一種液壓缸串聯式組合密封及流場分析*

金 耀 陳 矗 朱振雷 周佳興 王宇婷

(湖南師范大學工程與設計學院 湖南長沙 410081)

液壓缸是廣泛應用于汽車、飛行器、工程機械等裝備制造業的核心基礎件，其密封系統是液壓缸和整機系統正常工作的關鍵機件。隨著當前液壓技術日趨向高壓、高速、高性能方向發展，液壓缸密封系統的泄漏風險大幅增加，使原本一直存在的液壓缸內泄漏問題更加突出。因此，如何應對液壓缸密封面臨的挑戰，提高液壓缸密封性能，以更好地適應高壓、高速等苛刻工況，已成為當前液壓行業共同關注的熱點和努力方向[1-3]。

液壓密封結構的發展歷程，先后經歷了形狀簡單的O形密封圈[4]、矩形密封圈[5]，稍復雜一些的YX密封圈[6]、U形密封圈[7]，以及組合密封[6]的過程。其中，組合密封件以其優良的密封性能和結構特點，已在液壓缸設計中廣泛使用。常見的組合密封包括格萊圈與斯特封[8]、VL密封[9]、同軸密封[10]等。此外，為增強密封性能，還出現了由不同類型密封串聯組成的多級密封結構[11-12]。除了上述接觸密封(密封圈密封)之外，還有非接觸的間隙密封[13]，其結構簡單，摩擦磨損和發熱都要好于接觸密封，但泄漏比接觸密封要大。

為適應液壓缸對高密封性能的發展需求，本文作者提出一種新型組合密封結構，它是由接觸密封和間隙密封串聯而成的多級密封，且適于雙作用液壓缸。文中通過ANSYS流場仿真和內泄漏物理實驗，驗證了該組合密封的有效性。

1 組合密封結構設計

1.1 組合密封結構及工作原理

以QY110汽車起重機支腿液壓缸的密封結構改進為例來說明。原支腿液壓缸，其活塞與缸筒之間的密封為接觸式的DAS組合密封圈[14]。文中設計的組合密封結構，是在原接觸密封左右端分別設置一間隙密封，使活塞在軸向由原單一式接觸密封變成串聯式多級密封結構，包括兩道間隙密封和一道密封圈密封，見圖1。

圖1 組合密封示意Fig 1 Schematic of combination seal

組合密封工作原理如下：假設壓力油流入液壓缸活塞左側容腔，驅動活塞向右運動，并從活塞右側容腔回油。泄漏發生時，泄漏油液依次流過組合密封的3個密封段。第一道密封是非接觸式的間隙密封。正常工作時，間隙密封段形成完整流體潤滑膜，間隙密封段平均間隙為10～30 μm。第二道密封是接觸式的密封圈密封，對第一道密封的泄漏再次屏蔽。正常運行時，該密封段的潤滑膜厚度和潤滑狀態取決于具體工況。當第一道密封發生事故失效時，第二道密封承擔第一道密封的功能和全部壓差。第三道密封為間隙密封，其作用是阻擋第二道密封的泄漏。

因此，油液先后歷經三道密封環節后，衰減嚴重，內泄漏減少到最小，使組合密封的密封效果比接觸密封與間隙密封分別單獨作用時都更好。這種多重密封保障，提高了工作可靠性。而且，由于兩端間隙密封區域對油液的屏蔽緩沖，使中間位置的密封圈承受的沖擊減弱，有利于延長工作壽命。

此外，活塞表面還可開設若干平衡槽，均衡活塞徑向受力，防止活塞偏斜帶來的摩擦磨損。

1.2 組合密封的內泄漏分析

圖1中，左側油液壓力為p1，依次流經第一間隙密封、密封圈密封、第二間隙密封后，壓力分別衰減為p2、p3、p4，每個密封段對應的內泄漏量分別為Q1、Q2、Q3，且Q1=Q2=Q3=Q。

組合密封的內泄漏計算如下：

(1)

(2)

(3)

