蔡智媛, 王冰清, 彭旭東, 郭生榮, 孟祥鎧

(1. 浙江工業(yè)大學(xué) 過(guò)程裝備及其再制造教育部工程研究中心， 杭州 310032；2. 中航工業(yè)金城南京機(jī)電液壓工程研究中心， 南京 211106)

近年來(lái)，我國(guó)密封行業(yè)迅速發(fā)展，但也面臨著因高速、高壓和高溫等苛刻工況下引起的密封易泄漏失效.為滿足更高的參數(shù)工況條件，延長(zhǎng)密封壽命和提高密封可靠性，密封件結(jié)構(gòu)形式也逐步向橡塑組合的形式發(fā)展[1].橡塑組合密封也因其具有低摩擦、自潤(rùn)滑、耐磨損等特性而被廣泛應(yīng)用于航空航天、建筑、礦山等行業(yè)的機(jī)械設(shè)備中[2].

格萊圈(Glyd-ring)密封是一種典型的橡塑組合密封，一般由一個(gè)矩形聚四氟乙烯(PTFE)滑環(huán)和一個(gè)提供彈性支撐的O型橡膠圈組成，其性能直接關(guān)系到液壓系統(tǒng)的運(yùn)行可靠性和安全壽命[3].目前，關(guān)于格萊圈密封的研究已有不少.張付英等[4]系統(tǒng)分析了倒角大小、接觸寬度、活塞桿速度、摩擦系數(shù)等參數(shù)對(duì)密封力學(xué)性能的影響；楊忠炯等[5]運(yùn)用MATLAB/Simulink仿真分析了不同基礎(chǔ)振動(dòng)參數(shù)下間隙的波動(dòng)規(guī)律，并采用Abaqus軟件研究了基礎(chǔ)振動(dòng)下格萊圈的靜密封性能變化；Heipl等[6]設(shè)計(jì)了測(cè)試高速情況下階梯密封摩擦特性的裝置，比較了不同類型密封件的摩擦特性；王冰清等[7]基于軟彈流理論分析了液壓格萊圈的密封機(jī)理，給出了相關(guān)操作工況參數(shù)對(duì)密封性能的影響規(guī)律.以上研究成果在一定程度上揭示了格萊圈密封的密封機(jī)理，初步明確了相關(guān)參數(shù)對(duì)密封性能的影響；但是，在格萊圈安裝預(yù)壓縮過(guò)程的有限元模擬中，上述研究為簡(jiǎn)化計(jì)算量普遍通過(guò)活塞桿或活塞的徑向壓縮實(shí)現(xiàn)密封圈過(guò)盈裝配，這顯然與密封圈實(shí)際安裝預(yù)壓縮過(guò)程表現(xiàn)出的行為存在差異，可能造成仿真預(yù)測(cè)出現(xiàn)誤差.

在實(shí)際安裝過(guò)程中，往往是先通過(guò)導(dǎo)向套和整形套配合使用，把格萊圈O型橡膠圈沿軸向推進(jìn)溝槽內(nèi)，用礦物油加熱PTFE滑環(huán)使其脹大，然后通過(guò)導(dǎo)向套和整形套配合使用快速將其推入，靜置冷卻等待其恢復(fù)原狀，再將活塞軸向推入缸體實(shí)現(xiàn)密封件的過(guò)盈預(yù)壓縮安裝[8].鑒于此，目前國(guó)內(nèi)已有相關(guān)學(xué)者應(yīng)用有限元法針對(duì)密封圈實(shí)際安裝過(guò)程的受力情況進(jìn)行分析，但普遍以單彈性體O型圈為研究對(duì)象，有關(guān)成果缺乏對(duì)橡塑組合密封分析的直接指導(dǎo)意義[9].

本文以格萊圈密封為研究對(duì)象，借助ANSYS軟件建立軸對(duì)稱二維幾何模型，采用更符合實(shí)際的軸向推進(jìn)預(yù)壓縮有限元模型對(duì)格萊圈的靜密封性能進(jìn)行分析，預(yù)判密封易失效部位；并與目前普遍采用的徑向壓縮預(yù)壓縮有限元模型分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，指出兩者的差異，為格萊圈密封的設(shè)計(jì)與安裝提供理論指導(dǎo).

