張付英 初宏怡 賀佘燕

(1.天津科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 天津 300222；2．天津市輕工與食品工程機(jī)械裝備集成設(shè)計(jì)與在線監(jiān)控重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津 300222)

Y形拉桿封屬于唇形彈性密封件，由于具有結(jié)構(gòu)簡單、安裝方便、摩擦阻力小、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)等特點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于往復(fù)密封裝置[1]。近年來，為了提高Y形密封圈的密封效果，許多學(xué)者在其截面形狀的優(yōu)化設(shè)計(jì)[2-3]、潤滑條件的改善[4]、材料選擇[5-6]等方面進(jìn)行了改進(jìn)，但這些研究大都是針對單唇Y(jié)形密封圈進(jìn)行的。實(shí)際工作中，由于液壓缸的加工和裝配精度誤差、重載工況、惡劣的工作環(huán)境及潤滑不良等都會導(dǎo)致液壓缸活塞桿出現(xiàn)微小的扭轉(zhuǎn)或彎曲變形，此種情況下，雙唇Y(jié)形密封圈的第二內(nèi)唇可緊壓在拉桿上作為密封的第二道防線，而較薄的第一唇可在密封槽內(nèi)浮動(dòng)，吸收拉桿的擺動(dòng)或扭動(dòng)，有效密封因拉桿擺動(dòng)或扭動(dòng)產(chǎn)生的泄漏。因此近些年許多學(xué)者基于有限元方法對雙唇Y(jié)形密封圈進(jìn)行了力學(xué)性能和結(jié)構(gòu)分析，如YANG和SALANT[7-8]對比分析了雙唇Y(jié)形密封和階梯密封臨界速度與密封壓力間的關(guān)系；YANG[9]通過數(shù)值計(jì)算分析了不同粗糙度下密封性能的不同表現(xiàn)。但這些研究都集中于動(dòng)態(tài)密封參數(shù)的分析，并未研究第二內(nèi)唇的結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對接觸壓力的影響，以及動(dòng)態(tài)密封參數(shù)的最優(yōu)組合。

雙唇Y(jié)形密封圈常用于高壓往復(fù)運(yùn)動(dòng)中，密封壓力高，密封唇間傾角越小密封效果越好，但過高的壓力、摩擦力等都會導(dǎo)致密封失效，因此對密封參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化十分必要。為了探究不同結(jié)構(gòu)及運(yùn)行參數(shù)對雙唇Y(jié)形密封性能的影響以及最優(yōu)動(dòng)態(tài)密封參數(shù)組合，本文作者利用有限元分析軟件ABAQUS對雙唇Y(jié)形拉桿的靜態(tài)密封進(jìn)行了模擬，分析了第二內(nèi)唇結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封性能的影響；基于混合潤滑模型，分析雙唇Y(jié)形密封圈在不同粗糙度、運(yùn)行速度和操作壓力下的動(dòng)態(tài)密封性能；利用田口實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)方法分析得到各影響因素對密封性能的影響程度，得到最優(yōu)參數(shù)組合。該研究結(jié)果可為具有微小扭轉(zhuǎn)或彎曲變形工況下的液壓缸拉桿密封增效設(shè)計(jì)提供參考。

1 雙唇Y(jié)形拉桿密封的有限元模型建立

有限元建模時(shí),選擇型號為TTX50×60×6.3 (GB/T 10708.1—2000)的雙唇Y(jié)形拉桿密封,其截面尺寸如圖1所示。其中α和β分別為第二內(nèi)唇的左傾角和右傾角，L為第二內(nèi)唇在軸向的位置尺寸。

密封圈的材料為聚氨酯,其IRHD硬度為80A,在室溫下，它的初始彈性模量E=43 MPa、泊松比ν=0.499。模型采用兩參數(shù)Mooney-Rivlin來定義其材料特性。參數(shù)C10=0.2 MPa,C01=6 MPa[9]。活塞桿和端蓋材料均為45鋼,彈性模量E=210 GPa,泊松比ν=0.29[9]。由于工作過程中雙唇Y(jié)形圈的變形遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于活塞桿和端蓋的變形,在ABAQUS仿真中，將活塞桿和端蓋視為剛體，同時(shí)認(rèn)為雙唇Y(jié)形圈完全軸對稱且沒有缺陷。模型中定義了2個(gè)相互作用:雙唇Y(jié)形圈內(nèi)唇與活塞桿的接觸、雙唇Y(jié)形圈外唇與端蓋的接觸[10]，接觸面摩擦因數(shù)取0.3[7]，接觸類型均選用剛體-柔體接觸,接觸方式為面-面接觸。劃分網(wǎng)格時(shí)，活塞桿、密封圈、端蓋都采用 C3D8R八結(jié)點(diǎn)線性六面體，單元各部件網(wǎng)格劃分如圖2所示。文中建立有限元模型目的是提取接觸區(qū)靜態(tài)接觸壓力以及徑向影響系數(shù)矩陣，所以需要對唇部接觸區(qū)網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化，細(xì)化后的網(wǎng)格分布如圖3所示。

