張付英，孫宇佳，姜向敏

（天津市輕工與食品工程機(jī)械裝備集成設(shè)計(jì)與在線監(jiān)控重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津 300222）

方形同軸組合密封的結(jié)構(gòu)及運(yùn)行參數(shù)優(yōu)化研究

張付英，孫宇佳，姜向敏

（天津市輕工與食品工程機(jī)械裝備集成設(shè)計(jì)與在線監(jiān)控重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，天津科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津 300222）

利用 ANSYS分析了方形同軸組合密封的結(jié)構(gòu)及運(yùn)行參數(shù)對其動(dòng)靜態(tài)密封性能的影響.結(jié)果表明：主密封面的最大靜態(tài)接觸壓力隨著滑環(huán)厚度的增加而顯著減小，隨滑環(huán)兩側(cè)倒角或O形圈壓縮率的增加而增大；活塞桿的往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度和滑環(huán)的摩擦因數(shù)對主密封面的最大動(dòng)態(tài)接觸壓力和密封面間的摩擦力影響不明顯.應(yīng)用響應(yīng)曲面法，以得到密封面最大接觸壓力和最小摩擦力作為優(yōu)化目標(biāo)，對該組合密封的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，得到了方形同軸組合密封的最佳參數(shù)組合方案，即當(dāng)方形同軸密封的滑環(huán)厚度為2.03，mm、頂?shù)菇墙嵌葹?3.26°、O形圈壓縮率為16.70%，時(shí)密封性能最優(yōu).

方形同軸組合密封；有限元分析；參數(shù)優(yōu)化；響應(yīng)曲面法

同軸組合密封由橡膠 O形圈和滑環(huán)組成.由于滑環(huán)材料（如聚四氟乙烯PTFE）的低摩擦因數(shù)和自潤滑性可減小主密封面的摩擦力，使其在往復(fù)密封中得到廣泛應(yīng)用［1］.格萊圈和斯特封是同軸組合密封的兩種主要結(jié)構(gòu)型式，其結(jié)構(gòu)及運(yùn)行參數(shù)直接影響組合密封的密封性能.譚晶等［2］對方形同軸密封件（格萊圈）的滑環(huán)厚度對接觸壓力及液體壓力對密封圈變形的影響進(jìn)行了分析.陳國棟［3］對階梯型同軸密封件（斯特封）在工作壓力、預(yù)壓縮量以及結(jié)構(gòu)參數(shù)方面對密封性能的影響進(jìn)行了研究，并應(yīng)用ANSYS提供的零階優(yōu)化方法，在滑環(huán)厚度及壓縮率一定的前提下進(jìn)行優(yōu)化，得到了唇前角α、唇后角β及唇口偏移量R的最優(yōu)解.然而，目前對于方形同軸組合密封件的倒角角度、滑環(huán)與活塞桿的接觸寬度（以改變滑環(huán)頂?shù)菇墙嵌冗M(jìn)行控制）、活塞桿運(yùn)行速度、摩擦因數(shù)以及多因子在多個(gè)優(yōu)化目標(biāo)下的優(yōu)化研究尚少.

本文通過對方形同軸組合密封的幾何尺寸（滑環(huán)厚度、倒角角度、滑環(huán)與活塞桿的接觸寬度）以及橡膠 O形圈的壓縮率的變化分析格萊圈的靜態(tài)密封性能；通過改變活塞桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度和滑環(huán)摩擦因數(shù)研究格萊圈的動(dòng)態(tài)密封性能.最后應(yīng)用響應(yīng)曲面法對方形同軸組合密封進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)，為組合密封件的選用提供理論依據(jù).

1　結(jié)構(gòu)參數(shù)對方形同軸組合密封的靜態(tài)密封性能影響

方形同軸組合密封的結(jié)構(gòu)如圖1所示.O形圈的尺寸為φ 44，mm×3.55，mm（GB 3452.1—1992），其壓縮率為12%，；滑環(huán)厚度h=2.0，mm，滑環(huán)的兩側(cè)頂?shù)菇铅?60°，α1為滑環(huán)的兩側(cè)底倒角，活塞桿直徑為40，mm，溝槽寬度為 4.2，mm，溝槽深度為 4.5，mm；L為滑環(huán)與活塞桿的接觸寬度.

圖1　方形同軸組合密封幾何模型Fig.1 Geometric model of the rectangular coaxially combined seal

1.1方形同軸組合密封有限元模型的建立

利用ANSYS進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，將活塞桿和腔體簡化為剛性件，采用二維實(shí)體單元 PLANE42.橡膠O形圈使用 Mooney-Rivlin應(yīng)變能函數(shù)描述，其中C10=1.87，MPa，C01=0.47，MPa.滑環(huán)和橡膠 O形圈采用二維實(shí)體單元 PLANE182.用面面接觸單元CONTA172和TARGE169模擬活塞桿與滑環(huán)、腔體與滑環(huán)、腔體與橡膠 O形圈、滑環(huán)與橡膠 O形圈間的接觸［5］，具體參數(shù)見表1.

