夏衛(wèi)明，駱桂林，嵇寬斌

（揚(yáng)力集團(tuán) 江蘇國力鍛壓機(jī)床有限公司，江蘇 揚(yáng)州 225009）

0 引言

Yx 橡膠密封圈以其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、安裝方便、密封性能好等優(yōu)點(diǎn)廣泛應(yīng)用于液壓、氣動(dòng)等密封場(chǎng)合。采用有限元手段對(duì)密封圈的研究較多，其中主要集中在 O 形密封圈[1-4]、A 形防塵圈[5]、X 形變截面密封圈[6]等，而關(guān)于Yx 密封的研究國內(nèi)外報(bào)道較少。經(jīng)檢索，楊光，胡旭林[7]等應(yīng)用有限元分析了Y 形密封圈在不同工作壓力下的變形規(guī)律，但其密封圈的模型結(jié)構(gòu)過于簡(jiǎn)單，其唇部沒有按照Yx 密封圈的國家標(biāo)準(zhǔn)[12]進(jìn)行建模分析，有限元分析中沒有計(jì)算安裝壓縮效果，這與實(shí)際有一定的差異；于潤生，楊秀萍[8]應(yīng)用超彈性理論和非線性理論，采用有限元方法對(duì)Yx 形液壓密封圈的性能進(jìn)行模擬，分析其失效的位置和模式，研究了參數(shù)對(duì)密封性能的影響，提出結(jié)構(gòu)優(yōu)化模型等等。這些專家學(xué)者的分析研究工作取得了一定的理論和工程應(yīng)用價(jià)值。

本文應(yīng)用ANSYS 有限元軟件對(duì)Yx 橡膠密封圈進(jìn)行建模，研究了該型密封圈初始預(yù)壓縮量、工作壓力變化等對(duì)密封性能的影響和原因。

1 Mooney-Rivlin材料模型

Yx 橡膠密封圈采用的是TPU 聚氨酯材料，工程上主要是以連續(xù)介質(zhì)力學(xué)為基礎(chǔ)，橡膠材料被認(rèn)為是超彈性近似不可壓縮體（泊松比趨近于0.5），其力學(xué)性質(zhì)表現(xiàn)為材料非線性和幾何非線性。目前，大型有限元軟件可以用來模擬超彈性材料的材料模型有：Neo-Hookean、Mooney-Rivlin、Ogden、Polynomial Form、Arruda-Boyce、Gent、Yeoh、Blatz-Ko 等，本文采用廣泛應(yīng)用的Mooney-Rivlin 模型描述橡膠材料的應(yīng)變能函數(shù)。

本文采用2 參數(shù)的Mooney-Rivlin 模型，其應(yīng)變能函數(shù)表達(dá)式為：

其中，I1、I2為第一和第二Green 應(yīng)變不變量，C10、C01為 Mooney-Rivlin 材料參數(shù)，d 為材料不可壓縮參數(shù)，由式d=（1-2n）/（C10+C01）給出，n 為材料泊松比。本文參照文獻(xiàn)[10]，取 C10、C01分別為 1.84MPa、0.47MPa。

2 有限元模型

根據(jù)Yx 密封圈、孔軸、密封溝槽邊界條件以及ANSYS 的功能，Yx 密封圈的有限元模型簡(jiǎn)化為平面對(duì)稱模型，Yx 密封圈截面結(jié)構(gòu)及尺寸參照國家標(biāo)準(zhǔn)JB/ZQ 4265-1997[12]進(jìn)行建模，本文按公稱內(nèi)徑為d=300mm 的軸用Yx 密封圈建模，彈性模量取為7.8MPa，泊松比為0.5（不可壓縮材料）。密封圈的硬度相對(duì)于金屬材料的軸、孔，非常之小，軸、孔的變形相對(duì)密封圈可以忽略不計(jì)，因此以剛體-柔體的面-面接觸單元TARGE169-CONTA172 來模擬Yx 密封圈對(duì)軸和溝槽的非線性接觸行為，橡膠單元采用帶中間節(jié)點(diǎn)的平面PLANE183 超彈性單元來模擬（ANSYS 較早的版本采用 HPPER56，HPPER74 等超彈性單元），設(shè)置單元關(guān)鍵字KEYOPT（3）=2 來模擬平面應(yīng)變（Plane strain）問題。如圖1 所示。

