張麗英，張盼盼，張子英(山西能源學(xué)院 機(jī)電工程系，山西 晉中 030600)

液壓支架立柱、千斤頂?shù)男阅苤苯記Q定液壓支架的可靠性、安全性和工作面的生產(chǎn)效率。隨著立柱、千斤頂缸徑不斷增大，傳統(tǒng)的密封結(jié)構(gòu)難以保證高端支架的可靠性要求，密封圈的可靠性和使用壽命是支架無故障工作的重要依據(jù)[1]. 設(shè)計(jì)出高性能的密封件，成為設(shè)計(jì)液壓支架過程中提高其可靠性的關(guān)鍵問題。目前，液壓支架關(guān)鍵的密封機(jī)構(gòu)仍需要大量進(jìn)口。國外提供的密封件的密封性能要明顯優(yōu)于國內(nèi)廠家的密封件，國內(nèi)密封件泄漏問題往往比較嚴(yán)重。針對以上提出的研究現(xiàn)狀，本文以液壓支架立柱上使用的蕾形密封圈為例，利用有限元仿真分析軟件ANSYS建立其模型，分析蕾形密封圈在不同工作壓力下的應(yīng)力分布情況，為進(jìn)一步研究蕾形圈的密封性能提供理論參考。

1 幾何模型

1.1 蕾形密封圈的工作原理

蕾形密封圈是基于改進(jìn)的Y形密封圈而設(shè)計(jì)的，以改善活塞桿的密封性能，其結(jié)構(gòu)見圖1. 蕾形密封圈在Y形圈唇口的基礎(chǔ)上添加了O形圈，利用O形橡膠圈的擠壓變形給唇邊提供壓力，保證密封效果。聚氨酯耐磨的特性和橡膠彈性大的特性相結(jié)合，使得蕾形密封圈在保證密封效果的前提下，提高了耐磨性，進(jìn)一步提高了其使用壽命[2]. 當(dāng)內(nèi)部壓力升高時(shí)，在自封作用下接觸壓力增大，唇口與密封面密合，提高密封性能。實(shí)際情況下，一個(gè)蕾形密封圈能有效地密封32 MPa的高壓。密封唇磨損，由于介質(zhì)和O型圈壓力，唇緣具有自動(dòng)補(bǔ)償能力。密封環(huán)的啟動(dòng)摩擦力和停車時(shí)間與機(jī)器的間歇運(yùn)動(dòng)無關(guān)，這一點(diǎn)是非常有利的。

圖1 蕾形密封圈的剖面圖

1.2 ANSYS有限元建模及網(wǎng)格劃分

在建立蕾形密封圈有限元模型時(shí)，有如下假設(shè)：

1) 蕾形密封圈的材料聚氨酯具有確定的彈性模量。

2) 由于液壓缸導(dǎo)向套和活塞桿的彈性模量較密封圈材料大得多，因此將導(dǎo)向套和活塞桿視為剛體。

3) 蕾形密封圈受力是完全對稱的。

蕾形密封圈三維幾何模型見圖2. 在忽略液壓缸導(dǎo)向套和活塞桿存在配合偏心的影響下，蕾形密封圈的結(jié)構(gòu)、載荷和約束都是關(guān)于活塞桿軸對稱的，因此可以把三維問題變成二維問題，即將其簡化為X、Y坐標(biāo)系內(nèi)的平面問題，其結(jié)構(gòu)模型見圖3. 將平面單元Solid182定義為蕾形密封圈模型中的單元類型，蕾形密封圈材料彈性模量E=10.3 MPa，泊松比μ=0.399，摩擦系數(shù)為0.3. 密封圈橫截面不規(guī)則，因此，分類類型被定義為四邊形自由網(wǎng)格，總共有5 236個(gè)單元格，見圖4.

圖2 蕾形密封圈三維模型圖

圖3 二維模型圖

圖4 二維模型網(wǎng)格劃分圖

2 仿真分析

2.1 邊界條件和施加荷載的確定

確定密封圈模型的邊界條件、荷載為：限制導(dǎo)向套和槽的位移，即自由度為0；對活塞桿施加軸向限制；工作室壓力被施加到密封環(huán)的左側(cè)，模擬液壓油的壓力作用；徑向約束施加在活塞桿上，模擬密封圈的安裝過程；分別作用在活塞桿上軸向正位移和負(fù)位移的約束。

為了保證密封圈具有良好的密封性能，應(yīng)遵守以下準(zhǔn)則：最大接觸壓力，即作用在接觸表面上的最大接觸壓力必須高于介質(zhì)的工作壓力；間隙損傷準(zhǔn)則，即密封圈在正常工作時(shí)不能擠入密封間隙，防止間隙損傷[3].

