時(shí)鵬輝 冷軍發(fā) 趙 武 荊雙喜

(河南理工大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院 河南焦作 454000)

液壓支架是井下綜采工作面的核心設(shè)備，其立柱油缸的工作性能，尤其是密封性能對(duì)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(duì)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(duì)錐形滑環(huán)組合密封進(jìn)行了研究，分析了高壓及超高壓密封狀態(tài)下動(dòng)、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(jī)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(duì)C形雙面組合密封圈在往復(fù)運(yùn)動(dòng)中的密封特性進(jìn)行了研究，分析了不同工況下介質(zhì)壓力對(duì)C形密封圈應(yīng)力與變形的影響。李海寧等[6]對(duì)鼓形組合密封圈進(jìn)行了研究，分析了材料摩擦因素對(duì)密封性能的影響。NIKA 和 SAYLES[7]對(duì)復(fù)合矩形往復(fù)密封圈進(jìn)行了研究，分別從接觸力、泄漏、摩擦等方面進(jìn)行了分析，并對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化。

目前對(duì)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(diǎn)等方面，且主要針對(duì)錐形、C形、鼓形組合密封圈等結(jié)構(gòu)形式，而對(duì)于組合蕾形密封圈密封性能的系統(tǒng)研究相對(duì)比較少。李海寧等[8]對(duì)聚氨酯蕾形密封圈進(jìn)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(fù)雜，擋圈對(duì)仿真分析結(jié)果存在一定的影響，因此在實(shí)際使用過程中對(duì)組合密封進(jìn)行整體仿真分析是有需要的。本文作者針對(duì)某廠大采高液壓支架立柱組合蕾形密封圈進(jìn)行了有限元分析，主要研究結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)靜密封性能的影響，動(dòng)密封狀態(tài)下油壓、立柱活塞運(yùn)動(dòng)速度等對(duì)動(dòng)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(shè)計(jì)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(bǔ)償，還能夠減弱對(duì)Y形圈的剪切效應(yīng)。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(shí)的密封性，也增加了使用壽命[8]。液壓支架實(shí)際工作中，一個(gè)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(shí)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(duì)稱，因此選擇其橫截面進(jìn)行分析和計(jì)算，將3D模型簡化為2D平面模型進(jìn)行軸對(duì)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(shè)[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(yù)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(fù)雜的材料非線性和幾何非線性，難以對(duì)其特性進(jìn)行準(zhǔn)確的計(jì)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(jì)熱力學(xué)的Heo-Hookean應(yīng)變能函數(shù)，指數(shù)-雙曲(Exponential-hyperbolic)法則，基于連續(xù)體表象學(xué)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(duì)式(1)取不同的N值，可得出不同常數(shù)所對(duì)應(yīng)的應(yīng)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(yīng)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(xiàn)[12]的結(jié)果。

1.4 有限元前處理

建立有限元二維軸對(duì)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(shè)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(jì)算時(shí)，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(rèn)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(jìn)行求解，將存在的接觸對(duì)設(shè)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(fù)雜，非線性明顯，劃分網(wǎng)格時(shí)涉及到大變形。為簡化計(jì)算，對(duì)模型簡化為如圖3(a)所示。

密封圈在實(shí)際安裝時(shí)，會(huì)預(yù)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(yù)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(chǔ)上，給活塞桿一定的位移量來模擬活塞桿的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，與油壓方向一致為外行程，相反為內(nèi)行程，如圖3(c)所示?；钊麠U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(duì)靜密封性能的影響

實(shí)際上對(duì)液壓支架密封圈密封性能的判定，主要應(yīng)用最大接觸壓力準(zhǔn)則[14]作為判定依據(jù)，即密封圈的密封表面與缸體、導(dǎo)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(fù)雜，對(duì)實(shí)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(duì)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(duì)蕾形密封圈靜密封性能的影響。

2.1 唇外傾角α對(duì)主密封面接觸壓力的影響

當(dāng)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(shí)，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(shí)，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(dòng)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(dāng)α大于30°時(shí)，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(shí)，能獲得較好的密封性能。