3 預(yù)壓縮計(jì)算

YX 密封圈裝入溝槽中，其唇口與軸和溝槽內(nèi)壁形成一定的預(yù)壓縮形成的回彈力給密封接觸面一定的壓力，達(dá)到密封的作用。按照密封圈的結(jié)構(gòu)尺寸，其預(yù)壓縮量[12]為d=1.63～2.3mm，活塞桿的配合公差為f 8，直徑d=300mm 的活塞桿，其單邊誤差范圍為 0.028 ～0.068mm，基本上可以忽略。因此，分別取δ=1.63、1.8、2.3mm 三種情況進(jìn)行分析比較，得到von Mises應(yīng)力云圖如圖 2、3、4 所示（應(yīng)力單位：MPa，變形比例因子：1）。

分析可知，在無液體壓力作用下，預(yù)壓縮量的變化對(duì)Yx 密封圈的應(yīng)力分布的影響不大，預(yù)壓縮量增大0.63mm，最大von Mises 應(yīng)力只增加了約0.3MPa，主要是由于密封圈之類橡膠柔性材料，其彈性模量很小，按應(yīng)力應(yīng)變公式，s=Ee，其變形量e 對(duì)應(yīng)力的影響相對(duì)很小。

在預(yù)壓縮量加大的情況下，Yx 密封圈上唇口變形量比下唇口大，預(yù)壓縮量為2.3mm 時(shí)，上唇口基本被壓縮為直線，與溝槽內(nèi)壁基本貼合，而下唇口還基本維持點(diǎn)接觸狀態(tài)（三維模型為線接觸），上唇口剛度小于下唇口。分析可知，下唇口與軸外圓柱面之間有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，Yx 密封圈的這種變形方式有利于減小運(yùn)動(dòng)摩擦力，減緩密封圈的磨損，提高使用壽命。

在預(yù)壓縮量為 δ=1.63、1.8、2.3mm 三種情況下，下唇口與軸外圓柱面的最大接觸壓力分別為1.52、1.67、2.28MPa，接觸壓力基本按壓縮量成線性遞增，這是因?yàn)橄麓娇谂c軸外圓柱面接觸面積基本維持線接觸不變，壓縮量增加與施加的擠壓力成正比。

4 工作壓力計(jì)算

Yx 密封圈質(zhì)地相對(duì)斯特封、格萊圈等組合形式的密封圈要柔軟，在高壓的作用下容易被擠入活塞桿和缸筒之間的間隙中。因此，Yx 密封圈一般用在活塞缸的桿腔，或反向安裝在活塞頭下端，用來對(duì)低壓進(jìn)行密封（液壓缸回程壓力一般小于最大工作壓力），我公司生產(chǎn)的液壓機(jī)床最大液壓工作壓力為25MPa，因此，本文的計(jì)算按0～25MPa，以1MPa 為載荷步增量逐步增加，計(jì)算中取標(biāo)準(zhǔn)預(yù)壓縮量δ=1.8mm。取26 個(gè)載荷步，時(shí)間增量為1s，共計(jì)算26s。本文所研究的對(duì)象為靜態(tài)分析，時(shí)間設(shè)置并非真正意義上的時(shí)間，使用時(shí)間的目的在于使用ANSYS 的時(shí)間歷程后處理器，查看Yx 密封圈下唇口尖點(diǎn)處接觸壓力隨工作壓力的變化規(guī)律。設(shè)置第一個(gè)載荷步的時(shí)間TIME=1，第2～26 個(gè)載荷步的時(shí)間逐步增加1，第2～26 個(gè)載荷步以重啟動(dòng)方式求解，以便生成時(shí)間歷程記錄文件，便于進(jìn)行時(shí)間歷程后處理。

