O-ring stress distribution of combination seals with different oil groove widths after interference installation (a) and fluid loading (b)

圖12 不同油槽寬度密封圈過盈安裝時(shí)接觸壓力分布對比 圖13 不同油槽寬度密封圈流體加載時(shí)接觸壓力分布對比Fig 12 Comparison of contact pressure distribution of Fig 13 Comparison of contact pressure distribution of sealing rings with different oil groove sealing rings with different oil groove widths during interference installation widths under fluid loading

4 結(jié)論

(1)表面結(jié)構(gòu)對組合密封圈性能影響較大。在過盈安裝與流體加載情況下，帶槽密封圈最大von Mises應(yīng)力都出現(xiàn)增長，但流體加載狀態(tài)下應(yīng)力增幅較過盈安裝時(shí)小，高應(yīng)力區(qū)域明顯增多。帶槽密封圈動密封接觸面被油槽分為多段，接觸壓力均有不同程度的增大。

(2)油槽寬度變化對組合密封圈性能影響顯著。油槽寬度增加使動密封面接觸長度減少，密封接觸壓力和方圈最大von Mises應(yīng)力值在不同狀態(tài)下呈現(xiàn)不同變化趨勢。組合密封圈應(yīng)力分布區(qū)域受油槽寬度變化影響較小。

(3)方圈表面增加油槽有利于在動密封面上形成多個(gè)動壓潤滑區(qū)域，對增強(qiáng)密封性能、改善潤滑條件具有一定作用。但增加油槽后會增大方圈應(yīng)力，增加疲勞損壞風(fēng)險(xiǎn)，因此需注意采取措施改善應(yīng)力集中的影響。帶槽密封圈使用時(shí)可適當(dāng)增大密封間隙以減少摩擦損耗，高壓下使用時(shí)可選擇較大尺寸的密封圈以增強(qiáng)可靠性。