圖2 各部件網(wǎng)格劃分Fig 2 Mesh generation of components

圖3 唇口局部網(wǎng)格Fig 3 Lip local mesh

雙唇Y(jié)形圈在液壓往復(fù)運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)中有3種密封狀態(tài):初始安裝狀態(tài)、靜壓工作狀態(tài)和往復(fù)工作狀態(tài)。文中分別對3種密封狀態(tài)進(jìn)行了分析。

2 雙唇Y(jié)形拉桿密封的初始安裝模擬

在模擬安裝過程時(shí)，端蓋固定,令活塞桿產(chǎn)生軸向位移，模擬往復(fù)工作狀態(tài)[11]，并使第一內(nèi)唇和第二內(nèi)唇與軸過盈配合模擬接觸預(yù)緊力，得到預(yù)壓縮狀態(tài)的雙唇Y(jié)形圈模型。

圖4所示為初始安裝后，雙唇Y(jié)形拉桿密封接觸區(qū)沿軸向的壓力分布曲線。模擬安裝時(shí)，第一內(nèi)唇過盈量取0.6 mm，唇外傾角為65°，唇內(nèi)傾角為17°；第二內(nèi)唇過盈量取0.3 mm，其左、右傾角均為20°，距密封圈端部的距離L取1.65 mm[12]。由圖4可見，兩內(nèi)唇接觸壓力的峰值分別為7.897和18.523 MPa，第二內(nèi)唇的靜態(tài)接觸壓力分布呈對稱性。兩唇的靜態(tài)接觸壓力分布與文獻(xiàn)[8]實(shí)驗(yàn)結(jié)果一致，證明該模型的建立是合理可靠的。初始安裝后第二內(nèi)唇處的最大接觸壓力明顯高于第一內(nèi)唇，可作為密封的第二道防線保證良好的密封性。

圖4 初始安裝時(shí)密封區(qū)接觸壓力分布Fig 4 Seal contact pressure distribution when no hydraulic pressure is applied

3 靜態(tài)密封性能分析

文中應(yīng)用ABAQUS對雙唇Y(jié)形拉桿密封進(jìn)行了靜壓工作狀態(tài)的模擬。

3.1 第二內(nèi)唇過盈量S對接觸壓力分布的影響

通過改變第二內(nèi)唇的過盈量，分析兩內(nèi)唇的壓力變化情況。圖5所示為初始安裝后，當(dāng)靜態(tài)油壓為5 MPa時(shí)，第二內(nèi)唇過盈量取不同值時(shí)2個(gè)內(nèi)唇的最大接觸壓力曲線。可見，隨著第二內(nèi)唇過盈量增加，2個(gè)唇內(nèi)最大接觸壓力呈增大趨勢，第二內(nèi)唇最大接觸壓力增加更加顯著。

3.2 第二內(nèi)唇左傾角α對雙唇拉桿密封性能的影響

根據(jù)上文分析，選取過盈量S=0.3 mm。圖6所示為當(dāng)p=5 MPa、β=20°、S=0.3 mm時(shí)，α為5°～50°時(shí)所得到的雙唇最大接觸壓力值。隨著第一內(nèi)唇左傾角的增大,兩唇的最大接觸壓力為5°～25°時(shí)較為穩(wěn)定。當(dāng)α>25°時(shí)，兩唇的最大接觸壓力波動(dòng)顯著增加。根據(jù)密封失效判別準(zhǔn)則，當(dāng)接觸壓力不小于油壓時(shí)可實(shí)現(xiàn)密封[13]。由圖6可以看出實(shí)驗(yàn)區(qū)間內(nèi)的雙唇Y(jié)形拉桿密封均可實(shí)現(xiàn)有效密封。

圖6 最大接觸壓力值與第二內(nèi)唇左傾角α的關(guān)系Fig 6 The relationship between the maximum contact stress and the left inclination of the second inner lip

3.3 第二內(nèi)唇右傾角β對雙唇拉桿密封性能的影響

根據(jù)上文研究，選取第二內(nèi)唇左傾角為19°，過盈量S=0.3 mm。圖7所示為p=5 MPa、α=19°、S=0.3 mm時(shí)，第二內(nèi)唇右傾角β在5°～30°之間時(shí)雙唇最大接觸壓力的分布曲線。隨著β值變大，第一內(nèi)唇與第二內(nèi)唇最大接觸壓力值呈增大趨勢，兩唇間壓力差值相對穩(wěn)定，且第二內(nèi)唇的最大接觸壓力始終大于第一內(nèi)唇，同時(shí)大于密封油壓，此時(shí)可以實(shí)現(xiàn)密封；β>30°后，第一內(nèi)唇最大接觸壓力值減小，第二內(nèi)唇最大接觸壓力顯著波動(dòng)。綜上所述，第二內(nèi)唇右傾角β的設(shè)計(jì)值可在5°～30°間選取。