第1 個(gè)載荷步計(jì)算預(yù)壓縮，工作壓力為零，第2～26 個(gè)載荷步計(jì)算液壓工作載荷，每個(gè)載荷步壓力增量1MPa。工作壓力的計(jì)算采用循環(huán)方式求解，以減小程序的長(zhǎng)度，該部分的命令流如下。

P=1

*DO，K，1，25，1

CMSEL，S，LOAD_NODE ! 選擇加載節(jié)點(diǎn)組

SF，ALL，PRES，P+（K-1） ! 壓力每次增加 1MPa

TIME，K ! 設(shè)置時(shí)間

NSUBST，200，2000，10

KBC，0

CNVTOV，U，，0.05，2，0.01 ! 位移收斂允差

CNVTOV，F(xiàn)，，0.02，2，0.01 ! 力移收斂允差

ALLSEL，ALL

SOLVE

*ENDDO

*SET，K

如圖5 所示是液體壓力為25MPa 時(shí)，Yx 密封圈橫截面的應(yīng)力分布云圖，最大應(yīng)力約為15MPa，產(chǎn)生在溝槽下口圓角（R=0.2mm）接觸區(qū)。整個(gè)密封圈外側(cè)完全和溝槽內(nèi)壁以及軸圓柱面緊密貼合，有少量被擠入軸孔之間的間隙中，接觸線上的接觸壓力分布也較為均勻，如圖6 所示，除了拐角處變化較大，接觸線上的接觸壓力大體在22～26MPa 之間分布。

關(guān)于密封圈的失效準(zhǔn)則和失效判據(jù)，目前普遍采用密封面最大接觸壓力大于液體工作壓力來判斷。圖7 是Yx 密封圈下唇口處最大接觸壓力隨工作壓力的變化曲線。分析可知，在液體工作壓力為0～2MPa 時(shí)，下唇口最大接觸壓力增加較快，此時(shí)接觸壓力為3.65MPa，這是因?yàn)榇藭r(shí)下唇口基本還處于點(diǎn)接觸狀態(tài)，見圖8。液體壓力2～3MPa 時(shí)，下唇口最大接觸壓力增加的速度減慢，到約為5MPa 以后，下唇口最大接觸壓力基本隨液體工作壓力的增加而線性增加。

取Ratio=下唇口最大接觸壓力/液體工作壓力之比值。其意義為，當(dāng)Ratio>1 時(shí)，密封良好，當(dāng)Ratio<1，有滲漏。繪制成Ratio-液體工作壓力曲線圖如圖9 所示，液體壓力為零時(shí)，Ratio→∞，這與實(shí)際情況是完全吻合的。在液體壓力約為0～3MPa 時(shí)，Ratio下降較快，液體壓力約3MPa 以后下降速度減慢，約為5MPa 以后逐漸水平。分析整個(gè)曲線，在整個(gè)加載區(qū)間，Ratio>1，說明密封情況良好。因此，分析可知，Yx 密封圈的低壓密封效果較高壓密封效果要好，高壓狀態(tài)并不能增加密封性能的判據(jù)Ratio 值，相反，高壓狀態(tài)下，由于整個(gè)密封圈變形較大，增大了接觸面積和接觸壓力，從而增加運(yùn)動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)阻力，加快了密封圈的磨損。因此在設(shè)計(jì)密封結(jié)構(gòu)時(shí)，一般應(yīng)將Yx 密封圈放置在低壓側(cè)，有利于提高使用壽命和密封性能。

當(dāng)然這在理論是符合的，實(shí)際生產(chǎn)的Yx 密封件由于材料，制作工藝等差別，以及被密封零件結(jié)構(gòu)的形狀尺寸誤差，低壓下的貼緊效果并不是很理想。實(shí)踐表明，進(jìn)口密封圈的低壓密封效果要遠(yuǎn)遠(yuǎn)優(yōu)于國產(chǎn)密封圈。據(jù)了解，我公司的進(jìn)口密封圈主要采用的是高壓注塑成型工藝，成型件材料致密度高，冷卻收縮率小，精度保持性好。而大部分國產(chǎn)密封圈采用的澆鑄成型工藝，容易形成局部氣孔、夾雜、收縮等缺陷，低壓下容易出現(xiàn)滲漏現(xiàn)象。

