T型槽密封結構的有限元分析及試驗驗證

孟理華，劉浩闊，邊智，黃爽

（中國航空綜合技術研究所，北京 100028）

機載設備液壓系統中包含很多液壓傳動類裝置。由于長時間處于高壓、動載、強振動作用下，其系統工況復雜、使用環境惡劣，而且具有多體接觸、多構件撞擊的特性。隨著長航時、遠距離運行要求的提出，該類液壓系統的壽命要求也越來越高。密封件作為該類液壓系統產品中重要的零件，其性能好壞、壽命長短直接制約了產品壽命的提升。航空機載設備常用的密封槽結構主要包括矩形槽和T型槽。針對密封結構的密封機理、失效形式和改進設計等方面，國內外學者做了大量的工作。Fribourg D等[1]對矩形槽結構的密封機理做了比較系統的研究分析。錢文強等[2]應用有限元分析方法分析了初始壓縮率和介質壓力對矩形槽結構變形和接觸壓力的影響。張婧[3]利用ANSYS對矩形槽結構中的密封圈在空氣介質中不同截面尺寸、內徑、壓縮率等的變形與受力情況進行了分析研究，得出了不同參數對密封圈接觸應力的影響關系。運飛宏等[4]建立了矩形槽密封的接觸力學模型，以最小壓緊力為目標函數，對其進行了結構優化。雖然對于密封機理、改進設計的研究很多，但是大多針對矩形槽，對T形槽研究相對不足。美國Flowserve公司對此類槽型機械密封的研究相對較多，偏工程產品應用。國內對T型槽的研究以理論分析為主，多應用仿真方法分析T型槽密封端面壓力場分布規律、工作參數對密封性能影響等[5]。但是仿真用材料輸入多采用經驗數據輸入或橡膠材料數據，并未考慮密封圈成品后的性能變化，且仿真結果未經過驗證，無法直接指導工程應用。文中應用ABAQUS軟件，通過拉伸實驗得到產品級 O型密封圈的力學性能數據，對液壓系統用T型密封結構進行有限元分析，尋找出接觸應力與密封結構尺寸的關系，并通過試驗進行了相關驗證，分析結果可為密封結構的選型設計提供參考。

1 O型密封圈的有限元分析模型

由于該整體結構具有對稱性，故只取其截面做分析對象，建立密封圈與密封結構的截面 2D模型，利用ABAQUS的鏡像原理旋轉生成三維仿真分析模型。

1.1 基本假設

由于邊界條件較多，做出以下假設[6]：橡膠材料各項同性、均勻連續，且完全彈性；忽略因熱輻射而導致的熱損失；忽略橡膠材料的蠕變特性和應力松弛特性；為提高計算速度，把法蘭盤的內側進行分割并做剛體化處理。

1.2 密封結構幾何及材料模型

文中選用液壓系統的密封結構如圖1所示，主要有上、下法蘭和 O型圈組成。密封圈尺寸為φ110 mm×10 mm，材料為三元乙丙橡膠，法蘭材料均為鋁合金，密封圈預壓縮量為22%。

圖1 T型槽結構Fig.1 T-groove structure: a) sealing structure;b) seal ring structure

為了精確模擬密封圈工作狀態下的應力狀態，準確地輸入材料特性是有限元分析的關鍵。文中 O型密封圈選取真實產品，硬度為IRHD70（國際橡膠硬度等級），抗剪切強度近似為8.1 MPa。具體的試驗設備及試驗數據如圖 2所示。密封法蘭的材料為鋁合金，彈性模量為 7×104MPa，泊松比為 0.3，密度為2700 kg/m3。

圖2 密封圈力學性能拉伸試驗數據Fig.2 Tensile test data of mechanical properties of sealing ring

1.3 邊界條件及載荷設置

圖3 密封結構固定邊界條件及載荷設置Fig.3 Fixed boundary condition and load setting of sealing structure

為了模擬密封圈實際工作狀態，將殼體底面固定，并對法蘭施加垂直向下的位移載荷，直至法蘭面與殼體表面壓緊。具體設置如圖3所示。約束殼體后，在法蘭上端面施加位移載荷 2.2 mm，使得法蘭壓緊橡膠圈。設定螺栓擰緊力矩為110 N·m，即設定預緊力為27.8 N。施加的環境載荷：環境溫度為25 ℃，環境壓強為0.1 MPa，介質壓強為0.7 MPa，法蘭溫度為45 ℃。

