鄒明德，黃志峰，梁 嘯

（南方電網(wǎng)調(diào)峰調(diào)頻發(fā)電有限公司檢修試驗(yàn)分公司，廣東 廣州511400）

0 引言

抽水蓄能機(jī)組調(diào)速器是確保水輪發(fā)電機(jī)組安全穩(wěn)定運(yùn)行的重要控制設(shè)備。目前所使用的調(diào)速器按其元件結(jié)構(gòu)的不同，一般可分為機(jī)械液壓型和電氣液壓型兩種。電氣液壓型調(diào)速器由于靈敏度、速動(dòng)性高，能實(shí)現(xiàn)成組調(diào)節(jié)，提高電站和電網(wǎng)自動(dòng)化水平，在大、中型水輪發(fā)電機(jī)組中應(yīng)用廣泛[1]。電氣液壓型調(diào)速器包括電氣調(diào)節(jié)和機(jī)械液壓兩部分，其機(jī)械液壓部分包含較多的液壓元件、壓力油管等，且其內(nèi)部油壓較高；其壓力油管接頭、油管與液壓元件連接處等位置均裝配有耐油、耐高壓的密封材料。O型橡膠密封圈是調(diào)速器系統(tǒng)壓力油管使用較多的一種密封，故其密封功能的正常與否直接影響調(diào)速器液壓系統(tǒng)的密封性及安全性。針對O型橡膠圈的密封性能，國內(nèi)外學(xué)者做了大量的研究工作。王廣振[2]和陳金愛[3]等人分別采用試驗(yàn)方法分析了影響O型密封圈泄漏率和老化失效的因素；而隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的迅速發(fā)展，數(shù)值模擬已成為一種有效的研究手段，譚晶、周志鴻、Green I等人則分別基于數(shù)值模擬方法，利用有限元分析研究了O型橡膠圈的密封性能與其接觸壓力的關(guān)系[4-6]。

1 問題描述及處理

國內(nèi)某抽水蓄能電廠共裝有4臺(tái)單機(jī)容量為32萬kW的水輪發(fā)電機(jī)組，且每臺(tái)機(jī)組均配備了1臺(tái)電氣液壓型調(diào)速器。在4臺(tái)機(jī)組全面投產(chǎn)運(yùn)行一年多之后，運(yùn)行人員在日常巡檢時(shí)發(fā)現(xiàn)，其中的2號(hào)、3號(hào)機(jī)組調(diào)速器系統(tǒng)位于集油箱處的安全隔離閥進(jìn)口與油管路法蘭連接處均出現(xiàn)不同程度的滲漏油現(xiàn)象（如圖1所示）。

圖1 安全隔離閥進(jìn)口與管路法蘭連接處滲油

維護(hù)人員在現(xiàn)場檢修時(shí)，拆開該漏油處檢查發(fā)現(xiàn)，安全隔離閥進(jìn)口與管路法蘭連接處采用O型橡膠材料進(jìn)行密封（如圖2所示），而通過進(jìn)一步檢查發(fā)現(xiàn)該O型密封圈表面未見明顯刮痕、破損等缺陷，但整個(gè)密封圈已完全受壓變形、硬化，失去彈性，密封處于失效狀態(tài)。

圖2 安全隔離閥進(jìn)口與管路連接處采用O型密封

通過查閱電廠關(guān)于調(diào)速器系統(tǒng)的相關(guān)資料可知，調(diào)速器系統(tǒng)的設(shè)計(jì)油壓為6.3 MPa，安全隔離閥原裝的O型密封圈截面直徑為3.55 mm；但現(xiàn)場實(shí)測連接法蘭密封面間隙為0.31 mm左右，即密封圈壓縮量為0.54 mm左右。在安全隔離閥進(jìn)口管路回裝時(shí)，維護(hù)人員將3.55 mm的O型橡膠密封均換為4 mm的新O型橡膠密封，并在后期的調(diào)試、運(yùn)行過程再次檢查，未見該處發(fā)生滲漏油現(xiàn)象。

