金 耀 陳 矗 朱振雷 周佳興 王宇婷

(湖南師范大學(xué)工程與設(shè)計學(xué)院 湖南長沙 410081)

液壓缸是廣泛應(yīng)用于汽車、飛行器、工程機械等裝備制造業(yè)的核心基礎(chǔ)件，其密封系統(tǒng)是液壓缸和整機系統(tǒng)正常工作的關(guān)鍵機件。隨著當(dāng)前液壓技術(shù)日趨向高壓、高速、高性能方向發(fā)展，液壓缸密封系統(tǒng)的泄漏風(fēng)險大幅增加，使原本一直存在的液壓缸內(nèi)泄漏問題更加突出。因此，如何應(yīng)對液壓缸密封面臨的挑戰(zhàn)，提高液壓缸密封性能，以更好地適應(yīng)高壓、高速等苛刻工況，已成為當(dāng)前液壓行業(yè)共同關(guān)注的熱點和努力方向[1-3]。

液壓密封結(jié)構(gòu)的發(fā)展歷程，先后經(jīng)歷了形狀簡單的O形密封圈[4]、矩形密封圈[5]，稍復(fù)雜一些的YX密封圈[6]、U形密封圈[7]，以及組合密封[6]的過程。其中，組合密封件以其優(yōu)良的密封性能和結(jié)構(gòu)特點，已在液壓缸設(shè)計中廣泛使用。常見的組合密封包括格萊圈與斯特封[8]、VL密封[9]、同軸密封[10]等。此外，為增強密封性能，還出現(xiàn)了由不同類型密封串聯(lián)組成的多級密封結(jié)構(gòu)[11-12]。除了上述接觸密封(密封圈密封)之外，還有非接觸的間隙密封[13]，其結(jié)構(gòu)簡單，摩擦磨損和發(fā)熱都要好于接觸密封，但泄漏比接觸密封要大。

為適應(yīng)液壓缸對高密封性能的發(fā)展需求，本文作者提出一種新型組合密封結(jié)構(gòu)，它是由接觸密封和間隙密封串聯(lián)而成的多級密封，且適于雙作用液壓缸。文中通過ANSYS流場仿真和內(nèi)泄漏物理實驗，驗證了該組合密封的有效性。

1 組合密封結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 組合密封結(jié)構(gòu)及工作原理

以QY110汽車起重機支腿液壓缸的密封結(jié)構(gòu)改進為例來說明。原支腿液壓缸，其活塞與缸筒之間的密封為接觸式的DAS組合密封圈[14]。文中設(shè)計的組合密封結(jié)構(gòu)，是在原接觸密封左右端分別設(shè)置一間隙密封，使活塞在軸向由原單一式接觸密封變成串聯(lián)式多級密封結(jié)構(gòu)，包括兩道間隙密封和一道密封圈密封，見圖1。

圖1 組合密封示意Fig 1 Schematic of combination seal

組合密封工作原理如下：假設(shè)壓力油流入液壓缸活塞左側(cè)容腔，驅(qū)動活塞向右運動，并從活塞右側(cè)容腔回油。泄漏發(fā)生時，泄漏油液依次流過組合密封的3個密封段。第一道密封是非接觸式的間隙密封。正常工作時，間隙密封段形成完整流體潤滑膜，間隙密封段平均間隙為10～30 μm。第二道密封是接觸式的密封圈密封，對第一道密封的泄漏再次屏蔽。正常運行時，該密封段的潤滑膜厚度和潤滑狀態(tài)取決于具體工況。當(dāng)?shù)谝坏烂芊獍l(fā)生事故失效時，第二道密封承擔(dān)第一道密封的功能和全部壓差。第三道密封為間隙密封，其作用是阻擋第二道密封的泄漏。

因此，油液先后歷經(jīng)三道密封環(huán)節(jié)后，衰減嚴(yán)重，內(nèi)泄漏減少到最小，使組合密封的密封效果比接觸密封與間隙密封分別單獨作用時都更好。這種多重密封保障，提高了工作可靠性。而且，由于兩端間隙密封區(qū)域?qū)τ鸵旱钠帘尉彌_，使中間位置的密封圈承受的沖擊減弱，有利于延長工作壽命。

