一種新型自補(bǔ)償組合式機(jī)械密封的設(shè)計(jì)與應(yīng)力分析

顏 偉，胡 勇

（1.四川交通職業(yè)技術(shù)學(xué)院 自動(dòng)化工程系，成都 611130；2、四川理工學(xué)院 機(jī)電系，自貢 643000）

0 引言

目前，國(guó)內(nèi)電石反應(yīng)器轉(zhuǎn)軸與缸筒之間，多采用石墨盤(pán)根或聚四氟乙烯( PTFE)V形圈填料函密封。通過(guò)調(diào)查國(guó)內(nèi)某企業(yè)運(yùn)行的32臺(tái)電石反應(yīng)器（傳動(dòng)軸徑Φ270mm，工作壓力10～20kPa，工作溫度85～110℃。）密封裝置，發(fā)現(xiàn)這種密封裝置的平均使用壽命僅約483小時(shí)，給設(shè)備的正常運(yùn)轉(zhuǎn)帶來(lái)不良影響。

解剖失效的密封件發(fā)現(xiàn)：重疊的V形圈間歇被電石渣顆粒充填，V形圈內(nèi)外側(cè)面嚴(yán)重磨損。分析其原因是：乙炔氣體中的磨粒在壓力作用下進(jìn)入密封面間隙，加劇了密封面的磨損、使密封面間隙加大；密封面間隙加大又使更多的磨粒進(jìn)入密封面，最終導(dǎo)致密封的失效。

根據(jù)上述分析，要提高密封的密封效果和使用壽命，關(guān)鍵是要阻止磨粒進(jìn)入密封腔和自動(dòng)補(bǔ)償密封面的磨損。為此，本研究設(shè)計(jì)了一種新型自補(bǔ)償組合式機(jī)械密封（見(jiàn)圖1）：前級(jí)密封由二級(jí)油溝、迷宮或它們的組合構(gòu)成，主要功用是阻止或減少乙炔氣體中的磨粒（電石渣顆粒）滲入后級(jí)密封；后級(jí)密封由一級(jí)錐形端面密封（彈簧、聚四氟乙烯錐形靜環(huán)、錐形軸套動(dòng)環(huán)、O形橡膠圈等）構(gòu)成，主要功用是密封乙炔氣體外泄。錐形端面密封在彈簧和乙炔氣體壓力作用下，具有自動(dòng)補(bǔ)償密封面磨損、保障密封的功能，是本設(shè)計(jì)的關(guān)鍵環(huán)節(jié)。

圖1 自補(bǔ)償組合式機(jī)械密封裝置

錐形端面密封元件的應(yīng)力分析與密封性能等的研究報(bào)道尚不多見(jiàn)。本研究利用ANSYS軟件，對(duì)7組不同厚度的錐形靜環(huán)進(jìn)行有限元分析并仿真求解，旨在研究和分析：

1)在安裝狀態(tài)下錐形靜環(huán)需要的彈簧推力；

2)在安裝和工作狀態(tài)下，密封面及其他接觸面的接觸壓力和O形圈的Von.mises應(yīng)力；

3)不同厚度錐形靜環(huán)的密封效果。

通過(guò)上述問(wèn)題的有限元分析并仿真求解，為本文設(shè)計(jì)的新型自補(bǔ)償組合式機(jī)械密封的進(jìn)一步研究、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及使用，提供理論依據(jù)。

1 應(yīng)力分析幾何模型

本研究設(shè)計(jì)的自補(bǔ)償組合式機(jī)械密封的應(yīng)力分析幾何模型如圖2所示。

圖2 自補(bǔ)償組合式機(jī)械密封幾何模型

其中：

b－軸套溝槽寬度；b1－軸套兩溝槽臨邊距離；

d0－O形圈直徑； δ－初始狀態(tài)時(shí)缸筒下邊緣與錐形靜環(huán)上邊緣的距離；

h－錐形靜環(huán)左側(cè)厚度；

θ －錐形靜環(huán)斜邊與水平線的夾角；

壓縮彈簧（小彈簧結(jié)構(gòu)形式）作用在錐形靜環(huán)的左端面；壓縮彈簧推動(dòng)錐形靜環(huán)右移、使其緊緊地貼合在轉(zhuǎn)軸軸套（動(dòng)環(huán)）斜錐面上，形成機(jī)械密封面；錐形靜環(huán)還迫使O形密封圈產(chǎn)生一定的預(yù)壓縮量，使密封面具有一定的預(yù)接觸壓力。圖2所示模型，也是自補(bǔ)償組合式機(jī)械密封的安裝狀態(tài)。

工作狀態(tài)時(shí)，密封缸內(nèi)乙炔氣體的壓力和彈簧推力，共同作用于錐形靜環(huán)左側(cè)面上，推動(dòng)錐形靜環(huán)微量右移； O形密封圈壓縮量增大，使密封面的接觸壓力增大，克服密封面的液膜壓力使兩接觸面始終緊緊貼住，達(dá)到良好的密封效果。

