何雅娟 王 恒 鄭圓圓 劉 朋

（1. 南通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 江蘇南通 226019； 2. 徐州徐工液壓件有限公司 江蘇徐州 221004）

O 形橡膠密封圈是機(jī)械密封結(jié)構(gòu)常用的部件， 不論是在靜態(tài)密封還是在運(yùn)動密封中， 都能夠承受極大的環(huán)境壓力并且能充分發(fā)揮其密封性能， 從而實現(xiàn)機(jī)械密封效果[1］。

現(xiàn)有的O 形橡膠密封系統(tǒng)多采用單個密封圈，研究人員針對該結(jié)構(gòu)進(jìn)行了深入研究， 并提出能夠預(yù)防密封失效的措施， 以保證密封件的密封性能可以全面發(fā)揮[2］。 LINDLEY[3］提出了單個密封圈在小變形、小壓縮率的條件下單位長度上載荷分布的計算公式，針對壓縮率不同的密封圈， 分別進(jìn)行了研究。 WOO等[4］利用有限元軟件仿真分析得到了單個密封圈能夠承受的最大載荷以及在承受極限載荷時密封圈的應(yīng)變。 沈鋒鋼等[5］結(jié)合液壓缸實例， 分析了單個大直徑的O 形密封圈在不同壓力下的應(yīng)力分布， 并給出了不同工況下選擇密封圈的依據(jù)。 王杰和謝禹鈞[6］通過建立密封圈模型， 研究密封圈磨損變形的原因， 在預(yù)設(shè)環(huán)境壓力的條件下， 分析了不同油壓和壓縮率下密封圈的變形和應(yīng)力分布， 得到單個密封圈最大接觸壓力、 油壓與壓縮率之間的定量關(guān)系。 LI 等[7］從密封圈材料特性的角度出發(fā)， 并結(jié)合有限元分析得到了液壓缸中密封圈不同壓力條件下的應(yīng)變分布， 獲得密封圈能夠承受的最大載荷以及應(yīng)變。 WOO 等[8］對密封圈進(jìn)行非線性有限元仿真分析， 對單個密封圈在不同壓力下的疲勞壽命進(jìn)行預(yù)測， 獲得密封圈能夠承受的最大載荷。 PENG 等[9］研究了不同工況下載荷對密封圈磨損和壽命的影響， 得出密封圈的磨損與橡膠裂紋主要來自于平面和第一主要拉伸應(yīng)力方向， 且隨著壓力增大， 密封圈形變越明顯直至密封圈失效。 NEUHAUS 等[10］的實驗研究表明， 在恒溫條件下老化程度不同的橡膠材質(zhì)密封圈， 在相同載荷下的磨損程度也不相同。 樊智敏等[11］研究發(fā)現(xiàn)， 在深海高壓環(huán)境下，隨著介質(zhì)壓力增大， O 形密封圈所受應(yīng)力的集中區(qū)域不斷下移至安裝間隙。

在實際使用過程中， 由于環(huán)境或介質(zhì)磨損等原因， O 形橡膠密封圈會發(fā)生腐蝕或磨損直至發(fā)生泄漏， 最終導(dǎo)致密封失效。 如海洋環(huán)境中的強(qiáng)壓和活塞桿的往復(fù)作用都將對密封圈產(chǎn)生較大壓力， 從而對其造成摩擦磨損[12］。 在液壓缸的使用過程中發(fā)生密封圈失效時， 需要及時更換密封件[13］， 這不僅影響工作進(jìn)程而且更換過程較為繁瑣。

針對密封失效問題， 研究人員分別從密封圈的材料、 壓縮率與變形程度分析了導(dǎo)致密封失效的原因，提出了許多解決方案， 但并不能很好解決由于單個密封圈失效而導(dǎo)致密封系統(tǒng)整體失效的問題。 因此對傳統(tǒng)單個密封圈密封結(jié)構(gòu)的設(shè)計進(jìn)行改進(jìn)很有必要。 本文作者對液壓缸傳統(tǒng)單個密封圈密封系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化和改進(jìn)， 設(shè)計了多重組合式密封系統(tǒng)結(jié)構(gòu)； 通過ANSYS 軟件分析單個與多重密封系統(tǒng)的密封圈， 在不同環(huán)境載荷下的使用壽命和最大應(yīng)力集中區(qū)域的變化。