此外，活塞表面還可開設(shè)若干平衡槽，均衡活塞徑向受力，防止活塞偏斜帶來的摩擦磨損。

1.2 組合密封的內(nèi)泄漏分析

圖1中，左側(cè)油液壓力為p1，依次流經(jīng)第一間隙密封、密封圈密封、第二間隙密封后，壓力分別衰減為p2、p3、p4，每個密封段對應(yīng)的內(nèi)泄漏量分別為Q1、Q2、Q3，且Q1=Q2=Q3=Q。

組合密封的內(nèi)泄漏計算如下：

(1)

(2)

(3)

式中：h1與h3分別為第一間隙段和第二間隙段活塞與缸筒內(nèi)壁之間的單向間隙，且h1=h3=h；h2為密封圈與缸筒內(nèi)壁之間的單向間隙；L1與L3分別為第一間隙段和第二間隙段的長度，且L1=L3；L2為密封圈密封段長度；η為油液動力黏度；v0為活塞與缸筒之間的相對運動速度；B是環(huán)形間隙周長，B=πD，D是間隙段活塞直徑。

2 基于流固耦合的數(shù)值分析模型

擬采用ANSYS/Fluent軟件對上述組合密封進行流場分析及密封性能研究，首先建立數(shù)值分析模型，具體步驟如下。

2.1 幾何模型建立

利用UG軟件建立圖2所示的組合密封三維幾何模型，將原山型唇邊簡化為平面，液壓缸及活塞的尺寸參數(shù)參照文獻[14]。同時建立作為對比的接觸密封和間隙密封模型。圖2中，固體域為密封圈結(jié)構(gòu)，流體域為活塞與缸筒內(nèi)壁之間的空間域，包括間隙密封區(qū)和密封圈密封區(qū)的薄壁圓環(huán)流域，徑向厚度(即間隙值)分別設(shè)為10和3 μm。

圖2 組合密封幾何模型Fig 2 Geometry model of combination seal

2.2 網(wǎng)格劃分及無關(guān)性驗證

將結(jié)構(gòu)模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中構(gòu)建液壓缸流場模型。由于流體膜厚尺寸與活塞徑向尺寸差異很大，故先對流場區(qū)域進行適當(dāng)切分以提高網(wǎng)格質(zhì)量，保證在流體膜厚方向劃分出多層網(wǎng)格。然后，使用Meshing模塊中Sweep方法分別對流體域與固體域進行網(wǎng)格劃分。

因為網(wǎng)格劃分密度對數(shù)值計算結(jié)果有較大影響，故有必要進行網(wǎng)格無關(guān)性檢查。圖3所示為固體域網(wǎng)格無關(guān)性驗證結(jié)果?？芍?，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)增加到14 940時，2種壓力條件下的固體域密封圈變形趨于穩(wěn)定，相對差值均低于3%。綜合考慮網(wǎng)格無關(guān)性、網(wǎng)格質(zhì)量和計算機運算能力，確定組合密封固體域網(wǎng)格數(shù)取為14 940個單元。類似地，根據(jù)流體域網(wǎng)格數(shù)變化前后內(nèi)泄漏差值不超過5%的原則，綜合權(quán)衡后確定組合密封流體域網(wǎng)格數(shù)為6 100 986個單元。圖4為劃分好的組合密封流體域模型，膜厚方向劃分為3～5層網(wǎng)格，網(wǎng)格最大扭曲度為0.49，滿足流體計算所要求的網(wǎng)格扭曲度小于0.98的條件，且無負(fù)體積出現(xiàn)。

圖3 不同壓力下密封圈變形隨網(wǎng)格數(shù)的變化Fig 3 Variation of seal ring deformation with mesh number under different pressure

