T形滑環(huán)組合密封圈密封性能研究*

(1.太原理工大學機械工程學院 山西太原 030024；2.煤礦綜采裝備山西省重點實驗室 山西太原 030024)

隨著液壓技術應用范圍的擴大，對于密封技術的要求越來越高，常規(guī)的密封方式很難滿足特殊工作環(huán)境下的密封要求，因此密封方式已從單一的O形密封圈密封過渡到如今的組合式密封。由此產(chǎn)生了不同形式的組合密封，包括方型格萊圈、階梯型斯特圈、C形滑環(huán)以及T形滑環(huán)組合密封圈。陳國定、許同樂等[1-2]分析了階梯形組合密封件的力學性能；譚晶等人[3-4]從液體壓力以及滑環(huán)厚度角度出發(fā)，對格來圈和斯特圈進行了靜力學研究；陳社會、張教超等[5-6]分析了齒形滑環(huán)的結(jié)構(gòu)原理，研究了介質(zhì)壓力、壓縮量以及齒形滑環(huán)結(jié)構(gòu)對組合密封接觸應力、變形的影響；劉清友等[7]對C形滑環(huán)組合密封的動、靜密封性能進行了研究；SUI等[8]對聚四氟乙烯唇形密封的摩擦與磨損行為進行了試驗和有限元分析。

T形組合密封圈由一個T形耐磨環(huán)和一個作為預緊元件的O形圈組成。工作過程中，T形滑環(huán)的磨損可由其變形得到補償，另外T形滑環(huán)對O形圈有一定的保護作用，即可確保O形圈不被擠出。由于T形滑環(huán)結(jié)構(gòu)的特殊性，無論是在高壓、低壓還是交變壓力下的雙向往復工作，T形組合密封都具有良好的密封性能以及較長的使用壽命。然而目前國內(nèi)對于T形滑環(huán)組合密封的研究較少，因此本文作者利用ANSYS建立T形滑環(huán)組合密封圈有限元模型，從靜態(tài)以及動態(tài)兩方面對其密封性能進行分析，為滑環(huán)組合密封研究以及密封技術的多樣性發(fā)展提供了參考。

1 T形滑環(huán)組合密封模型的建立

1.1 超彈材料的非線性描述

由于O形圈的特點在于物理、幾何和邊界三重非線性，故采用ANSYS中廣泛使用的Mooney-Rivlin函數(shù)[9]來描述橡膠材料的應變能：

當N為1、2、3時，可以相應地得到具有2、5、9常數(shù)的Mooney-Rivlin材料模型，使用時根據(jù)實際情況選用其中之一。

1.2 計算模型

由于T形組合密封結(jié)構(gòu)上具有幾何形狀圓周對稱性以及邊界條件復雜性，為了簡化計算，根據(jù)ANSYS軟件的功能，分析時選用平面軸對稱模型較為簡便。T形組合密封圈的密封溝槽和O形圈尺寸參考了密封件選型手冊，其型號為GRT0200。T形滑環(huán)為自行設計，最大設計壓力為40 MPa。T形組合密封所采用的平面幾何模型如圖1所示。

圖1 T形滑環(huán)組合密封

如圖1所示，T形滑環(huán)組合密封的密封結(jié)構(gòu)劃分為4個密封區(qū)，分別研究介質(zhì)壓力、密封間隙、T形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ對各密封區(qū)的影響。

1.3 有限元模型

ANSYS中建立的T形滑環(huán)組合密封的有限元模型如圖2所示。T形滑環(huán)材料為耐磨的聚四氟乙烯，彈性模量和泊松比分別為960 MPa和0.3。往復軸與密封槽材料為合金鋼，彈性模量和泊松比分別為214 GPa和0.29。O形圈材料是腈基丁二烯橡膠，泊松比為0.499。Mooney-Rivlin函數(shù)選用二常數(shù)模型，C1和C2分別取1.87和0.47 MPa[10]。

圖2 T形滑環(huán)組合密封的有限元模型

T形滑環(huán)組合密封在安裝時O形圈有預壓縮量，因此在往復軸的Y軸方向施加位移，將其視為O形圈預壓縮，同時在密封溝槽與往復軸的X軸方向施加固定約束，此過程仿真組合密封的安裝步驟，同時為ANSYS分析的第一步。ANSYS分析的第二步是通過在與介質(zhì)接觸的組合密封圈一側(cè)施加壓力來模擬密封的壓縮。第三步與第四步在往復軸施加軸向速度來仿真其往復運動。

2 靜密封性能分析

2.1 介質(zhì)壓力的影響

圖3所示為T形組合密封圈的最大Von Mises應力隨介質(zhì)壓力變化曲線，圖4所示為T形組合密圈最大Von Mises應力分布圖，圖5所示為各密封區(qū)接觸應力隨介質(zhì)壓力變化曲線。

圖3 T形組合密封圈最大Von Mises應力曲線

圖4 組合密封圈最大Von Mises應力分布圖( MPa)

