Y形組合密封的密封性能研究

張付英，楊朋偉，吳繼豪，韓兆

(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形密封圈獨特的結構形狀，可降低往復密封的摩擦力，提高密封的可靠性，其改進結構Yx密封圈因可防止Y形圈的翻滾，得到更廣泛的應用。為了提高Y形密封圈的密封性能，張東葛等[1]使用ANSYS軟件對Y形密封圈結構參數進行了優化設計；趙敏敏和張岐[2]對Y形密封圈進行有限元仿真，研究Y形密封圈相關結構參數對密封可靠性提高的作用；邵振振等[3]通過有限元仿真，分析了Yx形密封圈參數對動密封性能的影響；黃樂等人[4]通過實驗與有限元仿真，分析了密封圈的預壓縮量對密封性能的影響，并對密封圈的老化壽命進行了預測。

雖然Y形密封圈用于單向往復密封時的密封效果好，但由于其唇部接觸面積小，易磨損，因此對于運行速度較大、工作壓力較大的活塞桿密封，學者們提出了Y形密封圈與擠壓型密封圈的組合結構。組合密封的原理是充分利用單個密封的結構形狀和材料的優良特性，將2個密封元件進行合理地組合，在不同工況時分別起到減摩和施加彈性力增加密封的作用，如將增強PTFE制成U形圈，利用富有彈性力的不銹鋼制成彈簧，將兩者結合在一起制作成可用于高速工況和耐介質的組合密封圈。王軍潤等[5]研究了橡膠圈和塑料滑環組合密封的磨損過程和密封性能，提出了一種可用于組合密封圈磨損過程仿真和密封性能預測的方法。王濤等人[6]模擬分析了由 PEEK 材料滑環和氟橡膠O形圈組成的組合密封圈的靜密封機制及介質壓力的影響，實現了70 MPa下零漏率。黎偉等人[7]分析了C 形組合密封圈的靜、動密封性能和過孔性能，證明了其具有較小的摩擦阻力和良好的過孔性能。沈敏等人[8]對氣動組合密封圈在往復軸密封方面的應用進行了研究，得出了氣動組合密封圈使用的最佳工作壓力范圍，并指出了密封圈容易失效的位置。吳長貴等[9-10]分別研究了VL形密封圈和O形密封圈高油壓工況下組合使用的密封性能以及VL形航空作動器的唇口接觸壓力，發現組合密封的接觸壓力在流體側呈現陡峭趨勢，隨著流體壓力增大其接觸寬度也會增大。THONGYOUG等[11]研究了增強PTFE和PEEK材料對組合密封圈密封性能的影響，得出了在150～200 ℃高溫時其硬度能達到最大的結論。HEIPL和MURRENHOFF[12]研究了液壓軸在高速運動情況下不同類型PTFE材料密封圈的工作性能，并且說明了聚氨酯(PU)材料在相關工作環境下的適用性。CHENG等[13]研究了影響組合密封圈密封性能的參數，得出了耐磨環厚度和寬度的最佳參數，并證明了耐磨環倒角對密封性能不會產生影響。李海寧等[14]通過有限元仿真分析了氫化丁腈以及三元乙丙2種橡膠作為C形密封圈組合材料的密封性能，通過仿真得出了密封性能最佳的密封弧面半徑。ZHANG等[15]分別對丁腈橡膠和聚氨酯2種材料的蕾型密封圈進行仿真和實驗研究，得出2種材料的Mooney-Rivlin參數以及接觸壓力分布曲線。但目前組合密封缺乏形密封圈和O形密封圈具體參數組合與單一Y形密封圈密封性能的比較研究。

本文作者主要對Y形組合密封的密封特性進行研究，比較其與Y形密封在靜態密封性和抗疲勞破壞方面的優勢，并分析了Y形密封的材料和O形圈的截面直徑對Y形組合密封的性能影響。