圖4 組合密封流體域網(wǎng)格模型Fig 4 Mesh model of fluid domain in combination seal

2.3 流固耦合模型構(gòu)建

研究中，采用單向流固耦合技術(shù)，即只考慮流體施加壓力作用于密封圈，使其產(chǎn)生變形的情況。

基于ANSYS Workbench平臺，將UG創(chuàng)建的幾何模型導(dǎo)入到Fluent的Geometry，然后共享至Static Structural，最后將Fluent計算結(jié)果傳遞到Static Structural之中，由此Fluent+Static Structural流固耦合模型得以建立。

2.4 關(guān)鍵仿真參數(shù)設(shè)置

仿真中，選用46號液壓油，其動力黏度為0.039 Pa·s，密度為870 kg/m3。流體模型采用層流，液壓缸進出口壓力差分別設(shè)為4.87、5.85、8.24、10.16、11.34 MPa，出口壓力固定為1 MPa。密封圈選用丁腈橡膠材料，密度為1.25 g/cm3，采用常用的Mooney-Rivlin模型[7]描述密封圈橡膠材料的力學(xué)特性，模型參數(shù)C10和C01分別取為1.84和0.46 MPa，不可壓縮參數(shù)d取為0.000 869。

3 數(shù)值分析結(jié)果

3.1 流場壓力分布

圖5所示為液壓缸入口壓力為6.85 MPa時，組合密封與接觸密封的流體域壓力云圖。壓力油均從圖示右端流入、左端流出，期間伴隨壓力一路衰減。圖5(a)中，油液先后經(jīng)過第一間隙密封、密封圈密封及第二間隙密封這三道密封；在中間位置密封圈處，壓力已經(jīng)被第一間隙密封衰減至5.6～6 MPa范圍。而圖5(b)中，油液只經(jīng)過密封圈這一道密封,油液流到中間位置密封圈處時，壓力幾乎無衰減，仍保持約6.8 MPa。這表明，在進出口壓力相同的情況下，相比于接觸密封，組合密封在內(nèi)部結(jié)構(gòu)中壓力損失更大，密封圈受到的壓力和沖擊更小，有利于減少密封件變形，延長工作壽命。

圖5 流體域壓力云圖(入口壓力6.85 MPa)Fig 5 Pressure cloud map of fluid domain (inlet pressure 6.85 MPa) (a) combination seal;(b) contact seal

3.2 密封圈變形分析

圖6所示是組合密封和接觸密封中密封圈最大變形對比?？梢钥闯?，在不同壓力差情況下，組合密封變形都小于接觸密封變形，相對減少量為14%左右。這說明，相對于接觸密封中密封圈直接承受進口油液的沖擊和壓力作用而言，組合密封結(jié)構(gòu)中端部的間隙密封對油液實施了阻滯，使中間的密封圈承受的油液沖擊和壓力變?nèi)酰瑥亩鴮?dǎo)致密封圈變形更小。因此，組合密封結(jié)構(gòu)在壓力作用下的抵抗變形能力更強。

圖6 組合密封和接觸密封的密封圈最大變形量對比Fig 6 Comparison of maximum deformation of two sealing structures

3.3 內(nèi)泄漏分析

將接觸密封、間隙密封和組合密封的內(nèi)泄漏理論計算值與Fluent仿真結(jié)果進行對比，具體數(shù)據(jù)見表1?？梢钥闯觯趬毫Σ钕嗤那闆r下，無論是理論計算還是Fluent仿真，組合密封的內(nèi)泄漏均小于間隙密封和接觸密封。具體而言：對于理論計算值，組合密封比接觸密封的泄漏量減少16.13%～19.40%，比間隙密封減少79.66%～79.69%；對于Fluent仿真值，組合密封比接觸密封的泄漏量減少21.17%～22.16%，比間隙密封減少78.70%～79.22%。這說明組合密封的多級密封結(jié)構(gòu)能更好地屏蔽泄漏，提升密封性能。另外還發(fā)現(xiàn)，理論計算值小于Fluent仿真結(jié)果，這種差異可能是因為Fluent仿真涉及幾何建模、流場數(shù)值計算及相關(guān)誤差等更多因素所致，但兩者所顯示出的規(guī)律仍然一致。

