時鵬輝 冷軍發(fā) 趙 武 荊雙喜

(河南理工大學機械與動力工程學院 河南焦作 454000)

液壓支架是井下綜采工作面的核心設備，其立柱油缸的工作性能，尤其是密封性能對液壓支架的安全性與工作可靠性起至關(guān)重要的作用。隨著厚煤層一次采全高技術(shù)的不斷發(fā)展，大采高液壓支架的穩(wěn)定性、可靠性顯得尤為重要。傳統(tǒng)的密封結(jié)構(gòu)型式以及注塑聚氨酯成型的密封結(jié)構(gòu)型式，均難以滿足大采高液壓支架大口徑缸體立柱對工作高可靠性的要求，因此各種組合密封被廣泛研究采用[1-2]。

文華斌等[3]對錐形滑環(huán)組合密封進行了研究，分析了高壓及超高壓密封狀態(tài)下動、靜密封面的密封效果以及各密封部件的使用性能。夏毅敏等[4]研究了工程機械用 DAS 組合密封圈密封特性及其變化規(guī)律。熊雄等人[5]對C形雙面組合密封圈在往復運動中的密封特性進行了研究，分析了不同工況下介質(zhì)壓力對C形密封圈應力與變形的影響。李海寧等[6]對鼓形組合密封圈進行了研究，分析了材料摩擦因素對密封性能的影響。NIKA 和 SAYLES[7]對復合矩形往復密封圈進行了研究，分別從接觸力、泄漏、摩擦等方面進行了分析，并對結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化。

目前對組合類密封圈的研究主要集中于密封性能、密封原理、密封特點等方面，且主要針對錐形、C形、鼓形組合密封圈等結(jié)構(gòu)形式，而對于組合蕾形密封圈密封性能的系統(tǒng)研究相對比較少。李海寧等[8]對聚氨酯蕾形密封圈進行有限元分析，但在仿真的過程中，簡化省略掉了擋圈。由于組合密封圈結(jié)構(gòu)復雜，擋圈對仿真分析結(jié)果存在一定的影響，因此在實際使用過程中對組合密封進行整體仿真分析是有需要的。本文作者針對某廠大采高液壓支架立柱組合蕾形密封圈進行了有限元分析，主要研究結(jié)構(gòu)參數(shù)對靜密封性能的影響，動密封狀態(tài)下油壓、立柱活塞運動速度等對動密封性能的影響。研究結(jié)果為大采高液壓支架立柱組合蕾形密封圈的優(yōu)化設計或選用提供了參考。

1 組合蕾形密封圈有限元分析

1.1 組合蕾形密封圈結(jié)構(gòu)

組合蕾形密封圈結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中，Y形密封圈材質(zhì)為聚氨酯，O形密封圈材質(zhì)為橡膠，擋圈材質(zhì)為聚甲醛。由于橡膠O形圈具有較好的抗擠壓性，不僅能提供有效的彈性補償，還能夠減弱對Y形圈的剪切效應。組合蕾形密封圈利用聚氨酯的耐磨性以及橡膠的抗擠壓性，保證了密封圈工作時的密封性，也增加了使用壽命[8]。液壓支架實際工作中，一個組合蕾形密封圈可有效保持31.5 MPa的高壓密封，甚至更高。

圖1 組合蕾形密封圈實體結(jié)構(gòu)Fig 1 Solid structure of the combined Lei-ring

1.2 密封圈有限元模型的建立

密封圈在結(jié)構(gòu)、外載荷及約束條件三方面都關(guān)于中心旋轉(zhuǎn)軸對稱，因此選擇其橫截面進行分析和計算，將3D模型簡化為2D平面模型進行軸對稱有限元分析。其幾何模型尺寸如圖2 (a)所示，其中的溝槽基本尺寸為12 mm×20 mm，hy為唇谷高度，α為唇外傾角，β為唇內(nèi)傾角。建立組合蕾形密封圈平面2D模型如圖2 (b)所示，并遵循如下假設[8-9]：

(1)組合蕾形密封圈材料的彈性模量E和泊松比ν在工作中保持不變；

(2)材料的蠕變具有各向同性，即蠕變既不引起面積的變化，也不引起體積的改變；

(3)以組合蕾形密封圈的初始位移邊界模擬安裝狀態(tài)下的密封預緊位移約束。

圖2 蕾形密封圈幾何尺寸及有限元模型Fig 2 Geometric dimension and model of bud seal ring (a) geometric size;(b)2D plane model

