黎建中 趙秀栩

（武漢理工大學機電工程學院 湖北武漢 430070）

液壓缸中的往復動密封主要包括活塞桿密封和活塞密封， 通常由彈性體材料制成， 屬于接觸式動密封。 在液壓缸實際運行過程中， 通過往復動密封與活塞或者活塞桿的過盈配合和油液擠壓作用， 在密封圈表面產生接觸壓力以達到實現(xiàn)密封的功能[1］。 根據(jù)流體靜密封原理[2］， 往復動密封圈表面接觸應力要求滿足：

式中：p為流體介質壓力；p（x）max為密封圈表面最大接觸壓力。

密封圈表面接觸壓力大于介質壓力是保證液壓缸在靜態(tài)工況下不發(fā)生泄漏的關鍵。 在動態(tài)工況下， 液壓缸往復動密封圈表面接觸應力p（x） 將隨著液壓缸活塞桿往復行程的變化而產生周期性的變化。 在實際運行過程中， 由于老化、 磨損、 溶脹等影響因素導致的密封圈性能衰減是一個較為緩慢的過程， 尤其是在該過程的前期密封圈性能變化不顯著。 相對于流體泄漏、 油液壓力、 振動信號等間接監(jiān)測量， 密封圈表面接觸應力的大小和分布能夠直接反映其運行狀態(tài)， 因此對往復密封圈表面接觸應力的實時狀態(tài)監(jiān)測和壽命預估更有優(yōu)勢和價值[3］。 但是， 動態(tài)工況下液壓缸活塞桿往復密封圈表面接觸壓力監(jiān)測具有很高的難度。目前， 對液壓缸往復動密封的研究主要集中在密封圈的性能分析[4-5］和結構優(yōu)化[6-7］上， 而對液壓缸活塞桿往復密封圈表面接觸壓力及其變化規(guī)律研究較少。由于液壓缸的高頻往復運動和密封槽的結構限制， 如何在實際運行過程中對Y 形密封圈的接觸狀態(tài)進行監(jiān)測， 仍是一個有待于解決的問題[3］。

針對這一問題， 本文作者對液壓缸Y 形往復密封圈接觸應力監(jiān)測進行研究， 首先通過有限元模擬仿真， 分析了密封圈磨損程度與密封槽內外表面應力之間的關系； 在此基礎上采用光纖光柵傳感器（FBG）的接觸應力測量裝置， 獲取裝配不同磨損程度Y 形密封的接觸應力數(shù)據(jù)， 對密封槽接觸應力變化規(guī)律進行了試驗驗證。

1 密封結構有限元仿真分析

1.1 液壓缸活塞桿用Y 形密封圈有限元模型

以某液壓缸活塞桿用Y 形密封圈為研究對象，該密封圈型號為Y56 mm×71 mm×11.4 mm， 材料為聚氨酯（PU）， 泊松比為0.498， 應變能模型采用兩參數(shù)的Mooney-Rivlin 模型， 其中的常數(shù)C10和C01分別為0.2、 6 MPa。 運用有限元軟件ANSYS 建立Y 形密封圈分析模型， 如圖1 所示， 對密封結構的接觸狀態(tài)進行分析。

圖1 Y 形密封圈密封結構Fig.1 Sealing structure of Y-ring

1.2 邊界條件及載荷設置

文中以密封壓力10 MPa、 溫度22 ℃、 桿速度50 mm／s、 密封圈預壓縮率20%、 摩擦因數(shù)0.12、 槽厚3 mm、 活塞桿內行程為例， 在ANSYS 仿真軟件中分析Y 形密封圈由于磨損而導致的接觸狀態(tài)變化及密封圈表面應力響應規(guī)律。 簡化的二維模型由3 部分組成： 密封圈、 活塞桿和密封槽（見圖1）。 活塞桿和密封槽材料選擇常用的45 鋼， 彈性模量E＝210 GPa，泊松比為0.3。 Y 形圈密封唇的設計使密封具有良好的自緊和自補償效果， Y 形圈在壓縮變形和油液壓力作用下， 密封與活塞桿表面貼合緊密， 接觸壓力的分布和大小會發(fā)生改變， 密封性能相應提高[8］。 往復運動時密封圈唇口與油缸之間形成一層動壓油膜， 因為油膜壓力和密封圈的接觸壓力保持平衡， 因此油膜壓力分布與接觸壓力分布接近。 當油膜最大壓力大于密封壓力時， 起到良好的密封作用； 如若小于密封壓力， 液壓缸發(fā)生外泄漏。