式中：h1與h3分別為第一間隙段和第二間隙段活塞與缸筒內壁之間的單向間隙，且h1=h3=h；h2為密封圈與缸筒內壁之間的單向間隙；L1與L3分別為第一間隙段和第二間隙段的長度，且L1=L3；L2為密封圈密封段長度；η為油液動力黏度；v0為活塞與缸筒之間的相對運動速度；B是環形間隙周長，B=πD，D是間隙段活塞直徑。

2 基于流固耦合的數值分析模型

擬采用ANSYS/Fluent軟件對上述組合密封進行流場分析及密封性能研究，首先建立數值分析模型，具體步驟如下。

2.1 幾何模型建立

利用UG軟件建立圖2所示的組合密封三維幾何模型，將原山型唇邊簡化為平面，液壓缸及活塞的尺寸參數參照文獻[14]。同時建立作為對比的接觸密封和間隙密封模型。圖2中，固體域為密封圈結構，流體域為活塞與缸筒內壁之間的空間域，包括間隙密封區和密封圈密封區的薄壁圓環流域，徑向厚度(即間隙值)分別設為10和3 μm。

圖2 組合密封幾何模型Fig 2 Geometry model of combination seal

2.2 網格劃分及無關性驗證

將結構模型導入ANSYS Workbench中構建液壓缸流場模型。由于流體膜厚尺寸與活塞徑向尺寸差異很大，故先對流場區域進行適當切分以提高網格質量，保證在流體膜厚方向劃分出多層網格。然后，使用Meshing模塊中Sweep方法分別對流體域與固體域進行網格劃分。

因為網格劃分密度對數值計算結果有較大影響，故有必要進行網格無關性檢查。圖3所示為固體域網格無關性驗證結果。可知，當網格數增加到14 940時，2種壓力條件下的固體域密封圈變形趨于穩定，相對差值均低于3%。綜合考慮網格無關性、網格質量和計算機運算能力，確定組合密封固體域網格數取為14 940個單元。類似地，根據流體域網格數變化前后內泄漏差值不超過5%的原則，綜合權衡后確定組合密封流體域網格數為6 100 986個單元。圖4為劃分好的組合密封流體域模型，膜厚方向劃分為3～5層網格，網格最大扭曲度為0.49，滿足流體計算所要求的網格扭曲度小于0.98的條件，且無負體積出現。

圖3 不同壓力下密封圈變形隨網格數的變化Fig 3 Variation of seal ring deformation with mesh number under different pressure

圖4 組合密封流體域網格模型Fig 4 Mesh model of fluid domain in combination seal

2.3 流固耦合模型構建

研究中，采用單向流固耦合技術，即只考慮流體施加壓力作用于密封圈，使其產生變形的情況。

基于ANSYS Workbench平臺，將UG創建的幾何模型導入到Fluent的Geometry，然后共享至Static Structural，最后將Fluent計算結果傳遞到Static Structural之中，由此Fluent+Static Structural流固耦合模型得以建立。

2.4 關鍵仿真參數設置

仿真中，選用46號液壓油，其動力黏度為0.039 Pa·s，密度為870 kg/m3。流體模型采用層流，液壓缸進出口壓力差分別設為4.87、5.85、8.24、10.16、11.34 MPa，出口壓力固定為1 MPa。密封圈選用丁腈橡膠材料，密度為1.25 g/cm3，采用常用的Mooney-Rivlin模型[7]描述密封圈橡膠材料的力學特性，模型參數C10和C01分別取為1.84和0.46 MPa，不可壓縮參數d取為0.000 869。

3 數值分析結果

3.1 流場壓力分布

圖5所示為液壓缸入口壓力為6.85 MPa時，組合密封與接觸密封的流體域壓力云圖。壓力油均從圖示右端流入、左端流出，期間伴隨壓力一路衰減。圖5(a)中，油液先后經過第一間隙密封、密封圈密封及第二間隙密封這三道密封；在中間位置密封圈處，壓力已經被第一間隙密封衰減至5.6～6 MPa范圍。而圖5(b)中，油液只經過密封圈這一道密封,油液流到中間位置密封圈處時，壓力幾乎無衰減，仍保持約6.8 MPa。這表明，在進出口壓力相同的情況下，相比于接觸密封，組合密封在內部結構中壓力損失更大，密封圈受到的壓力和沖擊更小，有利于減少密封件變形，延長工作壽命。