1.3 材料模型

一般而言，彈性材料都具有復雜的材料非線性和幾何非線性，難以對其特性進行準確的計算[10]。目前的研究表明，彈性材料有多種參數(shù)模型，如基于統(tǒng)計熱力學的Heo-Hookean應變能函數(shù)，指數(shù)-雙曲(Exponential-hyperbolic)法則，基于連續(xù)體表象學方法的Mooney-Rivlin 模型、Klosenr-Segal模型、Ogden-Tschoegl模型等。文中采用Mooney-Rivlin模型[11]，其一般形式為

(1)

(2)

I2=(λ1λ2)2+(λ2λ3)2+(λ3λ1)2

(3)

(4)

式中：λ為材料在方向上的伸長率。

對式(1)取不同的N值，可得出不同常數(shù)所對應的應變能密度函數(shù)。

采用五參數(shù)的Mooney-Rivlin模型來分別描述密封件中O形橡膠和Y形聚氨酯材料，其Mooney-Rivlin模型的應變能定義式為

W5=C10(I1-3)+C01(I2-3)+C20(I1-3)2+

(5)

為了便于分析，材料的Mooney-Rivlin常數(shù)采用參考文獻[12]的結(jié)果。

1.4 有限元前處理

建立有限元二維軸對稱分析模型，擋圈采用聚甲醛，彈性模量為2 600 MPa，泊松比為0.35。溝槽以及活塞桿材料參數(shù)設置為彈性模量E=200 GPa,泊松比ν=0.3，密度ρ=7.85 g/cm3。Y形圈和O形圈采用Mooney-Rivlin參數(shù)。在模擬計算時，密封圈與溝槽底部、側(cè)面以及和活塞桿都存在接觸問題，擋圈與溝槽壁面、活塞桿之間存在接觸，Y形圈與O形圈也存在接觸。接觸問題又通常被認為是工程中較為繁雜的狀態(tài)非線性問題之一[13]，文中采用增廣Lagrange法進行求解，將存在的接觸對設置為摩擦接觸，根據(jù)不同的材料特性采用不同摩擦因數(shù)。

組合蕾形密封圈結(jié)構(gòu)復雜，非線性明顯，劃分網(wǎng)格時涉及到大變形。為簡化計算，對模型簡化為如圖3(a)所示。

密封圈在實際安裝時，會預留間隙以便于安裝和密封，約束溝槽的所有自由度，加載方式分三步：第1步，利用活塞桿徑向位移模擬組合蕾形密封圈的安裝過程，即用位移邊界替代預壓縮，如圖3(b)所示；第2步，“安裝”結(jié)束后，向組合蕾形密封圈與乳化液接觸的一側(cè)施加壓力載荷，來模擬液壓油的壓力；第3步，在前兩步基礎上，給活塞桿一定的位移量來模擬活塞桿的往復運動，與油壓方向一致為外行程，相反為內(nèi)行程，如圖3(c)所示。活塞桿與密封體接觸面為主接觸面。

圖3 蕾形密封圈有限元簡化模型及加載方式Fig 3 Finite element simplified model and loading method of bud seal (a)simplified model;(b)radial displacement;(c)piston movement

2 結(jié)構(gòu)參數(shù)對靜密封性能的影響

實際上對液壓支架密封圈密封性能的判定，主要應用最大接觸壓力準則[14]作為判定依據(jù)，即密封圈的密封表面與缸體、導向套溝槽的接觸表面間的最大接觸壓力大于油壓，以此來保證密封圈的密封性能。由于密封圈材料以及結(jié)構(gòu)復雜，對實際使用中整體的密封圈密封性能的仿真分析也是必要的。文中主要通過對其結(jié)構(gòu)參數(shù)唇外傾角α、唇內(nèi)傾角β和唇谷高度hy的改變，來獲得不同情形下的最大接觸壓力，以此來分析結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對蕾形密封圈靜密封性能的影響。

2.1 唇外傾角α對主密封面接觸壓力的影響

當靜態(tài)油壓為0(安裝狀態(tài))和20 MPa，唇內(nèi)傾角β為25°，唇外傾角α取10°～40°時，主密封面最大接觸壓力的變化曲線如圖4所示。

圖4 不同唇外傾角α下的主密封面最大接觸壓力Fig 4 Maximum contact pressure of the main sealing surface with different α