圖7 最大接觸壓力值與第二內(nèi)唇右傾角β的關(guān)系Fig 7 The relationship between the maximum contact stress and the right inclination angle of the second inner lip

3.4 第二內(nèi)唇軸向位置L對雙唇拉桿密封性能的影響

根據(jù)上文分析結(jié)果，選取過盈量S=0.3 mm、α=19°、β=20°，研究第二內(nèi)唇軸向位置對雙唇拉桿密封性能的影響。由圖8可見，隨著第二內(nèi)唇軸向位置L的增大，第一內(nèi)唇第二內(nèi)唇最大接觸壓力值變化并不明顯。

圖8 最大接觸壓力值與第二內(nèi)唇軸向位置L的關(guān)系Fig 8 The relationship between the maximum contact stress and the axial position of the second inner lip

4 動(dòng)密封密封性能分析

4.1 密封圈粗糙度的影響

通過上文分析，選取第二內(nèi)唇參數(shù)S=0.3 mm、α=19°、β=20°、L=1.65 mm進(jìn)行動(dòng)態(tài)密封分析。圖9所示為當(dāng)p=5 MPa，v=30 mm/s時(shí)密封粗糙度對密封性能的影響，由圖9(a)可以看出，密封圈與活塞桿間的摩擦力隨著密封件的粗糙度增加而變大，這是由于當(dāng)密封處于允許的粗糙度范圍內(nèi)時(shí)，密封圈與活塞桿間可以保持穩(wěn)定的油膜厚度及摩擦；隨著粗糙度的持續(xù)增大，雙唇Y(jié)形密封圈的潤滑狀態(tài)惡化，這會對密封圈產(chǎn)生較嚴(yán)重的磨損導(dǎo)致摩擦力增加。圖9(b)表明，隨著粗糙度的增加內(nèi)外行程的流量均增大，由于摩擦和潤滑條件惡化，凈泄漏量減小，當(dāng)粗糙度大于0.95 μm時(shí)會出現(xiàn)外泄漏。因此，密封圈的粗糙度對雙唇Y(jié)形密封圈的密封性能起著重要作用，應(yīng)合理選擇密封粗糙度。

圖9 密封件粗糙度對密封性能的影響Fig 9 Influence of seal roughness on sealing performance (a) friction;(b) flow

4.2 密封壓力的影響

圖10所示為v=30 mm/s，σ=0.8 μm時(shí)密封壓力對密封性能的影響。如圖10(a)所示，當(dāng)活塞桿的運(yùn)行速度與密封件粗糙度一定時(shí)，密封圈2個(gè)唇與活塞桿間的摩擦力均隨著密封壓力的增加而增大。這是由于當(dāng)密封處于允許壓力范圍內(nèi)時(shí)，密封圈與活塞桿間可保持穩(wěn)定的油膜厚度及摩擦力，確保密封圈有較長的使用壽命；若密封壓力持續(xù)增大，密封圈則會發(fā)生擠出現(xiàn)象，被擠出到密封間隙中的邊緣部分被撕裂甚至剪斷，隨著活塞桿的往復(fù)運(yùn)動(dòng)在密封間隙中流動(dòng)，從而導(dǎo)致摩擦力的增加。圖10(b)表示，隨著密封壓力的增加，密封圈的凈泄漏量呈減小趨勢。由此可以看出密封介質(zhì)的壓力對雙唇Y(jié)形密封圈的密封性能起著重要作用，應(yīng)合理選擇密封壓力。

圖10 密封壓力對密封性能的影響Fig 10 Effect of sealing pressure on sealing performance(a) friction;(b) flow

4.3 往復(fù)速度的影響

圖11給出了當(dāng)p=5 MPa，σ=0.8 μm時(shí)，不同活塞桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度下密封圈摩擦力和泄漏量的變化規(guī)律。文中將內(nèi)外程往復(fù)速度設(shè)置為相同值。從圖11(a)中可以看出，隨著往復(fù)速度的增加，密封圈與活塞桿間的摩擦力變化不大。這是由于潤滑油膜的建立與活塞桿運(yùn)行速度有關(guān)，但速度較低時(shí)密封處于干摩擦狀態(tài)，隨著速度的增加轉(zhuǎn)變?yōu)榛旌蜐櫥?，?dāng)速度達(dá)到一定值后油膜完全建立，密封處與完全潤滑狀態(tài)。從圖11(b)中可以看出，隨著往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度的增加，凈泄漏量逐漸增大。這是由于當(dāng)運(yùn)動(dòng)速度增加后，潤滑油膜厚度隨之增大，往復(fù)循環(huán)的加快促使泄漏量進(jìn)一步增加。

