周新建 邵宏斌

(西安科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 陜西西安 710054)

液壓系統(tǒng)的密封對(duì)于系統(tǒng)的正常運(yùn)行起著至關(guān)重要的作用，液壓油和乳化液介質(zhì)的泄漏不但會(huì)降低系統(tǒng)的可靠性和工作效率，更會(huì)對(duì)環(huán)境產(chǎn)生嚴(yán)重的污染，造成巨大的損失[1]。而純水介質(zhì)液壓技術(shù)的應(yīng)用，在清潔、環(huán)保、可再生等方面有著乳化液和液壓油介質(zhì)所不具備的優(yōu)勢(shì)[2-3]。但純水自身的一些物理化學(xué)特性與液壓油和乳化液有著很大的差距，必須考慮介質(zhì)對(duì)液壓系統(tǒng)的影響。如在相同溫度下，純水的運(yùn)動(dòng)黏度為液壓油的 1/30，因而在同等間隙下，純水的泄漏量為液壓油的 30 倍[4-5]。因此，對(duì)于純水液壓缸的密封必須考慮純水介質(zhì)的潤(rùn)滑性和易泄漏等問(wèn)題，通過(guò)采用合理的密封結(jié)構(gòu)來(lái)提升密封性能[6-7]。

鼓形密封圈是活塞密封中常用的密封圈，具有抗擠出能力高、活塞導(dǎo)向好、耐高溫和耐磨損等優(yōu)點(diǎn)。目前對(duì)于鼓形密封圈的研究主要集中在密封圈的應(yīng)力分析和密封機(jī)制上。比如，張命林[8]對(duì)比分析了鼓形密封圈、活塞組合密封圈和 Y+O形密封圈的密封性能；李海寧等[9]、吳玉鳳[10]分析了摩擦因數(shù)對(duì)鼓形密封圈密封性能的影響；石永紅[11]對(duì)鼓形密封圈的泄漏原因以及排除方法進(jìn)行了分析。但是在密封圈結(jié)構(gòu)和溝槽結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)密封性能的影響以及密封結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改進(jìn)等方面，卻少有人研究，特別是在純水介質(zhì)更容易泄漏的情況下，開(kāi)展相關(guān)研究具有重要意義。

本文作者在經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上，使用Ansys Workbench 有限元軟件[12-13]，通過(guò)正交仿真試驗(yàn)的方式分析溝槽結(jié)構(gòu)和密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)鼓形密封結(jié)構(gòu)密封性能的影響，并以密封可靠性為優(yōu)化目標(biāo)對(duì)鼓形密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，以期對(duì)純水介質(zhì)液壓系統(tǒng)密封結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

1 鼓形密封計(jì)算模型

1.1 幾何模型

以ZY10000-20-40DB型掩護(hù)式液壓支架立柱的活塞密封為研究對(duì)象，其主要由擋圈、密封圈、活塞、缸筒等幾部分組成，二維軸對(duì)稱(chēng)幾何模型如圖1所示。鼓形密封圈的高度為13.8 mm，長(zhǎng)度為30 mm，邊長(zhǎng)b為11.5 mm，密封圈內(nèi)凹圓弧半徑r3和外凸圓弧半徑r4分別為7和2 mm，密封溝槽底倒角r和溝槽口倒角r1為0.4 mm，溝槽內(nèi)倒角r2為0.5 mm，高壓腔介質(zhì)壓力p1為39.8 MPa，低壓腔介質(zhì)壓力p2為31.5 MPa。

圖1 鼓形密封幾何模型Fig.1 Geometric model of drum seal

1.2 材料參數(shù)

純水介質(zhì)與液壓油和乳化液介質(zhì)相比，有著較強(qiáng)的腐蝕性和較差的潤(rùn)滑性。為了防止密封圈拉絲和水解，鼓形密封圈采用聚氨酯材料，其力學(xué)性能表現(xiàn)為復(fù)雜的材料非線(xiàn)性和幾何非線(xiàn)性[14]。為了較好地模擬其性能，在有限元分析中，聚氨酯選擇不可壓縮的9參數(shù)Mooney-Rivlin模型。結(jié)合相關(guān)文獻(xiàn)[15]，聚氨酯材料和鼓形密封圈中的織物橡膠材料的參數(shù)如表1所示。此外，擋圈材料采用聚甲醛材料，密度ρ=1 420 kg/m3，彈性模量E=2 600 MPa,泊松比ν=0.385?；钊透淄膊牧蠟榻Y(jié)構(gòu)鋼，有限元分析時(shí)作剛體處理。

