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        往復(fù)密封軸用ZHM氣動(dòng)組合密封圈密封性能仿真分析

        2021-08-13 04:26:30沈敏宋梅利張華
        機(jī)械制造與自動(dòng)化 2021年4期
        關(guān)鍵詞:往復(fù)運(yùn)動(dòng)壓縮率密封圈

        沈敏,宋梅利,張華

        (南京理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,江蘇 南京 210094)

        0 引言

        隨著密封技術(shù)的不斷提高,氣缸工作壓力逐漸增大,對(duì)密封件性能要求也在提高。密封件由原來(lái)簡(jiǎn)單的O形密封圈(NBR)、V形密封圈(NBR+夾織物),發(fā)展至較為復(fù)雜的Y形密封圈、V 形密封圈、組合密封圈等密封件[1]。密封圈作為氣動(dòng)產(chǎn)品的關(guān)鍵零部件,其失效不僅會(huì)增加維修成本,也將大幅度降低產(chǎn)品的性能和使用壽命,因此研究密封圈的密封性能是非常必要的。

        近年來(lái),國(guó)內(nèi)外對(duì)于密封圈的密封性能進(jìn)行了多方面的研究,鐘亮等[2]利用Abaqus軟件仿真分析了橡膠硬度、往復(fù)運(yùn)動(dòng)速率、摩擦因數(shù)等對(duì)O型密封圈組合結(jié)構(gòu)的密封性能影響;BHAUMIK S等[3]研究了不同工作壓力、往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度對(duì)U型密封圈摩擦力的影響規(guī)律,并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)的驗(yàn)證;石勇[4]推導(dǎo)研究了各主要因素對(duì)往復(fù)式機(jī)械密封泄露量的影響;張清奎等[5]基于ANSYS軟件仿真分析了防塵密封圈的密封性能及影響因素;崔成梁等[6]利用Abaqus仿真材料硬度、接觸面摩擦因數(shù)、壓縮率和接觸面橢圓度以及截面幾何參數(shù)對(duì)樁塞器橡膠密封圈性能的影響。

        目前對(duì)較為復(fù)雜的新型組合密封圈研究較少,本文重點(diǎn)介紹了目前已投入市場(chǎng)且性能優(yōu)越的一款新型ZHM氣動(dòng)組合密封圈,適用于各種氣缸活塞桿,起密封和防塵作用的往復(fù)運(yùn)動(dòng)密封件,廣泛應(yīng)用在氣缸、風(fēng)動(dòng)機(jī)械以及航空航天等設(shè)備上。為了進(jìn)一步研究ZHM氣動(dòng)組合密封圈的密封可靠性,本文借助ANSYS有限元分析軟件,建立密封圈的有限元模型,分析各相關(guān)因素對(duì)ZHM型密封圈接觸應(yīng)力、Von-mises應(yīng)力及切應(yīng)力的影響,以期為ZHM型密封圈在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的使用效果預(yù)判提供參考。

        1 密封結(jié)構(gòu)及原理

        本文主要研究的是波紋管試驗(yàn)臺(tái)中的直線運(yùn)動(dòng)單元。在直線軸承與外界接觸側(cè)通常會(huì)使用密封圈進(jìn)行往復(fù)運(yùn)動(dòng)密封,常用的V形圈在實(shí)際使用過(guò)程中氣體泄漏量較大,密封性較差,故而重新選用一款較為復(fù)雜的ZHM型氣動(dòng)組合密封圈。圖1為本文研究的ZHM型氣動(dòng)組合密封圈,這是一款結(jié)合了防塵與密封性能的新型密封圈,密封圈槽選用參考上海某公司提供的樣品手冊(cè),選取尺寸為30mm×38mm×12/8mm丁腈橡膠(NBR)密封圈,即工作狀態(tài)下密封圈外徑D=38mm,內(nèi)徑d=30mm,肩壁高T=8mm,總高H=12mm。

