(1.河南建筑職業(yè)技術(shù)學(xué)院設(shè)備工程系， 河南鄭州 450064； 2.浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 浙江杭州 310032)

引言

O形圈因結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、密封性能良好而被廣泛應(yīng)用于各種機(jī)械設(shè)備密封部件中，如核主泵、水下機(jī)器人、發(fā)動(dòng)機(jī)、飛機(jī)伺服作動(dòng)器等[1-4]。隨著我國(guó)密封行業(yè)的迅速發(fā)展，密封件的運(yùn)用范圍愈發(fā)廣泛，但同時(shí)也面臨著高速、高壓和強(qiáng)振動(dòng)等更嚴(yán)苛的工況要求。

目前，關(guān)于O形密封圈的研究已有不少。莫麗等[5]對(duì)D形圈進(jìn)行有限元分析，研究不同預(yù)壓縮率對(duì)密封圈的性能影響并進(jìn)行了改進(jìn)；ZHANG Y等[6]以往復(fù)密封中的O形圈為例，利用ANSYS Workbench建立有限元模型，研究了O形圈的工作應(yīng)力分布和失效機(jī)理；郭志攀等[7]從密封材料選擇、密封件加工以及溝槽設(shè)計(jì)等方面對(duì)航空液壓密封的設(shè)計(jì)方法進(jìn)行了分析；JOHANNESSON H L[8]通過(guò)對(duì)液壓缸密封狀態(tài)的研究， 分析了O形圈本身及其周圍密封間隙的影響， 引入空化條件，提出一種通過(guò)計(jì)算獲得O形圈密封區(qū)域壓力分布，從而計(jì)算出不同密封壓力和不同滑動(dòng)速度下的摩擦力、膜厚及泄漏量的方法。以上研究成果在一定程度上揭示了O形密封圈的密封機(jī)理，初步明確了結(jié)構(gòu)參數(shù)、工況參數(shù)、操作參數(shù)等相關(guān)參數(shù)對(duì)密封性能的影響；但是，對(duì)于考慮密封圈實(shí)際使用工作環(huán)境的研究較少[9]，而大部分密封部件在使用過(guò)程中都會(huì)由于惡劣的環(huán)境、器械設(shè)備自身的制造缺陷、安裝偏差等原因造成振動(dòng)，從而引起密封件運(yùn)動(dòng)，由于橡膠的黏彈性可導(dǎo)致移位后接觸面恢復(fù)中的應(yīng)變相滯后，使密封面不能迅速追隨間隙波動(dòng)，而在介質(zhì)壓力較高時(shí)，主密封面無(wú)法始終滿足密封要求，從而產(chǎn)生泄漏。因此需要在振動(dòng)工況下保證密封圈的嚴(yán)密性，了解振動(dòng)工況下密封圈的密封性能尤為重要。鑒于此，目前國(guó)內(nèi)已有相關(guān)學(xué)者應(yīng)用數(shù)值分析法針對(duì)密封圈實(shí)際使用過(guò)程中的振動(dòng)情況進(jìn)行分析，但普遍以振動(dòng)的形式作為研究對(duì)象，而缺乏對(duì)密封件在振動(dòng)工況下的密封行為變化及各因素的影響進(jìn)行深入的研究[10-11]。

本研究以O(shè)形圈為研究對(duì)象，借助ANSYS軟件建立二維軸對(duì)稱幾何模型，研究振動(dòng)工況下的密封行為變化，預(yù)判振動(dòng)易失效部位；并對(duì)高壓振動(dòng)工況下振動(dòng)幅值、介質(zhì)壓力對(duì)O形圈的靜密封性能的影響進(jìn)行對(duì)比分析，總結(jié)高壓工況下振動(dòng)幅值及壓力的影響規(guī)律，以期為改善O形密封圈的實(shí)際使用情況、提高其使用壽命提供理論指導(dǎo)。