1.4 接觸設置及有限元模型建立

在模型中全部接觸面之間設置為摩擦接觸，參照已發表的非金屬-金屬摩擦系數表，設定摩擦系數為0.2。具體設置如圖4a所示。所有結構均采用CAX4RH單元類型，該單元為4節點對稱四邊形雜交單元，可以模擬三元乙丙橡膠的大變形大應變。各個接觸對均采用罰函數法，將向下壓縮位移調整為兩個分析步，即分別向下移動0.1、2 mm。通過迭代調整分析步長和局部細化網格來實現分析結果的收斂[7]。最終建立的整體有限元模型如圖4b所示。

圖4 密封圈與工裝接觸設置Fig.4 Contact setting of sealing ring and tooling:a) contact setting of sealing ring and flange;b) integral assembly model of seal ring

1.5 密封失效準則

研究表明，用于靜密封的密封圈失效原因主要為老化和破裂[8]。具體到仿真計算中，密封圈主要有以下兩個失效準則。

1）最大接觸應力判據。當密封圈與密封面兩側接觸應力大于所密封的介質壓力值時，才能實現介質的密封，否則發生泄漏，導致密封失效。

2）最大剪切應力判據。密封圈在承受一定預壓縮量作用時，所承受的剪切力大于密封圈抗剪強度時，密封圈會產生裂紋，進而發生剪切破壞失效。

2 結果與分析

等效應力（Von Mises應力）反應了截面上各主應力差值的大小。等效應力（Von Mises應力）越大，橡膠材料的松弛速度越快，從而造成剛度下降，材料越容易出現裂紋，導致密封失效。等效應力是基于剪應變的一種等效應力。文中利用有限元法研究不同結構參數對密封結構中密封件變形、Von Mises應力和密封面最大接觸應力的影響。

2.1 過渡圓角對應力分布及接觸應力值的影響

由于 T型槽結構中存在上槽寬和下槽寬處的過渡圓角，導致密封圈在壓縮變形的過程中該處存在應力集中。不同過渡圓角下的密封圈等效應力分布如圖5所示。在其他條件不變的情況下，隨著過渡圓角的增大，局部應力最大值由過渡圓角處逐漸向密封圈中心轉移，并且分布區域逐漸擴大，分布更加均勻，局部應力最大值也逐漸降低。

密封圈局部應力和接觸應力的最大值隨過渡圓角的變化曲線如圖 6所示（圖中局部最大應力為密封圈所受應力局部最大值，接觸應力為密封圈與法蘭接觸平面最大接觸應力，局部最大應力原始值和接觸應力原始值均表示通過仿真得到的密封圈相應應力值）。對仿真得到的原始值進行非線性回歸分析，可以得到各應力值隨過渡圓角變化曲線。由此可知，在其他條件不變的情況下，隨著過渡圓角的增大，等效應力和接觸應力逐漸減小。這表明過渡圓角較小時，等效應力過大，容易導致密封圈出現剪切裂紋失效，同時接觸應力過大也不利于安裝。綜合考慮密封圈抗剪切強度和密封性能的要求，選用過渡圓角值為R2。

2.2 槽寬對應力分布和接觸應力值的影響

密封結構設計雖已列入國家標準[9]，但在實際工作中，考慮實際密封需要或產品外形需求，進行非標準密封設計。而橡膠作為超彈性近似不可壓縮材料，密封槽槽寬是直接影響預壓縮量的重要因素。不同的槽寬使得密封圈變形不一致，導致密封圈產生不同的內應力。T型槽中槽寬尺寸包括上槽寬和下槽寬，由于影響密封效果的主要是密封圈和法蘭盤接觸面面積和接觸應力的大小，因此固定下槽寬和下槽高、上槽高尺寸不變，逐步改變上槽寬的尺寸，分析上槽寬尺寸的改變對密封圈局部應力最大值、接觸應力最大值的影響，結果如圖7所示。

圖5 不同過渡圓角時的密封圈應力分布Fig.5 Stress distribution of seal ring with different transition fillet

密封圈局部應力和接觸應力隨槽寬變化的曲線如圖 8所示。可以看出，隨著上槽寬的逐步增加，密封圈局部最大應力逐漸增大，而接觸應力隨之減小。因此在保證密封的條件下，上槽寬應選擇的盡量小。但如果上槽寬過小，又會導致密封接觸面積較小，影響密封效果；上槽寬過大又會導致密封圈局部應力最大值過大，對密封圈形成極大的剪切力，極易形成密封圈的剪切破壞而降低密封圈的使用性能和使用壽命。當上槽寬尺寸與密封圈截面直徑比達到 1.5倍時，局部應力最大值已經超過了文中所用密封圈剪切強度極限。綜合考慮密封圈剪切強度和密封接觸面積大小，選取上槽寬尺寸為密封圈截面直徑的1.2~1.5倍。