1 多重組合式密封結(jié)構(gòu)設(shè)計

對失效后的單個密封圈密封系統(tǒng)的分析可知： 在活塞桿進(jìn)行往復(fù)作用的缸體兩端密封圈磨損最嚴(yán)重，其中最先因為磨損導(dǎo)致失效是靠近液壓缸中心線的密封圈外側(cè)部位[14］。 由于活塞桿往復(fù)作用對密封件和缸體產(chǎn)生的摩擦力， 不僅導(dǎo)致密封件磨損引起泄漏，而且導(dǎo)致液壓缸的缸體也存在一定的磨損現(xiàn)象， 從而導(dǎo)致密封失效， 液壓油泄漏。

1.1 密封失效判據(jù)

密封圈常見失效模式是由于活塞桿往復(fù)運(yùn)動， 對密封圈產(chǎn)生接觸應(yīng)力導(dǎo)致磨損。 所以針對密封圈失效通常采用以下2 個判據(jù)， 分別是最大接觸應(yīng)力判據(jù)與最大應(yīng)力判據(jù)。 具體如下：

（1） 最大接觸應(yīng)力判據(jù)

液壓缸密封圈接觸應(yīng)力主要與初始壓縮量有關(guān)，其公式為

式中：σxmax為接觸面上的最大壓應(yīng)力；σ0為預(yù)壓縮應(yīng)力，σ0一般與初始壓縮量ε0和密封圈摩擦因數(shù)f有關(guān)；p為液壓油壓力；k是工況對密封圈造成的載荷與接觸應(yīng)力的線性比例， 取決于泊松比μ[15］。

（2） 最大應(yīng)力判據(jù)

密封失效通常指的是密封圈所受到的主應(yīng)力σ逐漸增大逼近甚至超過材料的彈性變量和密封圈的屈服強(qiáng)度。 因此， 最大應(yīng)力必須滿足：

式中：σmax為橡膠密封圈在不同工況下所受的最大應(yīng)力；σy為橡膠密封圈自身的屈服強(qiáng)度[16］。

當(dāng)密封圈所受的最大應(yīng)力超過自身的屈服強(qiáng)度就會導(dǎo)致密封失效， 常見單個密封圈的密封系統(tǒng)如圖1所示。 液壓缸工作時產(chǎn)生的載荷集中在活塞桿處密封圈， 單個密封圈所起的緩沖作用不夠， 即使改進(jìn)密封材料， 也不能很好地解決密封圈摩擦磨損導(dǎo)致的泄漏問題。 在工況和密封材料一定的條件下， 只有改變系統(tǒng)結(jié)構(gòu)才能有效保證密封系統(tǒng)穩(wěn)定工作。

單個密封圈的液壓系統(tǒng)主要存在以下問題。 （1）動密封系統(tǒng)之間的聯(lián)系不夠緊密， 容易產(chǎn)生滑動摩擦造成密封件磨損； 單個密封圈雖然能夠達(dá)到所需的密封效果， 但效果并不理想。 （2） 單個密封圈所起的緩沖作用不夠， 由于往復(fù)作用中的密封圈承載壓力過大， 極容易對液壓缸體內(nèi)部和密封圈造成磨損， 一旦密封件磨損將直接導(dǎo)致密封失效而出現(xiàn)泄漏。

為了解決單個密封圈系統(tǒng)中存在的問題， 減小密封圈因活塞桿的往復(fù)運(yùn)動所受到的壓力， 即減小最大應(yīng)力σmax， 文中提出了多重組合式密封結(jié)構(gòu)。

1.2 多重組合式密封結(jié)構(gòu)設(shè)計

根據(jù)密封圈的失效判據(jù)以及常見密封圈的失效模式， 針對單一密封系統(tǒng)的密封圈易磨損失效問題， 提出一種多重組合式的密封結(jié)構(gòu)， 如圖2 所示。

由于動密封與缸體之間的摩擦直接或間接對密封圈造成摩擦磨損， 因此， 設(shè)計的多重組合式的液壓缸密封結(jié)構(gòu)， 在活塞桿接觸油液的入口處和活塞底部分別加入了不同結(jié)構(gòu)但相同材質(zhì)的密封圈， 起緩沖和減小沖擊力的作用； 在缸底也增加了一個密封圈， 減小在往復(fù)運(yùn)動中由于活塞桿動力對密封圈造成的摩擦磨損， 從而可以達(dá)到較好的密封效果。

2 基于ANSYS 的密封系統(tǒng)性能仿真分析

對單密封和多重組合式密封系統(tǒng)在密封圈表面施加相同壓力， 通過ANSYS 分析密封圈的變形程度和最大應(yīng)力集中區(qū)域， 以及是否能夠有效減小密封圈所承受的載荷與最大應(yīng)力σmax。

