雷雨念 陳奎生 湛從昌

(1:武漢科技大學(xué)冶金裝備及其控制教育部重點實驗室 湖北武漢 430081；2:武漢科技大學(xué)機(jī)械自動化學(xué)院 湖北武漢 430081)

1 前言

作為液壓伺服系統(tǒng)中的一個執(zhí)行元件，伺服液壓缸的性能直接關(guān)系著伺服系統(tǒng)運行的精度。液壓伺服系統(tǒng)對穩(wěn)定性、精度和快速響應(yīng)性上有著極高的要求[1]。因此，伺服缸的密封與泄漏的研究就顯得極為重要。Y型密封圈是液壓與氣動系統(tǒng)中常用的往復(fù)密封件之一。其具有結(jié)構(gòu)簡單、使用壽命長、耐壓性好、可靠性高等優(yōu)點。對Y型密封圈的研究大多都是采用了有限元分析模型。汝紹鋒等[2]分析了在初始壓縮率不同的情況下，Y型密封圈密封性能的變化規(guī)律。李騰等[3]探討了密封圈的唇外傾角以及唇谷高給密封圈密封性能帶來的影響。孟華榮等[4]分析了Y型密封圈在工作溫度、流體壓力等不同的情況下，最大剪切應(yīng)力的位置和大小的變化。王剛等[5]研究分析了在壓縮率和載荷不同的情況下，Y型密封圈應(yīng)力隨油壓的變化情況。Zhang Yajun等[6]分析了Y型密封圈在溫度和工作壓力不同的情況下，密封圈密封性能的變化。黃樂等[7]分析了Y型圈抗擠出能力隨工作壓力的變化情況。王世強(qiáng)等[8]分析了在不同的工作壓力下，密封圈的變形與壓力分布情況，并通過分析得出了密封圈接觸應(yīng)力的分布規(guī)律。

Y形密封圈截面形狀復(fù)雜，不同的尺寸參數(shù)會直接影響密封圈的密封性能和使用壽命。目前，Y型密封圈的截面設(shè)計很難有統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)，很大程度上都依賴于設(shè)計師平時的工作積累[9]～[11]。本文在之前研究的基礎(chǔ)上對密封圈內(nèi)外唇高度差和密封圈的唇厚度進(jìn)行研究，利用ANSYS有限元分析軟件，模擬Y形密封圈的唇高度差和唇厚度在不同油壓下的應(yīng)力和壓力分布情況，并分析不同的結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封圈密封性能的影響。

2 伺服液壓缸結(jié)構(gòu)及其工作原理

液壓伺服系統(tǒng)是使位移、速度或力等能自動準(zhǔn)確地隨著輸出量的變化而發(fā)生變化，而伺服液壓缸作為液壓伺服系統(tǒng)的執(zhí)行元件，能夠?qū)崿F(xiàn)系統(tǒng)機(jī)械能輸出，可以在高頻環(huán)境下驅(qū)動工作載荷，從而實現(xiàn)高精度、高響應(yīng)控制，其性能的好壞直接影響著系統(tǒng)的控制精度。

圖1 伺服液壓缸結(jié)構(gòu)圖1-活塞桿;2-防塵圈;3-前端蓋;4-Y型密封圈;5-支撐圈;6-缸體;7-螺母;8-連桿;9-套筒;10-安裝板;11-位移傳感器;12-位移傳感器支座;13-后端蓋

所選伺服液壓缸結(jié)構(gòu)如圖1所示。圖1中，液壓缸通過液壓油產(chǎn)生的壓力進(jìn)行往復(fù)運動時，防塵圈與外部空氣側(cè)相通，防止灰塵混入液壓缸的往復(fù)密封件中，導(dǎo)致活塞桿磨損；Y型圈作為密封件可以防止發(fā)生內(nèi)泄露；支撐環(huán)起到支撐作用，防止金屬之間直接摩擦，保護(hù)活塞桿不被損壞。

3 有限元模型的建立

3.1 幾何模型結(jié)構(gòu)參數(shù)

現(xiàn)以某液壓缸活塞桿用Y形密封圈為研究對象，所用密封圈型號為Y50×65×12.5，其材料為腈基丁二烯橡膠(NBR)，主要截面尺寸如圖2所示。

圖2 Y形密封圈參數(shù)化模型(mm)s-唇高度差;e-唇厚

3.2 有限元模型建立

根據(jù)密封圈及其相應(yīng)的溝槽尺寸建立幾何模型?；钊麠U基本直徑為50mm，密封圈安裝完成之后，活塞桿和缸蓋之間的間隙為0.2mm，密封圈工作壓力范圍為0～15MPa?；钊麠U運動速度為0.1m/s～0.5m/s，端蓋與活塞桿之間的間隙為0.2mm。為了便于做有限元分析，現(xiàn)將密封圈材料做出以下考慮：