1.3 Y 形密封圈密封結構應力分析

圖2 顯示了Y 形圈密封結構的von Mises 應力分布。 Y 形密封圈的應力分布主要由截面形狀、 密封結構、 油液壓力共同決定。 從圖2 可見， 應力較大的位置主要位于密封根部和內外唇口， 并且由于動態(tài)側的內唇發(fā)生往復摩擦的頻率高， 內唇是Y 形圈磨損失效的主要部位， 而密封尺寸的變化會導致密封圈的密封性能下降[9］。 同時可以觀察到， 受Y 形圈接觸反作用的影響， 密封槽結構發(fā)生應力作用， 副密封表面（S1， S2） 和密封槽外表面（SH1， SH2） 均可感應到表面應力變化。 因此可以在不影響液壓缸正常運行狀態(tài)前提下， 通過密封槽的動態(tài)響應對Y 形密封圈接觸狀態(tài)進行監(jiān)測。

圖2 Y 形密封圈von Mises 應力分布Fig.2 The von Mises stress distribution of Y-ring

1.4 Y 形密封圈的磨損失效模擬

文中通過改變唇口幾何形狀來實現(xiàn)唇口截面面積的減?。ㄈ鐖D3 所示）， 從而模擬Y 形密封圈內唇磨損的效果。 圖3 中， 磨損0 對應無磨損密封圈， 磨損6 對應移除內唇完全磨損的密封圈。 磨損密封相比原始尺寸減少的面積如表1 所示。

表1 仿真模型計算的密封磨損尺寸Table 1 The wear size of seals calculated by simulation model

圖3 Y 形圈內唇口磨損模型Fig.3 Model of inner lip wear of Y-ring

2 內唇磨損對密封圈表面應力狀態(tài)的影響分析

2.1 副密封面接觸壓力分析

密封結構內接觸表面的接觸應力大小和分布直接決定密封圈的密封效果。 當密封槽的結構和運行參數(shù)沒有發(fā)生改變， 密封磨損后體積相對減小會導致實際預載荷降低， 進而影響Y 形密封圈的油壓自緊效果，這種改變會反映在密封槽的應力響應中。

副密封面S1 和S2 位于密封槽與Y 形密封圈的接觸面上， 密封圈徑向載荷直接作用于副密封面S1，而密封圈周向載荷則作用于副密封面S2， S1 和S2 的表面應力分布如圖4、 5 所示。 副密封面S1 的密封根部兩端存在應力集中的現(xiàn)象， 兩端應力變化明顯但分布雜亂； 根部接觸區(qū)域2～7 mm 處線性應力值穩(wěn)定在10 MPa， 與施加的油液壓力大小相等。

圖4 10 MPa 油壓下副密封面S1 接觸壓力分布Fig.4 Contact stress of subsidiary sealing surface S1 under pressure of 10 MPa

圖5 顯示在10 MPa 壓力作用下， S2 的密封外唇前端接觸區(qū)域（1.7～5.7 mm 處） 應力幾乎沒有發(fā)生變化， 這是因為Y 形圈外唇受流體壓力的作用影響遠大于預壓縮應力產生的影響； 另外， Y 形密封圈的唇邊拐角使靜態(tài)側根部不會與密封槽緊密貼合， 內唇磨損會改變密封預壓縮后靜態(tài)側Y 形開口的開合角度， 故6～12 mm 處的應力變化程度較外唇處大。

圖5 10 MPa 油壓下副密封面S2 接觸壓力分布Fig.5 Contact stress of subsidiary sealing surface S2 under pressure of 10 MPa