        圖1 ZHM氣動(dòng)組合密封圈結(jié)構(gòu)示意圖

        ZHM氣動(dòng)組合密封圈的往復(fù)運(yùn)動(dòng)工作示意圖如圖2所示。當(dāng)密封圈處于預(yù)壓縮時(shí),低壓側(cè)“A”形前唇與高壓側(cè)“Y”形后唇同時(shí)被壓縮。前唇裝入密封槽后,接觸的表面產(chǎn)生一定的接觸壓力,起到防塵密封作用,后唇則由預(yù)壓縮變形而產(chǎn)生接觸應(yīng)力實(shí)現(xiàn)密封。在外力作用下對(duì)活塞進(jìn)行往復(fù)運(yùn)動(dòng)。而密封圈與密封槽配合形成的密封壓縮量會(huì)直接影響密封效果。密封圈的壓縮率S為[7]

        圖2 ZHM型氣動(dòng)組合密封圈往復(fù)運(yùn)動(dòng)工作示意圖

        式中:b0為ZHM型密封圈壓縮前唇邊的截面直徑或?qū)挾?;b為壓縮后ZHM型密封圈唇邊的截面寬度。

        當(dāng)工作壓力作用時(shí),密封圈與密封介質(zhì)接觸的每一點(diǎn)的法相壓力均與介質(zhì)壓力的法向壓力相等,密封圈根部受到軸向擠壓,內(nèi)外唇受到軸向壓縮,密封接觸面積變大,接觸應(yīng)力增大。由此知密封結(jié)構(gòu)、工作壓力、運(yùn)動(dòng)速度、接觸面間摩擦系數(shù)等都對(duì)密封圈密封性能有所影響。ZHM氣動(dòng)組合密封圈的基本工況參數(shù)如表1所示。

        表1 ZHM氣動(dòng)組合密封圈的基本工況參數(shù)

        2 密封圈失效準(zhǔn)則

        要判斷ZHM氣動(dòng)組合密封圈能否實(shí)現(xiàn)良好的密封,目前普遍是以密封面的接觸應(yīng)力、Von-mises 應(yīng)力以及切應(yīng)力3個(gè)方面作為失效判據(jù)[8]。

        2.1 接觸應(yīng)力

        ZHM形密封圈的接觸應(yīng)力由預(yù)壓縮產(chǎn)生的初始接觸應(yīng)力σ0和工作壓力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力σp組成,表示為

        σ=σ0+σp=σ0+kp

        根據(jù)密封理論與力的平衡原理可知,密封結(jié)構(gòu)確保密封的充分必要條件是接觸應(yīng)力不小于工作介質(zhì)的內(nèi)壓強(qiáng),故密封圈的最大接觸應(yīng)力需滿足:σ≥p。

        2.2 Von-mises應(yīng)力

        Von-mises等效綜合應(yīng)力也叫馮·米塞斯應(yīng)力,是彈性體疲勞破損失效的主要參考應(yīng)力。Von-mises應(yīng)力越大越集中,越易出現(xiàn)裂紋,密封圈發(fā)生破損的幾率越大。根據(jù)第四強(qiáng)度理論,綜合等效應(yīng)力可作為材料失效的判斷依據(jù)。強(qiáng)度條件為

        式中:δm為Von-mises 應(yīng)力;δ1、δ2、δ3分別為第一、第二、第三主應(yīng)力;[δ]為材料許用應(yīng)力。查詢機(jī)械手冊(cè)可知本文研究的ZHM型密封圈為丁腈橡膠的材料許用應(yīng)力為4MPa。

        2.3 切應(yīng)力

        切應(yīng)力是由于載荷等原因致使密封圈受到變形,在密封圈截面產(chǎn)生了相互作用力。當(dāng)密封圈某處的切應(yīng)力大于密封圈材料的剪切強(qiáng)度時(shí),該處易被撕裂,導(dǎo)致密封失效。因此,密封圈工作時(shí)的切應(yīng)力應(yīng)滿足

        τmax<[τb]