1 計(jì)算模型及方法

1.1 幾何模型

具體的格萊圈密封安裝過(guò)程如圖1所示.圖 2 所示為目前仿真分析通常采用的徑向壓縮和根據(jù)實(shí)際安裝預(yù)壓縮行為建立的軸向推進(jìn)兩種預(yù)壓縮有限元分析模型(以下分別簡(jiǎn)稱為徑向壓縮模型和軸向推進(jìn)模型)的幾何示意圖.由圖2可知，該幾何結(jié)構(gòu)由PTFE滑環(huán)、橡膠O型圈、缸筒和活塞組成.其中，格萊圈結(jié)構(gòu)選自Trelleborg公司的產(chǎn)品RG0519500， O型圈結(jié)構(gòu)尺寸為?15.2 mm×2.62 mm，PTFE滑環(huán)結(jié)構(gòu)尺寸為2.9 mm×1.4 mm；采用矩形溝槽，其尺寸嚴(yán)格按照GB/T 15242.3-94《液壓缸活塞和活塞桿動(dòng)密封裝置用同軸密封件安裝溝槽尺寸系列和公差》設(shè)計(jì)；定義缸筒與PTFE滑環(huán)接觸的區(qū)域?yàn)橹髅芊饷?

圖1 格萊圈安裝示意圖Fig.1 The installation schematic of Glyd-ring

圖2 有限元分析用幾何模型Fig.2 Geometric model for finite element analysis

圖3 有限元模型Fig.3 Finite element model

1.2 材料的本構(gòu)模型

橡膠材料是一種典型的非線性材料，其變形與所受應(yīng)力表現(xiàn)為高度的非線性.許多學(xué)者在大量實(shí)驗(yàn)的基礎(chǔ)上提出了描述該類材料的不同本構(gòu)模型，如Neo-Hookean、Mooney-Rivlin (M-R)和Klosne-Segal[10].其中M-R模型在中小應(yīng)變下具有較高的精度，可描述橡膠材料的真實(shí)特性且被大量的實(shí)驗(yàn)所驗(yàn)證[11].本文采用其中較為經(jīng)典的二項(xiàng)參數(shù)模型來(lái)描述O型圈的力學(xué)行為，表達(dá)式為

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(1)

式中：W為應(yīng)變勢(shì)能函數(shù)；I1和I2分別為第1和第2 Green應(yīng)變不變量；C10和C01分別為M-R模型系數(shù)，均為正定常數(shù).本文采用的O型圈材料為聚氨酯，其彈性模量為43 MPa，泊松比為0.499.M-R模型系數(shù)分別為：C10=0.402 MPa；C01=1.143 MPa[12].

活塞和缸筒材料均為304不銹鋼，其彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3.PTFE材料彈性模量為550 MPa，泊松比為0.4.不失一般性，取密封溝槽與O型圈的摩擦因數(shù)為0.25，PTFE滑環(huán)與缸筒的摩擦因數(shù)為0.1[13].

1.3 有限元模型及邊界條件

有限元分析模型中O型圈和PTFE滑環(huán)均選用超彈體平面6節(jié)點(diǎn)單元 PLANE183，而合理選擇分析網(wǎng)格的數(shù)量，是保證較高計(jì)算效率和可靠計(jì)算精度的有效手段.探索發(fā)現(xiàn)，在保證接觸區(qū)域網(wǎng)格足夠密的條件下，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)目在(7～15)×104范圍內(nèi)時(shí)能使計(jì)算數(shù)據(jù)誤差小于5%，因此本文在兼顧計(jì)算效率和精度的情況下，繪制 75 463 個(gè)網(wǎng)格開(kāi)展分析研究，有限元分析計(jì)算所用網(wǎng)格模型如圖3所示.設(shè)置滑環(huán)與缸筒、滑環(huán)與溝槽、滑環(huán)與橡膠彈性體、橡膠彈性體與溝槽4個(gè)接觸對(duì)，接觸方式均為“面-面”接觸，接觸類型為剛-柔接觸，接觸算法采用加強(qiáng)拉格朗日法.

具體的邊界條件如下：所有過(guò)程中活塞均施加位移全約束.在安裝過(guò)程的仿真模擬中，針對(duì)軸向推進(jìn)模型對(duì)缸筒施加y軸正方向位移，直至密封圈達(dá)到初始安裝位置；針對(duì)徑向壓縮模型對(duì)缸筒施加x軸正方向過(guò)盈量位移，直至密封圈達(dá)到初始安裝.在加壓過(guò)程中，對(duì)介質(zhì)側(cè)與流體存在潛在接觸可能的密封件表面施加流體壓力載荷，模擬流體壓力施加過(guò)程.其中，流體壓力邊界精確解的確定采用逐點(diǎn)搜尋實(shí)現(xiàn).