由圖4可知，油壓為20 MPa時，主密封面最大接觸壓力隨唇外傾角α的增大呈現(xiàn)先波動上升后下降趨勢，在唇外傾角α為28°附近出現(xiàn)最大值。無油壓狀態(tài)下，主密封面最大接觸壓力隨唇外傾角α的增大而緩慢增大，當α大于30°時，最大接觸壓力有所減小。2種狀態(tài)下最大接觸壓力值均大于油壓壓力，均能保證密封要求。綜合考慮，α取20°～30°時，能獲得較好的密封性能。

2.2 唇內(nèi)傾角β對主密封面接觸壓力的影響

根據(jù)前面的分析結(jié)果，選取唇外傾角α為30°，靜態(tài)油壓為0(安裝狀態(tài))和20 MPa。不同唇內(nèi)傾角β(10°～40°)時，主密封面最大接觸壓力的變化曲線如圖5所示。

由圖5可知，2種油壓狀態(tài)下，主密封面的最大接觸壓力隨唇內(nèi)傾角β的增大近似呈線性增長，具有較高的壓力梯度;最大接觸壓力均大于油壓壓力值，均能保證可靠密封。但是β太大會減小密封面寬度，反而不利于密封，因此取20°≤β≤35°。

圖5 不同唇內(nèi)傾角β下的主密封面最大接觸壓力Fig 5 Maximum contact pressure of the main sealing surface with different β

2.3 唇谷高度hy對主密封面接觸壓力的影響

根據(jù)前面的分析，選取唇外傾角α為30°，唇內(nèi)傾角β為25°，靜態(tài)油壓為0(安裝狀態(tài))和20 MPa。不同唇谷高度hy時，主密封面最大接觸壓力的變化曲線如圖6所示。

圖6 不同唇谷高度hy下主密封面最大接觸壓力Fig 6 Maximum contact pressure of the main sealing surface with different hy

由圖6可知，2種油壓狀態(tài)下，隨唇谷高度的增加最大接觸壓力呈線性增長，壓力梯度較高，最大接觸壓力也均大于油壓壓力，說明唇谷高度hy在設計參數(shù)范圍(12.2～13.2 mm)內(nèi)均可實現(xiàn)密封。

由以上分析可知，3種結(jié)構(gòu)參數(shù)在設計參考值范圍內(nèi)取不同的值，均可實現(xiàn)有效密封；且結(jié)構(gòu)參數(shù)越大、靜態(tài)油壓越高，蕾形密封圈的靜密封性能越好。

3 動密封性能分析

von Mises應力綜合反映了密封圈內(nèi)部的應力分布情況[15]，它可以從相對意義上表明各主應力的差值。當滿足密封要求時，應適當增大唇外傾角α，以增加潤滑，唇內(nèi)傾角β在行程時發(fā)揮作用，通過減小唇內(nèi)傾角β以便于將更多的油液帶回[16]。液壓支架在升柱初撐與卸載降柱時，立柱腔內(nèi)的蕾形密封圈處于動密封狀態(tài)。因此，為了分析蕾形密封圈在運動中的密封特性，下面分別從流體油壓壓力、立柱活塞運動速度、摩擦因數(shù)和配合密封間隙4個方面來分析對密封圈密封性能的影響。

3.1 油壓對密封性能的影響

取摩擦因數(shù)為0.1，配合密封間隙為0.3 mm，活塞桿運動速度為0.3 m/s，不同油壓p下組合蕾形密封圈內(nèi)、外行程中穩(wěn)定狀態(tài)下，最大von Mises應力和最大接觸壓力變化如圖7所示。由圖7(a)可知，隨著油壓的增大，內(nèi)行程時的最大von Mises應力值呈近似線性增長，外行程時的最大von Mises應力值先快速增大，后增長速率逐漸減小。由圖7(b)可知，內(nèi)外行程時主密封面最大接觸壓力均隨著油壓的增大而增大，且外行程的最大接觸壓力要大于內(nèi)行程。由圖7(b)可見，內(nèi)外行程均可實現(xiàn)有效密封，且內(nèi)行程對油壓壓力的變化更為敏感。但最大接觸壓力過大，會增大接觸面間的摩擦，導致蕾形密封圈磨損加速；最大von Mises應力過大會增大密封圈的破損風險，影響使用壽命，因此油壓p不宜超過50 MPa。

圖7 最大von Mises應力和最大接觸壓力隨油壓壓力p的變化Fig 7 Maximum von Mises stress and maximum contact pressure with different p