圖11 往復(fù)速度對密封性能的影響Fig 11 Influence of piston rod moving speed on sealing performance (a) friction;(b) flow

5 彈性雙唇Y(jié)形密封圈的最佳運(yùn)動(dòng)參數(shù)匹配關(guān)系

田口方法是一種通過正交試驗(yàn)，采用少量試驗(yàn)數(shù)和較小的計(jì)算量得到最優(yōu)參數(shù)組合的計(jì)算方法[14]。通過上節(jié)的分析發(fā)現(xiàn)，密封件的粗糙度、活塞桿的往復(fù)速度和密封介質(zhì)壓力對密封性能具有重要的影響。為了探究彈性雙唇Y(jié)形密封圈不發(fā)生泄漏的最佳運(yùn)動(dòng)參數(shù)匹配關(guān)系，文中設(shè)計(jì)4因子3水平正交試驗(yàn)，試驗(yàn)因素水平如表1所示，相應(yīng)數(shù)值模型試驗(yàn)仿真結(jié)果如表2所示。

表1 因素水準(zhǔn)設(shè)計(jì)Table 1 Factors and level design

表2 正交試驗(yàn)及結(jié)果Table 2 The orthogonal experiment and the results

田口算法中，將靜態(tài)特性分為望大特性、望目特性、望小特性3種，望小特性是希望測試結(jié)果越小越好。根據(jù)密封性能與泄漏量、摩擦力間的關(guān)系，文中利用Minitab軟件，采用望小特性進(jìn)行相關(guān)計(jì)算[15]。在運(yùn)算過程中，信噪比SN越大，表明該參數(shù)水平下的產(chǎn)品功能越穩(wěn)定，密封性能越好。為了進(jìn)一步求得密封性能最佳的參數(shù)組合，計(jì)算各參數(shù)組合所得信噪比如表3所示。可以看出，往復(fù)密封具有最佳密封性能的參數(shù)組合為p=8 MPa,σ=0.9 μm，v=10 mm/s，此時(shí)的信噪比為最大值-9.137 2。

表3 信噪比Table 3 Signal to noise ratio

Delta為SN比的極差值。極差值反映控制因子的重要程度,極差值越大表明該因子對指標(biāo)的影響越大越重要，秩的排序則越靠前。信噪比響應(yīng)表如表4所示。在此例中，秩的排序表明，對于密封性能的影響程度往復(fù)速度的影響最為顯著,粗糙度次之，密封壓影響最小。由表2的正交試驗(yàn)結(jié)果也可看出，當(dāng)往復(fù)速度為10 m/s時(shí)，密封壓力和表面粗糙度無論取多大值，所對應(yīng)的泄漏量和摩擦力的數(shù)值都相對較小，再次證明活塞桿往復(fù)速度是影響密封性能的最主要因素。因此，在實(shí)際應(yīng)用中應(yīng)在較低的運(yùn)行速度下綜合質(zhì)量成本等因素對密封壓力及表面粗糙度進(jìn)行選擇。

表4 信噪比響應(yīng)(望小)Table 4 Signal-to-noise ratio response (looking for the small)

6 結(jié)論

(1)研究的雙唇Y(jié)形密封圈中，隨著第二內(nèi)唇過盈量增大，2個(gè)唇最大接觸壓力均隨之增大。最大接觸壓力在5°<α<25°時(shí)較為穩(wěn)定，當(dāng)α>25°后，兩唇的最大接觸壓力波動(dòng)顯著；當(dāng)5°<β<30°時(shí)第一內(nèi)唇與第二內(nèi)唇最大接觸壓力隨β增加呈增大趨勢，當(dāng)β>30°后，第一內(nèi)唇最大接觸壓力值減小，第二內(nèi)唇最大接觸壓力顯著波動(dòng)。

(2)密封圈與活塞桿間的摩擦力隨著密封件粗糙度和密封壓力的增加而變大，往復(fù)速度對摩擦力的影響不大；隨著粗糙度的增加內(nèi)外行程的流量均增大，凈泄漏量逐漸減??；密封壓力對外行程的流量影響并不明顯，隨著密封壓力的增加，內(nèi)行程流量和凈泄漏量呈減小趨勢；隨著往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度的增加，內(nèi)外行程流量和凈泄漏量均逐漸增大。

(3)通過田口方法的分析得到，往復(fù)密封具有最佳動(dòng)態(tài)密封性能的參數(shù)組合為p=8 MPa,σ=0.9 μm、v=10 mm/s。