2.3 傾斜角度對應力分布和接觸應力值的影響

密封槽深方向的傾斜角度雖不能影響密封圈的預壓縮量[10]，但是不同的傾斜角度會導致不同的密封圈變形，不同的變形會導致密封圈應力分布和接觸應力值的不同，如圖9所示。

圖6 密封圈局部應力和接觸應力隨過渡圓角變化曲線Fig.6 Curve of local stress and contact stress of sealing ring with transition fillet

由圖10可以看出，密封圈局部應力最大值和接觸應力隨傾斜角度（1°~10°）的增加在逐步增加。接觸應力增加使得密封性能得到提升，然而局部應力最大值的增加卻加大了密封圈剪切破壞的風險，降低了密封圈的使用壽命。綜合考慮，選取傾斜角度為5°~6°，密封介質壓力越大選取的傾斜角度也越大。

3 試驗驗證

為了驗證文中有限元分析結論的有效性，選取密封結構設計了密封圈老化壽命實驗。具體密封結構尺寸見表1.

每種尺寸選取6個試驗樣本，試驗條件見表2。

圖7 不同槽寬時的密封圈應力分布Fig.7 Stress distribution of seal ring with different groove width

圖8 密封圈局部應力和接觸應力隨槽寬變化曲線Fig.8 Variation curve of local stress and contact stress ofsealing ring with groove width

表1 試驗用密封結構Tab.1 Sealing structure for test

表2 試驗條件Tab.2 Test conditions

圖9 不同傾斜角度時的密封圈應力分布Fig.9 Stress distribution of seal ring with different inclination angles

圖10 密封圈局部應力和接觸應力隨傾斜角度變化曲線Fig.10 Variation curve of local stress and contact stress of sealing ring with inclination angle

開始試驗后，每間隔48 h取出密封圈，在空氣中冷卻1 h后，拆除密封圈工裝，靜止恢復24 h，然后將密封圈裝配至氦檢漏工裝完成檢漏測試。最終試驗截止判據以試驗時間達到336 h或泄漏率（年泄漏率為0.01%，換算為100 Pa·L/s）超標中任一個達到為準。最終的試驗結果見表3。

表3中各條件下的泄露率均為當前條件下6個樣本中的最大泄露率值。由表3可以看出，條件1和條件2的樣本在試驗過程中均未發生泄漏超標，而條件3、條件4分別在進行第7次、第6次氦檢漏時發生泄漏率超標。經拆卸密封工裝后，檢查密封圈樣本后發現，條件3和條件4的所有樣本均發生剪切破壞，條件1樣本均完好，而條件2中只有2個樣本完好，4個樣本在沿過渡圓角處的邊緣發生多處可見裂紋。試驗后密封圈樣本圖片如圖11所示。

由此可以看出，在局部圓角過小、槽寬尺寸較大、傾斜角度較大時，密封圈與密封結構的接觸壓力均大于密封介質壓力，并且密封圈局部應力最大值偏大。隨著密封圈老化程度的增加，其抗剪切強度也在逐漸減小。當局部應力最大值大于其抗剪切強度時，密封圈即發生破裂，進而導致密封失效。

表3 氦檢漏結果Tab.3 Results of helium leak detection Pa·L/s

4 結論

圖11 試驗后樣本Fig.11 Sample after test: a) condition 1; b) condition 2; c) condition 3; d) condition 4

文中采用有限元法，基于T型槽密封結構參數的變化對其應力分布和接觸應力的影響進行了分析，總結了它們之間的變化規律并進行了試驗驗證，為液壓系統T型密封槽的設計提供了理論指導。結果表明，過渡圓角、上槽寬、傾斜角度的增大都會導致密封圈局部應力最大值的變大，使得密封圈剪切破壞的風險提高。而過渡圓角、傾斜角度的減小，上槽寬的增大又會導致接觸應力的減小，同時影響密封接觸面積。因此，對于液壓系統T型槽結構在滿足密封性能要求的前提下，建議選用較大的過渡圓角（推薦值為R2），較小的傾斜角度（推薦值為 5°~6°）及槽寬（推薦值為密封圈截面直徑的1.2~1.5倍）。