3.2 運動速度對密封性能的影響

取摩擦因數(shù)為0.1，配合密封間隙為0.3 mm，油壓為31.5 MPa。研究立柱活塞桿不同運動速度(最大速度不超過0.5 m/s)下，組合蕾形密封圈內(nèi)、外行程中穩(wěn)定狀態(tài)下的最大von Mises應力和最大接觸壓力隨立柱活塞桿速度的變化，結(jié)果如圖8所示。由圖8(a)可知，隨著運動速度的變化，內(nèi)外行程的最大von Mises應力近似保持不變，且外行程應力大于內(nèi)行程。由圖8(b)可知，最大接觸壓力的變化趨勢與應力變化趨勢相近，波動較小，外行程中最大接觸壓力大于內(nèi)行程。總的來看，立柱活塞運動速度v的變化對密封圈von Mises應力以及最大接觸應力的影響不明顯。

圖8 最大von Mises應力和最大接觸壓力隨運行速度v的變化Fig 8 Maximum von Mises stress and maximum contact pressure with different v

3.3 摩擦因數(shù)對密封性能的影響

設密封間隙δ為0.3 mm，油壓為31.5 MPa，速度為0.3 m/s，組合蕾形密封圈內(nèi)、外行程中穩(wěn)定狀態(tài)下，最大von Mises應力和最大接觸壓力隨摩擦因數(shù)變化如圖9所示。

圖9 最大von Mises應力和最大接觸壓力隨摩擦因數(shù)f的變化Fig 9 Maximum von Mises stress and maximum contact pressure with different f

由圖9(a)可知，外行程時的von Mises應力隨著摩擦因數(shù)的增大而增大，內(nèi)行程時相應地減小，且外行程應力大于內(nèi)行程應力。由圖9(b)可知，外行程時最大接觸壓力隨著摩擦因數(shù)增大而增大，內(nèi)行程時則隨著摩擦因數(shù)的增大而減小，且內(nèi)行程最大接觸壓力小于外行程。

3.4 配合密封間隙對密封性能的影響

設摩擦因數(shù)為0.1，油壓為31.5 MPa，往復速度為0.3 m/s，組合蕾形密封圈內(nèi)、外行程中穩(wěn)定狀態(tài)下，最大von Mises應力和最大接觸壓力隨配合密封間隙變化如圖10所示。由圖10(a)可知，內(nèi)外行程時，隨著密封間隙的增大，最大von Mises應力呈線性增大。由圖10(b)可知，隨著密封間隙的增大，內(nèi)外行程的最大接觸壓力都近似線性減小，外行程最大接觸壓力略大于內(nèi)行程最大接觸壓力。由此可見，密封間隙δ取0.1～0.3 mm時，能保證較小的應力，降低密封體損壞的風險，且接觸壓力較大能保證良好的密封性。

圖10 最大von Mises應力和最大接觸壓力隨密封間隙δ的變化Fig 10 Maximum von Mises stress and maximum contact pressure with different δ

4 結(jié)論

(1) 密封件結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性起著關(guān)鍵性的作用，在滿足靜密封性能的前提下，建議取值范圍為：唇外傾角α=20°～30°，唇內(nèi)傾角β=20°～35°，唇谷高度hy=12.2～13.2 mm。結(jié)構(gòu)參數(shù)在該范圍內(nèi)變化時，最大接觸壓力近似呈線性增大，密封性能較好。

(2)動密封狀態(tài)下，內(nèi)外行程時最大接觸壓力跟隨油壓而變化，對油壓變化敏感，有利于密封；立柱活塞運動速度的變化對蕾形密封圈的密封性能的影響較??；摩擦因數(shù)越大，外行程的最大von Mises應力和最大接觸壓力增大，內(nèi)行程應力和最大接觸壓力減小，因此宜選用較小的摩擦因數(shù)，建議取摩擦因數(shù)小于等于0.1；內(nèi)行程最大接觸壓力小于外行程最大接觸壓力，有利于油膜帶出油液的吸附回收。

(3)在文中所選用范圍內(nèi)的基本參數(shù)，其相對應的密封面的最大接觸壓力均大于所施加的油壓，保持良好的密封性能。綜合優(yōu)化分析結(jié)果可知，該液壓支架立柱用組合蕾形密封圈油壓力p不宜超過50 MPa，立柱活塞運動速度v≤0.5 m/s，摩擦因數(shù)f≤0.1，密封間隙δ取0.1～0.3 mm。