2 安全隔離閥進(jìn)口O型密封的失效分析

通過分析安全隔離閥進(jìn)口法蘭滲油缺陷的檢查情況和處理過程，維護(hù)人員初步懷疑該處O型密封失效的原因是O型圈壓縮量不足。因此，現(xiàn)場檢修時(shí)將3.55 mm的O型密封換成了4 mm的新O型密封，在保持法蘭密封面間隙大致不變的情況下，使得密封壓縮量增至1.0 mm；實(shí)際的處理效果似乎說明滲油問題得以解決，但其中O型橡膠圈的密封機(jī)理及其密封失效原因未能得到有效地揭示和驗(yàn)證，故有必要對該處的O型密封圈作進(jìn)一步研究。由于此處滲油問題所涉及的是高油壓生產(chǎn)設(shè)備，不具備實(shí)施真機(jī)試驗(yàn)的條件，同時(shí)又缺少相應(yīng)的模型試驗(yàn)平臺(tái)，因此，本研究采用數(shù)值模擬方法對安全隔離閥進(jìn)口法蘭的O型密封進(jìn)行有限元分析。

3 O型密封圈的有限元分析

3.1 計(jì)算域的選定

安全隔離閥進(jìn)口與管道法蘭連接處采用的是軸向密封方式，其結(jié)構(gòu)主要包括O型密封圈、法蘭密封槽及隔離閥進(jìn)口密封壁面（如圖3所示）。考慮到該處O型密封圈邊界條件的復(fù)雜性，在對其進(jìn)行有限元分析時(shí)，通常將密封圈、密封槽及密封壁面作為整體研究對象。同時(shí)，由于密封結(jié)構(gòu)具有圓對稱性且可認(rèn)為密封圈周向受力是均勻的，為了節(jié)約計(jì)算成本，可將對O型密封圈三維模型的分析簡化為對平面軸對稱模型的分析。本研究選取密封圈及其附近的壁面區(qū)域作為有限元分析的計(jì)算域（如圖4所示）。

圖3 安全隔離閥進(jìn)口法蘭連接結(jié)構(gòu)

圖4 O型密封的計(jì)算域

3.2 非線性問題的處理

本文所研究的O型密封圈屬于橡膠材料，它通常被認(rèn)為是一種超彈性近似不可壓縮體，其力學(xué)模型表現(xiàn)為復(fù)雜的材料非線性、幾何非線性及邊界狀態(tài)非線性[4]。

對于這種非線性的橡膠材料，一般采用應(yīng)變能函數(shù)來描述其應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系，且目前應(yīng)用較為廣泛的是穆尼-瑞林（Mooney-Revlin）函數(shù)，其表達(dá)式如下[4，5]：

應(yīng)力與應(yīng)變的關(guān)系則為：

上述式子中，W表示應(yīng)變能密度，C1、C2表示材料的Mooney-Revlin系數(shù)，可取C1=1.87、C2=0.47，I1、I2分別為第一、二應(yīng)變張量不變量；σ、ε分別表示應(yīng)力和應(yīng)變。

所研究的O型密封圈與兩側(cè)密封面之間屬于剛體和柔體面-面接觸的高度非線性問題。本文采用ANSYS軟件中的“罰單元”有限元算法來描述此類復(fù)雜的接觸問題。從變分的角度來看，將密封結(jié)構(gòu)總勢能π表示為應(yīng)變勢能W、外力勢能We和接觸力勢能Q的總和，即為：

π=W+We+Q（3）

利用罰單元得出接觸力勢能Q的表達(dá)式即可解決接觸面不被穿透的問題[7]。

3.3 有限元分析模型的建立

本文基于ANSYS靜力分析模塊，計(jì)算了Φ=3.55 mm和Φ=4.0 mm兩種O型密封圈的使用情況。計(jì)算時(shí)首先對所選計(jì)算域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，其中對密封圈及密封槽直角等位置作了網(wǎng)格細(xì)化處理（如圖5、圖6所示）。

