帽形滑環式組合密封的密封性能研究*

(西南石油大學機電工程學院 四川成都 610500)

王宣銀[1]對聚四氟乙烯組合密封圈的特性進行了分析，并推導了其摩擦阻力的計算公式。譚晶等人[2-3]利用有限元方法，對方形同軸密封件(格來圈)、階梯形同軸密封件(斯特圈)在不同參數下的密封性能進行了研究。張歡等人[4]對運用于汽車起重機支腿油缸的DAS組合密封圈密封特性進行了研究。劉清友等[5]對C形滑環式組合密封進行了研究，分析了結構參數與運動參數對密封性能的影響。陳家旺等[6]通過仿真得到了齒形滑環組合密封的摩擦力矩計算值，并通過實驗對其進行了驗證。王嘉毅等[7]建立了葉片式擺動缸組合密封的理論計算模型，并通過實驗驗證了其模型的合理性。NIKA和SAYLES[8]對復合矩形往復密封進行了建模，分析了接觸力、油膜厚度、泄漏、動摩擦等參數，并對結構進行了優化。HU等[9]利用有限元仿真對自補償同軸斜錐滑環組合密封性能進行了研究，證明了其自補償性能的有效性。

綜上可知，目前對于組合密封的研究主要集中在密封性能、密封原理、密封特點、密封主控因素等方面，且當前的研究主要針對C形、齒形、復合矩形組合密封等密封形式，尚未發現有相關文獻對帽形滑環式組合密封的密封性能進行系統研究。因此，本文作者從帽形滑環式組合密封原理出發，基于ABAQUS建立帽形滑環的二維軸對稱模型，分別研究在靜密封和動密封條件下，工作壓力、密封間隙、運動速度、摩擦因數等參數對于密封性能的影響，為帽形滑環式組合密封的設計與應用提供借鑒與參考。

1 帽形滑環式組合密封的密封原理

如圖1所示，帽形滑環組合密封是由帽形的增強聚四氟乙烯(PTFE,Polytetrafluoroethylene)滑環與O形橡膠圈組合而成的[10]。在運動過程中，增強PTFE材質的滑環與運動部件直接接觸，由于增強PTFE滑環具有耐磨性強、摩擦因數低的特點，同時由于O形橡膠圈能夠提供彈性力，從而可保證整個密封系統持續可靠。

圖1 帽形滑環式組合密封示意圖

采用帽形滑環式組合密封大大降低了系統的摩擦力，能夠有效地消除運動部件在低速時的爬行現象，防止O形橡膠圈在運動過程中發生纏繞，有效減少摩擦發熱引起的密封失效等問題。帽形滑環式密封具有較高的可靠性，特別適用于輕型低摩擦液壓與氣動設備。

2 模型建立

2.1 基本假設

由于O形圈橡膠具有高度的非線性，因此，在研究過程中對橡膠作如下基本假設：(1)材料的拉伸特性與壓縮蠕變性質相同；(2)材料性質均是各向同性材料；(3)約束邊界的指定位移會使密封圈受到縱向壓縮；(4)忽略溫度對橡膠參數的影響。

2.2 材料本構模型

橡膠是不可壓縮的各向同性的超彈性材料，通常使用應變能密度方程來描述它的本構模型[11]。在研究的帽形滑環式組合密封中，O形橡膠圈采用丁腈橡膠(NBR，Nitrile Rubber)，該材料是不可壓縮的各向同性的超彈性材料。對于應變能密度方程，各向同性超彈性材料可以表示成Cauchy-Green變形張量C的3個不變量的函數，即:

W=W(Ic,IIc,IIIc)

(1)

Rivlin將應變能密度函數表示成Ic和IIc的級數展開式：

(2)

式中：Cij是力學性能常數。

盡管高階的多項式模型可以精確地模擬超彈性材料的應力-應變關系，但需要確定多個常數，這些常數的確定往往比較困難。特別是在實驗數據有限的情況下，很難得到有效的高階常數。

當保留式(2)中的前兩項，得到不可壓縮橡膠材料的Mooney-Rivlin模型的表達式為

WMR=C10(Ic-3)+C01(IIc-3)

(3)