2 計(jì)算結(jié)果分析

2.1 安裝過(guò)程中格萊圈力學(xué)性能

圖4 安裝狀態(tài)下的應(yīng)力云圖Fig.4 Stress nephogram of installation condition

當(dāng)密封件所受剪切應(yīng)力超過(guò)材料允許的剪切強(qiáng)度時(shí)，密封圈會(huì)發(fā)生剪切撕裂破壞失效.圖4(b)示出了兩種模型下密封圈所受平面剪切應(yīng)力值的大小及其分布.結(jié)果表明，兩種模型預(yù)測(cè)的O型圈結(jié)構(gòu)的剪切應(yīng)力分布幾乎一致(最大值相對(duì)誤差不到1%)，且對(duì)整個(gè)密封件來(lái)說(shuō)，預(yù)測(cè)的最大剪切應(yīng)力的最大值和最小值發(fā)生區(qū)域基本一致.但對(duì)PTFE滑環(huán)應(yīng)力的預(yù)測(cè)略有差別，這也是由于軸向推進(jìn)模型中接觸摩擦力的差異造成的(見(jiàn)圖5(a)).

圖5 安裝狀態(tài)的接觸應(yīng)力分布Fig.5 Contact stress distributions of installation condition

圖5(a)和5(b)分別示出了徑向壓縮和軸向推進(jìn)兩種模型對(duì)應(yīng)的格萊圈密封接觸摩擦力(f)和接觸壓力(p)的分布.一般來(lái)說(shuō)，接觸摩擦力是密封界面存在的阻礙相對(duì)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的反向應(yīng)力，其值在一定程度上反映了密封表面是否存在磨損失效的危險(xiǎn).圖5(a)表明，兩種模型下格萊圈的最大和最小摩擦應(yīng)力值均發(fā)生O型圈表面，這是由于O型圈表面具有相對(duì)較大的摩擦因數(shù)所致，也從一定程度上反映了O型圈在溝槽內(nèi)存在滾動(dòng)或扭曲的風(fēng)險(xiǎn).對(duì)PTFE滑環(huán)而言，徑向壓縮模型預(yù)測(cè)主密封面接觸摩擦應(yīng)力存在方向的轉(zhuǎn)變，這顯然區(qū)別于實(shí)際過(guò)程中密封界面的接觸摩擦應(yīng)力.進(jìn)一步來(lái)看，軸向推進(jìn)模型中界面靠近流體介質(zhì)側(cè)具有接觸摩擦力突變峰值，說(shuō)明滑環(huán)的該側(cè)倒角容易發(fā)生磨損失效.圖5(b)表明，當(dāng)采用軸向推進(jìn)模型時(shí)，在滑環(huán)靠近空氣側(cè)槽口倒角處出現(xiàn)了接觸壓力峰值，進(jìn)一步說(shuō)明該處為密封易發(fā)生失效的“潛在”部位.

2.2 壓縮率對(duì)靜密封性能的影響

依據(jù)文獻(xiàn)[15]，確定本文壓縮率ε的研究范圍為8%～20%.圖6所示為介質(zhì)壓力(pm)為15 MPa時(shí)，不同壓縮率下徑向壓縮和軸向推進(jìn)兩種預(yù)壓縮模型預(yù)測(cè)的最大von Mises應(yīng)力和主密封面最大接觸壓力的變化情況.可以看出，兩種模型預(yù)測(cè)密封圈的最大von Mises應(yīng)力和最大接觸壓力(pmax)均隨壓縮率的增大而增大.