表1 內(nèi)泄漏理論計算值和Fluent仿真結(jié)果對比Table 1 Leakage comparison between theoretical calculation results and Fluent simulation results

3.4 結(jié)構(gòu)參數(shù)對組合密封內(nèi)泄漏的影響3.4.1 間隙密封長度對內(nèi)泄漏的影響

仿真中，密封圈密封段長L2固定為10 mm，在不同的液壓缸入口壓力下，各間隙密封長L1(35、37.5、40、42.5、45 mm)對內(nèi)泄漏的影響規(guī)律見圖7?？芍?，泄漏量隨間隙密封長度的增大而減少。間隙密封長度增大，意味著流經(jīng)間隙密封段的沿程阻力增加，流體壓力能衰減更多，因而泄漏量減少。但間隙密封長度越大，會造成活塞軸向尺寸變大。故設(shè)計間隙密封長度時，應(yīng)根據(jù)實際情況綜合考量泄漏量與軸向尺寸之間關(guān)系。

圖7 不同入口壓力下間隙密封長對內(nèi)泄漏的影響Fig 7 Effect of gap seal length on internal leakage under different inlet pressure

3.4.2 密封間隙對內(nèi)泄漏的影響

圖8所示為不同密封間隙h(10、14、18、22、26 μm)導(dǎo)致的內(nèi)泄漏變化規(guī)律?？梢钥闯觯瑑?nèi)泄漏隨密封間隙的增大而增加。這是因為節(jié)流間隙越大，流體速度降低，節(jié)流效應(yīng)減弱所導(dǎo)致的結(jié)果。

圖8 不同入口壓力下密封間隙對內(nèi)泄漏的影響Fig 8 Effect of sealing clearance on internal leakage under different inlet pressure

從圖7和圖8還可看出，保持結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，當(dāng)入口壓力變大而出口壓力不變時，密封區(qū)域兩側(cè)的壓力差越大，驅(qū)使流過的泄漏量增加。

綜合以上分析可知，組合密封內(nèi)泄漏受間隙密封長、密封間隙這些結(jié)構(gòu)參數(shù)和油液壓力等工況參數(shù)的影響，這與前述內(nèi)泄漏計算公式(1)反映的規(guī)律一致。結(jié)構(gòu)參數(shù)中，密封間隙對內(nèi)泄漏影響更大。

4 內(nèi)泄漏物理實驗

4.1 實驗系統(tǒng)簡介

實驗平臺為圖9所示YCS-DII型電液伺服比例綜合試驗臺。限于實驗條件，實驗沒有采用前述結(jié)構(gòu)設(shè)計中的大尺寸汽車起重機支腿液壓缸，代之以溫州正控液壓有限公司生產(chǎn)的MOB40×200LB型小尺寸液壓缸，其缸筒內(nèi)徑40 mm，活塞桿徑20 mm，行程200 mm，最大壓力不超過10 MPa。

圖9 實驗平臺Fig 9 Experimental setup

液壓缸內(nèi)泄漏實驗參照國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 1562—2005和機械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)JB/T 10205—2010進行，測試方案見圖10。實驗中，采用被試缸與加載缸對頂方式，被試缸無桿腔一側(cè)通入壓力油，有桿腔一側(cè)出油口外接量杯，被試缸活塞通過加載缸提供的負(fù)載力保持位置不動。在壓力油作用下，油液從無桿腔經(jīng)活塞密封泄漏至有桿腔一側(cè)量杯，同時記錄泄漏油液的收集時間，由此計算出單位時間內(nèi)的泄漏流量即被試液壓缸內(nèi)泄漏量。實驗中，監(jiān)測油溫在40～46 ℃范圍內(nèi)，壓力分別設(shè)置為4、6、8 MPa等數(shù)值，泄漏記錄時間為5 min，取5次測量結(jié)果的平均值為最終內(nèi)泄漏值。