式中:C10和C01為力學性能常數。

根據相關文獻，采用的丁腈橡膠材料參數分別為C10=1.87 MPa,C01=0.47 MPa[12]。

2.3 有限元前處理

在ABAQUS中建立二維軸對稱模型，包括缸體、活塞桿、O形圈、帽形滑環，如圖1所示。模型參數選用車氏密封TB6-IIB100×5.7型孔用帽形滑環式組合密封。材料參數上，丁腈橡膠O形橡膠圈采用Mooney-Rivlin模型，其參數見3.2節；帽形滑環采用增強PTFE，彈性模量為1 GPa，泊松比為0.3[13]；活塞桿與缸體均采用42CrMo，取彈性模量為214 GPa，泊松比為0.29。

對模型進行網格劃分，均采用四節點雙向性軸對稱四邊形單元CAX4R，劃分結果如圖2所示。通過網格無關性驗證，當劃分網格數量為5 133時，計算結果隨網格個數的增加波動小于0.8%，因此在后面的計算中采用該網格數量。整個運動過程中，向有流體壓力側運行為壓縮行程，相反方向為伸展行程。

圖2 劃分網格后的模型

對帽形滑環式組合密靜密封性能研究，載荷施加分為兩步：(1)對活塞桿施加一定的徑向位移實現預壓縮；(2)對于帽形滑環式組合密封與流體接觸側施加流體的工作載荷。在動密封性能研究過程中，則需在靜密封研究的基礎上繼續施加活塞桿壓縮行程與伸展行程的運動。

3 結果與討論

3.1 系統參數定義

對于整個系統而言，O形圈與帽形滑環是系統中的易損件，其最大Von Mises應力能反映其是否容易損壞。同時系統中各接觸面上的最大接觸應力不應小于工作壓力，才能有效密封流體。因此需要對O形圈與帽形滑環的最大Von Mises應力，活塞桿、O形圈、帽形滑環、缸體間的最大接觸應力進行研究，各參數定義如表1所示。

表1 帽形滑環式密封關鍵參數

3.2 靜密封性能研究

在靜密封的研究過程中，主要探究不同密封間隙和工作壓力對帽形滑環式密封關鍵參數的影響。

3.2.1 工作壓力、密封間隙對Von Mises應力的影響

隨著工作壓力和密封間隙的不同，O形圈和帽形滑環的最大Von Mises應力σo和σc的變化如圖3和圖4所示。

圖3 O形圈的最大Von Mises應力與工作壓力、密封間隙 的關系

圖4 帽形滑環的最大Von Mises應力與工作壓力、密封間隙 的關系

由圖3可知：隨著工作壓力的升高，由于O形圈受到流體的壓力進一步壓縮，因此在相同間隙下σo逐漸升高；在較低壓力時，密封間隙對于σo的影響較為顯著；隨著工作壓力的升高，不同密封間隙下的σo差距逐漸縮小，這是由于隨著壓力升高，壓縮較小的O形圈與流體的接觸面積較大，而壓縮較大的O形圈與流體接觸面積較小，因此σo在一定范圍內趨于一致。

由圖4可知：隨著工作壓力的升高，在相同間隙下σc逐漸升高；當密封間隙較小時，σc上升速率較密封間隙較大時增大，這是由于在間隙較大時，O形圈的剛度較小，流體壓力作用于帽形滑環時繞O形圈的“翹曲運動”較為明顯，因此會在外側尖點形成較大的應力。

3.2.2 工作壓力、密封間隙對接觸應力的影響

隨著工作壓力和密封間隙的不同，活塞桿與O形圈間、O形圈和帽形滑環間、帽形滑環與缸體間的最大接觸應力的變化如圖5—7所示。由圖5—7可以得到，隨著工作壓力的增加與密封間隙的減小，各接觸面上的接觸應力均呈上升趨勢。