通過ANSYS 進(jìn)行模擬仿真時采用Mooney-Rivlin模型， 模型中的應(yīng)變能函數(shù)用式（3） 表示。

式中：W為應(yīng)變能；C1、C2為材料力學(xué)性能Mooney 常數(shù)， 文中C1、C2取值分別為1.87 和0.47 MPa[6］；I1、I2分別為第一、 第二應(yīng)變張量不變量，I1、I2表達(dá)式如式（4） 所示。

式中：σ1、σ2、σ3分別為3 個方向上的主應(yīng)力。

式（4） 只能滿足橡膠材料變形相對較小的情況， 但在實際應(yīng)用中， 橡膠材料的實際情況遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于該條件， 且參數(shù)測量也有一定的難度。 因此， 在模擬活塞桿的往復(fù)運(yùn)動時， 不僅需要結(jié)合有限元分析中2個材料參數(shù)的應(yīng)變能函數(shù)求解， 還要考慮彈性模量E與切變模量G之間的關(guān)系[16］。 橡膠材料彈性模量E與切變模量G有下述關(guān)系：

再根據(jù)橡膠材料硬度H與彈性模量E的實驗數(shù)據(jù)， 擬合關(guān)系式[17］如下：

式（5）、 （6） 能夠很好地描述Mooney-Rivlin 模型條件下密封圈發(fā)生大變形時彈性模量與剪切模量的關(guān)系。 結(jié)合密封圈不可壓縮材料的特性， 泊松比μ為0.5， 材料硬度為80HA。 根據(jù)式（6） 計算結(jié)果， 可設(shè)定具體密封圈相關(guān)參數(shù)如表1 所示。

密封圈受壓過大時將加速橡膠材料的松弛且容易出現(xiàn)裂紋， 密封圈的最大承載反映了液壓系統(tǒng)的密封能力， 密封圈保持密封能力的必要條件是最大接觸壓力不小于自身屈服強(qiáng)度。 與普通工況相比， 海洋工況中的海工裝備需要承載更大的壓力， 海水深度平均每增加100 m， 壓力就增加1 MPa， 4 000 m 深時的壓力高達(dá)40 MPa。

文中采用的O 形密封圈的材質(zhì)為丁腈橡膠， 液壓缸的材料為結(jié)構(gòu)鋼。 仿真模型中橡膠單元采用超彈性單元。 結(jié)合仿真模型中密封圈的橡膠材質(zhì)特性， 利用ANSYS 軟件分析工況變化對密封圈造成的影響時，因介質(zhì)壓力小于20 MPa 時密封圈壓力變化范圍較窄，故分別對密封圈施加10、 20、 40 MPa 均勻分布的壓力， 對比單個密封系統(tǒng)和多重密封系統(tǒng)中的密封圈變形和載荷應(yīng)力分布集中區(qū)域的變化。

2.1 相同工況下密封圈最大應(yīng)力變化

ANSYS 有限元分析分兩個過程進(jìn)行： 一是通過模擬密封圈類似活塞安裝過程， 使液壓缸頂下移一定距離， 分析密封圈的受壓與變形； 二是改變往復(fù)運(yùn)動對密封圈產(chǎn)生的壓力， 得出實際工況中密封圈所受載荷分布與密封圈變形。

圖3 示出了不同介質(zhì)壓力下單個密封系統(tǒng)和多重密封系統(tǒng)中密封圈的應(yīng)力分布及變形。 對比圖3 （a）、 （b） 可以發(fā)現(xiàn)： 10 MPa 工況下的單個密封圈由于往復(fù)運(yùn)動使得對密封圈外側(cè)與頂部的變形較大， 密封圈靠近缸壁內(nèi)側(cè)的部位也存在明顯的擠壓變形， 活塞桿運(yùn)動的過程中對密封圈造成的形變顯著；但相同工況下， 多重密封系統(tǒng)由于活塞桿增加了緩沖密封圈， 對起密封作用的密封圈受壓有顯著的減小作用， 且無明顯受壓現(xiàn)象。

圖3 不同介質(zhì)壓力下密封圈的應(yīng)力分布及變形Fig.3 Stress distribution and deformation of the sealing rings under different medium pressures： （a）， （c）， （e） single sealing system at 10 MPa， 20 MPa and 40 MPa，respectively； （b）， （d）， （f） multiple combined sealing system at 10 MPa， 20 MPa and 40 MPa， respectively