圖2　方形同軸組合密封有限元模型Fig.2　Finite element model of the rectangular coaxially combined seal

表1　方形同軸密封各組件的材料參數(shù)Tab.1 Material parameters of the seal’s components

1.2O形圈壓縮率對主密封面密封性能的影響

O形圈的壓縮率是方形同軸組合密封的一個(gè)重要參數(shù)，其大小對整體結(jié)構(gòu)的密封性能具有較大的影響.一般 O形圈壓縮率為 10%，～15%，［6］，本文在4，MPa和 8，MPa兩種油壓下，對 O形圈取 10%，～20%，不同壓縮率進(jìn)行模擬仿真.圖3所示為O形圈取不同壓縮率時(shí)主密封面的最大接觸壓力曲線.

圖3　最大接觸壓力與壓縮率的關(guān)系曲線Fig.3　Curve of maximum contact pressure to compression ratio

由圖3可以看見，在兩種油壓下均可達(dá)到密封要求，且油壓越高時(shí)壓縮率對最大接觸壓力的影響越大.在4，MPa油壓下，當(dāng)壓縮率為10%，～15%，時(shí)，其對最大接觸壓力的影響相對平緩，當(dāng)壓縮率高于15%，時(shí)，隨著壓縮率的增加，最大接觸壓力明顯增大；在8，MPa油壓下，最大接觸壓力隨著壓縮率增加而增大，曲線斜率大于4，MPa油壓下曲線斜率.長時(shí)間過大的接觸壓力會(huì)造成滑環(huán)與活塞桿接觸面發(fā)生損傷，影響使用壽命.而且，壓縮率過大還會(huì)使 O形圈產(chǎn)生較大變形（如圖4所示），O形圈幾乎充滿整個(gè)腔體，O形圈長期處于較大變形狀態(tài)下容易導(dǎo)致?lián)p壞.因此，方形同軸組合密封的O形圈壓縮率的取值范圍應(yīng)控制在10%，～15%，.

圖4　壓縮率為20%時(shí)應(yīng)力云圖（8，MPa）Fig.4 Von Mises stress at compression rate of 20%（8，MPa）

1.3滑環(huán)厚度對主密封面密封性能的影響

在具有代表性的高油壓（8 MPa）下不同滑環(huán)厚度時(shí)的主密封面最大接觸壓力變化趨勢如圖 5所示.從圖5可看出，主密封面的最大接觸壓力隨滑環(huán)厚度增加單調(diào)遞減，密封效果逐漸變差，當(dāng)滑環(huán)厚度達(dá)到 4.6 mm時(shí)，出現(xiàn)不收斂的情況，且最大接觸壓力為2.302 MPa＜8 MPa，此時(shí)已不能實(shí)現(xiàn)密封要求.

圖5　不同滑環(huán)厚度時(shí)的最大接觸壓力值Fig.5 Maximum contact pressure with different thickness of the sliding ring

圖 6為薄厚滑環(huán)在 8 MPa油壓作用下的 Von Mises應(yīng)力云圖.可見，隨著滑環(huán)厚度的增加 Von Mises應(yīng)力的分布范圍逐漸變小，最大應(yīng)力值變化并不明顯.滑環(huán)過厚，則剛性較大，滑環(huán)磨損后難以在壓力作用下產(chǎn)生足夠大的變形，從而易于泄漏［2］；而滑環(huán)太薄，對沖擊載荷較敏感，變形較大，容易因破壞導(dǎo)致泄漏.因此，應(yīng)根據(jù)密封的不同工作介質(zhì)壓力合理設(shè)計(jì)滑環(huán)厚度，以保證其既有良好的密封性能又有較長的使用壽命.

阿勇告訴本刊記者，開庭前，林燦崗曾兩度致電阿勇，要求其提前繳納罰款，不然就判實(shí)刑。在阿勇提供的兩段電話錄音中，林燦崗多次提及罰金，“自留地也好，什么都好，也要罰款。這兩三天拿六萬塊來交，不然要判實(shí)刑?！薄敖裉焓牵?月）28號，30號之前沒拿來交就要判實(shí)刑?！?/p>

圖6　薄厚兩種滑環(huán)的Von Mises應(yīng)力云圖Fig.6 Von Mises stress of thin & thick sliding ring

1.4滑環(huán)兩側(cè)倒角對主密封面密封性能的影響

1.4.1滑環(huán)底倒角對密封性能的影響

在滑環(huán)與活塞桿接觸寬度L=3.0 mm不變的前提下，使底倒角 α1從5°～65°變化，分析方形同軸組合密封的最大 Von Mises應(yīng)力與密封面的最大接觸壓力，結(jié)果見圖7.