        式中:τmax為密封圈工作時(shí)所受最大應(yīng)力;τb為密封圈橡膠材料的剪切強(qiáng)度。橡膠材料的剪切強(qiáng)度可按下式計(jì)算:G=2(C10+C01)。其中:C10、C01為Mooney-Rivlin 常數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)[9],C10、C01分別取1.84MPa、0.47MPa,泊松比為0.48,彈性模量E為8MPa。可計(jì)算得G=4.68,故本文應(yīng)滿足τmax<4.68MPa。

        3 有限元模型

        根據(jù)有限元原理,本文運(yùn)用有限元軟件 ANSYS 建立丁腈橡膠ZHM形氣動(dòng)組合密封圈有限元分析模型,對(duì)其進(jìn)行密封性能分析。

        3.1 密封圈橡膠材料本構(gòu)模型

        橡膠材料的力學(xué)模型主要表現(xiàn)為材料非線性、幾何非線性和接觸非線性。計(jì)算大變形下橡膠這類(lèi)超彈性材料的力學(xué)問(wèn)題,目前普遍采Mooney-Rivlin模型[10]。其應(yīng)變能密度函數(shù)表達(dá)式為

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

        式中:U為應(yīng)變能密度;C10、C01為Mooney-Rivlin常數(shù);I1、I2分別為第一、第二格林應(yīng)變不變量。結(jié)合上文可得不可壓縮常量d1=(1-2μ)/(C01+C10)=0.009MPa-1。

        3.2 基本假設(shè)

        由于ZHM型氣動(dòng)組合密封圈橡膠材料的特殊性,作出以下基本假設(shè):

        1)密封圈材料的彈性模量E和泊松比確定;

        2)密封圈受到的縱向壓縮視為由約束邊界的指定位移引起的;

        3)密封圈蠕變過(guò)程不引起體積變化。

        3.3 仿真模型的建立

        根據(jù)以上的尺寸在solidwords中建立活塞桿、溝槽和密封圈的二維軸對(duì)稱有限元分析模型,轉(zhuǎn)換成.xt格式并導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行有限元分析。建立密封圈在工作中的3個(gè)接觸對(duì):活塞桿與密封圈之間的滑動(dòng)接觸、密封圈外側(cè)與密封溝槽之間的接觸、密封圈端面和密封溝槽端面之間的接觸。本文中密封圈是主要研究對(duì)象,采用四節(jié)點(diǎn)雙線性軸對(duì)稱四邊形單元CAX4R對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分,接觸單元與目標(biāo)單元分別采用 CONTA172 和TARGE169。ZHM型密封圈的接觸唇等關(guān)鍵接觸位置和發(fā)生應(yīng)變比較大的位置進(jìn)行手動(dòng)細(xì)化網(wǎng)格,以得到更精確的計(jì)算分析結(jié)果。密封圈總共劃分21366個(gè)單元,最終劃分網(wǎng)格后的有限元幾何模型如圖3所示。

        圖3 網(wǎng)格劃分結(jié)果

        往復(fù)運(yùn)動(dòng)是一個(gè)雙向過(guò)程,主要分為內(nèi)行程和外行程,其中內(nèi)行程運(yùn)動(dòng)方向與工作壓力方向相反,外行程與之相反。密封圈往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程分為預(yù)壓縮、靜密封、動(dòng)密封3種密封狀態(tài)。根據(jù)這3個(gè)過(guò)程施加4種載荷步來(lái)實(shí)現(xiàn):

        1)對(duì)活塞桿和密封溝槽施加徑向位移,模擬密封圈的壓縮量,實(shí)現(xiàn)預(yù)壓縮;

        2)由于預(yù)壓縮和施加壓力載荷前后的接觸邊界幾乎不發(fā)生變化[11],故可在密封圈迎著壓縮氣體的表面直接施加壓力載荷,實(shí)現(xiàn)靜密封。

        3)密封圈發(fā)生位移時(shí),運(yùn)動(dòng)過(guò)程中速度接近勻速運(yùn)動(dòng),故對(duì)活塞桿施加向下位移,模擬外行程運(yùn)動(dòng);