1 Y形組合密封的結構及有限模型建立

1.1 Y形組合密封的結構

文中研究的Y形組合密封是用于某鉆采設備液壓缸活塞桿的密封，其規格為60 mm×50 mm×5.7 mm，是將O形圈內嵌入Y形密封圈的凹陷部位形成的，具有雙重密封功能且承壓能力強。Y形密封圈采用改進后的Yx形結構，可以增大唇尖部位接觸壓力，防止液壓油因拉桿軸往復運動而導致泄漏；O形密封圈內嵌入Y形密封圈凹陷部位，使O形密封圈與Y形圈相互擠壓，進一步增大了Y形密封圈唇尖部位的接觸壓力。Y形組合密封的安裝示意圖如圖1所示。活塞桿的直徑為50 mm，O形圈截面直徑為2.1 mm；Y形組合密封的過盈量為0.2 mm，Y形圈的油側角為67°，空氣側角為12°。

圖1 Y形組合密封的安裝示意

1.2 Y形組合密封的有限元建模

建立Y形組合密封有限元模型時，假設活塞桿、Y形組合密封、密封腔體結構為軸對稱，且密封腔體和往復軸為剛體，Y形密封唇與活塞桿接觸部位為主密封面。劃分網格時，活塞桿和密封溝槽采用剛體，Y形圈、O形密封圈采用彈性體。為了確保計算精度和結果的準確性，對唇尖部位的網格密度進行了細化，如圖2所示。

圖2 Y形組合密封的網格劃分

1.3 Y形組合密封的材料參數設置

Y形密封圈通常采用丁腈橡膠材料，但采用聚氨酯材質時能夠獲得更好的力學性能和耐磨性。因此文中研究了丁腈橡膠和聚氨酯2種材料Y形密封圈的密封性能。

活塞桿及密封溝槽均為45鋼，彈性模量E=210 GPa，泊松比ν=0.3。Y形密封圈選用聚氨酯和丁腈橡膠2種材料分別進行研究，O形密封圈則采用聚氨酯材料。

聚氨酯和丁腈橡膠均為不可壓縮的超彈性復合橡膠材料，可以用二項參數的簡化Mooney-Rivlin模型進行材料的應力應變屬性仿真，其應變能函數如式(1)所示。

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(1)

式中：C10和C01分別為橡膠的Mooney-Rivlin常數；I1、I2分別為第1不變量和第2不變量。

其應力應變關系如式(2)所示。

δ=?W/?ε

(2)

式中：δ為應變；ε為應力。

C10和C01由橡膠材料的硬度HA和彈性模量E根據經驗計算得出：

(3)

(4)

對聚氨酯材料，采用的材料硬度IRHD為80 A，通過式(3)和式(4)計算得出：C10=0.2 MPa，C01=6 MPa。

對丁腈橡膠材料，C01=0.202 MPa，C10=6.585 MPa，ν=0.495。

2 Y形組合密封的性能研究

活塞桿的往復運動速度為4 m/s，工作油壓為5 MPa，O形密封圈的截面直徑為2.1 mm。文中通過Y形組合密封與Y形密封、不同材料的Y形組合密封的靜態接觸壓力和綜合應力模擬對比分析，為Y形組合密封的材料組合設計提供依據。

2.1 Y形組合密封與Y形圈密封的比較

研究的Y形組合密封和Y形圈密封均采用聚氨酯材料，圖3和圖4分別示出了活塞桿內、外行程時2種密封的接觸壓力曲線。顯然Y形組合密封與Y形圈密封界面處的接觸壓力分布規律相同，均呈現峰值靠近油壓測的三角形分布，接觸壓力大于工作油壓，滿足密封要求，且Y形組合密封的接觸壓力值大于Y形圈密封，說明了組合密封比單一Y形圈密封在密封性能上更具優勢。這是由于O形密封圈對Y形密封圈有一個向外作用的應力，使得Y形密封圈唇尖與往復軸的擠壓效果更強所致。而且，外行程時的接觸壓力明顯都大于內行程時的接觸壓力，確保密封介質不泄漏。

圖3 Y形圈與組合密封內行程接觸壓力分布

圖4 Y形圈與組合密封圈外行程接觸壓力分布

內行程時Y形組合密封的接觸寬度與Y形密封圈相比，雖然數值上相差不大，但在軸向偏移了一定距離，使其接觸寬度偏向空氣側。這是由于充滿液壓缸前腔的高壓油作用于Y形組合密封，形成了一個順時針方向的傾覆力矩造成的，從而改變了Y形密封圈唇部的應力分布。