圖5 各密封區(qū)接觸應力曲線

由圖3、4可知：隨著介質(zhì)壓力增加，O形圈的最大Von Mises應力隨之增加，T形滑環(huán)的最大Von Mises應力在加載迅速增加后，基本處于平穩(wěn)狀態(tài)。

由圖5可知：各密封區(qū)最大接觸應力均隨介質(zhì)壓力的增加而增加，密封Ⅱ區(qū)接觸應力變化率相對最大，且各密封區(qū)的最大接觸應力均大于或等于介質(zhì)壓力。根據(jù)密封原理，T形組合密封圈能夠滿足0～40 MPa壓力下的密封要求。

2.2 密封間隙的影響

圖6、7所示分別為加載前后T形滑環(huán)組合密封圈的最大Von Mises應力和加載后各密封區(qū)接觸應力隨密封間隙變化曲線。

從圖6可以看出：在未加載時，T形滑環(huán)的最大Von Mises應力隨著密封間隙的增加而減小，在加載后隨之增加，而O形圈在加載前后都隨密封間隙增加而減小。這是因為密封間隙增加后，O形圈壓縮量減小，其形變減小，故O形圈和T形滑環(huán)最大Von Mises應力隨密封間隙增加而減??；而加載后，因密封間隙增加導致O形圈承壓能力減小，T形滑環(huán)承受了更多的介質(zhì)壓力作用，使得T形滑環(huán)更易產(chǎn)生撕裂破壞。

由圖7可知：隨著密封間隙增加，密封Ⅱ區(qū)接觸應力增加，密封Ⅰ、Ⅲ、Ⅳ區(qū)接觸應力減小。因Ⅱ區(qū)并非首先接觸到工作介質(zhì)，故應優(yōu)先考慮其他3個密封區(qū)的接觸應力變化。在密封間隙超過0.3 mm后，密封Ⅲ區(qū)的接觸應力曲線開始變得陡峭，并且接觸應力迅速減小。結(jié)合圖6，選擇密封間隙不大于0.3 mm較為合理，與所參考密封件選型手冊推薦密封間隙吻合。

圖6 加載前后O形圈和T形滑環(huán)最大Von Mises應力曲線

圖7 各密封區(qū)接觸應力曲線

2.3 T形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ的影響

圖8所示為加載前后T形滑環(huán)組合密封圈的最大Von Mises應力隨φ值變化曲線。圖9所示為加載后密封圈各密封區(qū)最大接觸應力隨φ值變化曲線。

由圖8可知：在未施加介質(zhì)壓力時，隨著φ增加，T形滑環(huán)和O形圈最大的Von Mises應力沒有顯著變化；在施加介質(zhì)壓力后，T形滑環(huán)的最大Von Mises應力隨φ增加而增加，O形圈的最大Von Mises應力變化不明顯，并且組合密封圈的最大Von Mises應力集中在T形滑環(huán)與密封槽壁接觸處。過大的φ值會導致其與密封槽壁接觸一側(cè)的Von Mises應力過大，且集中在T形滑環(huán)的尖角與密封槽壁接觸處，導致此部位溫度較其他部位易于升高，且聚四氟乙烯散熱性能較差，會使得潤滑油黏度降低，潤滑膜失效，使T形滑環(huán)黏著磨損的可能性增大。當T形滑環(huán)與密封槽壁面產(chǎn)生黏著磨損后，密封失效，介質(zhì)泄漏，造成設備無法正常運轉(zhuǎn)。因此應合理地選擇T形滑環(huán)斜邊與垂直線之間的角度φ的值。

由圖9可知：φ值的增加對密封Ⅰ區(qū)的接觸應力幾乎沒有影響，而密封Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ區(qū)的接觸應力相應增加，但密封Ⅱ區(qū)和Ⅲ區(qū)接觸應力曲線上升較為緩慢，密封Ⅳ區(qū)接觸應力曲線在φ值為2.5°后迅速上升。因此φ值增加可以提高T形滑環(huán)組合密封圈的密封性能。綜合圖7，選取φ值在2.5°～7.5°范圍內(nèi)比較合理。

圖8 加載前后O形圈和T形滑環(huán)最大Von Mises應力曲線

圖9 各密封區(qū)接觸應力曲線

3 動密封性能分析

T形滑環(huán)組合密封圈在安裝且加載后，軸作往復運動。以下分析介質(zhì)壓力、摩擦因數(shù)、密封間隙和T形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ對動密封狀態(tài)下密封性能的影響。

3.1 介質(zhì)壓力的影響

設密封間隙為0.3 mm，φ為5°，往復速度為0.4 m/s，摩擦因數(shù)為0.2，圖10、11分別示出了T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應力和各密封區(qū)最大接觸應力隨介質(zhì)壓力變化曲線。由圖10可知：T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應力隨介質(zhì)壓力增加而增加，外行程的最大Von Mises應力大于內(nèi)行程。