1)忽略其在運動過程中會發(fā)生的松弛和蠕變。

2)將橡膠密封圈的材料抽象為近視不可壓縮。

3)將密封圈材料視為各向同性且均勻連續(xù)。

4)忽略溫度的影響。

現(xiàn)將三維軸對稱結(jié)構(gòu)簡化為二維軸對稱模型，并在施加載荷時使用較小的載荷增量，以此來保證計算收斂。

由于其應(yīng)力表現(xiàn)為強(qiáng)烈的非線性，本文采用2個系數(shù)的Mooney-Rivlin模型[12]來對Y型密封圈材料進(jìn)行分析。該材料的函數(shù)關(guān)系式如下：

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(1)

式中：W-應(yīng)變勢能；

I1、I2-第一和第二Green應(yīng)變不變量；

它與橡膠硬度H和彈性模量E的關(guān)系如下：

lgE=0.0198H-0.5432

(2)

E=6(C10+C01)

(3)

C01=0.25C10

(4)

材料硬度同溫度之間的關(guān)系為：

H=H0+φ(T-23)

(5)

式中：H-工作溫度下材料的硬度;

H0-標(biāo)準(zhǔn)溫度23℃時材料的硬度，單位IRHD；

圖8為0.125 g TNT炸藥球填實爆炸下，花崗巖中實測的球面波徑向粒子速度波形的時間特征隨比距離的變化關(guān)系?？梢缘玫剑涸跍y點半徑10 mm處，波形上升沿ΔTr約為0.5 μs；在測點半徑120 mm處，ΔTr約為5.3 μs；二者相比，ΔTr展寬了約10倍。另外，ΔTr、波形半高寬ΔT1/2及波形正向脈寬ΔT+均有隨著比距離增加而增加的趨勢。球面波在花崗巖中傳播的展寬效應(yīng)也反映了其非線性動力學(xué)響應(yīng)的復(fù)雜性，基于理想彈性假設(shè)的波傳播理論，無法對其波形的傳播演化規(guī)律進(jìn)行合理解釋。

φ-修正系數(shù)；

T-工作溫度，單位℃。

本文取修正系數(shù)φ取值為0.175，伺服液壓缸工作溫度T為23℃，標(biāo)準(zhǔn)溫度下硬度H0為85IRHD。經(jīng)計算得到彈性模量E=14.44MPa，C10=1.87,C01=0.47。

做有限元分析時使用了兩個載荷步，先讓活塞桿移動到標(biāo)準(zhǔn)的位置，使其和端蓋之間的間隙為0.2mm，使密封圈處于壓縮狀態(tài)，然后施加流體壓力，活塞桿向前移動。為了避免Y型密封圈唇邊和密封圈之間接觸對的互相滲透，這里采用的求解方法為Lagrange法。當(dāng)P=0MPa時，通過活塞桿的軸向移動得到Y(jié)型密封圈的初始有限元模型，情況如圖3所示，箭頭所指方向為活塞桿移動方向。

圖3 Y形密封圈軸向移動模型

4 計算結(jié)果與分析

4.1 對密封圈密封性能的影響

4.1.1 接觸壓力

利用ANSYS軟件對Y形圈模型進(jìn)行模擬仿真，通過改變Y形圈的唇高度差s和油壓p，得到相應(yīng)情況下的Von Mises應(yīng)力云圖和接觸壓力云圖，并以此為依據(jù)，分析唇高度差對密封圈密封性能的影響。Von Mises應(yīng)力即等效應(yīng)力，反映了截面上的主應(yīng)力差值的大小。Von Mises應(yīng)力值越大的區(qū)域，材料越容易出現(xiàn)松弛，壽命越短，接觸應(yīng)力的大小則直接反映了密封圈的密封性能。當(dāng)最大接觸壓力不小于油壓p的時候，Y形密封圈才能保證其密封效果，接觸壓力越大，其密封性能越好。

當(dāng)油壓為P=3MPa時，密封圈唇厚度e為2mm，摩擦系數(shù)f=0.2時，改變Y型密封圈內(nèi)外唇高度差，密封圈與活塞桿的接觸壓力和與端蓋的接觸壓力情況如圖4所示。

由圖4可以看到密封圈的最大接觸壓力總是大于油壓的，而且唇高度差對于短唇接觸壓力的影響較大，對于長唇的接觸壓力沒有明顯影響。并且隨著唇高度差s的增大，密封圈的最大接觸壓力呈先增大再減小的趨勢，當(dāng)s=1.25mm左右時，短唇唇接觸壓力達(dá)到最大值，之后呈現(xiàn)下降趨勢，當(dāng)s的值大于2.25mm之后，模型不收斂。

