方形同軸組合密封的結構及運行參數優化研究

張付英，孫宇佳，姜向敏

（天津市輕工與食品工程機械裝備集成設計與在線監控重點實驗室，天津科技大學機械工程學院，天津 300222）

方形同軸組合密封的結構及運行參數優化研究

張付英，孫宇佳，姜向敏

（天津市輕工與食品工程機械裝備集成設計與在線監控重點實驗室，天津科技大學機械工程學院，天津 300222）

利用 ANSYS分析了方形同軸組合密封的結構及運行參數對其動靜態密封性能的影響.結果表明：主密封面的最大靜態接觸壓力隨著滑環厚度的增加而顯著減小，隨滑環兩側倒角或O形圈壓縮率的增加而增大；活塞桿的往復運動速度和滑環的摩擦因數對主密封面的最大動態接觸壓力和密封面間的摩擦力影響不明顯.應用響應曲面法，以得到密封面最大接觸壓力和最小摩擦力作為優化目標，對該組合密封的結構參數進行優化設計，得到了方形同軸組合密封的最佳參數組合方案，即當方形同軸密封的滑環厚度為2.03，mm、頂倒角角度為33.26°、O形圈壓縮率為16.70%，時密封性能最優.

方形同軸組合密封；有限元分析；參數優化；響應曲面法

同軸組合密封由橡膠 O形圈和滑環組成.由于滑環材料（如聚四氟乙烯PTFE）的低摩擦因數和自潤滑性可減小主密封面的摩擦力，使其在往復密封中得到廣泛應用［1］.格萊圈和斯特封是同軸組合密封的兩種主要結構型式，其結構及運行參數直接影響組合密封的密封性能.譚晶等［2］對方形同軸密封件（格萊圈）的滑環厚度對接觸壓力及液體壓力對密封圈變形的影響進行了分析.陳國棟［3］對階梯型同軸密封件（斯特封）在工作壓力、預壓縮量以及結構參數方面對密封性能的影響進行了研究，并應用ANSYS提供的零階優化方法，在滑環厚度及壓縮率一定的前提下進行優化，得到了唇前角α、唇后角β及唇口偏移量R的最優解.然而，目前對于方形同軸組合密封件的倒角角度、滑環與活塞桿的接觸寬度（以改變滑環頂倒角角度進行控制）、活塞桿運行速度、摩擦因數以及多因子在多個優化目標下的優化研究尚少.

本文通過對方形同軸組合密封的幾何尺寸（滑環厚度、倒角角度、滑環與活塞桿的接觸寬度）以及橡膠 O形圈的壓縮率的變化分析格萊圈的靜態密封性能；通過改變活塞桿往復運動速度和滑環摩擦因數研究格萊圈的動態密封性能.最后應用響應曲面法對方形同軸組合密封進行參數優化設計，為組合密封件的選用提供理論依據.

1　結構參數對方形同軸組合密封的靜態密封性能影響

方形同軸組合密封的結構如圖1所示.O形圈的尺寸為φ 44，mm×3.55，mm（GB 3452.1—1992），其壓縮率為12%，；滑環厚度h=2.0，mm，滑環的兩側頂倒角α=60°，α1為滑環的兩側底倒角，活塞桿直徑為40，mm，溝槽寬度為 4.2，mm，溝槽深度為 4.5，mm；L為滑環與活塞桿的接觸寬度.

圖1　方形同軸組合密封幾何模型Fig.1 Geometric model of the rectangular coaxially combined seal

1.1方形同軸組合密封有限元模型的建立

利用ANSYS進行網格劃分時，將活塞桿和腔體簡化為剛性件，采用二維實體單元 PLANE42.橡膠O形圈使用 Mooney-Rivlin應變能函數描述，其中C10=1.87，MPa，C01=0.47，MPa.滑環和橡膠 O形圈采用二維實體單元 PLANE182.用面面接觸單元CONTA172和TARGE169模擬活塞桿與滑環、腔體與滑環、腔體與橡膠 O形圈、滑環與橡膠 O形圈間的接觸［5］，具體參數見表1.

