深海活塞壓力平衡器組合密封結(jié)構設計與分析*

(青島科技大學機電工程學院 山東青島 266100)

圖1 深海壓力平衡器原理圖

往復動密封裝置是活塞壓力平衡器的核心部件，國內(nèi)外對于活塞往復密封的研究主要集中在以油壓為主的液壓裝備領域，對于深海活塞往復密封研究較少。深海活塞壓力平衡器的應用環(huán)境，要求其密封可靠，對深海環(huán)境壓力響應迅速，而傳統(tǒng)活塞往復密封在實際應用中摩擦力大，磨損嚴重，容易出現(xiàn)受力不均勻、爬行、泄漏現(xiàn)象，國內(nèi)外學者對此做了很多研究。BERNARD等[1]用實驗方法證明了星形密封圈在受到均勻擠壓的狀態(tài)下比傳統(tǒng)O形圈具有更強的填充能力，即使在擠出狀態(tài)時，星形密封圈對流體依然能保持有效密封能力；實驗結(jié)果還表明，最大剪切破壞準則適用于預測星形密封圈的失效。劉鵬等人[2]等對深海高環(huán)境下的O形密封圈建立了有限元模型，探討了外界壓力對O形圈接觸應力影響，研究表明，為保證密封可靠，隨著深度不斷增加，O形圈初始壓縮率應逐漸增大。張毅[3]研究了深海高壓環(huán)境中O形圈隨海水深度的應力變化情況，研究表明，隨海水深度的增加，O形圈的剪切應力逐漸增大。劉涌[4]將組合密封應用于深海活塞往復密封結(jié)構中以減小單圈密封摩擦力，并對活塞水下爬行現(xiàn)象進行了研究。周旭等人[5]設計了一種基于水介質(zhì)下的往復柱塞泵新型組合密封結(jié)構，結(jié)合有限元法分析其接觸應力，根據(jù)密封判據(jù)確定出密封圈最優(yōu)壓縮量。吳曉明等[6]在液壓活塞密封中，采用迷宮密封作為輔助密封，靜壓軸承作為主密封，運用CFD(Computational Fluid Dynamics)對其進行了分析和驗證。周博等人[7]用實驗的方法測定了O形圈在深海高壓環(huán)境的體積壓縮率，提出在深海1 000 m環(huán)境中，O形圈當量直徑應擴大10%。陳國強等[8]分析了在水介質(zhì)中活塞往復密封唇型密封圈的應力分布特點，得出了密封失效的關鍵部位。譚晶等人[9]利用有限元軟件對滑環(huán)式組合密封做了研究，并得出了相關設計結(jié)論，但忽略了O形圈的尺寸和壓縮率對密封的影響。張云啟[10]運用有限元分析法分析了O形圈中各個參數(shù)對密封性能的影響，并驗證星形圈更適合水下密封，但未考慮滑環(huán)因素在星形圈密封中的影響。

本文作者提出一種串聯(lián)往復動密封結(jié)構，考慮深海大壓力對密封圈影響，以矩形直通式迷宮密封為前置密封，以星形圈為主密封；利用CFD仿真驗證了迷宮密封對流體壓力的耗散作用，運用有限元軟件對主密封進行接觸應力分析，結(jié)合密封判定條件，確定合理的初始壓縮量。

1 往復密封方案設計

1.1 密封要求

深海一般是指海水深度大于3 000 m的海層，其鹽度為3.3%～3.5%，溫度約為1.5 ℃。深海環(huán)境下，深度每增加100 m壓力便增加1 MPa。深海惡劣的工作環(huán)境要求動密封裝置能夠在大壓力、長航時的條件下實現(xiàn)可靠密封；海水黏度較低，成膜困難，且具有腐蝕性，對密封件提出更高的要求；活塞壓力平衡器補償量大，行程長，要求密封裝置具有較小的摩擦力，防止出現(xiàn)爬行、抖動、密封圈間隙咬傷等現(xiàn)象發(fā)生。深海往復密封要求如表1所示。

表1 深海往復密封要求

1.2 密封結(jié)構設計

設計的密封結(jié)構為串聯(lián)式孔用動密封結(jié)構，整體結(jié)構如圖2所示，其兩側(cè)采用矩形直通式迷宮密封作為前置密封，中間采用星形圈與聚四氟乙烯滑環(huán)作為主密封。迷宮密封為非接觸密封，接觸面之間無摩擦，被密封介質(zhì)經(jīng)過曲折的泄漏通道，在“水力摩阻效應”與“流束收縮效應”共同影響下可以顯著降低流體壓力[11]，迷宮密封結(jié)構如圖3所示，其主要參數(shù)如表2所示。