圖7　最大接觸壓力、Von Mises應(yīng)力與底倒角關(guān)系曲線Fig.7　Curve of maximum contact pressure，Von Mises stress and bottom chamfering

從圖 7可以看出：當(dāng)?shù)椎菇窃?5°～65°內(nèi)變化時(shí)，最大 Von Mises應(yīng)力一直處于平緩增加的趨勢，說明組合密封承受的綜合應(yīng)力相對較小且穩(wěn)定，不容易發(fā)生疲勞損傷.而最大接觸壓力則隨著底倒角增加近似呈線性增加，表明密封性能逐漸加強(qiáng).

1.4.2滑環(huán)頂?shù)菇菍γ芊庑阅艿挠绊?/p>

在滑環(huán)兩側(cè)底倒角 α1角度值與位置不變的情況下，對頂?shù)菇铅?在 5°～75°變化（即改變滑環(huán)與活塞桿的接觸寬度 L）時(shí)進(jìn)行了有限元仿真，結(jié)果如圖 8所示.頂?shù)菇侨?°時(shí)，最大接觸壓力為6.777 MPa＜8，MPa，不能實(shí)現(xiàn)密封；頂?shù)菇窃?0°～70°變化時(shí)，最大接觸壓力值單調(diào)遞增；當(dāng)頂?shù)菇侨?75°時(shí)，滑環(huán)與活塞桿的接觸寬度過小而出現(xiàn)了尖角，此時(shí)最大接觸壓力也驟增，達(dá)到 166.846 MPa.說明方形同軸組合密封的滑環(huán)與活塞桿的接觸寬度不能過小.而最大Von Mises應(yīng)力，除在75°時(shí)發(fā)生小幅跳躍外，一直處于平穩(wěn)狀態(tài)，且最大應(yīng)力位置集中于滑環(huán)處，保證了橡膠O形圈的性能不受破壞.

圖8　最大接觸壓力、Von Mises應(yīng)力與頂?shù)菇顷P(guān)系曲線Fig.8 Curve of maximum contact pressure，Von Mises stress and top chamfering

2　運(yùn)行參數(shù)對方形同軸組合密封的動(dòng)態(tài)密封性能的影響

活塞桿的工作行程如圖1所示，活塞桿向右運(yùn)動(dòng)時(shí)為外行程，活塞桿向左運(yùn)動(dòng)時(shí)為內(nèi)行程.

2.1活塞桿運(yùn)行速度對動(dòng)態(tài)密封性能的影響

假設(shè)活塞桿內(nèi)外行程的運(yùn)動(dòng)速度相同，當(dāng)活塞桿的速度分別為 0.01、0.05、0.10、0.20、0.30、0.40、0.50 m/s時(shí)，方形同軸組合密封的最大接觸壓力和最大摩擦應(yīng)力的仿真分析結(jié)果分別見圖9和圖10.

從圖9可知，活塞桿外行程最大接觸壓力值明顯高于內(nèi)行程，說明該組合密封在不同往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度下的密封性能較為穩(wěn)定，且外行程的密封性能明顯優(yōu)于內(nèi)行程，該分析結(jié)果與文獻(xiàn)［7］結(jié)果一致.

從圖 10可以看出，外行程的最大摩擦應(yīng)力始終大于內(nèi)行程；內(nèi)外行程時(shí)的數(shù)值波動(dòng)較小.說明往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度對組合密封件的摩擦力影響較小.

圖9　最大接觸壓力與活塞桿運(yùn)行速度關(guān)系曲線Fig.9　Curve of maximum contact pressure and speed of piston rod

圖10　最大摩擦應(yīng)力與活塞桿運(yùn)行速度關(guān)系曲線Fig.10　Curve of maximum friction stress and speed of piston rod

2.2滑環(huán)摩擦因數(shù)對動(dòng)態(tài)密封性能的影響

滑環(huán)材料為聚四氟乙烯，無潤滑摩擦因數(shù)達(dá)0.04，此處摩擦因數(shù)分別取 0.01、0.02、0.03、0.04，對主密封面的最大接觸壓力進(jìn)行分析，結(jié)果如圖 11所示.可見滑環(huán)的摩擦因數(shù)對主密封面最大接觸壓力影響不大，而且動(dòng)態(tài)下密封往往處于動(dòng)壓或混合潤滑狀態(tài)，不會(huì)對最大摩擦應(yīng)力產(chǎn)生較大影響，因此，可忽略摩擦因數(shù)對最大摩擦應(yīng)力的影響.