圖2　方形同軸組合密封有限元模型Fig.2　Finite element model of the rectangular coaxially combined seal

表1　方形同軸密封各組件的材料參數Tab.1 Material parameters of the seal’s components

1.2O形圈壓縮率對主密封面密封性能的影響

O形圈的壓縮率是方形同軸組合密封的一個重要參數，其大小對整體結構的密封性能具有較大的影響.一般 O形圈壓縮率為 10%，～15%，［6］，本文在4，MPa和 8，MPa兩種油壓下，對 O形圈取 10%，～20%，不同壓縮率進行模擬仿真.圖3所示為O形圈取不同壓縮率時主密封面的最大接觸壓力曲線.

圖3　最大接觸壓力與壓縮率的關系曲線Fig.3　Curve of maximum contact pressure to compression ratio

由圖3可以看見，在兩種油壓下均可達到密封要求，且油壓越高時壓縮率對最大接觸壓力的影響越大.在4，MPa油壓下，當壓縮率為10%，～15%，時，其對最大接觸壓力的影響相對平緩，當壓縮率高于15%，時，隨著壓縮率的增加，最大接觸壓力明顯增大；在8，MPa油壓下，最大接觸壓力隨著壓縮率增加而增大，曲線斜率大于4，MPa油壓下曲線斜率.長時間過大的接觸壓力會造成滑環與活塞桿接觸面發生損傷，影響使用壽命.而且，壓縮率過大還會使 O形圈產生較大變形（如圖4所示），O形圈幾乎充滿整個腔體，O形圈長期處于較大變形狀態下容易導致損壞.因此，方形同軸組合密封的O形圈壓縮率的取值范圍應控制在10%，～15%，.

圖4　壓縮率為20%時應力云圖（8，MPa）Fig.4 Von Mises stress at compression rate of 20%（8，MPa）

1.3滑環厚度對主密封面密封性能的影響

在具有代表性的高油壓（8 MPa）下不同滑環厚度時的主密封面最大接觸壓力變化趨勢如圖 5所示.從圖5可看出，主密封面的最大接觸壓力隨滑環厚度增加單調遞減，密封效果逐漸變差，當滑環厚度達到 4.6 mm時，出現不收斂的情況，且最大接觸壓力為2.302 MPa＜8 MPa，此時已不能實現密封要求.

圖5　不同滑環厚度時的最大接觸壓力值Fig.5 Maximum contact pressure with different thickness of the sliding ring

圖 6為薄厚滑環在 8 MPa油壓作用下的 Von Mises應力云圖.可見，隨著滑環厚度的增加 Von Mises應力的分布范圍逐漸變小，最大應力值變化并不明顯.滑環過厚，則剛性較大，滑環磨損后難以在壓力作用下產生足夠大的變形，從而易于泄漏［2］；而滑環太薄，對沖擊載荷較敏感，變形較大，容易因破壞導致泄漏.因此，應根據密封的不同工作介質壓力合理設計滑環厚度，以保證其既有良好的密封性能又有較長的使用壽命.

阿勇告訴本刊記者，開庭前，林燦崗曾兩度致電阿勇，要求其提前繳納罰款，不然就判實刑。在阿勇提供的兩段電話錄音中，林燦崗多次提及罰金，“自留地也好，什么都好，也要罰款。這兩三天拿六萬塊來交，不然要判實刑。”“今天是（8月）28號，30號之前沒拿來交就要判實刑。”

圖6　薄厚兩種滑環的Von Mises應力云圖Fig.6 Von Mises stress of thin & thick sliding ring

1.4滑環兩側倒角對主密封面密封性能的影響

1.4.1滑環底倒角對密封性能的影響

在滑環與活塞桿接觸寬度L=3.0 mm不變的前提下，使底倒角 α1從5°～65°變化，分析方形同軸組合密封的最大 Von Mises應力與密封面的最大接觸壓力，結果見圖7.

圖7　最大接觸壓力、Von Mises應力與底倒角關系曲線Fig.7　Curve of maximum contact pressure，Von Mises stress and bottom chamfering

從圖 7可以看出：當底倒角在 5°～65°內變化時，最大 Von Mises應力一直處于平緩增加的趨勢，說明組合密封承受的綜合應力相對較小且穩定，不容易發生疲勞損傷.而最大接觸壓力則隨著底倒角增加近似呈線性增加，表明密封性能逐漸加強.