主密封中，星形圈在缸體預緊力與介質(zhì)壓力的共同作用下，與接觸表面緊密結(jié)合，堵塞零件表面因機械加工所形成的微小泄漏通道。主密封兩側(cè)設置2個聚乙烯導向環(huán)，導向環(huán)為活塞供支撐與導向，保證其軸向平穩(wěn)運行，避免產(chǎn)生較大的偏心量，保障密封性能。聚四氟乙烯滑環(huán)在減小摩擦力的同時，防止密封圈間隙咬傷，該結(jié)構對密封介質(zhì)具有雙向堵漏作用；導向環(huán)布置在主密封兩側(cè)，從而避免活塞重力對密封圈的不均勻性壓迫，減少密封圈的磨損。

圖2 整體密封結(jié)構示意圖

圖3 迷宮密封示意圖

與傳統(tǒng)活塞密封方法相比，添加迷宮密封使主密封所承受的靜水壓力更小，有利于減小星形圈壓縮量，降低摩擦力，減少爬行、抖動現(xiàn)象發(fā)生。與O形圈相比，星形圈在密封唇之間形成潤滑容腔，具有較小的摩擦阻力與啟動阻力，其飛邊處于截面的凹處，遠離密封圈唇口，所以密封效果更好，星形圈為非圓形截面，在活塞運動過程中不會產(chǎn)生滾動[12]。聚四氟乙烯滑環(huán)具有密封性強、耐高壓、耐腐蝕性強等優(yōu)點，與金屬接合面之間的摩擦因數(shù)小，擁有較小啟動壓力，對深海壓力反應比普通單圈密封更加靈敏。導向環(huán)采用高分子聚乙烯，它是一種新型熱塑性工程材料，具有優(yōu)越的耐磨性能，摩擦因數(shù)小，沖擊強度高、硬度高。根據(jù)文獻[13]，主密封選用標準星形圈，其橫截面為5.33 mm。

表2 迷宮密封主要尺寸

2 數(shù)值模擬

2.1 迷宮密封數(shù)值模擬

控制方程是指將質(zhì)量、動量和能量守恒定律用于流體運動所得的關于流體速度、壓力、密度和溫度等物理量的關系式。

根據(jù)質(zhì)量守恒定律，流場穩(wěn)定后，單位時間內(nèi)流入迷宮密封的流體質(zhì)量等于流出迷宮密封的流體質(zhì)量，迷宮密封內(nèi)部流體的質(zhì)量變化率為0，即：

div(ρv)=0

(1)

式中：ρ為流體密度(kg/m3)；v為流體速度矢量(m/s)。

根據(jù)動量守恒定律，流場穩(wěn)定后，單位時間內(nèi)流入迷宮密封的流體動量與作用于迷宮密封的外力做功矢量和，等于流出迷宮密封的流體動量，即：

ρ(v·)v=ρf-(·v)]

(2)

式中：μ為流體動力黏度(Pa·s)；p為流體壓力矢量(Pa)；f為質(zhì)量力矢量(N)。

根據(jù)能量守恒定律，流場穩(wěn)定后，單位時間內(nèi)進入迷宮密封的各種能量等于流出迷宮的能量之和。即：

div(ρHv)=-p·v+(λT)+Sh+φ

(3)

式中：H為焓(J/kg)；λ為流體導熱系數(shù)(J/(K·m·s))；T為溫度(K)；Sh為能量方程的源項；φ為耗散函數(shù)。

迷宮密封為回轉(zhuǎn)體結(jié)構，將其簡化為二維軸對稱模型，這樣既可節(jié)省計算時間，也便于觀察流場內(nèi)部的真實情況，所建二維對稱流體通道模型如圖4所示。

圖4 二維迷宮流體通道模型

模型進口邊界選擇壓力邊界條件，初始壓力為100 MPa。流體在迷宮密封內(nèi)的流動過程，可認為是二維穩(wěn)態(tài)標準湍流流動[8]，仿真過程采用標準k-ε模型，流體材料選擇water。仿真過程中，選取流場穩(wěn)定后迷宮密封內(nèi)部流體壓力、速度、渦流分布云圖。

分析結(jié)果如圖5所示。由圖5(a)可見，流體自左端迷宮入口流入，流體壓力逐級遞減，在第三級時壓力變化較明顯。如圖5(b)所示，在流體經(jīng)過節(jié)流間隙前，流體速度急劇增加，原因是高壓流體經(jīng)過迷宮梳齒進入凹槽，壓力能轉(zhuǎn)化為動能，造成流體壓力減小，速度上升。如圖5(c)所示，3個密封槽的中部出現(xiàn)了渦流區(qū)，可知部分動能使流體在迷宮溝槽內(nèi)形成渦流。仿真結(jié)果表明，流體經(jīng)過迷宮密封時，伴隨能量的轉(zhuǎn)換，流體壓力在能量轉(zhuǎn)換過程中被逐級耗散，迷宮密封對壓力耗散作用明顯。

圖5 迷宮密封流場云圖

2.2 主密封數(shù)值模擬

根據(jù)設計尺寸建立仿真模型，星形密封圈可用Mooney-Rivlin模型描述[14]，即：

(4)