外行程時，Y形組合密封的最大接觸壓力是Y形圈密封的2倍，實際接觸寬度為Y形圈密封的1/2，這是由外行程時活塞桿施加在Y形圈的摩擦力和油壓共同作用引起的。

圖5和圖6所示分別為Y形組合密封與Y形密封圈的內、外行程時的Mises應力分布。

圖5 內行程時Y形圈(a)與組合密封(b)的Mises應力分布

圖6 外行程時Y形圈(a)與組合密封(b)的Mises應力分布

可見，內、外行程時Y形組合密封的最大Mises應力均比Y形密封圈的小，而且應力分布更均勻，避免了在Y形圈根部被撕裂的風險。

2.2 Y形圈材料對Y形組合密封性能的影響

Y形密封圈材料會對Y形組合密封性能產生影響，丁腈橡膠材料的Y形密封圈大多用于低速往復密封[16]，活塞桿高速運行時，通常采用聚氨酯材料的往復密封件，由于聚氨酯較丁腈橡膠更為堅硬，可以承受更大的載荷。

文中在5 MPa工作油壓、0.5 m/s往復速度下分析Y形密封圈分別采用丁腈橡膠和聚氨酯2種材料，O形圈采用聚氨酯材料、截面直徑為2.1 mm時的最大接觸壓力和Mises應力分布情況。

圖7和圖8分別示出了活塞桿內、外行程時2種材料組合密封的接觸壓力分布。可以看出，內、外行程時，聚氨酯材質的Y形組合密封接觸寬度都比丁腈橡膠材質的小，這是由于聚氨酯材質相較于丁腈橡膠質地更加堅硬，相同載荷下其變形更小。2種材質的Y形組合密封的接觸壓力峰值在內、外行程時相差不大，丁腈橡膠材質的Y形組合密封最大接觸壓力峰值略大于聚氨酯材質。

圖7 外行程時2種材料組合密封的接觸壓力分布

圖8 內行程時2種材料組合密封的接觸壓力分布

圖9和圖10所示分別為內、外行程時，丁腈橡膠和聚氨酯2種材料Y形組合密封的Mises應力分布。顯然，內、外行程時，聚氨酯材料的組合密封最大Mises應力大于丁腈橡膠材料的組合密封，且分布更均勻。內行程時聚氨酯材質的Y形圈應力主要集中于凹陷部以及左右兩側腰部，而丁腈橡膠材質的Y形圈Mises應力分布更均勻；外行程時，聚氨酯材質的Y形圈應力分布均勻，而丁腈橡膠材質的Y形圈應力集中于凹陷至右下呈一條線趨勢。

圖9 內行程時2種材料Y形組合密封的Mises應力分布

圖10 外行程時2種材料Y形組合密封的Mises應力分布

2.3 Y形組合密封的有限元模型驗證

為了驗證文中所建有限元模型的有效性，選用文獻[17]Y形組合密封的數據計算唇尖處的最大接觸壓力。文獻[17]的密封材料為聚四氟乙烯(PTFE)，彈性模量E=200 GPa，泊松比ν=0.29，往復速度v=15 m/s。模型計算結果及文獻值如表1所示，兩者誤差約4%，驗證了文中模型的可靠性。

表1 唇尖最大接觸壓力計算值和文獻值比較

3 O形圈截面直徑對組合密封性能的影響

3.1 對聚氨酯組合密封接觸壓力和應力的影響

設液壓油的油壓為5 MPa，活塞桿的往復運行速度為4 m/s，Y形密封圈與活塞桿的過盈量為0.2 mm，組合密封的Y形密封圈與O形密封圈均采用聚氨酯材料，保持Y形圈的尺寸不變，O形密封圈的截面直徑分別取2、2.1、2.2、2.3 mm，分別計算內、外行程時密封唇處的最大接觸壓力，結果如圖11所示。