1.4.2滑環頂倒角對密封性能的影響

在滑環兩側底倒角 α1角度值與位置不變的情況下，對頂倒角α 在 5°～75°變化（即改變滑環與活塞桿的接觸寬度 L）時進行了有限元仿真，結果如圖 8所示.頂倒角取5°時，最大接觸壓力為6.777 MPa＜8，MPa，不能實現密封；頂倒角在10°～70°變化時，最大接觸壓力值單調遞增；當頂倒角取 75°時，滑環與活塞桿的接觸寬度過小而出現了尖角，此時最大接觸壓力也驟增，達到 166.846 MPa.說明方形同軸組合密封的滑環與活塞桿的接觸寬度不能過小.而最大Von Mises應力，除在75°時發生小幅跳躍外，一直處于平穩狀態，且最大應力位置集中于滑環處，保證了橡膠O形圈的性能不受破壞.

圖8　最大接觸壓力、Von Mises應力與頂倒角關系曲線Fig.8 Curve of maximum contact pressure，Von Mises stress and top chamfering

2　運行參數對方形同軸組合密封的動態密封性能的影響

活塞桿的工作行程如圖1所示，活塞桿向右運動時為外行程，活塞桿向左運動時為內行程.

2.1活塞桿運行速度對動態密封性能的影響

假設活塞桿內外行程的運動速度相同，當活塞桿的速度分別為 0.01、0.05、0.10、0.20、0.30、0.40、0.50 m/s時，方形同軸組合密封的最大接觸壓力和最大摩擦應力的仿真分析結果分別見圖9和圖10.

從圖9可知，活塞桿外行程最大接觸壓力值明顯高于內行程，說明該組合密封在不同往復運動速度下的密封性能較為穩定，且外行程的密封性能明顯優于內行程，該分析結果與文獻［7］結果一致.

從圖 10可以看出，外行程的最大摩擦應力始終大于內行程；內外行程時的數值波動較小.說明往復運動速度對組合密封件的摩擦力影響較小.

圖9　最大接觸壓力與活塞桿運行速度關系曲線Fig.9　Curve of maximum contact pressure and speed of piston rod

圖10　最大摩擦應力與活塞桿運行速度關系曲線Fig.10　Curve of maximum friction stress and speed of piston rod

2.2滑環摩擦因數對動態密封性能的影響

滑環材料為聚四氟乙烯，無潤滑摩擦因數達0.04，此處摩擦因數分別取 0.01、0.02、0.03、0.04，對主密封面的最大接觸壓力進行分析，結果如圖 11所示.可見滑環的摩擦因數對主密封面最大接觸壓力影響不大，而且動態下密封往往處于動壓或混合潤滑狀態，不會對最大摩擦應力產生較大影響，因此，可忽略摩擦因數對最大摩擦應力的影響.

圖11　最大接觸壓力與滑環摩擦因數關系曲線Fig.11　Curve of maximum contact pressure and sliding ring friction coefficient

3　基于響應曲面法的方形同軸組合密封結構參數優化

應用響應曲面法［8］，以密封結構最大接觸壓力和最大摩擦應力具有望目特性為優化目標，對該組合密封的滑環厚度、滑環頂倒角角度、橡膠O形圈的壓縮率三因子進行優化設計.從圖 12和圖 13中可以看到，等值線圖的形狀接近橢圓或直線，說明兩因子之間交互效應顯著.需要說明的是，在響應變量為最大接觸壓力時的方差分析中，厚度與壓縮率的交互效應不顯著（P=0.235＞0.05）；響應變量為最大摩擦應力時，厚度與后倒角的交互效應不顯著（P=0.093＞0.05），因此在計算中不需要考慮以上兩個交互效應.