        4)對(duì)活塞桿施加向上位移,模擬內(nèi)行程運(yùn)動(dòng)。

        4 各因素對(duì)密封性能的影響

        4.1 靜密封階段

        ZHM氣動(dòng)組合密封圈安裝時(shí)為過(guò)盈配合,在滿足工況條件下,設(shè)定密封圈的壓縮率為18%,以增加接觸面約束,實(shí)現(xiàn)預(yù)壓縮,使得密封圈與溝槽以及活塞桿接觸,實(shí)現(xiàn)密封,以防止微分方程運(yùn)算結(jié)果不收斂,造成運(yùn)算錯(cuò)誤。再迎著壓縮氣體的表面直接施加工作壓力載荷0.6MPa,實(shí)現(xiàn)靜密封,靜密封的各應(yīng)力分布云圖如圖4所示。

        從圖4(a)可見(jiàn)密封圈最大變形量為1.177 3mm,最大值位于前唇與軸的接觸面。從圖4(b)知最大接觸應(yīng)力數(shù)值為0.868 39MPa,最大值分布于后唇與軸的接觸面。這是因?yàn)槊芊馊υ谑茌S向工作壓力和徑向擠壓作用,由于預(yù)壓縮而發(fā)生徑向形變,密封圈與軸接觸,前后唇與軸和溝槽的接觸面受到擠壓產(chǎn)生變形,與實(shí)際情況相符。圖4(c)、圖4(d)中可見(jiàn)密封圈等效應(yīng)力及切應(yīng)力主要分布于密封圈后唇對(duì)稱R角處,最大值分別為1.174 7MPa和0.668 84MPa。同時(shí)可知ZHM氣動(dòng)組合密封圈的各應(yīng)力最大值均發(fā)生在后唇部位,由此可判斷,后唇主要起密封作用。同時(shí)后唇對(duì)稱R角處易發(fā)生破壞,要著重注意后唇對(duì)稱R角處的應(yīng)力變化,防止應(yīng)力過(guò)大而使密封圈發(fā)生破壞。

        圖4 ZHM氣動(dòng)組合密封圈靜密封仿真結(jié)果

        4.2 往復(fù)運(yùn)動(dòng)階段

        為了研究ZHM氣動(dòng)組合密封圈往復(fù)運(yùn)動(dòng)中的密封特性,取其中工作壓力P=0.6MPa,摩擦系數(shù)f=0.05,運(yùn)動(dòng)速度v=200mm/s,壓縮率為18%,采用控制變量法,在工況允許范圍內(nèi),各改變其中一個(gè)因素來(lái)研究其對(duì)最大接觸應(yīng)力、最大Von-mises應(yīng)力、最大切應(yīng)力的影響。

        1)預(yù)壓縮量

        無(wú)論是靜密封還是動(dòng)密封,預(yù)壓縮率的選擇通常會(huì)給密封圈的壽命以及密封效果帶來(lái)很大的影響。對(duì)于往復(fù)式密封裝置,動(dòng)密封時(shí)密封圈的常規(guī)壓縮率范圍為10%~20%[12],改變初始?jí)嚎s率,觀察ZHM氣動(dòng)組合密封圈分別在10%、12%、14%、16%、18%、20%壓縮率條件下最大接觸壓力、最大等效應(yīng)力和切應(yīng)力變化情況,關(guān)系曲線如圖5所示。

