基于田口試驗方法的雙唇Y形拉桿封參數優化研究*

張付英 初宏怡 賀佘燕

(1.天津科技大學機械工程學院 天津 300222；2．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 300222)

Y形拉桿封屬于唇形彈性密封件，由于具有結構簡單、安裝方便、摩擦阻力小、運動平穩等特點，被廣泛應用于往復密封裝置[1]。近年來，為了提高Y形密封圈的密封效果，許多學者在其截面形狀的優化設計[2-3]、潤滑條件的改善[4]、材料選擇[5-6]等方面進行了改進，但這些研究大都是針對單唇Y形密封圈進行的。實際工作中，由于液壓缸的加工和裝配精度誤差、重載工況、惡劣的工作環境及潤滑不良等都會導致液壓缸活塞桿出現微小的扭轉或彎曲變形，此種情況下，雙唇Y形密封圈的第二內唇可緊壓在拉桿上作為密封的第二道防線，而較薄的第一唇可在密封槽內浮動，吸收拉桿的擺動或扭動，有效密封因拉桿擺動或扭動產生的泄漏。因此近些年許多學者基于有限元方法對雙唇Y形密封圈進行了力學性能和結構分析，如YANG和SALANT[7-8]對比分析了雙唇Y形密封和階梯密封臨界速度與密封壓力間的關系；YANG[9]通過數值計算分析了不同粗糙度下密封性能的不同表現。但這些研究都集中于動態密封參數的分析，并未研究第二內唇的結構參數變化對接觸壓力的影響，以及動態密封參數的最優組合。

雙唇Y形密封圈常用于高壓往復運動中，密封壓力高，密封唇間傾角越小密封效果越好，但過高的壓力、摩擦力等都會導致密封失效，因此對密封參數進行優化十分必要。為了探究不同結構及運行參數對雙唇Y形密封性能的影響以及最優動態密封參數組合，本文作者利用有限元分析軟件ABAQUS對雙唇Y形拉桿的靜態密封進行了模擬，分析了第二內唇結構參數對密封性能的影響；基于混合潤滑模型，分析雙唇Y形密封圈在不同粗糙度、運行速度和操作壓力下的動態密封性能；利用田口實驗設計方法分析得到各影響因素對密封性能的影響程度，得到最優參數組合。該研究結果可為具有微小扭轉或彎曲變形工況下的液壓缸拉桿密封增效設計提供參考。

1 雙唇Y形拉桿密封的有限元模型建立

有限元建模時,選擇型號為TTX50×60×6.3 (GB/T 10708.1—2000)的雙唇Y形拉桿密封,其截面尺寸如圖1所示。其中α和β分別為第二內唇的左傾角和右傾角，L為第二內唇在軸向的位置尺寸。

密封圈的材料為聚氨酯,其IRHD硬度為80A,在室溫下，它的初始彈性模量E=43 MPa、泊松比ν=0.499。模型采用兩參數Mooney-Rivlin來定義其材料特性。參數C10=0.2 MPa,C01=6 MPa[9]。活塞桿和端蓋材料均為45鋼,彈性模量E=210 GPa,泊松比ν=0.29[9]。由于工作過程中雙唇Y形圈的變形遠遠大于活塞桿和端蓋的變形,在ABAQUS仿真中，將活塞桿和端蓋視為剛體，同時認為雙唇Y形圈完全軸對稱且沒有缺陷。模型中定義了2個相互作用:雙唇Y形圈內唇與活塞桿的接觸、雙唇Y形圈外唇與端蓋的接觸[10]，接觸面摩擦因數取0.3[7]，接觸類型均選用剛體-柔體接觸,接觸方式為面-面接觸。劃分網格時，活塞桿、密封圈、端蓋都采用 C3D8R八結點線性六面體，單元各部件網格劃分如圖2所示。文中建立有限元模型目的是提取接觸區靜態接觸壓力以及徑向影響系數矩陣，所以需要對唇部接觸區網格進行細化，細化后的網格分布如圖3所示。

圖2 各部件網格劃分Fig 2 Mesh generation of components

圖3 唇口局部網格Fig 3 Lip local mesh

雙唇Y形圈在液壓往復運動系統中有3種密封狀態:初始安裝狀態、靜壓工作狀態和往復工作狀態。文中分別對3種密封狀態進行了分析。

2 雙唇Y形拉桿密封的初始安裝模擬

在模擬安裝過程時，端蓋固定,令活塞桿產生軸向位移，模擬往復工作狀態[11]，并使第一內唇和第二內唇與軸過盈配合模擬接觸預緊力，得到預壓縮狀態的雙唇Y形圈模型。

圖4所示為初始安裝后，雙唇Y形拉桿密封接觸區沿軸向的壓力分布曲線。模擬安裝時，第一內唇過盈量取0.6 mm，唇外傾角為65°，唇內傾角為17°；第二內唇過盈量取0.3 mm，其左、右傾角均為20°，距密封圈端部的距離L取1.65 mm[12]。由圖4可見，兩內唇接觸壓力的峰值分別為7.897和18.523 MPa，第二內唇的靜態接觸壓力分布呈對稱性。兩唇的靜態接觸壓力分布與文獻[8]實驗結果一致，證明該模型的建立是合理可靠的。初始安裝后第二內唇處的最大接觸壓力明顯高于第一內唇，可作為密封的第二道防線保證良好的密封性。

