斯特林機活塞桿帽式密封結構改進研究*

楊東亞 孫榮拓 李佳駿 薛 薇

(蘭州理工大學機電工程學院 甘肅蘭州 730050)

斯特林機是一種外部供熱的活塞式發動機，以氣體(氫氣或氦氣)為介質，按閉式回熱循環方式工作。活塞桿處介質泄漏是斯特林發動機常見的故障現象，也是最難解決的問題之一[1]。

針對活塞桿密封問題，很多研究人員通過有限元分析法對O形圈進行優化分析，發現了通過合理設計O形圈截面形狀可改變內部應力及接觸應力的大小及分布，以達到提升密封性能的效果。周立臣[2]分析了幾種改進O形圈的力學特性，證明改進截面為“D”形可以提升密封性能。韓傳軍和張杰[3]對X形密封圈進行了優化設計并分析驗證了優化結果。劉先斌和廖蘭[4]針對氣體密封，將O形圈截面改進為錐形，并驗證了改進后可提高密封性能。蔡智媛等[5]利用ANSYS軟件分析了液壓格萊圈密封軸向推進和徑向壓縮兩種預壓縮的靜密封性能，并得確定了不同介質壓力和壓縮率應選擇的預壓縮方式。針對斯特林機活塞桿密封問題，TANAKA[6]研究發現帶有“潤滑環”的組合密封裝置具有良好的密封性能。蘭州理工大學研究人員對斯特林機密封結構和關鍵零部件做了較為深入的研究和設計。其中楊東亞等[7]和CHANG[8]確定了帽式密封基本結構，并分析驗證了該結構可滿足斯特林機活塞桿的密封需求；曹文翰[9]通過分析和實驗建立材料摩擦磨損模型，提出了多場耦合下密封數值模擬方法，設計了CL蓋封密封件，并驗證了其優化效果；張甜等人[10]分析了過盈量和壓縮量對帽式密封性能和壽命的影響規律；李東軒等[11]利用ABAQUS軟件進行了帽式密封穩態和瞬態分析并探析了不同介質壓力下的有效密封區域，同時還研究了摩擦熱對于密封性能的影響。但迄今為止，鮮見對帽式密封結構的改進研究。

斯特林機中高壓介質會使密封圈變形而與活塞桿非理想接觸，另外工作時密封裝置上下交變壓差會致使密封圈與活塞桿貼緊力不穩定。針對以上問題，本文作者對帽式密封結構進行改進設計，并進一步探究關鍵工況參數對改進密封結構的影響規律，為帽式密封的優化設計提供依據和指導。

1 結構建模

1.1 密封機制

原有帽式密封結構如圖1所示，由活塞桿、墊板、密封圈、O形圈和擋圈組成。其密封效果通過密封圈與活塞桿過盈配合安裝和O形圈的壓縮預緊提供。在活塞桿往復運動的過程中密封圈會產生磨損，但在O形圈所提供的徑向力作用下，磨損的密封圈會被不斷補償以維持密封效果并延長帽式密封結構的壽命。帽式密封的安裝如圖2所示。

圖1 帽式密封結構1/4剖視圖Fig.1 Cap-type combination seal construction 1/4 section view

圖2 帽式密封Fig.2 Cap-type seal

1.2 模型建立

利用ANSYS建立尺寸如圖3所示簡化帽式密封的2D軸對稱模型，并將改進結構使用同樣基礎尺寸和建模方法建立相應模型。

圖3 模型尺寸Fig.3 The model size

使用軸對稱模型可在保證計算準確度的前提下簡化計算，縮短計算時間。其結構、約束和邊界條件均為軸對稱分布，符合密封結構的特性，因此將模型簡化為二維軸對稱問題。

圖4所示為研究的4種結構的有限元模型，結構1為現有帽式密封結構簡化模型，其余3種結構為文中提出的改進結構。其中結構2兩個密封圈截面內側均為弧線；結構3兩個密封圈截面內側均為直線；結構4兩個密封圈截面內側均為直線，O形圈截面形狀改為鼓形。

圖4 各結構有限元模型Fig.4 Finite element model of each structure: (a)structure No.1;(b)structure No.2; (c)structure No.3;(d)structure No.4

密封圈、擋圈均采用聚四氟乙烯基復合材料，具體參數見表1。

表1 密封圈材料參數Table 1 Sealing ring material parameters

O形圈均采用耐油氟橡膠，為超彈材料且具有高度非線性。為了準確模擬其性能，文中采用Mooney-Rivlin模型描述其力學特性，其表達式為

(1)

式中：W為應變能；cij為材料的Mooney-Rivlin系數，具體參數見表2。

表2 O形圈材料參數Table 2 O-ring material parameters

其余部分為默認材料Structural Steel。

為得到高質量網格和較準確的分析結果，將O形圈進行三角形網格劃分。為利于整個模型收斂，將除O形圈之外的所有結構使用自動劃分，并且將密封圈的網格大小調整，將密封圈和O形圈的所有接觸區域進行網格密化。