5 低壓狀態(tài)細(xì)化計(jì)算

前述工作壓力的計(jì)算研究的是Yx 密封圈在0～25MPa 液體工作壓力下的密封狀態(tài)，計(jì)算中取的液體工作壓力載荷步增量為1MPa，相對(duì)較大，為了更精確研究Yx 密封圈在低壓下的工作狀態(tài)，現(xiàn)取液體工作壓力為0～5MPa，以0.1MPa 為一個(gè)載荷步增量，重新計(jì)算。得到下唇最大接觸壓力隨液體壓力變化曲線圖和下唇口Ratio 值隨液體壓力的變化曲線圖，如圖 10、11 所示。

載荷步細(xì)化計(jì)算表明，在液體工作壓力約為0.7MPa 時(shí)，下唇口最大接觸壓力達(dá)到一個(gè)峰值，以后逐漸降低，在液體壓力約為1.3MPa 時(shí)為另外一個(gè)拐點(diǎn)，在此區(qū)間內(nèi)，下唇口最大接觸壓力隨液體工作壓力的增加而逐步遞減，約3MPa 以后，又近似成線性遞增，Ratio 值也成近似線性遞減。

為了便于解釋這種現(xiàn)象，這里引入變形速率的概念，取橡膠密封圈的變形速率g=e/s，s為橡膠密封圈內(nèi)某點(diǎn)的應(yīng)力，e 為該點(diǎn)在應(yīng)力為s 下產(chǎn)生的變形量。該值表達(dá)了材料在不同應(yīng)力作用下的變形能力。

分析曲線圖10 可知，Yx 密封圈下唇口的最大接觸壓力出現(xiàn)了兩個(gè)分界點(diǎn)。

初始狀態(tài)下，Yx 密封圈在軸孔的擠壓和約束作用下形成一定的預(yù)壓縮量，從而產(chǎn)生下唇口的初始最大接觸壓力，隨著液體工作壓力的逐步增加，密封圈產(chǎn)生的變形越來越大，下唇口與軸外圓柱面的接觸面積也逐步增大，在液體壓力為0.7MPa 時(shí)，接觸壓力與接觸面積的比值大到一個(gè)極值點(diǎn)，也即在0.7MPa 液體工作壓力以內(nèi)，下唇口的變形速率逐漸減小，0.7MPa 時(shí)降低到第一個(gè)分界點(diǎn)，此時(shí)下唇口部分的材料變形很小，主要變形集中在接觸尖端（對(duì)平面模型來說）。0.7～1.3MPa 下唇口變形速率逐漸增大，1.3MPa 到達(dá)極值點(diǎn)，在此區(qū)間內(nèi)，下唇口附近的材料開始向軸內(nèi)側(cè)彎曲，使得下唇口接觸線長(zhǎng)度增加。1.3MPa 以后，下唇口變形速率又逐漸減小，此時(shí)雖然液體工作壓力增加了，但接觸壓力增加卻相對(duì)緩慢，主要是下唇口的彎曲變形能力減小了。約為3MPa 以后，Ratio 值基本趨近于1，再增加液體工作壓力，Yx 密封圈的下唇口大部段貼合在密封表面，其變形能力明顯降低。當(dāng)液體壓力增加到將Yx 密封圈擠壓到完全貼合溝槽內(nèi)壁和被密封的表面時(shí)，其變形速率為零，此時(shí)，再增加液體壓力，密封圈接觸線附近的單元不會(huì)產(chǎn)生形變，密封間隙處除外。