圖4 初始安裝時密封區接觸壓力分布Fig 4 Seal contact pressure distribution when no hydraulic pressure is applied

3 靜態密封性能分析

文中應用ABAQUS對雙唇Y形拉桿密封進行了靜壓工作狀態的模擬。

3.1 第二內唇過盈量S對接觸壓力分布的影響

通過改變第二內唇的過盈量，分析兩內唇的壓力變化情況。圖5所示為初始安裝后，當靜態油壓為5 MPa時，第二內唇過盈量取不同值時2個內唇的最大接觸壓力曲線。可見，隨著第二內唇過盈量增加，2個唇內最大接觸壓力呈增大趨勢，第二內唇最大接觸壓力增加更加顯著。

3.2 第二內唇左傾角α對雙唇拉桿密封性能的影響

根據上文分析，選取過盈量S=0.3 mm。圖6所示為當p=5 MPa、β=20°、S=0.3 mm時，α為5°～50°時所得到的雙唇最大接觸壓力值。隨著第一內唇左傾角的增大,兩唇的最大接觸壓力為5°～25°時較為穩定。當α>25°時，兩唇的最大接觸壓力波動顯著增加。根據密封失效判別準則，當接觸壓力不小于油壓時可實現密封[13]。由圖6可以看出實驗區間內的雙唇Y形拉桿密封均可實現有效密封。

圖6 最大接觸壓力值與第二內唇左傾角α的關系Fig 6 The relationship between the maximum contact stress and the left inclination of the second inner lip

3.3 第二內唇右傾角β對雙唇拉桿密封性能的影響

根據上文研究，選取第二內唇左傾角為19°，過盈量S=0.3 mm。圖7所示為p=5 MPa、α=19°、S=0.3 mm時，第二內唇右傾角β在5°～30°之間時雙唇最大接觸壓力的分布曲線。隨著β值變大，第一內唇與第二內唇最大接觸壓力值呈增大趨勢，兩唇間壓力差值相對穩定，且第二內唇的最大接觸壓力始終大于第一內唇，同時大于密封油壓，此時可以實現密封；β>30°后，第一內唇最大接觸壓力值減小，第二內唇最大接觸壓力顯著波動。綜上所述，第二內唇右傾角β的設計值可在5°～30°間選取。

圖7 最大接觸壓力值與第二內唇右傾角β的關系Fig 7 The relationship between the maximum contact stress and the right inclination angle of the second inner lip

3.4 第二內唇軸向位置L對雙唇拉桿密封性能的影響

根據上文分析結果，選取過盈量S=0.3 mm、α=19°、β=20°，研究第二內唇軸向位置對雙唇拉桿密封性能的影響。由圖8可見，隨著第二內唇軸向位置L的增大，第一內唇第二內唇最大接觸壓力值變化并不明顯。

圖8 最大接觸壓力值與第二內唇軸向位置L的關系Fig 8 The relationship between the maximum contact stress and the axial position of the second inner lip

4 動密封密封性能分析

4.1 密封圈粗糙度的影響

通過上文分析，選取第二內唇參數S=0.3 mm、α=19°、β=20°、L=1.65 mm進行動態密封分析。圖9所示為當p=5 MPa，v=30 mm/s時密封粗糙度對密封性能的影響，由圖9(a)可以看出，密封圈與活塞桿間的摩擦力隨著密封件的粗糙度增加而變大，這是由于當密封處于允許的粗糙度范圍內時，密封圈與活塞桿間可以保持穩定的油膜厚度及摩擦；隨著粗糙度的持續增大，雙唇Y形密封圈的潤滑狀態惡化，這會對密封圈產生較嚴重的磨損導致摩擦力增加。圖9(b)表明，隨著粗糙度的增加內外行程的流量均增大，由于摩擦和潤滑條件惡化，凈泄漏量減小，當粗糙度大于0.95 μm時會出現外泄漏。因此，密封圈的粗糙度對雙唇Y形密封圈的密封性能起著重要作用，應合理選擇密封粗糙度。

圖9 密封件粗糙度對密封性能的影響Fig 9 Influence of seal roughness on sealing performance (a) friction;(b) flow