當(dāng)錐形靜環(huán)厚度因磨損減小后，O形密封圈壓縮量隨之減小，則作用在錐形靜環(huán)上的力平衡關(guān)系被打破；彈簧推力和乙炔氣體的壓力將推動(dòng)錐形靜環(huán)進(jìn)一步微量右移，增大O形密封圈壓縮量，到達(dá)一個(gè)新的平衡位置，從而起到自動(dòng)跟隨、補(bǔ)償錐形密封面磨損的作用。

由此可見(jiàn)，錐形靜環(huán)厚度變化及其相關(guān)應(yīng)力、O形圈壓縮量變化及其相關(guān)應(yīng)力直接影響密封效果和密封裝置壽命，是本研究設(shè)計(jì)與應(yīng)力分析的重點(diǎn)所在。

2 有限元模型

1)基礎(chǔ)數(shù)據(jù)：

O形密封圈和溝槽的設(shè)計(jì)均按照國(guó)標(biāo) (GB 3452.1-92) 設(shè)計(jì)，采用腈基丁二烯橡膠 (NBR)，硬度為85IRHD，彈性模量E = 14.04MPa，泊松比υ= 0.499，摩擦系數(shù)為0.2。錐形靜環(huán)采用聚四氟乙烯，硬度（邵氏）為55 IRHD, 壓縮彈性模量E =280MPa，泊松比υ= 0.40,摩擦系數(shù)為0.04。邊界密封缸筒和軸套彈性模量E = 2×10E5 MPa，泊松比 υ= 0.3。

2)有限元模型：

根據(jù)密封結(jié)構(gòu)的幾何形狀、材料、邊界條件的特點(diǎn)和 ANSYS功能，采用平面軸對(duì)稱有限元計(jì)算模型。建立的錐形端面密封件變形前有限元模型如圖3所示。

對(duì)其進(jìn)行有限元分析時(shí)，由于邊界條件及載荷的復(fù)雜性， 故將密封圈及密封結(jié)構(gòu)的軸、滑環(huán)作為整體進(jìn)行分析，其中所涉及的幾何非線性、橡膠體超彈材料非線性、邊界 (狀態(tài) )非線性知識(shí)和進(jìn)行的一些相關(guān)假設(shè),限于篇幅這里就不再累贅，可見(jiàn)有關(guān)文獻(xiàn)。

圖3 有限元模型

該有限元模型中,橡膠單元采用超彈性單元plane183，斜錐滑環(huán)、邊界軸和軸套單元采用單元PLANE82 ，接觸單元由接觸單元CONTAI172和目標(biāo)單元TARGE169配對(duì)組成。在O形密封圈與缸筒、O形密封圈與錐形靜環(huán)、錐形靜環(huán)與軸套（動(dòng)環(huán)）之間共建立了9個(gè)接觸對(duì)，利用它們模擬軸套與錐形靜環(huán)、錐形靜環(huán)與橡膠彈性體、橡膠彈性體和缸筒之間的接觸。共劃分出4154個(gè)單元，11832個(gè)節(jié)點(diǎn)。

3)邊界及荷載：

假設(shè)缸筒及軸套靜止，錐形靜環(huán)可在O形圈與軸套之間往復(fù)運(yùn)動(dòng)。安裝狀態(tài)時(shí)，O形密封圈壓縮量取0.2mm，壓縮率為2.86%（O形密封圈直徑為7mm）。計(jì)算所需彈簧推力時(shí)，以位移荷載加載在錐形靜環(huán)左側(cè)，從結(jié)果中計(jì)算出的該處支反力，即為所需彈簧推力值。工作狀態(tài)的仿真，是到達(dá)安裝狀態(tài)后，在錐形靜環(huán)左側(cè)面及左側(cè)O形密封圈上下兩接觸點(diǎn)左側(cè)、施加0.2MPa的工作內(nèi)壓而進(jìn)行的計(jì)算。

3 應(yīng)力分析

3.1 錐形靜環(huán)需要的彈簧推力

彈簧推力除保證主機(jī)在起動(dòng)、停車或介質(zhì)壓力波動(dòng)時(shí)，使密封面能緊密接合外，還要克服相關(guān)元件與錐形靜環(huán)表面間的摩阻力，使錐形靜環(huán)能追隨錐形端面的磨損沿軸向移動(dòng)。彈簧推力同時(shí)還要克服O形密封圈和錐形靜環(huán)抵抗自身變形產(chǎn)生的抗力。隨錐形靜環(huán)厚度的增加，其自身抵抗變形能力增強(qiáng)，需要更大的彈簧推力。

仿真實(shí)驗(yàn)結(jié)果：

1)安裝狀態(tài)下，錐形靜環(huán)厚度增加、錐形靜環(huán)需要的彈簧力呈上升趨勢(shì)：厚度h=8mm時(shí)，軸向彈簧推力720N；厚度h=20mm時(shí)，軸向彈簧推力增大到870N。