表1 聚氨酯和織物橡膠材料參數(shù) 單位：MPaTable 1 Parameters of polyurethane and fabric and rubber materials Unit:MPa

2 仿真結(jié)果及分析

2.1 仿真方案設(shè)計(jì)

在仿真分析中，von Mises應(yīng)力是一種等效應(yīng)力， 可以用來(lái)評(píng)價(jià)密封圈的破損失效和疲勞失效；而接觸應(yīng)力的大小決定著密封性能的優(yōu)劣，接觸應(yīng)力大于工作介質(zhì)壓力則可以保證密封的效果。文中通過(guò)改變溝槽結(jié)構(gòu)和密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)，分析6種結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)von Mises應(yīng)力和接觸應(yīng)力變化的影響。正交仿真試驗(yàn)采用6因素5水平，具體如表2所示，所有參數(shù)的取值范圍均參考相關(guān)規(guī)范及標(biāo)準(zhǔn)。

表2 因素及水平Table 2 Simulation factors and levels

為了更精確地反映溝槽結(jié)構(gòu)和密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對(duì)von Mises應(yīng)力以及接觸應(yīng)力的影響，并減少其他因素對(duì)結(jié)構(gòu)變化影響的誤差，有限元仿真采用正交仿真試驗(yàn)的方式[16]，壓縮量w恒取為0.5 mm，高壓腔和低壓腔介質(zhì)壓力恒取為39.8和31.5 MPa。表3給出了正交仿真試驗(yàn)方案及結(jié)果。

表3 正交仿真試驗(yàn)方案及結(jié)果Table 3 Orthogonal test schemes and results

按圖1中坐標(biāo)方向進(jìn)行加載，整個(gè)加載過(guò)程分為3個(gè)載荷步： 第一載荷步為給缸體一個(gè)沿Y軸負(fù)方向的初始位移， 以此來(lái)模擬密封圈的過(guò)盈裝配；第二載荷步為給密封圈施加工作介質(zhì)壓力；第三載荷步為下部的活塞沿X軸往復(fù)運(yùn)動(dòng)，模擬活塞的內(nèi)外行程。

2.2 鼓形密封應(yīng)力分布

當(dāng)活塞移動(dòng)速度為0.15 m/s時(shí)，仿真分析得到鼓形密封圈的內(nèi)行程和外行程von Mises應(yīng)力分布， 并使用Path路徑的方式獲得相應(yīng)的接觸應(yīng)力曲線(xiàn)，如圖2所示。可見(jiàn)，內(nèi)行程時(shí)最大von Mises 應(yīng)力為60.641 MPa，最大接觸應(yīng)力為55.287 MPa;外行程時(shí)最大von Mises應(yīng)力為53.571 MPa，最大接觸應(yīng)力為47.468 MPa。

圖2 活塞移動(dòng)速度0.15 m/s下內(nèi)外行程vonMises應(yīng)力云圖和最大接觸應(yīng)力曲線(xiàn)Fig.2 Von Mises stress nephogram and maximum contact stresscurves of internal and external stroke at piston moving speedof 0.15 m/s:(a)internal stroke;(b)external stroke

2.3 溝槽結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)最大von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響

圖3—5所示為溝槽結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)鼓形密封圈最大von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響。由圖3和圖 4 可以看出，溝槽底倒角半徑r以及溝槽口倒角半徑r1的變化對(duì)密封結(jié)構(gòu)密封性能的影響較小，選擇合適的溝槽底倒角半徑和溝槽口倒角半徑可一定程度地提高密封性能并減少破損失效。因von Mises應(yīng)力越大密封圈越容易破損，而接觸應(yīng)力越大密封圈密封性能越好，所以溝槽底倒角半徑的最優(yōu)范圍為 0.3～0.4 mm，溝槽口倒角半徑的最優(yōu)范圍為 0.2～0.3 mm。而由圖5可以看出，溝槽內(nèi)倒角半徑r2的變化并不會(huì)引起密封性能的變化，因此結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)可不考慮溝槽內(nèi)倒角半徑的影響。