圖4 內(nèi)外唇最大接觸壓力

當(dāng)流體壓力為3MPa，密封圈唇厚度e為2mm，摩擦系數(shù)f=0.2，唇高度差s取不同值時，Y密封圈兩邊唇的壓力分布圖如圖5所示。紅色區(qū)域為壓力大于3MPa的區(qū)域，即有效密封區(qū)域。

由圖5可看出，隨Y型密封圈唇高度差s變大，有效密封區(qū)域的長度也在隨之變短,綜合兩圖分析可知當(dāng)s的值在0～1.25mm之間時，Y密封圈密封性能更好一些。

4.1.2 Y形密封圈應(yīng)力分析

當(dāng)摩擦系數(shù)取f=0.2，Y形密封圈唇高度差為1mm，密封圈唇厚度取2mm時，流體壓力P取分別取P=2MPa,P=4MPa,P=6MPa，此時密封圈應(yīng)力云圖如圖6所示。

圖5 密封圈接觸壓力云圖

圖6 最大Von Mises分布情況

圖6可得，在不同流體壓力的情況下，Y型密封圈應(yīng)力集中部位都是在唇谷的位置，現(xiàn)對不同s值的Y形密封圈分別進(jìn)行分析，觀察其最大Von Mises應(yīng)力的變化情況并對其密封性能指數(shù)β進(jìn)行計算，變化情況如圖7、圖8所示。

圖7 最大Von Mises應(yīng)力隨壓力變化圖

這里有：

β=(pmax-p0)/p0

(6)

式中：β-密封性能指數(shù)；

pmax-密封圈最大接觸壓力，單位MPa；

p0-所施靜態(tài)油壓，單位MPa。

綜合圖7圖8分析可得，取不同s值時密封圈最大Von Mises應(yīng)力值如圖7所示?？梢灾溃畲骎on Mises應(yīng)力值隨靜態(tài)油壓的增大而增大，油壓較小時，五條曲線趨近重合，當(dāng)油壓逐漸增大時，隨s值變大，密封圈最大Von Mises應(yīng)力值有所減小。由圖8可得，隨著Y形密封圈油壓增大，密封性能指數(shù)β在逐漸減小，即密封圈的工作油壓有一個最合適的范圍，過高的油壓會使得密封圈的密封性能降低。

圖8 s不同時密封性能指數(shù)β

4.2 密封圈唇厚度e對密封圈密封性能的影響

當(dāng)Y形密封圈摩擦系數(shù)為0.2，唇高度差s為1mm摩擦系數(shù)f=0.2時，唇厚度分別取e=2mm，e=2.5mm和e=3mm，其最大接觸壓力隨油壓變化情況為圖9所示。

圖9 不同厚度時最大壓力變化曲線

最大接觸壓力隨油壓變大而變大，近似呈線性關(guān)系，當(dāng)唇厚度變大時，密封圈最大接觸壓力略有上升，但其變化并不明顯，在e=1.5mm時，模型不收斂。在該條件下對密封圈最大Von Mises應(yīng)力進(jìn)行分析，得到應(yīng)力隨油壓變化的圖，如圖10所示。

圖10 不同厚度時最大Von Mises應(yīng)力變化曲線

綜合可以看出隨著唇厚度e的增加，Y形密封圈最大Von Mises應(yīng)力在變大，密封圈容易出現(xiàn)松弛，使得密封圈壽命變短。

4.3 不同的摩擦系數(shù)對密封圈性能的影響

當(dāng)Y型密封圈唇高度差s為1mm，唇厚度e為2mm時，摩擦系數(shù)f取值分別為0.1、0.15、0.2，對其最大Von Mises應(yīng)力進(jìn)行分析，研究兩者之間的變化關(guān)系，變化曲線如圖11所示。

圖11 不同摩擦系數(shù)時最大Von Mises應(yīng)力變化曲線

由圖11可以看出，當(dāng)壓力P比較小時，不同摩擦系數(shù)對其最大Von Mises應(yīng)力的影響并不大，但隨著壓力P變大摩擦系數(shù)對最大Von Mises應(yīng)力的影響變大，且摩擦系數(shù)f越小，最大Von Mises應(yīng)力越小。

5 結(jié)論

1)當(dāng)Y形密封圈的唇高度差有所增加時，密封圈的最大接觸壓力會有所上升，當(dāng)s大于1.25mm時開始呈現(xiàn)下降趨勢。

2)隨著其s的值變小，Y型密封圈在接觸壓力有所上升的同時有效密封區(qū)域會隨之減小，該現(xiàn)象在油壓較大時更為突出，為此，密封圈s的取值在1～1.25mm時較為合適。

3)密封圈唇厚度過大時會導(dǎo)致密封圈唇谷處應(yīng)力變大，降低密封圈的使用壽命。

4)若伺服缸的摩擦系數(shù)f變大，會導(dǎo)致最大Von Mises應(yīng)力相應(yīng)變大，即會使密封圈容易損壞，使密封圈的使用壽命變短。