圖5 流體域壓力云圖(入口壓力6.85 MPa)Fig 5 Pressure cloud map of fluid domain (inlet pressure 6.85 MPa) (a) combination seal;(b) contact seal

3.2 密封圈變形分析

圖6所示是組合密封和接觸密封中密封圈最大變形對比?？梢钥闯觯诓煌瑝毫Σ钋闆r下，組合密封變形都小于接觸密封變形，相對減少量為14%左右。這說明，相對于接觸密封中密封圈直接承受進口油液的沖擊和壓力作用而言，組合密封結構中端部的間隙密封對油液實施了阻滯，使中間的密封圈承受的油液沖擊和壓力變弱，從而導致密封圈變形更小。因此，組合密封結構在壓力作用下的抵抗變形能力更強。

圖6 組合密封和接觸密封的密封圈最大變形量對比Fig 6 Comparison of maximum deformation of two sealing structures

3.3 內泄漏分析

將接觸密封、間隙密封和組合密封的內泄漏理論計算值與Fluent仿真結果進行對比，具體數據見表1?？梢钥闯觯趬毫Σ钕嗤那闆r下，無論是理論計算還是Fluent仿真，組合密封的內泄漏均小于間隙密封和接觸密封。具體而言：對于理論計算值，組合密封比接觸密封的泄漏量減少16.13%～19.40%，比間隙密封減少79.66%～79.69%；對于Fluent仿真值，組合密封比接觸密封的泄漏量減少21.17%～22.16%，比間隙密封減少78.70%～79.22%。這說明組合密封的多級密封結構能更好地屏蔽泄漏，提升密封性能。另外還發現，理論計算值小于Fluent仿真結果，這種差異可能是因為Fluent仿真涉及幾何建模、流場數值計算及相關誤差等更多因素所致，但兩者所顯示出的規律仍然一致。

表1 內泄漏理論計算值和Fluent仿真結果對比Table 1 Leakage comparison between theoretical calculation results and Fluent simulation results

3.4 結構參數對組合密封內泄漏的影響3.4.1 間隙密封長度對內泄漏的影響

仿真中，密封圈密封段長L2固定為10 mm，在不同的液壓缸入口壓力下，各間隙密封長L1(35、37.5、40、42.5、45 mm)對內泄漏的影響規律見圖7?？芍孤┝侩S間隙密封長度的增大而減少。間隙密封長度增大，意味著流經間隙密封段的沿程阻力增加，流體壓力能衰減更多，因而泄漏量減少。但間隙密封長度越大，會造成活塞軸向尺寸變大。故設計間隙密封長度時，應根據實際情況綜合考量泄漏量與軸向尺寸之間關系。

圖7 不同入口壓力下間隙密封長對內泄漏的影響Fig 7 Effect of gap seal length on internal leakage under different inlet pressure

3.4.2 密封間隙對內泄漏的影響

圖8所示為不同密封間隙h(10、14、18、22、26 μm)導致的內泄漏變化規律?？梢钥闯?，內泄漏隨密封間隙的增大而增加。這是因為節流間隙越大，流體速度降低，節流效應減弱所導致的結果。

圖8 不同入口壓力下密封間隙對內泄漏的影響Fig 8 Effect of sealing clearance on internal leakage under different inlet pressure

從圖7和圖8還可看出，保持結構參數不變，當入口壓力變大而出口壓力不變時，密封區域兩側的壓力差越大，驅使流過的泄漏量增加。

綜合以上分析可知，組合密封內泄漏受間隙密封長、密封間隙這些結構參數和油液壓力等工況參數的影響，這與前述內泄漏計算公式(1)反映的規律一致。結構參數中，密封間隙對內泄漏影響更大。

4 內泄漏物理實驗

4.1 實驗系統簡介

實驗平臺為圖9所示YCS-DII型電液伺服比例綜合試驗臺。限于實驗條件，實驗沒有采用前述結構設計中的大尺寸汽車起重機支腿液壓缸，代之以溫州正控液壓有限公司生產的MOB40×200LB型小尺寸液壓缸，其缸筒內徑40 mm，活塞桿徑20 mm，行程200 mm，最大壓力不超過10 MPa。