1 計(jì)算模型及方法

1.1 幾何模型

圖1所示為高壓加擋圈的O形圈幾何示意圖。由圖知，該幾何結(jié)構(gòu)由聚四氟乙烯(PTFE)擋圈、橡膠O形圈、缸體和活塞桿4部分組成。其中，O形圈及PTFE擋圈尺寸選自GB/T 3452.1-2005《液壓氣動(dòng)用O形橡膠密封圈 尺寸系列及公差》，O形圈為φ15.2×2.62 (mm)，PTFE擋圈結(jié)構(gòu)尺寸長(zhǎng)、寬為2.9×1.4 (mm)；采用矩形溝槽，其尺寸嚴(yán)格按照GB/T 15242.3-94《液壓缸活塞和活塞桿動(dòng)密封裝置用同軸密封件安裝溝槽尺寸系列和公差》設(shè)計(jì)。定義活塞桿與O形圈接觸的區(qū)域?yàn)橹髅芊饷妗?/p>

1.2 材料的本構(gòu)模型

橡膠是一種典型的非線性材料，其變形與所受應(yīng)力之間的關(guān)系表現(xiàn)為高度的非線性。許多學(xué)者在大量實(shí)驗(yàn)的基礎(chǔ)上提出了描述該類材料在不同研究側(cè)重點(diǎn)下適用的本構(gòu)模型如Neo-Hookean、Mooney-Rivlin、Klosne-Segal等[12]。而針對(duì)振動(dòng)工況下O形圈性能的研究，橡膠材料應(yīng)力松弛、應(yīng)變滯后等特性不容忽視，因此為使有限元模擬仿真更接近實(shí)際情況，綜合采用較為經(jīng)典的二項(xiàng)參數(shù)Mooney-Rivlin超彈模型和Prony剪切響應(yīng)黏彈模型作為丁腈橡膠材料模型。其中，Mooney-Rivlin 超彈模型中，C10=0.2，C01=6.0，d=0.000279[13]；Prony黏彈模型中，加權(quán)系數(shù)αi和松弛時(shí)間τi分別?。害?=0.33333，τ1=0.4，α2=0.33333，τ2=0.2[14]。活塞桿和密封腔體材料均為常用金屬材料，由于金屬材料的彈性模量遠(yuǎn)大于橡膠材料的彈性模量，因此進(jìn)行有限元仿真分析時(shí)將金屬部件作剛體處理。取密封溝槽與O形圈的摩擦系數(shù)為0.25，PTFE擋圈與活塞桿的摩擦系數(shù)為0.1[15]。

圖1 有限元仿真用幾何模型

1.3 有限元模型及邊界條件

建立有限元分析模型時(shí)，O形圈和PTFE擋圈均選用平面六節(jié)點(diǎn)單元 PLANE183。通過(guò)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證分析發(fā)現(xiàn)，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)目在65000～120000范圍內(nèi)時(shí)能使計(jì)算數(shù)據(jù)誤差小于5%，因此本研究在兼顧計(jì)算效率和精度的情況下，對(duì)有限元模型采用自由網(wǎng)格繪制，特別是活塞桿與O形圈接觸對(duì)的網(wǎng)格對(duì)精度要求較高，因此對(duì)接觸區(qū)域網(wǎng)格局部加密，劃分后的有限元模型如圖2所示，網(wǎng)格數(shù)量為77150個(gè)。設(shè)置擋圈與活塞桿、擋圈與溝槽、擋圈與橡膠O形圈、橡膠O形圈與溝槽4個(gè)接觸對(duì)，接觸方式均為“面-面”接觸， 接觸類型為剛-柔接觸，接觸算法采用加強(qiáng)拉格朗日法[16]。