4.2 密封壓力的影響

圖10所示為v=30 mm/s，σ=0.8 μm時密封壓力對密封性能的影響。如圖10(a)所示，當活塞桿的運行速度與密封件粗糙度一定時，密封圈2個唇與活塞桿間的摩擦力均隨著密封壓力的增加而增大。這是由于當密封處于允許壓力范圍內時，密封圈與活塞桿間可保持穩定的油膜厚度及摩擦力，確保密封圈有較長的使用壽命；若密封壓力持續增大，密封圈則會發生擠出現象，被擠出到密封間隙中的邊緣部分被撕裂甚至剪斷，隨著活塞桿的往復運動在密封間隙中流動，從而導致摩擦力的增加。圖10(b)表示，隨著密封壓力的增加，密封圈的凈泄漏量呈減小趨勢。由此可以看出密封介質的壓力對雙唇Y形密封圈的密封性能起著重要作用，應合理選擇密封壓力。

圖10 密封壓力對密封性能的影響Fig 10 Effect of sealing pressure on sealing performance(a) friction;(b) flow

4.3 往復速度的影響

圖11給出了當p=5 MPa，σ=0.8 μm時，不同活塞桿往復運動速度下密封圈摩擦力和泄漏量的變化規律。文中將內外程往復速度設置為相同值。從圖11(a)中可以看出，隨著往復速度的增加，密封圈與活塞桿間的摩擦力變化不大。這是由于潤滑油膜的建立與活塞桿運行速度有關，但速度較低時密封處于干摩擦狀態，隨著速度的增加轉變為混和潤滑，當速度達到一定值后油膜完全建立，密封處與完全潤滑狀態。從圖11(b)中可以看出，隨著往復運動速度的增加，凈泄漏量逐漸增大。這是由于當運動速度增加后，潤滑油膜厚度隨之增大，往復循環的加快促使泄漏量進一步增加。

圖11 往復速度對密封性能的影響Fig 11 Influence of piston rod moving speed on sealing performance (a) friction;(b) flow

5 彈性雙唇Y形密封圈的最佳運動參數匹配關系

田口方法是一種通過正交試驗，采用少量試驗數和較小的計算量得到最優參數組合的計算方法[14]。通過上節的分析發現，密封件的粗糙度、活塞桿的往復速度和密封介質壓力對密封性能具有重要的影響。為了探究彈性雙唇Y形密封圈不發生泄漏的最佳運動參數匹配關系，文中設計4因子3水平正交試驗，試驗因素水平如表1所示，相應數值模型試驗仿真結果如表2所示。

表1 因素水準設計Table 1 Factors and level design

表2 正交試驗及結果Table 2 The orthogonal experiment and the results

田口算法中，將靜態特性分為望大特性、望目特性、望小特性3種，望小特性是希望測試結果越小越好。根據密封性能與泄漏量、摩擦力間的關系，文中利用Minitab軟件，采用望小特性進行相關計算[15]。在運算過程中，信噪比SN越大，表明該參數水平下的產品功能越穩定，密封性能越好。為了進一步求得密封性能最佳的參數組合，計算各參數組合所得信噪比如表3所示。可以看出，往復密封具有最佳密封性能的參數組合為p=8 MPa,σ=0.9 μm，v=10 mm/s，此時的信噪比為最大值-9.137 2。

表3 信噪比Table 3 Signal to noise ratio

Delta為SN比的極差值。極差值反映控制因子的重要程度,極差值越大表明該因子對指標的影響越大越重要，秩的排序則越靠前。信噪比響應表如表4所示。在此例中，秩的排序表明，對于密封性能的影響程度往復速度的影響最為顯著,粗糙度次之，密封壓影響最小。由表2的正交試驗結果也可看出，當往復速度為10 m/s時，密封壓力和表面粗糙度無論取多大值，所對應的泄漏量和摩擦力的數值都相對較小，再次證明活塞桿往復速度是影響密封性能的最主要因素。因此，在實際應用中應在較低的運行速度下綜合質量成本等因素對密封壓力及表面粗糙度進行選擇。

表4 信噪比響應(望小)Table 4 Signal-to-noise ratio response (looking for the small)

6 結論

(1)研究的雙唇Y形密封圈中，隨著第二內唇過盈量增大，2個唇最大接觸壓力均隨之增大。最大接觸壓力在5°<α<25°時較為穩定，當α>25°后，兩唇的最大接觸壓力波動顯著；當5°<β<30°時第一內唇與第二內唇最大接觸壓力隨β增加呈增大趨勢，當β>30°后，第一內唇最大接觸壓力值減小，第二內唇最大接觸壓力顯著波動。

(2)密封圈與活塞桿間的摩擦力隨著密封件粗糙度和密封壓力的增加而變大，往復速度對摩擦力的影響不大；隨著粗糙度的增加內外行程的流量均增大，凈泄漏量逐漸減小；密封壓力對外行程的流量影響并不明顯，隨著密封壓力的增加，內行程流量和凈泄漏量呈減小趨勢；隨著往復運動速度的增加，內外行程流量和凈泄漏量均逐漸增大。

(3)通過田口方法的分析得到，往復密封具有最佳動態密封性能的參數組合為p=8 MPa,σ=0.9 μm、v=10 mm/s。