圖10 液壓缸內(nèi)泄漏測試方案示意Fig 10 Schematic of measuring internal leakage

4.2 內(nèi)泄漏實驗一：密封圈無損狀態(tài)

首先，針對圖11中的間隙密封、接觸密封和組合密封結(jié)構(gòu)，分別測試它們在密封圈處于無損狀態(tài)下的內(nèi)泄漏，以模擬液壓缸密封圈處于工作壽命前期的情況。該情況下，密封圈正常工作，能有效發(fā)揮預(yù)期設(shè)計的密封效果，故實際產(chǎn)生的內(nèi)泄漏很小。實驗中，采集的泄漏油液以油液滴數(shù)為計量單位，每滴油液標(biāo)定后體積為0.045 mL，最終換算后的內(nèi)泄漏值見表2?？梢钥闯?，當(dāng)密封圈處無損狀態(tài)時，各壓力情況下，間隙密封的內(nèi)泄漏均為最大，接觸密封次之，組合密封的內(nèi)泄漏最小。由此說明，在同樣的情況下，組合密封的密封性能最好。

圖11 實驗中的3種密封結(jié)構(gòu)Fig 11 Three sealing structures in the experiment (a)gap seal; (b)contact seal;(c)combination seal

表2 密封圈無損時的內(nèi)泄漏實驗結(jié)果Table 2 Results of internal leakage experiment for non-damaged seal ring

4.3 內(nèi)泄漏實驗二：密封圈損壞狀態(tài)

工程實際中，隨著液壓缸持續(xù)服役運行，密封圈可能會出現(xiàn)老化、磨損等故障現(xiàn)象[15]，進入工作壽命中后期階段。為模擬此階段的密封圈損壞及泄漏，在接觸密封和組合密封的密封件上預(yù)制一個寬3 mm、高2 mm的倒三角形小缺口(見圖12)，實驗結(jié)果見表3。

圖12 密封件損壞時的2種密封結(jié)構(gòu)Fig 12 Two sealing structures with damaged seal ring (a) contact seal with damaged seal ring; (b)combination seal with damaged seal ring

表3 密封件損壞時2種密封結(jié)構(gòu)內(nèi)泄漏試驗結(jié)果Table 3 Results of internal leakage experiment for two sealing structures with damaged seal ring

由表3可知，密封圈損壞時，不同工作壓力下，組合密封的內(nèi)泄漏都遠小于接觸密封。這意味著，即使密封圈出現(xiàn)了損傷故障，采用組合密封的液壓缸也能在很大程度上抑制或減少內(nèi)泄漏，提高密封效果與可靠性。

綜合上述實驗結(jié)果，可知：在同樣的工作條件下，相比于間隙密封和接觸密封，組合密封具有更優(yōu)的密封性能，這與前述Fluent流場仿真的結(jié)論相一致。究其原因，應(yīng)該是組合密封所具有的串聯(lián)密封結(jié)構(gòu)，對泄漏油液構(gòu)建了多重屏蔽和阻滯，故能有效地減少或阻止泄漏。

5 結(jié)論

(1)將現(xiàn)有密封技術(shù)中間隙密封與接觸密封有機集成，提出一種新型串聯(lián)式組合密封，可用于雙作用液壓缸。利用ANSYS流固耦合技術(shù)，對該結(jié)構(gòu)流體域壓力分布、密封圈變形及內(nèi)泄漏量進行了數(shù)值分析，并開展了內(nèi)泄漏物理實驗。研究結(jié)果表明，組合密封具有良好、可靠的密封性能，優(yōu)于間隙密封與接觸密封，達到了預(yù)期的性能目標(biāo)。

(2)所提出的組合密封結(jié)構(gòu)，雖然活塞軸向尺寸有所增加，但其防泄漏性能和可靠性均有顯著提高。進一步優(yōu)化該組合密封的結(jié)構(gòu)要素，有望應(yīng)用于有嚴(yán)格泄漏要求、整體密封性能要求高的中高壓液壓場合。