1.3 基本假設

為簡化模型，提高運算效率，文中假設一切限定環境與參數在分析中不發生變化，且除分析中控制的環境和條件外，忽略其他影響因素。

1.4 約束與載荷

模型中所有接觸均為摩擦接觸，法向剛度設定為因數，數值為1，更新剛度為每次更新，時步自動平分。固定擋圈，將載荷施加分為三步，第一步通過控制遠程位移使各個模型勻速完成預壓縮，第二步在模型上側勻速施加介質壓力，第三步給活塞桿添加往復運動，以模擬實際工況。載荷與邊界條件見表3。

表3 載荷與邊界條件Table.3 Load and boundary conditions

2 仿真結果及分析

2.1 密封性能分析

圖5所示是4種模型O形圈的von Mises等效應力云圖。O形圈的應力表現對帽式密封的自補償功能有極大的影響，尤其是徑向應力分布是否均勻是衡量結構質量的關鍵。通過比較可以發現，在相同條件下，結構1的應力分布由于介質壓力的影響非常不均勻，應力主要集中在與密封圈下端接觸位置；結構3、4、5中，由于減小了O形圈受介質壓力的影響，應力表現相對于結構1更分散并且分布更均勻，最大等效應力也更小。其中結構2、3的最大等效應力值只有結構1的57.5%和47.6%。另外，結構3中的徑向應力集中最為明顯，結構2、4中O形圈徑向應力相對于結構3有明顯的分散，尤其是結構4，幾乎消除了該區域的應力集中并將其分散至與密封圈頂端接觸的兩點附近。

圖5 各結構O形圈von Mises應力云圖(MPa)Fig.5 O-ring von Mises stress pattern of each structure(MPa): (a)structure No.1;(b)structure No.2; (c)structure No.3;(d)structure No.4

圖6所示是同條件下4種模型密封圈的von Mises等效應力云圖。可以看出，結構1的最大等效應力集中在密封圈的內側轉角處，改進前后應力最大值基本一致，但應力分布和形變有所不同。改進后其應力主要集中在內側密封圈中間處，外側密封圈應力值較大。改進后有效減少了密封圈的形變，可保持與活塞桿摩擦副的穩定接觸，有利于轉移膜的形成，可有效提高密封結構的摩擦密封性能。同時還可看出，結構3的最大應力值較大，結構2的內側密封圈應力分布更均勻并且最大應力值更小。

圖6 各結構密封圈von Mises應力云圖(MPa)Fig.6 von-Mises stress pattern of seals of various structures (MPa):(a)structure No.1;(b)structure No.2; (c)structure No.3;(d)structure No.4

圖7所示為4種密封結構在相同條件下密封圈各節點的等效接觸應力分布。當接觸應力大于介質壓力時即可實現有效密封。結構1由于密封圈受介質壓力作用變形，導致在0.6～1.3 mm處無法與活塞桿保持接觸，無接觸應力數據，其最大接觸應力值為7.9 MPa。結構2、3、4能夠保證密封圈在介質壓力作用下的變形量很小，可以保證密封圈與活塞桿接觸一側始終貼合。結構2最大接觸應力值為29.99 MPa，結構3為22.84 MPa，結構4為29.01 MPa。3種改進結構均能保證密封效果，且相對于結構1有效密封面積分別增加了40%、37%、14%。

圖7 4種結構各節點接觸應力值Fig.7 Contact stress values of each node of the four structures

3種改進結構中對扣密封圈外圈各節點的接觸應力如圖8所示，可見3種結構的接觸應力均大于介質壓力，可以實現有效靜密封。其中結構2的接觸應力數值較大且分布最均勻。

圖8 改進結構密封圈外圈各節點接觸應力值Fig.8 The contact stress values of each node of sealing ring outer ring of improved structures

綜合以上分析可知，改進結構在介質壓力5 MPa、壓縮比15%、活塞桿往復速度10 m/s的條件下能夠實現有效密封，并且相較現有結構動密封區域接觸應力更加平穩和均勻，由于在滑動摩擦中，聚合物與金屬表面的黏附是形成堅韌轉移膜的基礎[12]，所以改進結構動密封摩擦副的摩擦磨損性能更優。改進后O形圈內部的等效應力也更小、更加均勻，可有效增加裝置壽命。由此可得，改進結構密封性能更好，其中結構2綜合表現最佳。

2.2 關鍵工況參數下密封性能比較

以密封環與活塞桿間的接觸應力為評價指標，通過改變介質壓力、摩擦因數和活塞桿運行速度，比較不同關鍵工況參數下改進密封結構的密封性能，并研究各關鍵工況參數對改進結構密封性能的影響規律。