圖2 有限元模型

具體的邊界條件如下：所有過(guò)程中缸體均施加位移全約束。對(duì)活塞桿施加徑向向右的過(guò)盈量位移，直至密封圈達(dá)到初始安裝預(yù)壓縮狀態(tài)；再在加壓過(guò)程中，對(duì)介質(zhì)側(cè)與流體存在潛在接觸可能的密封件表面施加流體壓力載荷，模擬流體壓力施加過(guò)程，其中，流體壓力邊界精確解的確定采用逐點(diǎn)搜尋實(shí)現(xiàn)；再對(duì)活塞桿施加徑向向左/右方向如圖3所示振動(dòng)幅值L的位移，以模擬活塞桿徑向振動(dòng)情況，從而研究振動(dòng)環(huán)境下各因素對(duì)O形圈靜密封性能的影響。

圖3 振動(dòng)曲線

2 計(jì)算結(jié)果分析

2.1 振動(dòng)過(guò)程中O形圈力學(xué)性能

圖4a和圖4b分別示出了擋圈和O形圈在振動(dòng)過(guò)程中各個(gè)時(shí)刻的最大Von Mises應(yīng)力σmax的變化曲線。其中，分析所用密封壓縮率為12%，密封介質(zhì)壓力為21 MPa，振動(dòng)幅值為0.3 mm。-h表示活塞桿遠(yuǎn)離密封圈振動(dòng)，0表示活塞桿回到預(yù)壓縮初始位置，+h表示活塞桿壓緊密封圈振動(dòng)。

由圖4a可知，在振動(dòng)工況下，模擬計(jì)算所得擋圈的Von Mises應(yīng)力隨著活塞桿振動(dòng)呈周期性變化，其中最大Von Mises應(yīng)力值是預(yù)壓縮階段的2倍，突然的應(yīng)力集中，容易引起擋圈材料的擠壓破裂失效。而在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段出現(xiàn)應(yīng)力峰值，這是由于活塞桿的振動(dòng)遠(yuǎn)離使密封間隙增大，使O形圈被加劇擠入密封間隙，從而擠壓擋圈，造成擋圈應(yīng)力集中，如圖5b所示，可以看到擋圈受活塞桿和O形圈雙重?cái)D壓處應(yīng)力最大。而4 s活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離回程時(shí)的Von Mises應(yīng)力比6 s活塞桿振動(dòng)壓緊回程時(shí)的大，究其原因，是因?yàn)檎駝?dòng)遠(yuǎn)離造成的密封間隙增大使O形圈擠入間隙嚴(yán)重，活塞桿回程時(shí)擠壓O形圈，從而對(duì)擋圈造成擠壓，因此此時(shí)的Von Mises應(yīng)力值比預(yù)壓縮狀態(tài)時(shí)大，如圖5a所示，可以看到O形圈在密封間隙處嚴(yán)重變形。

圖4 振動(dòng)工況下密封件應(yīng)力

圖5 振動(dòng)工況下密封件應(yīng)力

圖4b所示的振動(dòng)工況下的O形圈的Von Mises應(yīng)力的變化特性正好對(duì)應(yīng)上述擋圈的應(yīng)力變化。每1振動(dòng)周期的最大值出現(xiàn)在振動(dòng)遠(yuǎn)離回程階段，且第2周期之后的最大值比第1周期的大，這是由于擋圈材料的回彈性較差，活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段使密封間隙增大，造成O形圈加劇擠入密封間隙，因此振動(dòng)遠(yuǎn)離回程階段活塞桿對(duì)O形圈擠壓加劇，從而造成此時(shí)應(yīng)力集中嚴(yán)重。而O形圈的最大Von Mises應(yīng)力值為17.005 MPa，比擋圈的應(yīng)力值小很多，且在振動(dòng)壓緊階段擋圈出現(xiàn)嚴(yán)重的應(yīng)力集中，而此時(shí)O形圈應(yīng)力較小，表明擋圈有效防止了O形圈的損壞，但在實(shí)際使用中，應(yīng)提高擋圈的回彈性，防止振動(dòng)造成O形圈的擠裂破壞。