圖5 計(jì)算域的網(wǎng)格劃分（Φ=3.55 mm）

圖6 計(jì)算域的網(wǎng)格劃分（Φ=4.0 mm）

根據(jù)電廠提供的資料，O型密封圈為丁腈橡膠（NBR），其彈性模量E=14.04 MPa，泊松比ν=0.499，硬度為85 IRHD，摩擦系數(shù)μ=0.2。法蘭密封槽及隔離閥進(jìn)口密封壁面則均為不銹鋼材質(zhì)。將密封圈與密封槽壁面、密封圈與隔離閥進(jìn)口密封壁面的接觸均設(shè)為摩擦邊界（Frictional）。通過分析可知，密封圈同時(shí)受到接觸壁面和壓力油擠壓，因此在進(jìn)行載荷施加時(shí)，分兩個(gè)載荷步進(jìn)行：第一步通過給定隔離閥進(jìn)口密封壁面向下的不同位移值來使密封圈產(chǎn)生一定壓縮量；第二步在密封圈內(nèi)側(cè)施加一個(gè)壓力載荷（如圖4所示），即調(diào)速器系統(tǒng)的工作油壓p=6.3 MPa。

4 計(jì)算結(jié)果及分析

本文利用ANSYS軟件分別對Φ=3.55 mm和Φ=4.0 mm兩種O型密封圈在調(diào)速器系統(tǒng)工作油壓p=6.3 MPa和不同壓縮量下的變形及受力情況進(jìn)行了分析。主要分析結(jié)果如下：

4.1 O型密封圈的變形情況

圖7反映了Φ=3.55mm的O型密封圈在p=6.3MPa及不同壓縮量下的變形情況。從中可看出，在各壓縮量下，由于受到上部壁面擠壓及油壓的共同作用，密封圈內(nèi)側(cè)出現(xiàn)了變形量最大的區(qū)域，而在密封圈與密封槽接觸面處變形最小，且隨著壓縮量的增大密封圈的最大變形區(qū)逐步向上部接觸壁面移動(dòng)。同時(shí)，在密封圈小壓縮量情況下，密封圈更容易被擠入上下密封面間隙；隨著壓縮量的增大，這種被擠入的趨勢逐漸減弱，在壓縮量δ=0.80 mm，即壓縮率為22.5%時(shí)，密封圈被擠入間隙的情況基本消失。

如圖8所示，當(dāng)采用Φ=4.0 mm的O型密封圈時(shí)，隨著密封圈壓縮率的增大，其整體變形量相比Φ=3.55 mm的情況有所增大，但密封圈變形量最小和最大變形區(qū)的出現(xiàn)位置、最大變形區(qū)的移動(dòng)趨勢以及密封被擠入間隙的趨勢與Φ=3.55 mm的情況基本一致。

4.2 O型密封圈的Von Mises應(yīng)力分布

Von Mises應(yīng)力反映了密封圈截面上各主應(yīng)力差值的大小，通常情況下，Von Mises應(yīng)力的數(shù)值越大，將導(dǎo)致橡膠材料的剛度下降，使材料越容易出現(xiàn)裂紋[5]。圖9反映了Φ=3.55 mm的O型密封圈在不同壓縮量下的Von Mises應(yīng)力分布，據(jù)圖可知，隨著壓縮量的增大，密封圈被擠壓得更厲害，其整體平均Von Mises應(yīng)力也增大；且在各壓縮量情況下，Von Mises應(yīng)力均在密封圈與上密封面、密封槽底面及外側(cè)壁面接觸處出現(xiàn)了最大值區(qū)域；同時(shí)，在小壓縮量情況下，密封圈與密封槽外側(cè)壁接觸位置出現(xiàn)的Von Mises應(yīng)力最大值區(qū)面積最大，這是由于該處靠近上下密封面間隙位置，被擠入間隙的趨勢更為明顯，受到較大的擠壓力，從而出現(xiàn)應(yīng)力集中的情況，而隨著壓縮量的增大，密封槽外側(cè)壁Von Mises應(yīng)力最大值區(qū)的面積逐漸減小，當(dāng)壓縮量δ=0.80 mm，壓縮率為22.5%時(shí)，Von Mises應(yīng)力最大值區(qū)幾乎消失，應(yīng)力值分布較為均勻，這是因?yàn)榇藭r(shí)密封圈基本沒有被擠入間隙的趨勢，擠壓變形減小，該處應(yīng)力集中情況大大削弱。