圖11 O形圈截面直徑對聚氨酯組合密封最大接觸壓力的影響

由圖11可見，內行程時最大接觸壓力呈現先增大后減小的趨勢，當O形圈直徑為2.2 mm時接觸壓力達到峰值，這是因為O形圈直徑為2.2 mm時，其圓心與Y形密封圈唇尖在徑向處于同一直線上，因此產生的接觸壓力最大。外行程時，隨著O形圈直徑的增大，最大接觸壓力總體呈現逐漸增大的趨勢，主要是由于外行程時，在活塞桿施加給密封圈的摩擦力與油壓擠壓的共同作用下，不同尺寸O形圈的中心始終近似與密封唇尖處于同一直線上。

4種O形圈截面直徑下內、外行程時組合密封中Y形密封圈的Mises應力分布如圖12和圖13所示。可見，O形圈截面直徑為2.2 mm時，Y形密封圈的最大Mises應力在內、外行程時均最大，且內行程時最大應力從凹陷處向Y形密封圈腰部擴散，最后集中于右下側腰部；外行程時，Y形圈腰部應力值逐步增大，最終維持在8.9 MPa上下浮動，唇尖部位應力隨著O形圈直徑的增大而增加。但整體Mises應力數值不高，Y形密封圈不會有破壞而導致失效的風險。

圖12 內行程時不同O形圈截面直徑下聚氨酯Y形圈的Mises應力分布

圖13 外行程時不同O形圈截面直徑下聚氨酯Y形圈的Mises應力分布

3.2 對丁腈橡膠組合密封接觸壓力和應力的影響

O形密封圈和Y形密封圈分別采用聚氨酯和丁腈橡膠材料，研究了4種O形圈截面直徑下內、外行程時組合密封唇部的最大接觸壓力，結果如圖14所示。顯然，內、外行程時，唇部的最大接觸壓力均隨著O形圈截面直徑的增大而減小。這是由于O形圈的材料比Y形圈的材料硬，隨著O形圈截面直徑的增大，其變形后與Y形圈接觸區域增大，使Y形密封唇部的接觸壓力分散。

圖14 O形圈截面直徑對丁腈橡膠組合密封最大接觸壓力的影響

同樣，在相同條件下研究了4種O形圈截面直徑下內、外行程時組合密封中Y形圈所受到的應力，結果分別如圖15和圖16所示。

圖15 內行程時不同O形圈截面直徑下丁腈橡膠Y形圈的Mises應力分布

圖16 外行程時不同O形圈截面直徑下丁腈橡膠Y形圈的Mises應力分布

可見，O形密封圈直徑為2.3 mm時，內、外行程時丁腈橡膠材料的Y形圈最大Mises應力均達到最大，這是因為O形圈的材料較硬，隨其截面直徑增大，對Y形圈的擠壓區域也越來越大，加快了內部應力的擴散程度。內行程時，隨著O形圈截面直徑的增大，應力分布也越均勻；外行程時，Mises應力由主密封面側向Y形圈整體擴散，在擴散過程中會因為O形圈與往復軸的擠壓形成Y形圈凹陷處至右下部線形成應力集中。

4 結論

(1)Y形組合密封圈會產生比Y形密封圈更大的接觸壓力。在外行程中Y形組合密封圈接觸壓力峰值可以達到Y形密封圈的2倍，在內行程中接觸寬度會向空氣側偏移。

(2)聚氨酯材質Y形組合密封在內、外行程時的接觸寬度都小于丁腈橡膠材質，而最大Mises應力都大于丁腈橡膠，說明聚氨酯材質Y形組合密封的耐磨性優于丁腈橡膠材質，但抗疲勞性低于丁腈橡膠材質。

(3)聚氨酯材質Y形組合密封圈的密封性能隨著O形圈截面直徑的增大先提升后下降，而其內部應力會隨著O形圈截面直徑的增大而提升，但其達到應力峰值時不會對Y形組合密封圈造成損壞。

(4)丁腈橡膠材質的Y形組合密封圈密封性能會隨著O形圈截面直徑的增大而逐步下降，其內部應力也會因為O形圈和往復軸的雙重擠壓導致內部應力先減小后增大。