式中：參數(shù)C為應變系數(shù)，C01和C10分別取1.26和0.202 MPa;d為體積變化率，d取0.000 11;U為應變能;I1及I2分別為不同方向上的偏應變率;J為體積率。

滑環(huán)材料為聚四氟乙烯，其彈性模量為960 MPa，泊松比0.45；活塞與缸體材料為316不銹鋼，其彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3。

模型共建立3對接觸，分別為星形圈與活塞接觸對、星形圈與滑環(huán)接觸對、滑環(huán)與缸體接觸對。建立3個載荷步，活塞設置為固定約束，對缸體設置位移載荷，模擬加載預緊力，對密封件兩側(cè)施加30 MPa均布壓力載荷，分別模擬靜水壓力與油液壓力。主密封有限元模型如圖6所示。

圖6 主密封有限元網(wǎng)格模型

密封判定條件為接觸應力大于靜水壓力，即當接觸應力大于靜水壓力時，判定密封有效；當接觸應力小于靜水壓力時，判定密封失效。根據(jù)迷宮密封仿真結(jié)果，主密封所承受靜水壓力為20 MPa，考慮密封可靠性，取安全系數(shù)為1.5，即當接觸應力大于30 MPa時，判定密封有效，當接觸應力小于30 MPa時，判定密封失效。

主密封以Von-mises應力值作為疲勞破壞判據(jù)，即Von-mises應力越大，則表示密封圈越容易出現(xiàn)疲勞破壞。如圖7、圖8所示，隨著星形圈壓縮率逐漸增大，Von-mises應力與接觸應力也隨之增大。按照密封接觸應力判定條件，當接觸應力小于30 MPa時，可判定密封失效，為保證密封可靠，所以星形圈壓縮率應大于10%。隨著壓縮率的增大，Von-mises應力隨之增大，考慮到星形圈使用壽命，取星形圈壓縮范圍為10%～26%。

圖7 最大接觸應力隨壓縮率變化曲線

圖8 最大Von-mises應力隨壓縮率變化曲線

星形圈壓縮率分別取15%、25%時仿真得到的接觸應力分布云圖如圖9所示，最大接觸應力集中在星形圈的左右兩側(cè)唇邊位置，而滑環(huán)與缸體接觸對應力值較小。主要原因是滑環(huán)與星形圈接觸時，其接觸模型簡化為球面與平面接觸，在相同壓力作用下，接觸面積更小，容易出現(xiàn)應力集中；滑環(huán)與缸體內(nèi)表面接觸簡化為兩平面接觸，在相同壓力作用下，其接觸應力分布較均勻。仿真結(jié)果表明，滑環(huán)與活塞缸接觸區(qū)域是密封最薄弱部位，應格外重視。

以滑環(huán)與活塞缸接觸對為研究對象，比較在不同壓縮率下接觸應力分布情況，如圖10所示。當壓縮率為15%時，滑環(huán)與缸體內(nèi)表面接觸對的最大接觸應力小于30 MPa，根據(jù)密封判定原則，可以判定密封失效；當壓縮率為25%時，滑環(huán)與缸體接觸對最大接觸應力大于30 MPa，可判定密封有效。

圖9 不同壓縮率下接觸應力分布云圖

圖10 滑環(huán)與缸體接觸應力分布圖

圖11示出了壓縮率為15%、25%時Von-mises應力分布。可以看出：當壓縮率為15%時，最大Von-mises應力發(fā)生在唇邊區(qū)域，最大應力值為4.65 MPa；當壓縮率為25%時，最大Von-mises應力轉(zhuǎn)移到星形圈凹陷處，最大應力為8 MPa，表明星形圈密封性能提高，密封件Von-mises應力也相應增加。

圖11 Von-mises應力隨不同壓縮率分布情況

3 結(jié)論

(1)針對深海活塞往復密封特點和要求，開展新型往復動密封設計，提出以直通式迷宮密封為前置密封，以星形圈為主密封的復合密封結(jié)構。該結(jié)構采用星形圈搭配聚四氟乙烯滑環(huán)，可以減小摩擦、防止密封圈咬傷，從而提高密封性能；主密封兩側(cè)布置聚乙烯導向環(huán)，可減小活塞偏心量。

(2)采用流體計算力學對直通型迷宮密封的流體壓力、流體速度、渦流分布進行分析，結(jié)果表明，流體經(jīng)過迷宮密封伴隨能量的轉(zhuǎn)換，流體壓力在能量轉(zhuǎn)換中被逐級耗散，為后續(xù)主密封堵漏創(chuàng)造有利的條件。

(3)運用有限元方法對主密封進行分析，得出不同壓縮率下最大Von-mises應力與最大接觸應力變化情況，結(jié)合密封判據(jù)與疲勞破壞判據(jù)，確定星形圈壓縮率選擇范圍。結(jié)果表明，當壓縮率為25%時，接觸應力大于靜水壓力，滿足設計要求。