圖7 不同壓縮量下的變形情況（Φ=3.55 mm）

圖8 相同油壓、不同壓縮量下的變形情況（Φ=4.0 mm）

從圖10中看出，當(dāng)采用Φ=4.0 mm的O型密封圈時(shí)，Von Mises應(yīng)力增大，而應(yīng)力值的分布特點(diǎn)及變化趨勢與圖9所示情況一致。但相比密封圈Φ=3.55 mm的使用情況，Φ=4.0 mm密封圈的Von Mises應(yīng)力分布更加均勻，在靠近密封槽外壁處的Von Mises應(yīng)力最大值區(qū)明顯變小，尤其當(dāng)密封圈壓縮率達(dá)到25%時(shí)，應(yīng)力最大區(qū)基本消失，說明此時(shí)密封圈處于較佳的使用狀態(tài)。

4.3 O型密封圈的接觸壓力分布

O型密封圈的接觸壓力反映了其自身的密封能力，通常將密封界面處的最大接觸壓力大于或等于工作油壓作為O型密封圈保證密封的必要條件。圖11、圖12分別為Φ=3.55 mm和Φ=4.0 mm兩種密封圈在不同壓縮量下接觸界面的接觸壓力分布。據(jù)圖可知，若將密封圈與密封槽內(nèi)壁的接觸面定義為界面I，而把密封圈與隔離閥側(cè)壁面的接觸面定義為界面II，則在各壓縮量的情況下，接觸壓力較大值集中分布于界面I和界面II處；且在小壓縮量的情況下，接觸壓力最大值區(qū)分布于界面I的側(cè)邊，因?yàn)樵撎幈粩D入間隙的趨勢明顯，所受擠壓力較大，這一點(diǎn)已在密封圈的變形情況圖及Von Mises應(yīng)力分布圖中得到了驗(yàn)證；當(dāng)壓縮量逐漸增大時(shí)，密封圈整體平均接觸壓力增大，而界面I側(cè)邊的接觸壓力有所減小，且壓力最大值區(qū)開始分布于界面II上，尤其當(dāng)密封圈壓縮率達(dá)到22.5%及以上時(shí)，接觸壓力最大值區(qū)同時(shí)出現(xiàn)在界面I和界面II上，說明此時(shí)密封圈被擠入間隙的趨勢減弱，各接觸界面所受擠壓力趨于均勻，這一點(diǎn)可從圖9、圖10密封圈的Von Mises應(yīng)力分布情況中看出。

圖9 不同壓縮量下的Von Mises應(yīng)力分布（Φ=3.55 mm）

圖10 不同壓縮量下的Von Mises應(yīng)力分布（Φ=4.0 mm）

圖12 不同壓縮量下密封圈的接觸壓力分布（Φ=4.0 mm）

表1、表2分別給出了Φ=3.55 mm和Φ=4.0 mm兩種密封圈在不同壓縮率下，接觸界面的最大接觸壓力情況。從表中數(shù)據(jù)可看出，隨著壓縮率的增大，O型密封圈界面I的最大接觸壓力逐漸減小，而界面Ⅱ的最大接觸壓力則逐漸增大，當(dāng)壓縮率達(dá)到一定的值以后，界面I、界面II的最大接觸壓力分布逐漸趨于均勻。