圖9 實驗平臺Fig 9 Experimental setup

液壓缸內泄漏實驗參照國家標準GB/T 1562—2005和機械行業標準JB/T 10205—2010進行，測試方案見圖10。實驗中，采用被試缸與加載缸對頂方式，被試缸無桿腔一側通入壓力油，有桿腔一側出油口外接量杯，被試缸活塞通過加載缸提供的負載力保持位置不動。在壓力油作用下，油液從無桿腔經活塞密封泄漏至有桿腔一側量杯，同時記錄泄漏油液的收集時間，由此計算出單位時間內的泄漏流量即被試液壓缸內泄漏量。實驗中，監測油溫在40～46 ℃范圍內，壓力分別設置為4、6、8 MPa等數值，泄漏記錄時間為5 min，取5次測量結果的平均值為最終內泄漏值。

圖10 液壓缸內泄漏測試方案示意Fig 10 Schematic of measuring internal leakage

4.2 內泄漏實驗一：密封圈無損狀態

首先，針對圖11中的間隙密封、接觸密封和組合密封結構，分別測試它們在密封圈處于無損狀態下的內泄漏，以模擬液壓缸密封圈處于工作壽命前期的情況。該情況下，密封圈正常工作，能有效發揮預期設計的密封效果，故實際產生的內泄漏很小。實驗中，采集的泄漏油液以油液滴數為計量單位，每滴油液標定后體積為0.045 mL，最終換算后的內泄漏值見表2。可以看出，當密封圈處無損狀態時，各壓力情況下，間隙密封的內泄漏均為最大，接觸密封次之，組合密封的內泄漏最小。由此說明，在同樣的情況下，組合密封的密封性能最好。

圖11 實驗中的3種密封結構Fig 11 Three sealing structures in the experiment (a)gap seal; (b)contact seal;(c)combination seal

表2 密封圈無損時的內泄漏實驗結果Table 2 Results of internal leakage experiment for non-damaged seal ring

4.3 內泄漏實驗二：密封圈損壞狀態

工程實際中，隨著液壓缸持續服役運行，密封圈可能會出現老化、磨損等故障現象[15]，進入工作壽命中后期階段。為模擬此階段的密封圈損壞及泄漏，在接觸密封和組合密封的密封件上預制一個寬3 mm、高2 mm的倒三角形小缺口(見圖12)，實驗結果見表3。

圖12 密封件損壞時的2種密封結構Fig 12 Two sealing structures with damaged seal ring (a) contact seal with damaged seal ring; (b)combination seal with damaged seal ring

表3 密封件損壞時2種密封結構內泄漏試驗結果Table 3 Results of internal leakage experiment for two sealing structures with damaged seal ring

由表3可知，密封圈損壞時，不同工作壓力下，組合密封的內泄漏都遠小于接觸密封。這意味著，即使密封圈出現了損傷故障，采用組合密封的液壓缸也能在很大程度上抑制或減少內泄漏，提高密封效果與可靠性。

綜合上述實驗結果，可知：在同樣的工作條件下，相比于間隙密封和接觸密封，組合密封具有更優的密封性能，這與前述Fluent流場仿真的結論相一致。究其原因，應該是組合密封所具有的串聯密封結構，對泄漏油液構建了多重屏蔽和阻滯，故能有效地減少或阻止泄漏。

5 結論

(1)將現有密封技術中間隙密封與接觸密封有機集成，提出一種新型串聯式組合密封，可用于雙作用液壓缸。利用ANSYS流固耦合技術，對該結構流體域壓力分布、密封圈變形及內泄漏量進行了數值分析，并開展了內泄漏物理實驗。研究結果表明，組合密封具有良好、可靠的密封性能，優于間隙密封與接觸密封，達到了預期的性能目標。

(2)所提出的組合密封結構，雖然活塞軸向尺寸有所增加，但其防泄漏性能和可靠性均有顯著提高。進一步優化該組合密封的結構要素，有望應用于有嚴格泄漏要求、整體密封性能要求高的中高壓液壓場合。