圖3 槽底尺寸對(duì)內(nèi)外行程von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響Fig.3 Influence of groove bottom dimension on von Mises stressand maximum contact stress of internal and external stroke

圖4 槽口尺寸對(duì)內(nèi)外行程von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響Fig.4 Influence of slot sizeon von Mises stress and maximumcontact stress of internal and external stroke

圖5 槽內(nèi)尺寸對(duì)內(nèi)外行程von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響Fig.5 Influence of groove dimension on von Mises stress andmaximum contact stress of internal and external stroke

2.4 密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)最大von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響

圖6—8所示為鼓形密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)最大von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響。由圖6可以看出，密封圈邊長(zhǎng)b過(guò)大或者過(guò)小時(shí)密封圈產(chǎn)生的von Mises應(yīng)力和接觸應(yīng)力更大。這是由于當(dāng)邊長(zhǎng)過(guò)小時(shí)，鼓形密封圈與擋圈發(fā)生擠壓，密封圈受力面積較小，受到的反作用力更為集中；相應(yīng)地，當(dāng)邊長(zhǎng)過(guò)大時(shí)，密封圈受力面積較大，致使擠壓變形后受力不均勻，也容易產(chǎn)生應(yīng)力集中。

由圖7可知，隨密封圈外凸圓弧半徑r4增大，密封圈密封應(yīng)力整體呈上升趨勢(shì)，但是在外凸圓弧半徑為2.2～2.4 mm時(shí)，密封圈的內(nèi)行程von Mises應(yīng)力出現(xiàn)了較快的下降趨勢(shì)，而接觸應(yīng)力卻相對(duì)變化平緩。這是因?yàn)?，由圖 1 可知，密封圈外凸圓弧半徑r4增大時(shí)，鼓形密封圈內(nèi)織物橡膠部分的面積增大，而聚氨酯部分的面積相應(yīng)減小，因而導(dǎo)致密封圈密封應(yīng)力的上述變化趨勢(shì)。

由圖8可知，隨密封圈內(nèi)凹圓弧半徑r3的增大，密封圈密封應(yīng)力整體呈下降趨勢(shì)，尤其在6.8～7 mm 之間，von Mises應(yīng)力下降趨勢(shì)更為迅速。這是因?yàn)椋蓤D1可知，密封圈內(nèi)凹圓弧半徑r3增大時(shí)，鼓形密封圈內(nèi)織物橡膠部分的面積減小， 而聚氨酯部分的面積相應(yīng)增大。

綜合考慮密封圈的von Mises應(yīng)力和接觸應(yīng)力分布，鼓形密封圈邊長(zhǎng)b的最優(yōu)取值范圍為11.1～11.3 mm之間，密封圈外凸圓弧半徑r4的最優(yōu)范圍為2.2～2.4 mm之間，內(nèi)凹圓弧半徑r3的最優(yōu)范圍為6.8～7 mm之間。

圖6 密封圈邊長(zhǎng)對(duì)內(nèi)外行程von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響Fig.6 Influence of side length on von Mises stress and maximumcontact stress of internal and external stroke

圖7 外凸圓弧半徑對(duì)內(nèi)外行程von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響Fig.7 Influence of outer convex arc radius on von Mises stress andmaximum contact stress of internal and external stroke

圖8 內(nèi)凹圓弧半徑對(duì)內(nèi)外行程von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力的影響Fig.8 Influence of internal concave arc radius on von Mises stressand maximum contact stress of internal and external stroke

2.5 鼓形密封結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

從表3可知，各組正交仿真試驗(yàn)得到的內(nèi)外行程的接觸應(yīng)力均大于工作介質(zhì)壓力，說(shuō)明鼓形密封結(jié)構(gòu)可滿(mǎn)足密封性能的要求。其中，9號(hào)、12號(hào)、20號(hào)試驗(yàn)得到的接觸應(yīng)力更大，其密封性能更好；但是9號(hào)、20號(hào)試驗(yàn)的von Mises應(yīng)力過(guò)大，更容易導(dǎo)致密封圈疲勞破損失效。綜合考慮von Mises應(yīng)力和接觸應(yīng)力，接觸應(yīng)力與 von Mises 應(yīng)力差距更小的12號(hào)試驗(yàn)更符合優(yōu)化目標(biāo)的要求。

