(1.太原理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 山西太原 030024；2.煤礦綜采裝備山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 山西太原 030024)

隨著液壓技術(shù)應(yīng)用范圍的擴(kuò)大，對(duì)于密封技術(shù)的要求越來(lái)越高，常規(guī)的密封方式很難滿足特殊工作環(huán)境下的密封要求，因此密封方式已從單一的O形密封圈密封過(guò)渡到如今的組合式密封。由此產(chǎn)生了不同形式的組合密封，包括方型格萊圈、階梯型斯特圈、C形滑環(huán)以及T形滑環(huán)組合密封圈。陳國(guó)定、許同樂(lè)等[1-2]分析了階梯形組合密封件的力學(xué)性能；譚晶等人[3-4]從液體壓力以及滑環(huán)厚度角度出發(fā)，對(duì)格來(lái)圈和斯特圈進(jìn)行了靜力學(xué)研究；陳社會(huì)、張教超等[5-6]分析了齒形滑環(huán)的結(jié)構(gòu)原理，研究了介質(zhì)壓力、壓縮量以及齒形滑環(huán)結(jié)構(gòu)對(duì)組合密封接觸應(yīng)力、變形的影響；劉清友等[7]對(duì)C形滑環(huán)組合密封的動(dòng)、靜密封性能進(jìn)行了研究；SUI等[8]對(duì)聚四氟乙烯唇形密封的摩擦與磨損行為進(jìn)行了試驗(yàn)和有限元分析。

T形組合密封圈由一個(gè)T形耐磨環(huán)和一個(gè)作為預(yù)緊元件的O形圈組成。工作過(guò)程中，T形滑環(huán)的磨損可由其變形得到補(bǔ)償，另外T形滑環(huán)對(duì)O形圈有一定的保護(hù)作用，即可確保O形圈不被擠出。由于T形滑環(huán)結(jié)構(gòu)的特殊性，無(wú)論是在高壓、低壓還是交變壓力下的雙向往復(fù)工作，T形組合密封都具有良好的密封性能以及較長(zhǎng)的使用壽命。然而目前國(guó)內(nèi)對(duì)于T形滑環(huán)組合密封的研究較少，因此本文作者利用ANSYS建立T形滑環(huán)組合密封圈有限元模型，從靜態(tài)以及動(dòng)態(tài)兩方面對(duì)其密封性能進(jìn)行分析，為滑環(huán)組合密封研究以及密封技術(shù)的多樣性發(fā)展提供了參考。

1 T形滑環(huán)組合密封模型的建立

1.1 超彈材料的非線性描述

由于O形圈的特點(diǎn)在于物理、幾何和邊界三重非線性，故采用ANSYS中廣泛使用的Mooney-Rivlin函數(shù)[9]來(lái)描述橡膠材料的應(yīng)變能：

當(dāng)N為1、2、3時(shí)，可以相應(yīng)地得到具有2、5、9常數(shù)的Mooney-Rivlin材料模型，使用時(shí)根據(jù)實(shí)際情況選用其中之一。

1.2 計(jì)算模型

由于T形組合密封結(jié)構(gòu)上具有幾何形狀圓周對(duì)稱性以及邊界條件復(fù)雜性，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，根據(jù)ANSYS軟件的功能，分析時(shí)選用平面軸對(duì)稱模型較為簡(jiǎn)便。T形組合密封圈的密封溝槽和O形圈尺寸參考了密封件選型手冊(cè)，其型號(hào)為GRT0200。T形滑環(huán)為自行設(shè)計(jì)，最大設(shè)計(jì)壓力為40 MPa。T形組合密封所采用的平面幾何模型如圖1所示。

圖1 T形滑環(huán)組合密封

如圖1所示，T形滑環(huán)組合密封的密封結(jié)構(gòu)劃分為4個(gè)密封區(qū)，分別研究介質(zhì)壓力、密封間隙、T形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ對(duì)各密封區(qū)的影響。

1.3 有限元模型

ANSYS中建立的T形滑環(huán)組合密封的有限元模型如圖2所示。T形滑環(huán)材料為耐磨的聚四氟乙烯，彈性模量和泊松比分別為960 MPa和0.3。往復(fù)軸與密封槽材料為合金鋼，彈性模量和泊松比分別為214 GPa和0.29。O形圈材料是腈基丁二烯橡膠，泊松比為0.499。Mooney-Rivlin函數(shù)選用二常數(shù)模型，C1和C2分別取1.87和0.47 MPa[10]。