2)達(dá)到安裝狀態(tài)后，O形密封圈實(shí)現(xiàn)預(yù)壓縮量，產(chǎn)生的Von.mises應(yīng)力隨厚度h的增加，呈下降趨勢(shì)：h=8mm時(shí)，最大應(yīng)力值為0.722MPa，h=20mm時(shí)，最大應(yīng)力值為0.688MPa。其變化量?jī)H為0.034MPa，所以，可以近似認(rèn)為O形密封圈變形相同。

3.2 接觸壓力的分布情況

錐形密封面及其他接觸面的Von.mises應(yīng)力：安裝和工作狀態(tài)下，密封結(jié)構(gòu)的Von.mises應(yīng)力分布情況如圖4、5所示，安裝和工作狀態(tài)下最大應(yīng)力值都出現(xiàn)在其他接觸面處, 密封面處的應(yīng)力值小于其他接觸面的值。由此，可認(rèn)為密封的效果主要取決于錐形靜環(huán)與軸套（動(dòng)環(huán)）之間形成的密封面及密封面的接觸應(yīng)力。

O形圈的Von.mises應(yīng)力：

經(jīng)ANSYS軟件分析，工作狀態(tài)時(shí)，O形密封圈的Von.mises應(yīng)力值和壓縮率變化隨錐形靜環(huán)厚度h的增加基本呈線性增長(zhǎng)，但是，數(shù)值都較小。當(dāng)h=20mm時(shí)，最大Von.mises應(yīng)力值為2.01MPa，壓縮率為10.53%。說(shuō)明在此工作條件下，O形密封圈的工作狀態(tài)良好。

圖4 h=8mm時(shí)安裝狀態(tài)下Von.mises應(yīng)力分布

圖5 h=8mm時(shí)工作狀態(tài)下Von.mises應(yīng)力分布

圖6 密封面上最大接觸壓力與錐形靜環(huán)厚度的關(guān)系曲線

3.3 錐形靜環(huán)厚度對(duì)接觸應(yīng)力的影響

保證密封的必要條件是密封界面上的最大接觸壓力大于或等于工作介質(zhì)壓力。圖6、7為不同壁厚錐形靜環(huán)在安裝和工作狀態(tài)下最大接觸壓力與滑環(huán)厚度關(guān)系曲線。

由圖6可知，密封面最大接觸壓力隨錐形靜環(huán)厚度h的增大先下降再上升。分析原因，當(dāng)錐形靜環(huán)厚度較小（h=8～14mm）時(shí)，隨錐形靜環(huán)厚度增加，接觸面受錐形靜環(huán)局部變形影響逐漸減小，導(dǎo)致最大接觸壓力呈下降趨勢(shì)變化；當(dāng)錐形靜環(huán)厚度較大（h=14～20mm）時(shí)，接觸面不受錐形靜環(huán)局部變形影響，隨錐形靜環(huán)厚度增加，滑環(huán)左側(cè)面積增大，則受到更大由工作內(nèi)壓提供的軸向推力，造成最大接觸壓力隨錐形靜環(huán)厚度增加呈上升趨勢(shì)變化。

雖然密封面處最大接觸壓力隨錐形靜環(huán)厚度而變化，但其接觸壓力總是大于工作介質(zhì)壓力, 說(shuō)明此密封結(jié)構(gòu)隨錐形靜環(huán)的磨損，仍可保證密封的要求，具有“跟隨補(bǔ)償”作用。

由圖7可知，其他接觸面的接觸壓力隨錐形靜環(huán)厚度增加而變大，并且遠(yuǎn)大于工作壓力。綜上分析，在錐形靜環(huán)設(shè)計(jì)提供的磨損裕量條件下，在整個(gè)使用周期內(nèi)都能實(shí)現(xiàn)良好密封，具有良好的密封功能。

圖7 所有接觸處最大接觸壓力與錐形靜環(huán)厚度的關(guān)系曲線

4 結(jié)論

在斜錐滑環(huán)密封設(shè)計(jì)中應(yīng)用ANSYS軟件，根據(jù)特定工況條件，分析計(jì)算出了錐形靜環(huán)密封需要的彈簧推力、不同錐形靜環(huán)厚度的錐形靜環(huán)在安裝和工作狀態(tài)下密封面及其他接觸面的接觸壓力、O形圈的Von.mises應(yīng)力狀態(tài)。上述應(yīng)力分析的結(jié)論為特定工況條件下的錐形端面密封設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

經(jīng)ANSYS軟件分析,錐形端面密封件設(shè)計(jì)符合預(yù)期, 該密封結(jié)構(gòu)具有良好的密封效果和磨損自動(dòng)補(bǔ)償能力；密封結(jié)構(gòu)在整個(gè)使用周期內(nèi)，其錐形靜環(huán)厚度的變化對(duì)密封性能影響都不大，都能實(shí)現(xiàn)良好的密封。

本研究的設(shè)計(jì)及基于ANSYS軟件的應(yīng)力分析結(jié)果，為自補(bǔ)償組合式機(jī)械密封的推廣使用和進(jìn)一步技術(shù)設(shè)計(jì)奠定了基礎(chǔ)，具有一定的工程使用價(jià)值。

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