2.2 唇內(nèi)傾角β對(duì)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(shí)，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(huì)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(duì)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(shí)，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(shè)計(jì)參數(shù)范圍(12.2～13.2 mm)內(nèi)均可實(shí)現(xiàn)密封。

由以上分析可知，3種結(jié)構(gòu)參數(shù)在設(shè)計(jì)參考值范圍內(nèi)取不同的值，均可實(shí)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(dòng)密封性能分析

von Mises應(yīng)力綜合反映了密封圈內(nèi)部的應(yīng)力分布情況[15]，它可以從相對(duì)意義上表明各主應(yīng)力的差值。當(dāng)滿足密封要求時(shí)，應(yīng)適當(dāng)增大唇外傾角α，以增加潤滑，唇內(nèi)傾角β在行程時(shí)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(shí)，立柱腔內(nèi)的蕾形密封圈處于動(dòng)密封狀態(tài)。因此，為了分析蕾形密封圈在運(yùn)動(dòng)中的密封特性，下面分別從流體油壓壓力、立柱活塞運(yùn)動(dòng)速度、摩擦因數(shù)和配合密封間隙4個(gè)方面來分析對(duì)密封圈密封性能的影響。

3.1 油壓對(duì)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(yùn)動(dòng)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(yīng)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(shí)的最大von Mises應(yīng)力值呈近似線性增長，外行程時(shí)的最大von Mises應(yīng)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(shí)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(shí)現(xiàn)有效密封，且內(nèi)行程對(duì)油壓壓力的變化更為敏感。但最大接觸壓力過大，會(huì)增大接觸面間的摩擦，導(dǎo)致蕾形密封圈磨損加速；最大von Mises應(yīng)力過大會(huì)增大密封圈的破損風(fēng)險(xiǎn)，影響使用壽命，因此油壓p不宜超過50 MPa。

圖7 最大von Mises應(yīng)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(yùn)動(dòng)速度對(duì)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(yùn)動(dòng)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(yīng)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(yùn)動(dòng)速度的變化，內(nèi)外行程的最大von Mises應(yīng)力近似保持不變，且外行程應(yīng)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(yīng)力變化趨勢相近，波動(dòng)較小，外行程中最大接觸壓力大于內(nèi)行程?？偟膩砜?，立柱活塞運(yùn)動(dòng)速度v的變化對(duì)密封圈von Mises應(yīng)力以及最大接觸應(yīng)力的影響不明顯。

圖8 最大von Mises應(yīng)力和最大接觸壓力隨運(yùn)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(duì)密封性能的影響

設(shè)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(yīng)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(yīng)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(shí)的von Mises應(yīng)力隨著摩擦因數(shù)的增大而增大，內(nèi)行程時(shí)相應(yīng)地減小，且外行程應(yīng)力大于內(nèi)行程應(yīng)力。由圖9(b)可知，外行程時(shí)最大接觸壓力隨著摩擦因數(shù)增大而增大，內(nèi)行程時(shí)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(duì)密封性能的影響

設(shè)摩擦因數(shù)為0.1，油壓為31.5 MPa，往復(fù)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(yīng)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(shí)，隨著密封間隙的增大，最大von Mises應(yīng)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(shí)，能保證較小的應(yīng)力，降低密封體損壞的風(fēng)險(xiǎn)，且接觸壓力較大能保證良好的密封性。

圖10 最大von Mises應(yīng)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(duì)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(shí)，最大接觸壓力近似呈線性增大，密封性能較好。

(2)動(dòng)密封狀態(tài)下，內(nèi)外行程時(shí)最大接觸壓力跟隨油壓而變化，對(duì)油壓變化敏感，有利于密封；立柱活塞運(yùn)動(dòng)速度的變化對(duì)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(yīng)力和最大接觸壓力增大，內(nèi)行程應(yīng)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(duì)應(yīng)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(yùn)動(dòng)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。