優(yōu)化后的鼓形密封結(jié)構(gòu)采用12號(hào)試驗(yàn)的相關(guān)參數(shù)，即密封溝槽槽底、槽口以及槽內(nèi)半徑分別為0.4、0.3和0.6 mm；密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)分別為邊長(zhǎng)11.1 mm，密封圈外凸圓弧半徑2.4 mm，密封圈內(nèi)凹圓弧半徑7 mm。

圖9所示為活塞移動(dòng)速度為0.15 m/s 時(shí)優(yōu)化后鼓形密封的內(nèi)行程以及外行程von Mises應(yīng)力云圖和接觸應(yīng)力曲線(xiàn)?？梢钥闯龉男蚊芊鈨?yōu)化后，其內(nèi)行程最大von Mises應(yīng)力為70.92 MPa，最大接觸應(yīng)力為65.611 MPa，相比優(yōu)化前分別提高了16.9%和18.7%；外行程時(shí)最大von Mises應(yīng)力為64.799 MPa，最大接觸應(yīng)力為56.486 MPa，相比優(yōu)化前von Mises增大20.9%，最大接觸應(yīng)力增大19.0%。

圖9 優(yōu)化后鼓形密封內(nèi)外行程von Mises應(yīng)力云圖和最大接觸應(yīng)力曲線(xiàn)Fig.9 Von Mises stress nephogram and maximum contact stresscurves of internal and external stroke of drum seal afteroptimization:(a)internal stroke;(b)external stroke

查閱文獻(xiàn)可知，聚氨酯鼓形密封圈在給定的正常工作情況下，密封面上的von Mises應(yīng)力隨著接觸應(yīng)力的增大而增大，且恒大于相應(yīng)接觸應(yīng)力。而密封面上的接觸應(yīng)力范圍在43～243 MPa之間[8,15]。因此文中針對(duì)ZY10000-20-40DB型掩護(hù)式液壓支架所優(yōu)化的活塞用鼓形密封結(jié)構(gòu)的von Mises應(yīng)力和接觸應(yīng)力在正常范圍之內(nèi)，可以實(shí)現(xiàn)良好的密封效果。

3 結(jié)論

(1)在純水液壓缸的密封結(jié)構(gòu)中，相比密封溝槽結(jié)構(gòu)參數(shù)，密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)密封性能影響更大，最大von Mises應(yīng)力和最大接觸應(yīng)力都隨著密封圈外凸圓弧半徑的增大而增大，隨著密封圈內(nèi)凹圓弧半徑的增大而減小，而密封圈邊長(zhǎng)尺寸過(guò)大或過(guò)小都會(huì)引起應(yīng)力的集中。密封圈的邊長(zhǎng)長(zhǎng)度對(duì)密封性能影響更大，因此后續(xù)應(yīng)進(jìn)一步研究。

(2)通過(guò)正交仿真試驗(yàn)得到的鼓形密封優(yōu)化結(jié)構(gòu)參數(shù)最優(yōu)取值范圍：溝槽底倒角半徑為0.3～0.4 mm，溝槽口倒角半徑為0.2～0.3 mm，密封圈邊長(zhǎng)為11.1～11.3 mm，密封圈外凸圓弧半徑為2.2～2.4 mm，內(nèi)凹圓弧半徑為6.8～7 mm。

(3)對(duì)鼓形密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，得到的密封結(jié)構(gòu)參數(shù)為：溝槽底倒角半徑0.4 mm，溝槽口半徑0.3 mm，溝槽內(nèi)倒角半徑0.6 mm， 密封圈邊長(zhǎng)11.1 mm， 密封圈外凸圓弧半徑2.4 mm，密封圈內(nèi)凹圓弧半徑7 mm。優(yōu)化后，內(nèi)外行程的von Mises應(yīng)力雖有所增大，但仍在合理的范圍內(nèi)，而最大接觸應(yīng)力增大18%～20%，大大提升了密封性能。