6 下唇口接觸線長(zhǎng)度計(jì)算

分析可知，在液體工作壓力為0～1.3MPa 區(qū)間內(nèi)，Yx 密封下唇口變形不穩(wěn)定，密封接觸線變形規(guī)律不穩(wěn)定。根據(jù)我公司液壓機(jī)設(shè)計(jì)制造多年的經(jīng)驗(yàn)，液壓缸多出現(xiàn)低壓滲漏，活塞桿在低壓回程時(shí)容易出現(xiàn)掛油現(xiàn)象，這一方面與Yx 密封圈和被密封的液壓缸零部件的制造精度有關(guān)，另一方面也與Yx密封圈下唇口在進(jìn)行密封時(shí)接觸線的變化規(guī)律有關(guān)。下文將從不同液體壓力下對(duì)Yx 密封圈下唇口密封接觸線的變化規(guī)律方面入手，探索接觸線的變化對(duì)Yx 密封圈密封性能的影響。

為了得到足夠高的計(jì)算精度，將接觸線處的單元進(jìn)行細(xì)化處理，細(xì)化后的單元邊長(zhǎng)只有0.03mm左右，這足以保證發(fā)生接觸部分的接觸線長(zhǎng)度計(jì)算精度。

計(jì)算中，取 0～10MPa 液體壓力，取 201 個(gè)載荷步，第1 個(gè)載荷步計(jì)算預(yù)壓縮，第2～201 個(gè)載荷步計(jì)算液體工作壓力，載荷增量為0.05MPa，以重啟動(dòng)方式循環(huán)求解。

計(jì)算接觸線長(zhǎng)度的主要思想是：取Yx 密封圈下唇口與軸圓柱面上會(huì)產(chǎn)生接觸的單元，通過ANSYS 的通用后處理器的單元表功能取得各接觸單元接觸壓力表，通過與數(shù)組結(jié)合，逐個(gè)單元地判斷接觸壓力是否為零，將接觸壓力非零的單元和對(duì)應(yīng)的單元編號(hào)賦予新的數(shù)組中，再定義數(shù)組取得所有單元節(jié)點(diǎn)的X 坐標(biāo)，使用冒泡排序法對(duì)節(jié)點(diǎn)X 坐標(biāo)數(shù)組進(jìn)行排序，找到X 坐標(biāo)值最大和最小的發(fā)生接觸的節(jié)點(diǎn)，取這兩節(jié)點(diǎn)X 坐標(biāo)值NX 和其X 方向的變形量UX，則節(jié)點(diǎn)變形后的坐標(biāo)NX′=NX+UX，將兩節(jié)點(diǎn)的NX′相減，得到接觸線長(zhǎng)度值DIS_UX=NX2′-NX1′。給出該部分的計(jì)算命令流如下，以供參考。

FINISH

/POST1

LOADSTEP_NUM=201 ! 載荷步工況數(shù)

*DIM，DIS_UX，ARRAY，LOADSTEP_NUM，1

*DO，K，1，LOADSTEP_NUM，1

ETABLE，ERASE

SET，K ! 讀取第K 載荷步結(jié)果數(shù)據(jù)

CMSEL，S，CONTAT_ELEM ! 選擇下唇口接觸單元組

ETABLE，CONT_PRES，CONT，PRES

*GET，ENUM，ELEM，0，COUNT !計(jì)算單元數(shù)量

*GET，EMIN，ELEM，0，NUM，MIN ! 取最小單元編號(hào)

*DIM，EN_STORE，ARRAY，ENUM，1 ! 存儲(chǔ)單元編號(hào)

*DIM，PR，ARRAY，ENUM，1 ! 存儲(chǔ)單元壓力

*DIM，ES，ARRAY，ENUM，1

COUNTER=0 ! 計(jì)數(shù)器

N=1

*DO，I，1，ENUM，1

EN_STORE（I，1）=EMIN

*GET，PR （I，1），ELEM，EN_STORE （I，1），ETAB，CONT_PRES

*IF，PR（I，1），NE，0，THEN

COUNTER=COUNTER+1 ES（N，1）=EN_STOR E（I，1）

N=N+1

*ENDIF

EMIN=ELNEXT（EMIN）

*ENDDO

*SET，I

*DIM，ENUM_CON，ARRAY，COUNTER，1

*DO，I，1，COUNTER，1

ENUM_CON（I，1）=ES（I，1）

*ENDDO

*SET，I

ESEL，S，，，ENUM_CON（1，1）

*IF，COUNTER，GT，1，THEN

*DO，I，2，COUNTER，1

ESEL，A，，，ENUM_CON（I，1）

*ENDDO

*ENDIF

*SET，I

EPLOT

NSLE，S，1

NPLOT

*GET，NNUM，NODE，0，COUNT ! 計(jì)算節(jié)點(diǎn)數(shù)量

*GET，NMIN，NODE，0，NUM，MIN ! 取最小節(jié)點(diǎn)編號(hào)