        可見(jiàn)內(nèi)外行程各應(yīng)力的變化趨勢(shì)是一致的,說(shuō)明運(yùn)動(dòng)方向的改變不受預(yù)壓縮量的變化的影響。圖5(b)、圖5(c)中可見(jiàn)內(nèi)外行程的最大Von-mises應(yīng)力和最大切應(yīng)力均隨壓縮率的增加而減小,最大Von-mises應(yīng)力減小了約25%,最大切應(yīng)力減小了約26%,但內(nèi)行程的最大Von-mises應(yīng)力及最大切應(yīng)力始終略大于外行程。其主要原因是工作壓力的方向與外行程方向相反,符合實(shí)際情況。圖5(a)顯示內(nèi)外行程的最大接觸應(yīng)力變化趨勢(shì)也是相似,當(dāng)壓縮率低于18%時(shí)均呈下降趨勢(shì),高于18%時(shí)出現(xiàn)波動(dòng),陡然增長(zhǎng),說(shuō)明壓縮率太大,會(huì)造成密封圈的應(yīng)力松弛,彈性降低,減少密封圈的使用壽命,進(jìn)而可能導(dǎo)致失去密封的能力。因此在允許的使用條件下,應(yīng)設(shè)法降低壓縮率。

        圖5 壓縮率對(duì)各應(yīng)力影響

        2)摩擦系數(shù)

        橡膠產(chǎn)品在成型過(guò)程中極易致使橡膠材料大分子鏈沿某方向形成局部取向,同時(shí)由于模具和成型收縮率的差異性,密封圈的表面粗糙程度也會(huì)產(chǎn)生差異。因此不同的摩擦系數(shù)也可能是影響密封性能的影響因素。密封圈在f=0.05~0.25條件下對(duì)最大接觸壓力、最大Von-mises應(yīng)力和切應(yīng)力的影響關(guān)系曲線如圖6所示。

        從圖6(a)可看出內(nèi)行程的最大接觸應(yīng)力隨摩擦系數(shù)的增大而增加了約26%,當(dāng)f≥0.15時(shí),增長(zhǎng)趨勢(shì)更明顯;外行程的最大接觸應(yīng)力變化趨勢(shì)和內(nèi)行程類(lèi)似,只是當(dāng)f≥0.1時(shí),增長(zhǎng)趨勢(shì)更明顯,而其隨摩擦系數(shù)的增大而增加了約31%,說(shuō)明外行程受摩擦系數(shù)的影響更大。圖6(b)中可看出內(nèi)行程最大 Von-mises 應(yīng)力在0.05~0.15之間有微小波動(dòng),呈先增大再減小的趨勢(shì),當(dāng)f≥0.15時(shí)緩慢增長(zhǎng),整體增長(zhǎng)3%,說(shuō)明內(nèi)行程受摩擦系數(shù)的影響較??;外行程增長(zhǎng)速度大于內(nèi)行程,隨摩擦系數(shù)的增大而增加了約18%,說(shuō)明外行程中的最大Von-mises 應(yīng)力和最大切應(yīng)力對(duì)摩擦系數(shù)更為敏感。圖6(c)可見(jiàn)最大切應(yīng)力的內(nèi)外行程的變化趨勢(shì)和最大 Von-mises 應(yīng)力相似,外行程的最大切應(yīng)力受摩擦系數(shù)的影響大于內(nèi)行程,同時(shí)摩擦系數(shù)在0~0.25內(nèi)未超過(guò)材料的許用剪切強(qiáng)度,因此不會(huì)發(fā)生剪切破壞。

        圖6 摩擦系數(shù)對(duì)各應(yīng)力的影響

        3)工作壓力

        ZHM氣動(dòng)組合密封圈在往復(fù)運(yùn)動(dòng)中的最大工作壓力為1MPa,因此取工作壓力分別為 0.2、0.4、0.6、0.8、1MPa,分析其對(duì)往復(fù)密封性能的影響。工作壓力對(duì)各應(yīng)力影響的關(guān)系曲線如圖7所示。