圖5 活塞桿和O形圈間的最大接觸應力與工作壓力、密封 間隙的關系

圖6 O形圈與帽形滑環間的最大接觸應力與工作壓力、密封 間隙的關系

圖7 帽形滑環與缸體間的最大接觸應力與工作壓力、密封 間隙的關系

如圖5所示，在相同工作壓力下隨著密封間隙的增長活塞桿與O形圈間的最大接觸應力pp-o呈線性增長的趨勢；隨著工作壓力的升高，不同間隙下pp-o的增長幅度相同。如圖6所示，在較低的工作壓力下，密封間隙對于O形圈與帽形滑環間的最大接觸應力po-c的影響較為顯著；隨著工作壓力的升高，大密封間隙下的po-c增長幅度先增加后逐漸與其他間隙下的po-c增長幅度基本一致。如圖7所示，帽形滑環與缸體間的最大接觸應力pc-c的變化趨勢與活塞桿與O形圈間的最大接觸應力pp-o的變化規律基本相同。

綜合分析圖5—7可以得到，在同一狀態下pp-o

3.3 動密封性能研究

在實際使用中，O形圈容易損壞，同時通過前面分析可知，活塞桿與O形圈間的最大接觸應力是影響密封可靠性的關鍵。因此，在動密封研究中，著重對O形圈的最大Von Mises應力σo以及活塞桿與O形圈間的最大接觸應力pp-o進行研究，探究在不同工作壓力、密封間隙、摩擦因數和運動速度下帽形滑環式組合密封的密封性能。

3.3.1 工作壓力對密封性能的影響

設定摩擦因數為0.2，密封間隙為0.2 mm，活塞桿運行速度為0.2 m/s，在不同工作壓力(p=1～5 MPa)下壓縮行程、伸展行程與靜密封條件下的O形圈最大應力σo、活塞桿與O形圈間的最大接觸應力pp-o的變化如圖8、9所示。

圖8 O形圈最大應力與工作壓力的關系(μ=0.2,c=0.2 mm,v=0.2 m/s)

圖9 活塞桿與O形圈間的最大接觸應力與工作壓力的關系 (μ=0.2,c=0.2 mm,v=0.2 m/s)

由圖8可看出：隨著工作壓力的增大伸展行程的σo逐漸增大且與靜密封過程中的σo變化不大；在壓縮行程中，系統工作壓力較低時，系統的摩擦力大于工作壓力，活塞桿帶動密封件在密封槽內竄動，導致O形圈具有轉動的趨勢，形成較大應力；當工作壓力逐漸加大，系統的摩擦力小于工作壓力，密封件不發生移動。因此在壓縮行程中σo先減小后逐漸增大。在實際使用中，應注意對應實際工況選擇合適的密封間隙，在保證密封的情況下防止密封件出現竄動。

從圖9可以得到：對于相同的工作壓力，在靜密封、壓縮行程、伸展行程中的活塞桿與O形圈間的最大接觸應力pp-o差別不大，隨著工作壓力的升高，pp-o呈線性增長。

3.3.2 密封間隙對密封性能的影響

設定摩擦因數為0.2，工作壓力為3 MPa，活塞桿運行速度為0.2 m/s，在不同密封間隙(c=0.1～0.5 mm)下O形圈最大應力σo、活塞桿與O形圈間的最大接觸應力pp-o的變化如圖10、11所示。

圖10 O形圈最大應力與密封間隙的關系(μ=0.2,p=3 MPa,v=0.2 m/s)

圖11 活塞桿與O形圈間的最大接觸應力與密封間隙的 關系(μ=0.2,p=3 MPa,v=0.2 m/s)

由圖10可得：在不同間隙下壓縮行程、伸展行程與靜密封下的σo差別不大；隨著密封間隙的增大σo逐漸減小，并且隨著密封間隙的增大σo減小的幅度逐漸變小。由圖11可知：在相同間隙下壓縮行程、伸展行程與靜密封下的pp-o基本一致，且隨著密封間隙的增加pp-o呈線性下降。

結合圖8—11可知，該密封的密封間隙為0.3 mm時既能保證系統有效密封，同時也能保證系統的應力較小，這與車恒德密封手冊中推薦的該密封的密封間隙范圍為0.3～0.4 mm吻合。

3.3.3 摩擦因數對密封性能的影響

設定密封間隙為0.2 mm，工作壓力為3 MPa，活塞桿運行速度為0.2 m/s，在不同摩擦因數(μ=0.05～0.25)件下壓縮行程、伸展行程與靜密封條件下的O形圈最大應力σo、活塞桿與O形圈間的最大接觸應力pp-o的變化如圖12、13所示。