判斷密封圈能否破壞，主要參考ANSYS軟件中所提供的Von Mises應(yīng)力，其能綜合反映密封圈內(nèi)部應(yīng)力分布情況[4]. Von Mises應(yīng)力越大，表征在此區(qū)域內(nèi)蕾形密封圈越容易出現(xiàn)裂紋。同時(shí)，密封材料最容易出現(xiàn)應(yīng)力松弛、蠕變等失效情況，導(dǎo)致密封性能急劇降低。

2.2 仿真結(jié)果分析

對蕾形密封圈有限元模型分別加載5 MPa、10 MPa、15 MPa、20 MPa、25 MPa、30 MPa、35 MPa、40 MPa、45 MPa、50 MPa的壓力，得到10組應(yīng)力云圖和數(shù)據(jù)，從而得出蕾形圈在不同介質(zhì)壓力下的密封性能。

在活塞桿的外部行程和內(nèi)部行程的不同壓力下的Von Mises應(yīng)力分布見圖5. 如圖5所示，不同的Von Mises應(yīng)力圖的色標(biāo)被統(tǒng)一用于觀察和分析，其中S代表活塞桿的位移。

從圖5a)可以看出，當(dāng)活塞桿向外伸出時(shí)，Von Mises應(yīng)力明顯高于密封圈的內(nèi)側(cè)，這是由于其與密封圈的外側(cè)相對滑動(dòng)造成的，壓力逐漸增大時(shí)，相應(yīng)的應(yīng)力集中區(qū)面積明顯增大，這是活塞桿運(yùn)動(dòng)和介質(zhì)壓力增加共同作用的結(jié)果[5].

從圖5b)可以看到，當(dāng)活塞桿向內(nèi)收回時(shí)，同樣因?yàn)橄鄬瑒?dòng)，使蕾形圈外側(cè)Von Mises應(yīng)力高于內(nèi)側(cè)，在溝槽底部與蕾形圈內(nèi)側(cè)接觸面附近，產(chǎn)生最大Von Mises應(yīng)力。

將密封圈在不同工作載荷步、不同工作介質(zhì)壓力下統(tǒng)計(jì)得到的最大Von Mises應(yīng)力、最大接觸壓力相應(yīng)數(shù)值整理到表1，利用MATLAB軟件將這些數(shù)據(jù)繪制成曲線圖，分別見圖6，7.

從圖6可以看出，當(dāng)活塞桿處于外行程且介質(zhì)壓力增大時(shí)，Von Mises的最大應(yīng)力明顯增大。當(dāng)蕾形密封圈上的壓力小于20 MPa時(shí)，最大Von Mises應(yīng)力隨壓力增大，速率的變化逐漸增大；當(dāng)壓力為20～35 MPa時(shí)，Von Mises應(yīng)力的最大值減??；當(dāng)壓力大于35 MPa時(shí)，應(yīng)力變化速率進(jìn)一步變得平緩?；钊麠U處于內(nèi)行程，當(dāng)介質(zhì)壓力小于30 MPa時(shí)，最大Von并且繼續(xù)增大時(shí)，最大Von Mises應(yīng)力幾乎保持不變，這一變化特點(diǎn)與外行程有明顯不同。因此，在高介質(zhì)壓力作用下，外行程出現(xiàn)裂紋的可能性更大，蕾形圈更容易失效。

圖5 不同壓力下Von Mises應(yīng)力分布圖

圖6 不同介質(zhì)壓力下的最大Von Mises應(yīng)力值分布圖

表1 不同載荷步在不同介質(zhì)壓力下的應(yīng)力值表

從圖7可以看出，當(dāng)活塞桿運(yùn)動(dòng)時(shí)，蕾形密封件的最大接觸壓力和介質(zhì)壓力近似于兩條直線，即當(dāng)介質(zhì)壓力增加時(shí)，密封表面上的最大接觸壓力是近Mises應(yīng)力增大速率逐漸變緩，當(dāng)介質(zhì)壓力高于30 MPa近乎于線性增加。 隨著活塞的運(yùn)動(dòng)，密封圈與剛體接觸面上的最大接觸壓力總是高于工作介質(zhì)的壓力，進(jìn)一步保證了密封圈的密封性能。另外，當(dāng)活塞桿處于外行程時(shí)，接觸面上的最大接觸壓力高于內(nèi)部行程，這對于吸收油膜是有利的。

3 結(jié) 語

本研究通過對蕾形密封圈在不同工況下的應(yīng)力分布，利用ANSYS軟件進(jìn)行數(shù)值模擬，得出最大Von Mises應(yīng)力、最大接觸壓力的分布情況。在高介質(zhì)壓力作用下，活塞桿處于外行程時(shí)，蕾形密封圈出現(xiàn)裂紋的可能性更大，更容易失效。上述研究結(jié)果為后續(xù)研究蕾形圈的密封性能奠定了理論基礎(chǔ)。

圖7 不同介質(zhì)壓力下最大接觸壓力值圖

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