由圖11可知：各密封區(qū)的最大接觸應力均隨介質(zhì)壓力增加而增加，密封Ⅰ、Ⅳ區(qū)在內(nèi)、外行程時最大接觸應力差異很小，密封Ⅱ、Ⅲ區(qū)外行程時的最大接觸應力大于內(nèi)行程。

圖10 內(nèi)、外行程最大Von Mises應力曲線

圖11 各密封區(qū)接觸應力變化曲線

3.2 摩擦因數(shù)的影響

設介質(zhì)壓力為20 MPa，密封間隙為0.3 mm，φ為5°，往復速度為0.4 m/s，圖12、13分別示出了T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應力和各密封區(qū)最大接觸應力隨摩擦因數(shù)變化曲線。

圖12 內(nèi)、外行程最大Von Mises應力變化曲線

圖13 各密封區(qū)接觸應力變化曲線

由圖12可知：T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應力均隨摩擦因數(shù)增加而增加，且內(nèi)行程的最大Von Mises應力小于外行程。

由圖13可知：密封Ⅰ區(qū)內(nèi)、外行程的最大接觸應力隨摩擦因數(shù)增加而減小，密封Ⅱ、Ⅲ區(qū)內(nèi)、外行程的最大接觸應力隨摩擦因數(shù)增加而增加，密封區(qū)域Ⅳ內(nèi)、外行程的最大接觸應力隨摩擦因數(shù)變化較為不明顯，并且每個密封區(qū)域外行程的最大接觸應力大于內(nèi)行程。由于密封Ⅰ區(qū)的最大接觸應力隨摩擦因數(shù)增加而減小，且其值接近20 MPa，因此摩擦因數(shù)不應過大。

3.3 密封間隙的影響

設介質(zhì)壓力為20 MPa，φ為5°，摩擦因數(shù)為0.2，往復速度為0.4 m/s，圖14、15分別示出了T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程最大Von Mises應力和各密封區(qū)最大接觸應力隨密封間隙變化曲線。

圖14 內(nèi)、外行程最大Von Mises應力變化曲線

圖15 各密封區(qū)接觸應力變化曲線

由圖14可知：T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應力，在密封間隙為0.1～0.3 mm時隨著密封間隙增加而增加，在密封間隙為0.3～0.4 mm時隨著密封間隙增加而減小，在密封間隙大于0.4 mm之后隨密封間隙增加而增加。

由圖15可知：密封Ⅰ、Ⅲ和Ⅳ區(qū)內(nèi)、外行程的最大接觸應力隨密封間隙增加而減小，密封Ⅱ區(qū)最大接觸應力隨密封間隙增加而波動。僅當其他密封區(qū)失效時，密封Ⅱ區(qū)才發(fā)揮作用，因此應首先考慮其他3個密封區(qū)的接觸應力。結(jié)合靜密封時的狀態(tài)，密封間隙不應大于0.3 mm。

3.4 形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ的影響

設介質(zhì)壓力為20 MPa，密封間隙為0.3 mm，摩擦因數(shù)為0.2，往復速度為0.4 m/s，圖16、17分別示出了T形滑環(huán)組合密封圈內(nèi)、外行程的最大Von Mises應力和各密封區(qū)最大接觸應力隨T形滑環(huán)斜邊與垂直線夾角φ變化曲線。

圖16 內(nèi)、外行程最大Von Mises應力變化曲線

圖17 各密封區(qū)接觸應力變化曲線

從圖16可知：T形滑環(huán)組合密封圈的最大Von Mises應力，在內(nèi)行程時隨φ增加而增加，在外行程φ時隨φ增加先減小后增大，在φ為2.5°時，最大Von Mises應力最小。

由圖17可知：密封Ⅰ區(qū)最大接觸應力隨φ值增加而在小范圍內(nèi)波動，密封Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ區(qū)最大接觸應力均隨φ值增加而增加。結(jié)合前面分析，φ值的范圍在2.5°～7.5°之間比較合理。

4 結(jié)論

(1)T形滑環(huán)組合密封圈可以滿足壓力0～40 MPa下靜、動密封要求，組合密封圈的最大Von Mises應力和各密封區(qū)最大接觸應力均隨介質(zhì)壓力增大而增大。

(2)隨著密封間隙增大，組合密封圈的最大Von Mises應力增大，最大接觸應力除密封Ⅱ區(qū)外均減??；當密封間隙不大于0.3 mm時，密封性能較好。

(3)隨著T形滑環(huán)斜邊與垂直線之間的角度φ值增大，組合密封圈的最大Von Mises應力和各密封區(qū)接觸應力均增大。在保證密封的條件下，當φ值在2.5°～7.5°的范圍內(nèi)時，既可達到密封要求，滑環(huán)也不易產(chǎn)生磨損。

(4)隨著摩擦因數(shù)增大，密封Ⅰ區(qū)最大接觸應力減小，其他3個密封區(qū)接觸應力和組合密封圈最大Von Mises應力均增加，且遠大于介質(zhì)壓力，而Ⅰ區(qū)接觸應力與介質(zhì)壓力相近，因此摩擦因數(shù)越小越好。