圖2 T形滑環(huán)組合密封的有限元模型

T形滑環(huán)組合密封在安裝時(shí)O形圈有預(yù)壓縮量，因此在往復(fù)軸的Y軸方向施加位移，將其視為O形圈預(yù)壓縮，同時(shí)在密封溝槽與往復(fù)軸的X軸方向施加固定約束，此過(guò)程仿真組合密封的安裝步驟，同時(shí)為ANSYS分析的第一步。ANSYS分析的第二步是通過(guò)在與介質(zhì)接觸的組合密封圈一側(cè)施加壓力來(lái)模擬密封的壓縮。第三步與第四步在往復(fù)軸施加軸向速度來(lái)仿真其往復(fù)運(yùn)動(dòng)。

2 靜密封性能分析

2.1 介質(zhì)壓力的影響

圖3所示為T形組合密封圈的最大Von Mises應(yīng)力隨介質(zhì)壓力變化曲線，圖4所示為T形組合密圈最大Von Mises應(yīng)力分布圖，圖5所示為各密封區(qū)接觸應(yīng)力隨介質(zhì)壓力變化曲線。

圖3 T形組合密封圈最大Von Mises應(yīng)力曲線

圖4 組合密封圈最大Von Mises應(yīng)力分布圖( MPa)

圖5 各密封區(qū)接觸應(yīng)力曲線

由圖3、4可知：隨著介質(zhì)壓力增加，O形圈的最大Von Mises應(yīng)力隨之增加，T形滑環(huán)的最大Von Mises應(yīng)力在加載迅速增加后，基本處于平穩(wěn)狀態(tài)。

由圖5可知：各密封區(qū)最大接觸應(yīng)力均隨介質(zhì)壓力的增加而增加，密封Ⅱ區(qū)接觸應(yīng)力變化率相對(duì)最大，且各密封區(qū)的最大接觸應(yīng)力均大于或等于介質(zhì)壓力。根據(jù)密封原理，T形組合密封圈能夠滿足0～40 MPa壓力下的密封要求。

2.2 密封間隙的影響

圖6、7所示分別為加載前后T形滑環(huán)組合密封圈的最大Von Mises應(yīng)力和加載后各密封區(qū)接觸應(yīng)力隨密封間隙變化曲線。

從圖6可以看出：在未加載時(shí)，T形滑環(huán)的最大Von Mises應(yīng)力隨著密封間隙的增加而減小，在加載后隨之增加，而O形圈在加載前后都隨密封間隙增加而減小。這是因?yàn)槊芊忾g隙增加后，O形圈壓縮量減小，其形變減小，故O形圈和T形滑環(huán)最大Von Mises應(yīng)力隨密封間隙增加而減小；而加載后，因密封間隙增加導(dǎo)致O形圈承壓能力減小，T形滑環(huán)承受了更多的介質(zhì)壓力作用，使得T形滑環(huán)更易產(chǎn)生撕裂破壞。

由圖7可知：隨著密封間隙增加，密封Ⅱ區(qū)接觸應(yīng)力增加，密封Ⅰ、Ⅲ、Ⅳ區(qū)接觸應(yīng)力減小。因Ⅱ區(qū)并非首先接觸到工作介質(zhì)，故應(yīng)優(yōu)先考慮其他3個(gè)密封區(qū)的接觸應(yīng)力變化。在密封間隙超過(guò)0.3 mm后，密封Ⅲ區(qū)的接觸應(yīng)力曲線開(kāi)始變得陡峭，并且接觸應(yīng)力迅速減小。結(jié)合圖6，選擇密封間隙不大于0.3 mm較為合理，與所參考密封件選型手冊(cè)推薦密封間隙吻合。

圖6 加載前后O形圈和T形滑環(huán)最大Von Mises應(yīng)力曲線

圖7 各密封區(qū)接觸應(yīng)力曲線

2.3 T形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ的影響

圖8所示為加載前后T形滑環(huán)組合密封圈的最大Von Mises應(yīng)力隨φ值變化曲線。圖9所示為加載后密封圈各密封區(qū)最大接觸應(yīng)力隨φ值變化曲線。