對比圖3 （c）、 （d） 可知： 20 MPa 條件下單個密封圈有明顯的變形， 但是多重密封系統(tǒng)中的密封圈并沒有發(fā)生明顯形變， 且最大應(yīng)力承載部位（圖中max 標(biāo)識處） 在靠近缸體的一側(cè)。 這表明多重組合式密封系統(tǒng)能夠有效減小工況變化對密封圈造成的擠壓與磨損。 對比圖3 （e）、 （f） 可知： 多重密封組合系統(tǒng)在40 MPa 條件下仍可以正常工作， 內(nèi)側(cè)與缸壁直接接觸的部位并無明顯受壓現(xiàn)象； 外側(cè)密封圈受擠壓情況與單個密封系統(tǒng)相比也有明顯的減緩效果， 摩擦磨損不明顯； 整個密封系統(tǒng)中承受載荷最大的部位位于起緩沖作用的內(nèi)部密封圈上， 證明了多重密封組合系統(tǒng)有效減小密封圈所受壓力。

改變均勻分布在密封圈上的壓力， 令活塞桿每秒勻速下移1 mm， 單個密封圈所受壓力與活塞桿往復(fù)運(yùn)動產(chǎn)生的位移（失效時間） 之間關(guān)系如圖4 所示?？芍?在3 種工況下， 當(dāng)活塞桿下移6.035 6 mm 時，即在6.035 6 s 時密封圈所受壓力達(dá)到峰值， 隨后平穩(wěn)增長， 直至達(dá)到最大應(yīng)力σmax， 導(dǎo)致密封失效； 隨著介質(zhì)壓力增大， 密封圈的使用壽命變短， 40 MPa下密封圈的使用壽命驟降為10 MPa 下1／3。 但總體來說密封圈受壓趨勢基本維持不變， 隨著活塞桿下移深度的變化受壓逐漸趨于穩(wěn)定。 單個密封圈所受壓力與失效時間的關(guān)系如表2 所示。

圖4 單個密封圈所受壓力與失效時間關(guān)系Fig.4 The relationship between pressure and failure time of a single seal ring

表2 單個密封圈受壓與失效時間關(guān)系表Table 2 Relationship between pressure and failure time of a single seal ring

由表2 可知， 單密封圈能夠承受的最大載荷近似相同， 但隨著壓力增大， 密封圈的使用壽命顯著減??； 當(dāng)壓力超過20 MPa 時， 需要定期更換密封圈才能維持系統(tǒng)穩(wěn)定的密封性能。

多重組合式密封系統(tǒng)中的密封圈所受不同壓力與往復(fù)運(yùn)動位移（失效時間） 之間關(guān)系如圖5 所示。

圖5 多重組合式密封系統(tǒng)密封圈所受壓力與失效時間關(guān)系Fig.5 The relationship between the pressure of the sealing ring and the failure time of the multiple combined sealing system

由圖5 可知， 多重組合式系統(tǒng)中密封圈在2.835 6 s 時受壓達(dá)到峰值； 在10 和20 MPa 的條件下密封圈受壓總體趨于穩(wěn)定， 隨著壓力增大， 密封圈的使用壽命均無明顯變化， 密封圈最大承載在同一范圍內(nèi)波動； 在40 MPa 的條件下密封圈受壓由于強(qiáng)壓影響有所波動。 從圖6 所示的液壓系統(tǒng)整體受力情況可知，40 MPa 條件下液壓系統(tǒng)的最大承載集中在內(nèi)部起緩沖作用的密封圈上。 另外， 雖然液壓缸中的密封系統(tǒng)由于強(qiáng)壓對內(nèi)側(cè)密封圈的擠壓較大， 但起密封作用的外部密封圈所受載荷基本維持不變。 外部密封圈的應(yīng)力承載由于介質(zhì)壓力過大存在突變， 且隨著活塞桿的下移深度增大很快恢復(fù)平穩(wěn)。

圖6 介質(zhì)壓力40 MPa 下多重密封組合系統(tǒng)壓力分布Fig.6 Pressure distribution of multiple combined sealing system under medium pressure of 40 MPa

單個密封系統(tǒng)與多重密封系統(tǒng)所受壓力與最大承載的關(guān)系對比如表3 所示。

表3 不同受壓下密封系統(tǒng)的最大承載Table 3 The maximum load of the sealing system under different medium pressures

由表3 可知， 多重組合式密封系統(tǒng)能夠有效地減小密封圈所承受的最大應(yīng)力， 相同壓力下多重組合式密封系統(tǒng)的密封圈承載僅為單個密封圈的1／4。 40 MPa 介質(zhì)壓力下單個密封圈與多重密封系統(tǒng)中密封圈受壓與失效時間關(guān)系如圖7 所示。

圖7 介質(zhì)壓力40 MPa 下密封圈受壓與失效時間關(guān)系Fig.7 The relationship between the pressure of the seal ring and the failure time under medium pressure of 40 MPa