圖6所示為上述工況下的主密封面各個(gè)時(shí)刻的最大接觸壓力pmax變化曲線。由圖可以看出，任一時(shí)刻都滿足密封要求，但活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段會(huì)出現(xiàn)接觸壓力最小值，此時(shí)極容易發(fā)生泄漏。而在振動(dòng)壓緊階段主密封面的接觸壓力出現(xiàn)先減小后急劇增大現(xiàn)象，這是由于密封間隙急劇縮小，造成O形圈被擠出密封間隙造成的接觸壓力減小，隨后活塞桿進(jìn)一步壓緊造成的接觸壓力急劇增加。因此，活塞桿的振動(dòng)會(huì)造成密封件的應(yīng)力集中，及引起的過(guò)小或過(guò)大的接觸壓力都會(huì)使密封件密封作用減弱甚至失效。

圖6 主密封面的最大接觸壓力

2.2 介質(zhì)壓力對(duì)振動(dòng)靜密封性能的影響

基于上述研究發(fā)現(xiàn)，在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段出現(xiàn)最小的接觸壓力，此時(shí)極容易出現(xiàn)泄漏，因此對(duì)不同介質(zhì)壓力及振動(dòng)幅值進(jìn)行詳細(xì)分析，研究振動(dòng)對(duì)不同工況的影響規(guī)律。圖7所示為介質(zhì)壓力為10， 15， 21， 25， 30， 35 MPa時(shí)，振動(dòng)幅值0.3 mm，壓縮率12%下密封件主密封面的最大接觸壓力pmax變化曲線圖。

由圖7看出，隨著活塞桿的振動(dòng)，主密封面的最大接觸壓力會(huì)出現(xiàn)一定波動(dòng)，但不論介質(zhì)壓力如何變化，在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段出現(xiàn)的易發(fā)生泄漏位置的接觸壓力最小值始終比工作壓力大，因此振動(dòng)工況下，O形圈的密封性不會(huì)因?yàn)榻橘|(zhì)壓力的變化而出現(xiàn)失效。

圖7 不同介質(zhì)壓力下主密封面的最大接觸壓力

圖8所示為上述工況下?lián)跞蚈形圈的最大Von Mises 應(yīng)力σmax的變化情況。由圖8a可以看出，當(dāng)介質(zhì)壓力較小時(shí)，隨著介質(zhì)壓力的變化，活塞桿振動(dòng)壓緊階段即5 s時(shí)擋圈的最大值變化較小，而當(dāng)介質(zhì)壓力較大時(shí)，最大Von Mises應(yīng)力變化規(guī)律基本不變，但振動(dòng)壓緊階段的最大值出現(xiàn)較大變化，而波動(dòng)逐漸減小。

圖8 不同介質(zhì)壓力下密封件的最大Von Mises應(yīng)力曲線

由圖8b看出，O形圈的最大Von Mises應(yīng)力隨著介質(zhì)壓力的增大波動(dòng)越來(lái)越大，且當(dāng)介質(zhì)壓力較大時(shí)，活塞桿振動(dòng)回程階段出現(xiàn)較大的應(yīng)力集中，而在介質(zhì)壓力小于21 MPa時(shí)沒(méi)有出現(xiàn)這一現(xiàn)象，表明介質(zhì)壓力較小時(shí)，O形圈被擠入的較少，而較大的介質(zhì)壓力造成O形圈被擠入張開的密封間隙，因此在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離回程階段加劇對(duì)擠入的O形圈材料的擠壓，造成應(yīng)力集中。因此在介質(zhì)壓力較大時(shí)，振動(dòng)極容易引起密封圈的應(yīng)力集中，甚至剪切失效。

2.3 振動(dòng)幅值對(duì)靜密封性能的影響

圖9所示為壓縮率12%，介質(zhì)壓力為21 MPa，振動(dòng)幅值分別為0.1， 0.2， 0.3， 0.4， 0.5， 0.6 mm時(shí)，擋圈和O形圈的最大Von Mises應(yīng)力σmax變化曲線。

