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。