由圖8可知：在未施加介質(zhì)壓力時(shí)，隨著φ增加，T形滑環(huán)和O形圈最大的Von Mises應(yīng)力沒(méi)有顯著變化；在施加介質(zhì)壓力后，T形滑環(huán)的最大Von Mises應(yīng)力隨φ增加而增加，O形圈的最大Von Mises應(yīng)力變化不明顯，并且組合密封圈的最大Von Mises應(yīng)力集中在T形滑環(huán)與密封槽壁接觸處。過(guò)大的φ值會(huì)導(dǎo)致其與密封槽壁接觸一側(cè)的Von Mises應(yīng)力過(guò)大，且集中在T形滑環(huán)的尖角與密封槽壁接觸處，導(dǎo)致此部位溫度較其他部位易于升高，且聚四氟乙烯散熱性能較差，會(huì)使得潤(rùn)滑油黏度降低，潤(rùn)滑膜失效，使T形滑環(huán)黏著磨損的可能性增大。當(dāng)T形滑環(huán)與密封槽壁面產(chǎn)生黏著磨損后，密封失效，介質(zhì)泄漏，造成設(shè)備無(wú)法正常運(yùn)轉(zhuǎn)。因此應(yīng)合理地選擇T形滑環(huán)斜邊與垂直線之間的角度φ的值。

由圖9可知：φ值的增加對(duì)密封Ⅰ區(qū)的接觸應(yīng)力幾乎沒(méi)有影響，而密封Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ區(qū)的接觸應(yīng)力相應(yīng)增加，但密封Ⅱ區(qū)和Ⅲ區(qū)接觸應(yīng)力曲線上升較為緩慢，密封Ⅳ區(qū)接觸應(yīng)力曲線在φ值為2.5°后迅速上升。因此φ值增加可以提高T形滑環(huán)組合密封圈的密封性能。綜合圖7，選取φ值在2.5°～7.5°范圍內(nèi)比較合理。

圖8 加載前后O形圈和T形滑環(huán)最大Von Mises應(yīng)力曲線

圖9 各密封區(qū)接觸應(yīng)力曲線

3 動(dòng)密封性能分析

T形滑環(huán)組合密封圈在安裝且加載后，軸作往復(fù)運(yùn)動(dòng)。以下分析介質(zhì)壓力、摩擦因數(shù)、密封間隙和T形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ對(duì)動(dòng)密封狀態(tài)下密封性能的影響。

3.1 介質(zhì)壓力的影響

設(shè)密封間隙為0.3 mm，φ為5°，往復(fù)速度為0.4 m/s，摩擦因數(shù)為0.2，圖10、11分別示出了T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應(yīng)力和各密封區(qū)最大接觸應(yīng)力隨介質(zhì)壓力變化曲線。由圖10可知：T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應(yīng)力隨介質(zhì)壓力增加而增加，外行程的最大Von Mises應(yīng)力大于內(nèi)行程。

由圖11可知：各密封區(qū)的最大接觸應(yīng)力均隨介質(zhì)壓力增加而增加，密封Ⅰ、Ⅳ區(qū)在內(nèi)、外行程時(shí)最大接觸應(yīng)力差異很小，密封Ⅱ、Ⅲ區(qū)外行程時(shí)的最大接觸應(yīng)力大于內(nèi)行程。

圖10 內(nèi)、外行程最大Von Mises應(yīng)力曲線

圖11 各密封區(qū)接觸應(yīng)力變化曲線

3.2 摩擦因數(shù)的影響

設(shè)介質(zhì)壓力為20 MPa，密封間隙為0.3 mm，φ為5°，往復(fù)速度為0.4 m/s，圖12、13分別示出了T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應(yīng)力和各密封區(qū)最大接觸應(yīng)力隨摩擦因數(shù)變化曲線。

圖12 內(nèi)、外行程最大Von Mises應(yīng)力變化曲線

圖13 各密封區(qū)接觸應(yīng)力變化曲線

由圖12可知：T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應(yīng)力均隨摩擦因數(shù)增加而增加，且內(nèi)行程的最大Von Mises應(yīng)力小于外行程。