圖12　響應變量最大接觸壓力的等值線圖Fig.12 Contour line of response variables under maximum contact pressure

圖13　響應變量最大摩擦應力的等值線圖Fig.13 Contour line of response variables with maximum friction stress

滑環厚度、滑環頂倒角角度、橡膠O形圈的壓縮率三因子的優化結果如圖14所示，其中，y表示望目值，d表示合意性（即越接近設定目標，此值就越向 1靠攏）.當方形同軸密封的滑環厚度為2.03，mm，頂倒角角度為33.26°，壓縮率為16.70%，時（由于橡膠件不可能加工到軟件計算的精度，所以保留兩位小數），達到期望值，密封性能最優.

圖14　響應變量優化圖Fig.14 Optimization of the response variables

4　結 論

（1）方形同軸組合密封主密封面的最大靜態接觸壓力隨滑環厚度的增加而減小，隨滑環頂倒角的增大而增大，隨壓縮率的增大緩慢增大.

（2）活塞桿往復運行速度及滑環的摩擦因數對方形同軸密封的動態密封性能影響較小.

（3）根據響應曲面分析結果，當滑環厚度為 2.03 mm、滑環頂倒角為 33.26°、壓縮率為 16.70%，時，密封性能最優，可實現最大接觸壓力25 MPa，最大摩擦應力0.3 MPa的優化目標.

［1］ 譚晶，楊衛民，丁玉梅，等. 滑環式組合密封件的研究（I）：方形同軸密封件（格來圈）的分析［J］. 潤滑與密封，2007，32（1）：53-55.

［2］ 譚晶，梁軍，楊衛民，等. 滑環式組合密封件的研究（Ⅱ）：階梯形同軸密封件（斯特圈）的有限元分析［J］.潤滑與密封，2007，32（7）：16-19，74.

［3］ 陳國棟. 常溫低溫組合密封結構的有限元分析與優化設計［D］. 哈爾濱：哈爾濱工業大學，2008：37-43.

［4］ 鄭輝，張付英. 液壓往復密封泄漏量的有限元分析［J］.機床與液壓，2011，39（8）：58-61.

［5］ 王成剛，肖健，劉慧，等. 格萊圈密封性能非線性有限元分析［J］. 武漢工程大學學報，2014，36（2）：42-48.

［6］ 鐘亮，趙俊利. 往復式密封中O形密封圈組合的有限元分析［J］. 橡膠工業，2014，61（4）：231-235.

［7］ 李騰. Y型密封圈兒的密封性能計算分析［D］. 天津：天津科技大學，2014：47-60.

［8］ Makadia A J，Nanavati J I. Optimization of machining parameters for turning operations based on response surface methodology［J］. Measurement，2013，46（4）：1521-1529.

責任編輯：常濤

Optimization of the Structure and Operating Parameters of Rectangular Coaxially Combined Seal

ZHANG Fuying，SUN Yujia，JIANG Xiangmin
（Tianjin Key Laboratory of Integrated Design and On-line Monitoring for the Light Industry and Food Engineering Machinery and Equipment，College of Mechanical Engineering，Tianjin University of Science & Technology，Tianjin 300222，China）

ANSYS was used to analyze the impact of the rectangular coaxially combined seal’s structure and operating parameters on the static and dynamic sealing performance.The results showed that the maximum static contact pressure of the primary sealing surface decreased significantly with the increase of the sliding ring’s thickness，but increased with the growing of both sides of the sliding ring’s chamfering and O-ring compression rate.The influence of the reciprocating motion speed of the piston rod and the friction coefficient of the sliding ring on the maximum dynamic contact stress of the primary sealing surfaces and the friction between the sealing surfaces was not obvious.In order to realize the optimization target of getting maximum contact pressure and minimum friction of the sealing surface，the structural parameters of the combined seal were optimized by applying the response surface method，and the best structural parameters were obtained.The rectangular coaxially combined sealing property was the best when the sliding ring’s thickness was 2.03，mm，the top chamfering angle 33.26°，and the O-ring compression rate 16.70%，.

rectangular coaxial combined seal；finite element analysis；parameter optimization；response surface methodology

TB42

A

1672-6510（2016）04-0060-05

10.13364/j.issn.1672-6510.20150169

2015-10-19；

2016-01-17

國家自然科學基金資助項目（51075300）

張付英（1965—），女，河北人，教授，zhfuying@tust.edu.cn.