圖11　最大接觸壓力與滑環(huán)摩擦因數(shù)關(guān)系曲線Fig.11　Curve of maximum contact pressure and sliding ring friction coefficient

3　基于響應(yīng)曲面法的方形同軸組合密封結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化

應(yīng)用響應(yīng)曲面法［8］，以密封結(jié)構(gòu)最大接觸壓力和最大摩擦應(yīng)力具有望目特性為優(yōu)化目標(biāo)，對該組合密封的滑環(huán)厚度、滑環(huán)頂?shù)菇墙嵌取⑾鹉zO形圈的壓縮率三因子進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì).從圖 12和圖 13中可以看到，等值線圖的形狀接近橢圓或直線，說明兩因子之間交互效應(yīng)顯著.需要說明的是，在響應(yīng)變量為最大接觸壓力時(shí)的方差分析中，厚度與壓縮率的交互效應(yīng)不顯著（P=0.235＞0.05）；響應(yīng)變量為最大摩擦應(yīng)力時(shí)，厚度與后倒角的交互效應(yīng)不顯著（P=0.093＞0.05），因此在計(jì)算中不需要考慮以上兩個(gè)交互效應(yīng).

圖12　響應(yīng)變量最大接觸壓力的等值線圖Fig.12 Contour line of response variables under maximum contact pressure

圖13　響應(yīng)變量最大摩擦應(yīng)力的等值線圖Fig.13 Contour line of response variables with maximum friction stress

滑環(huán)厚度、滑環(huán)頂?shù)菇墙嵌?、橡膠O形圈的壓縮率三因子的優(yōu)化結(jié)果如圖14所示，其中，y表示望目值，d表示合意性（即越接近設(shè)定目標(biāo)，此值就越向 1靠攏）.當(dāng)方形同軸密封的滑環(huán)厚度為2.03，mm，頂?shù)菇墙嵌葹?3.26°，壓縮率為16.70%，時(shí)（由于橡膠件不可能加工到軟件計(jì)算的精度，所以保留兩位小數(shù)），達(dá)到期望值，密封性能最優(yōu).

圖14　響應(yīng)變量優(yōu)化圖Fig.14 Optimization of the response variables

4　結(jié) 論

（1）方形同軸組合密封主密封面的最大靜態(tài)接觸壓力隨滑環(huán)厚度的增加而減小，隨滑環(huán)頂?shù)菇堑脑龃蠖龃?，隨壓縮率的增大緩慢增大.

（2）活塞桿往復(fù)運(yùn)行速度及滑環(huán)的摩擦因數(shù)對方形同軸密封的動(dòng)態(tài)密封性能影響較小.

（3）根據(jù)響應(yīng)曲面分析結(jié)果，當(dāng)滑環(huán)厚度為 2.03 mm、滑環(huán)頂?shù)菇菫?33.26°、壓縮率為 16.70%，時(shí)，密封性能最優(yōu)，可實(shí)現(xiàn)最大接觸壓力25 MPa，最大摩擦應(yīng)力0.3 MPa的優(yōu)化目標(biāo).

［1］ 譚晶，楊衛(wèi)民，丁玉梅，等. 滑環(huán)式組合密封件的研究（I）：方形同軸密封件（格來圈）的分析［J］. 潤滑與密封，2007，32（1）：53-55.

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責(zé)任編輯：常濤

Optimization of the Structure and Operating Parameters of Rectangular Coaxially Combined Seal

ZHANG Fuying，SUN Yujia，JIANG Xiangmin
（Tianjin Key Laboratory of Integrated Design and On-line Monitoring for the Light Industry and Food Engineering Machinery and Equipment，College of Mechanical Engineering，Tianjin University of Science & Technology，Tianjin 300222，China）

ANSYS was used to analyze the impact of the rectangular coaxially combined seal’s structure and operating parameters on the static and dynamic sealing performance.The results showed that the maximum static contact pressure of the primary sealing surface decreased significantly with the increase of the sliding ring’s thickness，but increased with the growing of both sides of the sliding ring’s chamfering and O-ring compression rate.The influence of the reciprocating motion speed of the piston rod and the friction coefficient of the sliding ring on the maximum dynamic contact stress of the primary sealing surfaces and the friction between the sealing surfaces was not obvious.In order to realize the optimization target of getting maximum contact pressure and minimum friction of the sealing surface，the structural parameters of the combined seal were optimized by applying the response surface method，and the best structural parameters were obtained.The rectangular coaxially combined sealing property was the best when the sliding ring’s thickness was 2.03，mm，the top chamfering angle 33.26°，and the O-ring compression rate 16.70%，.

rectangular coaxial combined seal；finite element analysis；parameter optimization；response surface methodology

TB42

A

1672-6510（2016）04-0060-05

10.13364/j.issn.1672-6510.20150169

2015-10-19；

2016-01-17

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（51075300）

張付英（1965—），女，河北人，教授，zhfuying@tust.edu.cn.