由圖6(a)可見(jiàn)，當(dāng)壓縮率較小時(shí)，兩種模型預(yù)測(cè)的最大von Mises應(yīng)力變化均較為平緩，對(duì)應(yīng)最大von Mises應(yīng)力的位置基本一致，均發(fā)生在滑環(huán)與空氣側(cè)溝槽槽口圓角接觸處.此時(shí)采用兩種模型進(jìn)行靜力學(xué)分析均基本合理，但軸向推進(jìn)模型預(yù)測(cè)的最大von Mises應(yīng)力值始終大于徑向壓縮模型的預(yù)測(cè)值.這是因?yàn)榛钊c缸筒間存在較大間隙，導(dǎo)致主密封面存在的切向摩擦力使滑環(huán)表面產(chǎn)生微小切向變形，造成滑環(huán)材料在介質(zhì)側(cè)倒角處“聚集”而形成較大擠壓變形，產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象.同時(shí)看出，當(dāng)壓縮率較大時(shí)，應(yīng)力變化加劇，軸向推進(jìn)模型預(yù)測(cè)的最大von Mises應(yīng)力反而小于徑向壓縮模型的預(yù)測(cè)值，且徑向壓縮模型預(yù)測(cè)的最大應(yīng)力位置仍在滑環(huán)與空氣側(cè)溝槽槽口圓角接觸處并逐漸向滑環(huán)與軸接觸的倒角處移動(dòng)，而軸向推進(jìn)模型預(yù)測(cè)的最大應(yīng)力位置隨軸向推進(jìn)量增大向內(nèi)移動(dòng)，并保持在與筒體接觸的PTFE滑環(huán)中部.這是由于摩擦力增大，但間隙減小，軸向推進(jìn)模型預(yù)測(cè)主密封面存在的切向摩擦力與方向相反的介質(zhì)壓力相互作用，使PTFE滑環(huán)的切向變形主要集中在主密封面中部，而徑向壓縮模型預(yù)測(cè)的介質(zhì)壓力擠壓下，PTFE滑環(huán)產(chǎn)生的主密封面的切向摩擦力使滑環(huán)表面切向變形小于整體變形，所以使接近空氣側(cè)與缸筒接觸的滑環(huán)材料變形加大，出現(xiàn)應(yīng)力集中，導(dǎo)致壓縮率較大時(shí)，徑向壓縮模型預(yù)測(cè)的應(yīng)力值大于軸向推進(jìn)模型預(yù)測(cè)值.因此，在壓縮率較大時(shí)，考慮安裝過(guò)程的安全性，采用軸向推進(jìn)模型進(jìn)行研究設(shè)計(jì)更為合理.

圖6 壓縮率與兩種模型應(yīng)力關(guān)系曲線及云圖Fig.6 Relation curves and nephograms of compression rates and stresses of two models

由圖6(b)可見(jiàn)，主密封面最大接觸壓力隨壓縮率的增大而增大，且始終滿足密封要求，且與圖 6(a) 所示的最大von Mises應(yīng)力變化趨勢(shì)一致.隨著壓縮率的變化，軸向推進(jìn)模型的主密封面最大接觸壓力從比徑向壓縮模型的大到比其小，且密封結(jié)構(gòu)的最大接觸壓力分布基本一致，進(jìn)一步表明在壓縮率較小時(shí)，使用兩種模型均可，但徑向壓縮模型更為安全，而壓縮率較大時(shí)，采用軸向推進(jìn)模型進(jìn)行研究設(shè)計(jì)更能確保可靠.

2.3 介質(zhì)壓力對(duì)靜密封性能的影響

圖7所示為ε=12%，介質(zhì)壓力pm分別為0、5、10、15、28和35 MPa時(shí)，由徑向壓縮和軸向推進(jìn)兩種模型預(yù)測(cè)的格萊圈密封最大von Mises應(yīng)力以及PTFE滑環(huán)主密封面的最大接觸壓力曲線與云圖.

圖7 介質(zhì)壓力與兩種模型應(yīng)力關(guān)系曲線及云圖Fig.7 Relation curves and nephograms of medium pressures and stresses of two models