        圖7 工作壓力對(duì)各應(yīng)力影響

        由圖7(a)可知,內(nèi)行程的最大接觸應(yīng)力隨工作壓力的增加而增加了約2倍,外行程增加了約1.7倍,且內(nèi)外行程的最大接觸應(yīng)力差值從0.05MPa增加至0.12MPa。差值隨工作壓力的增大而增大,說(shuō)明隨工作壓力的增大,內(nèi)外行程的最大接觸應(yīng)力相差越大。但在這一過(guò)程中接觸壓力始終大于工作壓力,滿足密封要求。由圖7(b)可知,內(nèi)外行程的最大Von-mises 應(yīng)力以及最大切應(yīng)力均隨工作壓力的增加而增加了約1.7倍,內(nèi)外行程的變化趨勢(shì)相同,且內(nèi)行程始終略大于外行程。其主要原因是工作壓力的方向與外行程方向相反,符合實(shí)際情況。但同時(shí)應(yīng)力過(guò)大也會(huì)說(shuō)明密封圈產(chǎn)生松弛失效現(xiàn)象,因此在實(shí)際工作情況下,應(yīng)保證密封圈在工況允許的工作壓力范圍內(nèi)使用,避免ZHM型圈的快速磨損。

        4)往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度

        往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度是影響動(dòng)密封的重要因素之一,圖8分別給出了往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程活塞桿速度v=0.1~0.5 m/s 時(shí)ZHM形密封圈的最大接觸應(yīng)力、最大Von-mises應(yīng)力及密封面最大切應(yīng)力對(duì)運(yùn)動(dòng)速度變化的曲線。

        圖8 速度對(duì)各應(yīng)力影響

        圖8顯示在外行程過(guò)程中,密封圈的最大Von-mises 應(yīng)力隨運(yùn)動(dòng)速度的增大而幾乎不變、最大切應(yīng)力隨運(yùn)動(dòng)速度的增大而基本不變,最大接觸應(yīng)力隨運(yùn)動(dòng)速度的增大而出現(xiàn)微小波動(dòng),說(shuō)明外行程過(guò)程中,速度對(duì)密封圈應(yīng)力影響較小。在內(nèi)行程過(guò)程中,最大接觸應(yīng)力隨著速度的增大而增大約38%,說(shuō)明內(nèi)行程相較外行程對(duì)速度的敏感度更大。最大Von-mises 應(yīng)力和最大切應(yīng)力整體隨速度的增加而減小的趨勢(shì),說(shuō)明速度較大時(shí),密封圈與溝槽接觸面可能變小,易產(chǎn)生間隙導(dǎo)致密封失效。速度在200~400mm/s之間應(yīng)力幾乎未變,說(shuō)明ZHM氣動(dòng)組合密封圈在此區(qū)間能穩(wěn)定使用。

        5 結(jié)語(yǔ)

        本文采用有限元方法分析了壓縮率、摩擦系數(shù)、工作壓力以及往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度對(duì)ZHM型氣動(dòng)組合密封圈密封性能的影響,得出以下結(jié)論。

        1)往復(fù)動(dòng)密封中,為了保證ZHM型氣動(dòng)組合密封圈的使用壽命和啟動(dòng)性能,不宜取過(guò)大的預(yù)壓縮率以及工作壓力。本文分析壓縮率在12%~18%之間各應(yīng)力變化較為穩(wěn)定。ZHM型氣動(dòng)組合密封圈的材料許用應(yīng)力在4MPa左右,最大 Von-mises應(yīng)力以及最大切應(yīng)力也不能過(guò)小,故建議工作壓力控制在0.4~0.8MPa左右。

        2)往復(fù)運(yùn)動(dòng)密封中,ZHM氣動(dòng)組合密封圈的切應(yīng)力及Von-mises應(yīng)力受摩擦系數(shù)的影響較小,接觸應(yīng)力隨摩擦系數(shù)的增大而逐漸增大;在內(nèi)行程中,速度對(duì)密封圈的各應(yīng)力影響顯著,而外行程受速度的影響較小。

        3)往復(fù)運(yùn)動(dòng)密封中,ZHM氣動(dòng)組合密封圈內(nèi)行程的切應(yīng)力及Von-mises 應(yīng)力均大于內(nèi)行程,說(shuō)明內(nèi)行程更易引起疲勞與剪切破壞。

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        山東冶金(2019年2期)2019-05-11 09:12:24
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