*DIM，NN_STORE，ARRAY，NNUM，1!存儲(chǔ)節(jié)點(diǎn)編號(hào)

*DIM，NNX，ARRAY，NNUM，1 !存儲(chǔ)節(jié)點(diǎn) X 坐標(biāo)

*DO，I，1，NNUM，1

NN_STORE（I，1）=NMIN

NNX（I，1）=NX（NN_STORE（I，1））

NMIN=NDNEXT（NMIN）

*ENDDO

*SET，I

!! 找出X 坐標(biāo)最大和最小的節(jié)點(diǎn)編號(hào)

!! 冒泡法排序，升序排列

!! 同時(shí)節(jié)點(diǎn)編號(hào)數(shù)組對(duì)應(yīng)更新

*DO，I，1，NNUM-1，1

*IF，NNX（I，1），GT，NNX（I+1，1），THEN

TEMP1=NNX（I，1）

NNX（I，1）=NNX（I+1，1）

NNX（I+1，1）=TEMP1

TEMP2=NN_STORE（I，1）

NN_STORE（I，1）=NN_STORE（I+1，1）

NN_STORE（I+1，1）=TEMP2

*ENDIF

*ENDDO

NODE_XMINNUM=NN_STORE（1，1）

NODE_XMAXNUM=NN_STORE（NNUM，1）

!! 計(jì)算變形后接觸線長(zhǎng)度，將各工況

!! 下接觸線長(zhǎng)度放入數(shù)組DIS_UX

NODX1=NX（NODE_XMINNUM）

NODX2=NX（NODE_XMAXNUM）

NUX1=UX（NODE_XMINNUM）

NUX2=UX（NODE_XMAXNUM）

DIS_UX （K，1）=（NODX2+NUX2）-（NODX1+NUX1）

*ENDDO

得到Y(jié)x 密封圈下唇口接觸線長(zhǎng)度隨液體工作變化曲線圖如圖12 所示。

圖12 下唇口接觸線長(zhǎng)度隨液體壓力的變化

分析該曲線，在液體壓力約為0.7MPa 時(shí)曲線處產(chǎn)生了第一個(gè)拐點(diǎn)，在此范圍內(nèi)接觸線長(zhǎng)度增加速度緩慢，證實(shí)了前文所述的Yx 密封圈下唇口最大接觸壓力變化曲線的第一個(gè)分界點(diǎn)。以后接觸線長(zhǎng)度隨工作壓力的增加逐步上升，在液體壓力為3.7～4.2MPa 之間出現(xiàn)了一段水平線，此時(shí)的接觸線長(zhǎng)度約為6mm，見圖13。在此液體工作壓力區(qū)間內(nèi)，密封接觸線長(zhǎng)度穩(wěn)定，形成最佳密封效果。液體壓力超過4.2MPa，接觸線長(zhǎng)度階躍式增大到約為11mm，此時(shí)密封圈的下部基本與軸外圓柱面相接觸了。說明4.2MPa 是接觸線變化的一個(gè)重要分界點(diǎn)，液體工作壓力再增加，接觸線長(zhǎng)度不再增加，顯而易見，是因?yàn)榇藭r(shí)密封圈下唇口已近幾乎和被密封表面完全貼合了。

圖13 液體壓力為4MPa 的X 向變形云圖

因此，筆者認(rèn)為，Yx 密封圈最佳的密封工作壓力約為3.7～4.2MPa，當(dāng)然，此值是基于本文所取的材料參數(shù)而言，Yx 密封圈在制作時(shí)其材料參數(shù)不可能絕對(duì)統(tǒng)一。此時(shí)，Yx 密封圈下唇口密封接觸線長(zhǎng)度穩(wěn)定，與運(yùn)動(dòng)件的接觸面積相對(duì)較小，對(duì)密封圈的磨損相對(duì)減弱。