由圖9a看出，隨著振動(dòng)幅值的增大，擋圈的最大Von Mises應(yīng)力也隨之增大，因此在實(shí)際使用中，應(yīng)嚴(yán)格防止振動(dòng)發(fā)生。但在活塞桿振動(dòng)壓緊回程階段，擋圈的最大Von Mises應(yīng)力隨著振動(dòng)幅值的增大反而變小，從圖9b發(fā)現(xiàn)，O形圈的最大Von Mises應(yīng)力在這一階段呈現(xiàn)同樣的特點(diǎn)，究其原因，是由于擋圈和O形圈在被壓緊又突然放松后，造成的回彈導(dǎo)致了最大Von Mises應(yīng)力的較大變化。

圖9 不同振動(dòng)幅值下密封件的最大Von Mises應(yīng)力曲線

圖10所示為上述工況下主密封面的最大接觸壓力pmax變化曲線。由圖可以看出，隨著振動(dòng)幅值的增大，主密封面的最大接觸壓力在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段不斷減小，最小值不斷逼近工作介質(zhì)壓力值，因此當(dāng)介質(zhì)壓力較大，振動(dòng)幅值過(guò)大時(shí)極有可能發(fā)生泄漏，因此在實(shí)際使用中，應(yīng)嚴(yán)格防止過(guò)大的振動(dòng)發(fā)生。

圖10 不同振動(dòng)幅值下主密封面的最大接觸壓力變化曲線

3 結(jié)論

針對(duì)振動(dòng)工況下密封圈的各應(yīng)力變化，及對(duì)不同介質(zhì)壓力與振動(dòng)幅值，對(duì)密封圈處于振動(dòng)環(huán)境中擋圈與O形圈的靜力學(xué)特性進(jìn)行了對(duì)比研究，通過(guò)分析比較發(fā)現(xiàn)：

(1) 在振動(dòng)工況下，模擬計(jì)算所得擋圈的最大Von Mises應(yīng)力值是預(yù)壓縮階段的Von Mises應(yīng)力的2倍，突然的應(yīng)力集中，容易引起擋圈材料的擠壓破裂失效，且最大Von Mises應(yīng)力出現(xiàn)在活塞桿振動(dòng)壓緊階段。而O形圈的最大Von Mises應(yīng)力在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離回程階段出現(xiàn)應(yīng)力峰值，這是由于擋圈材料的回彈性較差，O形圈被擠入過(guò)大的密封間隙造成的。因此在實(shí)際使用中，應(yīng)提高擋圈的回彈性，防止振動(dòng)造成O形圈的擠裂破壞；

(2) 振動(dòng)幅值恒定，介質(zhì)壓力改變時(shí)，密封圈的密封性不會(huì)隨著介質(zhì)壓力的變化而發(fā)生較大改變。但當(dāng)介質(zhì)壓力較小時(shí)， O形圈被擠入密封間隙的較少，而較大的介質(zhì)壓力造成O形圈被擠入張開的密封間隙，從而使活塞桿擠壓O形圈材料，造成應(yīng)力集中。因此在介質(zhì)壓力較大時(shí)，更需要注意防震；

(3) 介質(zhì)壓力恒定，改變振動(dòng)幅值進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)，隨著振動(dòng)幅值的增大，擋圈的最大Von Mises應(yīng)力也隨之增大，因此在實(shí)際使用中，應(yīng)嚴(yán)格防止振動(dòng)發(fā)生。而隨著振動(dòng)幅值的增大，主密封面的最大接觸壓力在活塞桿振動(dòng)遠(yuǎn)離階段不斷減小，最小值不斷逼近工作介質(zhì)壓力值，因此當(dāng)介質(zhì)壓力較大，振動(dòng)幅值過(guò)大時(shí)極有可能發(fā)生泄漏，因此在實(shí)際使用中，應(yīng)嚴(yán)格防止過(guò)大的振動(dòng)發(fā)生。