2.2.1 介質壓力的影響

在預壓縮比15%、活塞速度10 m/s、摩擦因數0.2條件下，對改進密封結構施加0～9 MPa的介質壓力，得到不同介質壓力下密封圈對活塞一側的接觸應力值，并利用B-樣條法進行曲線擬合，得到如圖9所示的接觸應力變化曲線。

圖9 接觸應力隨介質壓力的變化Fig.9 Variation of contact stress with medium pressure

由圖9可以看出，結構2的最大接觸應力值較大，結構3較小；3種結構接觸應力都大于所受介質壓力，均能達到較好的密封效果。在介質壓力達到1.5 MPa之前，3種結構的接觸應力均呈穩定上升趨勢，其中結構2、4上升更為明顯。當介質壓力超過1.5 MPa后，結構2進入平穩小幅升高階段，并在4.5 MPa時有微小波動；而結構3、4在介質壓力為5～7 MPa時最大接觸應力出現了較大的波動。

綜上，結構2在不同介質壓力下的接觸應力值最大，接觸應力曲線較為平穩，即密封性能最好且最穩定。

2.2.2 摩擦因數的影響

在介質壓力5 MPa、壓縮比15%、活塞速度10 m/s條件下，設置密封圈與密封環之間的摩擦因數為0.02～0.5，模擬得到不同摩擦因數下密封圈與活塞接觸一側的最大接觸應力，并通過B-樣條法擬合曲線，結果如圖10所示。

圖10 接觸應力隨摩擦因數的變化Fig.10 Variation of contact stress with friction coefficient

由圖10可知，3種結構的最大接觸應力均隨摩擦因數的增大而增大，接觸應力都大于結構所受的介質壓力，均能達到較好的密封效果。然而，在相同摩擦因數下結構2的最大接觸應力明顯高于其他結構。在最大接觸應力變化趨勢上三者較為相似，均為單調遞增。通過對不同摩擦因數下接觸應力的對比，可知結構2的密封性能最佳。

2.3 活塞運動速度的影響

在介質壓力4 MPa、壓縮比15%、密封圈與活塞桿間摩擦因數0.2條件下，設置活塞桿速度為1～20 m/s，模擬得到了不同速度下密封圈與活塞桿接觸一側在內行程和外行程中的最大接觸應力，并通過B-樣條法擬合曲線，結果如圖11所示。

圖11 接觸應力隨活塞速度的變化Fig.11 Variation of contact stress with piston velocity

由圖11可知，在不考慮流體環境的情況下，活塞運行速度對密封性的影響很小，幾乎可以忽略。但速度較快必然會在同等的時間內產生更多的摩擦熱，高速高溫下，黏附層的形成和脫落會加快，進而加劇復合材料的磨損；并且轉移膜的剝蝕現象也會加重，其穩定性和均勻性都會變差，最后導致材料的潤滑性、接觸面的密封性都下降[11]。所以實際中的活塞速度不宜過高[13]。從圖11中還可以看到，對于每一種結構都有內行程最大接觸應力略小于外行程的情況，這與現有的帽式密封結構表現相似。另外，在相同活塞速度下結構2的接觸應力均大于結構3和結構4，表現出更好的密封性能。

綜上，通過對3種改進結構的瞬態分析可知，結構2接觸應力在不同的關鍵工況參數下都較大并且平穩，密封效果最好。對比各關鍵工況參數的影響可知，介質壓力對密封結構的密封性能影響很大，所以在實際應用設計中，應合理控制介質壓力以保證密封性。摩擦因數對密封性的影響在一定范圍內可視為正相關，但在摩擦因數提高到某一值時均出現接觸應力增長速率加快的趨勢。桿表面越粗糙，摩擦力和凈泄漏將會越大，在頻繁啟動和關閉的情況下，密封更容易發生疲勞故障[14]。后期應針對粗糙度、摩擦因數、正壓力和接觸應力做更深入的研究來探究其規律。活塞桿運動速度在不考慮流體環境的情況下對密封性影響很小，但其速度會過大會導致更高的溫度，對材料的潤滑性、接觸面的密封性和密封圈的壽命都有較大影響。內行程的密封性要略差于外行程，在設計中應重點關注內行程的密封性。

4 結論

(1)3種斯特林機帽式密封改進方案都不同程度地改善了原有結構的密封性能。其中在研究的各關鍵工況參數下結構2相對最佳。

(2)3種關鍵工況參數中介質壓力對改進密封結構的密封性能影響最大，并且會造成接觸應力的突變。對于結構2，介質壓力在6～8.5 MPa時密封性能最佳。

(3)改進結構的接觸應力隨摩擦因數的增大呈非線性單調上升，但由于摩擦因數過大會導致更多的熱量產生，所以并不是摩擦因數越大越好。

(4)相同活塞速度下內行程時密封結構的接觸應力略小于外行程，因此在設計中應重點考慮內行程的最大接觸應力。