表1 不同壓縮率下的最大接觸壓力（Φ=3.55 mm）

表2 不同壓縮率下的最大接觸壓力（Φ=4.0 mm）

當(dāng)采用Φ=3.55 mm的密封圈，并使其壓縮率不超過16.9%時(shí)，密封圈界面Ⅰ的最大接觸壓力大于工作壓力6.3 MPa，但界面II的最大接觸壓力小于6.3 MPa，說明此時(shí)的密封圈處于失效狀態(tài)，未達(dá)到應(yīng)有的密封效果。結(jié)合現(xiàn)場的檢查情況，法蘭滲油處O型密封圈的壓縮量為0.54 mm，即壓縮率只有15.2%，顯然密封圈處于失效狀態(tài)，由此很直觀地驗(yàn)證了該處滲漏油問題出現(xiàn)的原因。而當(dāng)Φ=3.55 mm密封圈的壓縮率在20%以上時(shí)，界面I、界面II的最大接觸壓力均超過了工作壓力6.3 MPa，尤其當(dāng)達(dá)到22.5%時(shí)兩處界面的接觸壓力值彼此接近，說明此時(shí)的密封圈具有密封效果，且受壓均勻，整個(gè)密封圈處于較好的工作狀態(tài)。

但考慮到安全隔離閥進(jìn)口法蘭緊固螺栓的力矩要求及隔離閥材料強(qiáng)度要求，螺栓的緊固力不宜過大，即O型密封圈的壓縮量不能過大。因此，為確保設(shè)備的安全性，實(shí)際回裝時(shí)在保證法蘭密封面間隙值與原間隙值大致相同的情況下，同時(shí)將密封圈尺寸由原來的3.55 mm更換為4.0 mm。更換后的密封壓縮率可達(dá)到25%，據(jù)表2可知，此時(shí)密封圈的界面I、界面II的最大接觸壓力彼此接近且均大于工作壓力6.3 MPa，說明密封圈的密封效果良好，且受壓均勻，這很好地解釋了更換新密封圈后滲漏油問題未再出現(xiàn)的原因。事實(shí)上，當(dāng)更換后的密封壓縮率達(dá)到20%及以上時(shí)，可完全保證密封圈界面I、界面II的最大接觸壓力均超過6.3 MPa，密封效果顯著改善。

5 結(jié)論

本文針對國內(nèi)某抽水蓄能電廠調(diào)速器系統(tǒng)安全隔離閥進(jìn)口法蘭處因密封失效而導(dǎo)致的滲漏油缺陷，分析了其O型密封圈密封失效的原因，并利用ANSYS軟件對Φ=3.55 mm的原裝O型密封圈和Φ=4.0 mm的新密封圈分別進(jìn)行了有限元分析，計(jì)算結(jié)果很好地揭示了O型密封圈的密封機(jī)理，同時(shí)驗(yàn)證了其密封失效的原因，所得的主要結(jié)論如下：

（1）在相同工作油壓、不同壓縮率下，O型密封圈內(nèi)側(cè)變形量最大，在密封圈與密封槽接觸面處變形最?。磺译S著壓縮量的增大，密封圈的最大變形區(qū)逐步移向上接觸面。

（2）在小壓縮率情況下，O型密封圈更容易被擠入上下密封面間隙，而隨著壓縮量的增大，這種被擠入的趨勢逐漸減弱。

（3）在相同工作油壓、不同壓縮率下，Von Mises應(yīng)力在密封圈各接觸界面出現(xiàn)了最大值區(qū)域，說明該處為密封圈最容易出現(xiàn)裂紋的位置，而隨著壓縮量的增大，Von Mises應(yīng)力分布趨于均勻。

（4）在相同工作油壓下，隨著壓縮率的增大，O型密封圈接觸界面最大接觸壓力平均值逐漸增大，且最大接觸壓力分布趨于均勻；當(dāng)壓縮率達(dá)到20%及以上時(shí)，可保證密封圈接觸面最大接觸壓力均大于工作油壓，且受壓均勻，起到較好的密封作用。