圖12 O形圈最大應力隨摩擦因數的變化(c=0.2 mm,p=3 MPa,v=0.2 m/s)

圖13 活塞桿與O形圈間的最大接觸應力隨密封摩擦因數 的變化(c=0.2 mm,p=3 MPa,v=0.2 m/s)

如圖12所示，隨著摩擦因數的增大，壓縮行程和伸展行程的σo均逐漸減小；同時隨著摩擦因數增大兩行程的σo差距逐漸加大且壓縮行程σo略小于伸展行程。如圖13所示，隨著摩擦因數的增大pp-o先略微減小后逐漸增大，但pp-o整體變化幅度不大。因此加大系統的摩擦因數能夠在一定程度上降低O形圈的最大應力并提高相同條件下的接觸應力，但是也應在設計過程考慮由于摩擦因數的增加帶來的磨損加劇對于密封的影響。

3.3.4 運行速度對密封性能的影響

設定摩擦因數為0.2，密封間隙為0.2 mm，工作壓力為3 MPa，在不同運行速度(v=0.1～0.5 m/s)下壓縮行程、伸展行程與靜密封條件下的O形圈最大應力σo、活塞桿與O形圈間的最大接觸應力pp-o的變化如圖14、15所示。

圖14 O形圈最大應力隨往復運動速度的變化(μ=0.2,c=0.2 mm,p=3 MPa)

圖15 活塞桿與O形圈間的最大接觸應力隨往復運動 速度的變化(μ=0.2,c=0.2 mm,p=3 MPa)

如圖14所示，不同速度下，壓縮行程的σo略小于伸展行程，隨著速度的增加σo變化不顯著。如圖15所示，壓縮行程的和伸展行程的pp-o差距不大，但伸展行程的pp-o逐漸減小，壓縮行程的pp-o逐漸增大，但其壓縮行程的pp-o增長速率較慢。

總體來看，速度對于密封性能的σo和pp-o的影響有限，但速度的增加會導致摩擦的加劇，影響密封壽命。特別是在高速往復系統中應考慮摩擦產生的熱量堆積現象對密封的影響。

4 結論

(1)靜密封條件下，活塞桿與O形圈間的最大接觸應力小于O形圈與帽形滑環間的最大接觸應力，O形圈和帽形滑環間的最大接觸應力小于缸體與帽形滑環間的最大接觸應力，即活塞桿與O形圈間的最大接觸應力是決定密封性能的關鍵因素；隨著工作壓力的增大、密封間隙的減小，O形圈和帽形滑環最大Von Mises 應力，活塞桿與O形圈間、O形圈與帽形滑環間、缸體與帽形滑環間的最大接觸應力均逐漸增大。該密封在研究的參數下均能達到良好的密封效果。

(2)隨著工作壓力的增大，伸展行程的O形圈最大Von Mises 應力逐漸增大且與靜密封過程中的最大Von Mises 應力變化不大；在研究的參數下，由于O形圈在較低工作下發生竄動，壓縮行程中O形圈最大Von Mises 應力先減小后增大，因此在設計過程中應充分考慮低壓工作過程中密封件竄動對于密封可靠性的影響。

(3)壓縮行程或伸展行程下的O形圈最大Von Mises 應力隨著密封間隙的增大逐漸減小；壓縮行程或伸展行程下活塞桿與O形圈間的最大接觸應力隨著密封間隙的增加線性下降。在密封間隙為0.3 mm時較為合適，這與車氏密封手冊推薦值0.3～0.4 mm吻合。

(4)隨著摩擦因數的增大，壓縮行程和伸展行程的O形圈最大Von Mises 應力均逐漸減小，活塞桿與O形圈間的最大接觸應力先略微減小后逐漸增大。系統摩擦因數的增大能夠在一定程度上降低O形圈的最大應力并提高相同條件下的接觸應力，但設計過程中也因考慮由于摩擦因數的增加帶來磨損加劇對密封的影響。

(5)隨著速度的增加，O形圈最大Von Mises 應力和活塞桿與O形圈間的最大接觸應力變化不顯著，但速度的增加會導致摩擦的加劇，特別是在高速往復系統中應考慮摩擦產生的熱量堆積現象對密封的影響。