由圖7(a)看出，當(dāng)壓力較低時(shí)，隨著壓力的增加，兩種模型預(yù)測(cè)的最大von Mises應(yīng)力其變化較為平緩，這歸因于格萊圈的von Mises應(yīng)力主要由O型圈的初始?jí)嚎s決定；隨著壓力繼續(xù)增大，最大von Mises應(yīng)力加速變化，與介質(zhì)壓力呈現(xiàn)明顯線性關(guān)系.最大von Mises應(yīng)力隨介質(zhì)壓力的變化規(guī)律與壓縮率相似.當(dāng)介質(zhì)壓力較低時(shí)，軸向推進(jìn)模型預(yù)測(cè)的最大von Mises應(yīng)力大于徑向壓縮模型預(yù)測(cè)值，且最大von Mises應(yīng)力的位置從無(wú)介質(zhì)壓力時(shí)的介質(zhì)側(cè)PTFE滑環(huán)倒角處，到小介質(zhì)壓力時(shí)的與缸筒接觸PTFE滑環(huán)主密封面中部，最終穩(wěn)定在PTFE滑環(huán)與空氣側(cè)溝槽槽口圓角接觸處；而徑向壓縮模型預(yù)測(cè)的最大值位置在無(wú)介質(zhì)壓力時(shí)為與缸筒接觸PTFE滑環(huán)主密封面中部，施加介質(zhì)壓力后始終處于PTFE滑環(huán)與空氣側(cè)溝槽槽口圓角接觸處.這是由于溝槽與缸筒間存在較大間隙，軸向移動(dòng)時(shí)，摩擦力作用PTFE滑環(huán)主密封面材料產(chǎn)生輕微軸向移動(dòng)，介質(zhì)壓力小使PTFE滑環(huán)整體變形較小時(shí)，無(wú)法消減摩擦力的作用，使與缸筒接觸PTFE滑環(huán)主密封面中部出現(xiàn)較大von Mises應(yīng)力.介質(zhì)壓力增大時(shí)，抵消摩擦力的作用，使PTFE滑環(huán)整體軸向移動(dòng)擠入間隙，使PTFE滑環(huán)與空氣側(cè)溝槽槽口圓角接觸處產(chǎn)生最大應(yīng)力.但兩種模型的應(yīng)力值大小基本一致，因此當(dāng)壓縮率恒定時(shí)，針對(duì)不同介質(zhì)壓力進(jìn)行靜力學(xué)研究分析兩種模型均可適用.

由圖7(b)可知，隨著介質(zhì)壓力的增大，兩種模型的主密封面最大接觸壓力隨之增大，最大接觸壓力始終大于介質(zhì)壓力，滿足密封要求[4]，且兩種模型密封結(jié)構(gòu)的最大接觸壓力的大小及分布基本一致，從而主密封面上的表面接觸摩擦力也基本相等(摩擦因數(shù)相等情況下).如前所述，兩種仿真模型所預(yù)測(cè)的應(yīng)力分布差異主要是由表面摩擦力引起的，因此在開(kāi)展靜力學(xué)特性分析時(shí)，針對(duì)定壓縮率、變介質(zhì)壓力工況的研究，兩種模型均可適用.

3 結(jié)論

針對(duì)不同介質(zhì)壓力與壓縮率，對(duì)模擬密封圈安裝過(guò)程中采用的軸向推進(jìn)和徑向壓縮兩種預(yù)壓縮有限元模型進(jìn)行了對(duì)比研究，通過(guò)分析比較發(fā)現(xiàn)：

(1) 安裝狀態(tài)下，徑向壓縮和軸向推進(jìn)兩種模型計(jì)算所得的密封圈的von Mises應(yīng)力分布較為類似，但兩種模型對(duì)應(yīng)的最大von Mises應(yīng)力的位置存在明顯不同.軸向推進(jìn)模型由于主密封面切向摩擦力的存在，最大值發(fā)生在滑環(huán)靠近介質(zhì)側(cè)的倒角處，表明該處安裝過(guò)程中易發(fā)生“畸變”，與實(shí)際安裝過(guò)程中反饋的問(wèn)題更為切合.

(2) 當(dāng)介質(zhì)壓力恒定、壓縮率變化時(shí)，兩種模型模擬所得的應(yīng)力差異較大.壓縮率較小時(shí)，最大von Mises應(yīng)力位置基本一致，但軸向推進(jìn)模型的最大von Mises應(yīng)力始終大于徑向壓縮模型的最大值，因此采用徑向壓縮模型進(jìn)行分析設(shè)計(jì)更為安全；壓縮率較大時(shí)，應(yīng)力變化加劇，軸向推進(jìn)模型的最大von Mises應(yīng)力反而小于徑向壓縮模型的最大值，且兩種模型的最大值位置存在差異，因此在壓縮率較大時(shí)，需考慮安裝過(guò)程，采用軸向推進(jìn)模型進(jìn)行研究設(shè)計(jì)更為合理.

(3) 當(dāng)壓縮率恒定，介質(zhì)壓力變化時(shí)，兩種模型模擬所得的應(yīng)力差異較小，分析計(jì)算所得的各應(yīng)力的變化規(guī)律及分布基本一致.進(jìn)一步表明兩種模型的應(yīng)力差異主要由表面摩擦力引起，因此進(jìn)行靜力學(xué)特性分析，針對(duì)定壓縮率和變介質(zhì)壓力的研究，兩種模型均可適用.