7 負(fù)工作壓力計(jì)算

液壓機(jī)的滑塊在作快速下行運(yùn)動(dòng)時(shí)，主缸上腔會(huì)形成一個(gè)負(fù)壓，以吸開安裝在主缸尾部大孔中的充液閥，主缸通過充液閥補(bǔ)油，滿足其快速下行流量的需要，該壓力一般在0.03MPa 左右。另一方面，由于液壓缸的工作介質(zhì)液壓油中常常會(huì)混入空氣形成氣泡，在液體工作壓力變化時(shí)，氣泡的破裂會(huì)產(chǎn)生局部負(fù)壓，因此對(duì)負(fù)壓條件下的Yx 密封圈工作狀態(tài)的計(jì)算很有必要。

本文取0.03MPa 的負(fù)壓，按初始預(yù)壓縮量0～2.3mm，以0.1mm 為一個(gè)載荷步增量進(jìn)行計(jì)算，繪制成下唇口最大接觸壓力與預(yù)壓縮量之間關(guān)系的曲線圖，如圖14 所示。

圖14 0.03MPa 負(fù)壓下下唇口最大接觸壓力隨預(yù)壓縮量的變化

Yx 密封圈在0.03MPa 負(fù)壓下，預(yù)壓縮量為1.2mm 時(shí)，下唇口最大接觸壓力開始增加，預(yù)壓縮量小于1.2mm，預(yù)預(yù)壓縮量的變化對(duì)下唇口最大接觸壓力幾乎無影響。

8 結(jié)論

本文應(yīng)用有限元方法建立了Yx 密封圈的有限元模型，分析了預(yù)壓縮量、工作壓力對(duì)Yx 密封圈密封性能的影響及其下密封唇口的接觸壓力變化規(guī)律。得出結(jié)論為，在不考慮制造誤差情況下，從理論上講，Yx 密封圈的低壓密封效果較高壓密封效果要好，高壓狀態(tài)并不能增加密封接觸壓力的判據(jù)Ratio值。高壓狀態(tài)下，由于整個(gè)密封圈變形較大，增大了接觸面積和接觸壓力，從而增加運(yùn)動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)阻力，加快了密封圈的磨損。因此在設(shè)計(jì)密封結(jié)構(gòu)時(shí)，一般應(yīng)將Yx 密封圈放置在低壓側(cè)。本文的研究為工程設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

重點(diǎn)分析了低壓條件下，Yx 密封圈的工作狀態(tài)。低壓條件下（平面模型），Yx 密封圈的下唇口變形速率隨液體壓力的變化出現(xiàn)了兩個(gè)分界點(diǎn)，第一個(gè)分界點(diǎn)是Yx 密封圈下唇口接觸尖端的點(diǎn)接觸變形到線接觸變形的轉(zhuǎn)折點(diǎn)。第二個(gè)分界點(diǎn)是下唇口線接觸變形速率最大的轉(zhuǎn)折點(diǎn)，液體壓力超過1.3MPa，下唇口變形速率減小。

對(duì)Yx 密封圈密封線長(zhǎng)度隨液體工作壓力的變化的計(jì)算表明，液體壓力在3.7～4.2MPa 時(shí)，密封接觸線長(zhǎng)度相對(duì)穩(wěn)定，此時(shí)的密封接觸線長(zhǎng)度約為6mm，該壓力為Yx 密封圈穩(wěn)定工作的最佳值。超過此壓力，Yx 密封圈的下唇口大部分段將和被密封表面接觸，使得接觸線長(zhǎng)度階躍式增長(zhǎng)到接近其下唇口的會(huì)發(fā)生接觸的最大接觸線長(zhǎng)度（14mm）。該液體工作壓力值（3.7～4.2MPa）對(duì)工程設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。

在0.03MPa 的負(fù)壓下，預(yù)壓縮量大于1.2mm時(shí)，下唇口的最大接觸壓力開始緩慢線性增加。

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