由圖13可知：密封Ⅰ區(qū)內(nèi)、外行程的最大接觸應(yīng)力隨摩擦因數(shù)增加而減小，密封Ⅱ、Ⅲ區(qū)內(nèi)、外行程的最大接觸應(yīng)力隨摩擦因數(shù)增加而增加，密封區(qū)域Ⅳ內(nèi)、外行程的最大接觸應(yīng)力隨摩擦因數(shù)變化較為不明顯，并且每個(gè)密封區(qū)域外行程的最大接觸應(yīng)力大于內(nèi)行程。由于密封Ⅰ區(qū)的最大接觸應(yīng)力隨摩擦因數(shù)增加而減小，且其值接近20 MPa，因此摩擦因數(shù)不應(yīng)過(guò)大。

3.3 密封間隙的影響

設(shè)介質(zhì)壓力為20 MPa，φ為5°，摩擦因數(shù)為0.2，往復(fù)速度為0.4 m/s，圖14、15分別示出了T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程最大Von Mises應(yīng)力和各密封區(qū)最大接觸應(yīng)力隨密封間隙變化曲線。

圖14 內(nèi)、外行程最大Von Mises應(yīng)力變化曲線

圖15 各密封區(qū)接觸應(yīng)力變化曲線

由圖14可知：T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應(yīng)力，在密封間隙為0.1～0.3 mm時(shí)隨著密封間隙增加而增加，在密封間隙為0.3～0.4 mm時(shí)隨著密封間隙增加而減小，在密封間隙大于0.4 mm之后隨密封間隙增加而增加。

由圖15可知：密封Ⅰ、Ⅲ和Ⅳ區(qū)內(nèi)、外行程的最大接觸應(yīng)力隨密封間隙增加而減小，密封Ⅱ區(qū)最大接觸應(yīng)力隨密封間隙增加而波動(dòng)。僅當(dāng)其他密封區(qū)失效時(shí)，密封Ⅱ區(qū)才發(fā)揮作用，因此應(yīng)首先考慮其他3個(gè)密封區(qū)的接觸應(yīng)力。結(jié)合靜密封時(shí)的狀態(tài)，密封間隙不應(yīng)大于0.3 mm。

3.4 形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ的影響

設(shè)介質(zhì)壓力為20 MPa，密封間隙為0.3 mm，摩擦因數(shù)為0.2，往復(fù)速度為0.4 m/s，圖16、17分別示出了T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應(yīng)力和各密封區(qū)最大接觸應(yīng)力隨T形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ變化曲線。

圖16 內(nèi)、外行程最大Von Mises應(yīng)力變化曲線

圖17 各密封區(qū)接觸應(yīng)力變化曲線

從圖16可知：T形滑環(huán)組合密封圈的最大Von Mises應(yīng)力，在內(nèi)行程時(shí)隨φ增加而增加，在外行程φ時(shí)隨φ增加先減小后增大，在φ為2.5°時(shí)，最大Von Mises應(yīng)力最小。

由圖17可知：密封Ⅰ區(qū)最大接觸應(yīng)力隨φ值增加而在小范圍內(nèi)波動(dòng)，密封Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ區(qū)最大接觸應(yīng)力均隨φ值增加而增加。結(jié)合前面分析，φ值的范圍在2.5°～7.5°之間比較合理。

4 結(jié)論

(1)T形滑環(huán)組合密封圈可以滿足壓力0～40 MPa下靜、動(dòng)密封要求，組合密封圈的最大Von Mises應(yīng)力和各密封區(qū)最大接觸應(yīng)力均隨介質(zhì)壓力增大而增大。

(2)隨著密封間隙增大，組合密封圈的最大Von Mises應(yīng)力增大，最大接觸應(yīng)力除密封Ⅱ區(qū)外均減小；當(dāng)密封間隙不大于0.3 mm時(shí)，密封性能較好。

(3)隨著T形滑環(huán)斜邊與垂直線之間的角度φ值增大，組合密封圈的最大Von Mises應(yīng)力和各密封區(qū)接觸應(yīng)力均增大。在保證密封的條件下，當(dāng)φ值在2.5°～7.5°的范圍內(nèi)時(shí)，既可達(dá)到密封要求，滑環(huán)也不易產(chǎn)生磨損。

(4)隨著摩擦因數(shù)增大，密封Ⅰ區(qū)最大接觸應(yīng)力減小，其他3個(gè)密封區(qū)接觸應(yīng)力和組合密封圈最大Von Mises應(yīng)力均增加，且遠(yuǎn)大于介質(zhì)壓力，而Ⅰ區(qū)接觸應(yīng)力與介質(zhì)壓力相近，因此摩擦因數(shù)越小越好。