由圖7 可知， 在40 MPa 條件下， 單個密封圈在17.822 s 時已失效； 多重密封系統(tǒng)中的密封圈由于強(qiáng)壓會導(dǎo)致密封圈受壓驟降， 但很快恢復(fù)穩(wěn)定， 并且密封圈承載的最大應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于單個密封圈， 說明多重組合式密封系統(tǒng)密封效果更好。

2.2 相同工況下密封圈應(yīng)力集中區(qū)域

由圖4 可知， 單密封系統(tǒng)在20 MPa 以上使用壽命明顯減小， 多重密封系統(tǒng)中的密封圈也會因強(qiáng)壓導(dǎo)致密封圈受載有所波動， 故選擇20 MPa 工況研究了密封圈應(yīng)力集中區(qū)域的變化， 如圖3 （c）、 （d） 所示。 20 MPa 工況下的單個密封系統(tǒng)已有明顯形變，最大應(yīng)力集中區(qū)域在與液壓缸直接接觸的密封圈頂部和與活塞桿接觸的左側(cè)， 密封圈已受擠壓變形為橢圓形； 多重組合式密封系統(tǒng)中的最大應(yīng)力集中區(qū)域在密封圈外側(cè)， 且無明顯形變。

將多重密封結(jié)構(gòu)簡化為活塞桿、 緩沖密封層和缸壁三部分， 在靠近活塞桿的內(nèi)部多增添2 個與原有材質(zhì)相同的橡膠密封圈。 在不施加外界載荷的工況下，使活塞桿和帶有密封圈的活塞部件下移一定距離， 如圖8 所示， 可以發(fā)現(xiàn)多重組合式密封圈的受壓已比單密封圈有所改善， 并且內(nèi)側(cè)密封圈起到的緩沖作用也比單個密封系統(tǒng)更好。

圖8 介質(zhì)壓力20 MPa 下多重組合密封系統(tǒng)密封圈應(yīng)力分布Fig.8 Stress distribution of seal ring of multiple combined sealing system under medium pressure of 20 MPa

由圖8 可知， 多重組合式密封系統(tǒng)中應(yīng)力集中區(qū)域在活塞桿內(nèi)側(cè)， 而起密封作用的密封圈并無明顯受擠壓情況。 由圖3 所示的多重密封組合系統(tǒng)在不同介質(zhì)壓力下密封圈的應(yīng)力分布及變形可知， 在介質(zhì)壓力不斷增大的過程中， 密封圈承受的最大受壓部位雖有所變化， 但總體趨于穩(wěn)定。

由圖3 所示的單個密封系統(tǒng)在不同介質(zhì)壓力下密封圈的應(yīng)力分布及變形可知， 在逐漸增大壓力的工況下， 單個密封圈的應(yīng)力集中區(qū)域逐漸從內(nèi)部中心部位下移。 由于因活塞桿往復(fù)作用向下施加的壓力不斷增強(qiáng)， 密封圈頂部受擠壓明顯， 密封圈也逐漸由于受載過大而導(dǎo)致變形， 由圓形變?yōu)闄E圓形。 單個和多重密封系統(tǒng)中的密封圈在不同工況介質(zhì)下的應(yīng)力變化程度大致相同， 但多重組合式密封系統(tǒng)中的應(yīng)力集中區(qū)域在靠近活塞桿內(nèi)側(cè)密封圈上， 活塞桿外側(cè)密封圈并不會由于強(qiáng)壓導(dǎo)致摩擦磨損， 從而保證了密封性能的有效發(fā)揮。

綜上所述， 在不同介質(zhì)壓力下， 單個密封圈與多重密封圈所受介質(zhì)壓力下所受最大應(yīng)力σmax不僅顯著減小， 并且σmax的集中區(qū)域有所變化， 密封圈無明顯受壓跡象， 表明了多重組合式密封系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的有效性和可行性。

3 結(jié)論

（1） 在常規(guī)液壓系統(tǒng)中單個密封圈結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上， 提出一種全新的多重組合式液壓密封系統(tǒng)， 解決了常規(guī)液壓缸密封系統(tǒng)因單個密封件磨損導(dǎo)致的密封失效和泄漏問題。

（2） 多重組合式的密封系統(tǒng)不僅減小了相同壓力下密封圈所受的最大應(yīng)力σmax， 也減小了強(qiáng)壓對密封圈造成的摩擦磨損現(xiàn)象， 延長了密封圈的使用壽命，密封圈所承載的最大應(yīng)力集中區(qū)域也有所轉(zhuǎn)移， 表明提出的多重組合式密封系統(tǒng)是有效的。