2.2 密封槽外表面法向應力分析

密封槽外表面SH1 和SH2 分別平行于S1 和S2，不與密封直接接觸。 圖6 和圖7 分別示出了10 MPa油壓下密封槽外表面SH1 和SH2 的法向應力分布。對比圖4—7， 可以發(fā)現(xiàn)相對于S1 和S2， SH1 和SH2 的總體應力值都有所減小， 應力的響應敏感程度因密封槽厚度而有所下降， 但結構削減了應力集中、 間隙擠出對應力分布的影響， 導致外表面SH1和SH2 的線性應力曲線相對規(guī)整平滑， 密封槽結構能夠起到良好的傳感增敏效果， 更有利于對磨損程度的區(qū)分。

圖6 10 MPa 油壓下密封槽外表面SH1 法向應力分布Fig.6 Normal stress on outer surface SH1 of the sealing groove under pressure of 10 MPa

圖7 10 MPa 油壓下密封槽外表面SH2 法向應力分布Fig.7 Normal stress on outer surface SH2 of the sealing groove under pressure of 10 MPa

Y 形密封圈底部較為平整， 故圖6 中密封槽外表面SH1 法向應力波動較?。?由于內唇磨損發(fā)生在主密封表面， 因此越靠近活塞桿線性應力的變化水平越大， 因此最靠近活塞桿的位置（10.783 mm） 是徑向載荷外表面最佳傳感器鋪設位置。 外表面SH2 較長且沒有受到擠出間隙的影響， 所以與S2 的應力分布較為相似， 都存在2 個波峰（見圖7）。 根據(jù)應力方差的計算， 唇口處的法向應力值最大但變化不顯著，密封腰部對應的位置（11.987 mm 處） 對磨損的響應最敏感， 應力方差值為0.251 288， 因此該處是徑向載荷外表面最佳傳感器粘貼位置。

表2 給出了10 MPa 油壓時不同磨損程度下最佳監(jiān)測位置法向應力值。

表2 10 MPa 油壓時不同磨損程度下最佳監(jiān)測位置法向應力值Table 2 Normal stress of best monitoring points at pressure of 10 MPa under different wear degrees

由表2 可見， 隨著內唇磨損的增加， 密封槽外表面SH1 和SH2 的最佳應力監(jiān)測位置的應變有先減小后增大再減小的趨勢， 在磨損3 時出現(xiàn)最大應力值，在磨損6 時接觸壓力出現(xiàn)最小應力值。 兩處應力監(jiān)測位置可充分反映整個表面隨唇口磨損產生的應力變化， 因此， 盡管監(jiān)測到的接觸壓力數(shù)據(jù)并不具有單調性， 基于接觸應力數(shù)據(jù)的Y 形圈預測性維護是極具吸引力的。 需要注意的是， SH1 和SH2 表面監(jiān)測點的應力極差分別為5.691 4 和1.416 42 MPa， 從傳感器監(jiān)測敏感度看， 監(jiān)測徑向載荷的SH1 更有利于判斷密封磨損程度； 百分比變化幅度分別為38.88%和60.23%，從信號有效性看， 監(jiān)測周向載荷的SH2 更優(yōu)。

3 密封接觸狀態(tài)監(jiān)測試驗

由于有限元仿真忽略了彈性流體力學復雜的耦合問題， 存在很大的局限性， 對于靈活性極高的液壓往復密封的研究和論證， 試驗具有不可取代的作用[10］。仿真結果的驗證和密封接觸狀態(tài)監(jiān)測的實現(xiàn)是極具挑戰(zhàn)性的， 目前可行的方法有光纖光柵壓力傳感器（FBG）[11］、 壓敏膜[8］、 壓電式力傳感器[12］， 這些解決方案一定程度上證明了基于接觸狀態(tài)的密封狀態(tài)檢測的可行性。

3.1 FBG 傳感器的選用和布置

在密封槽外表面鋪設FBG 傳感器是監(jiān)測接觸應力的可行且優(yōu)異的解決方案， 其優(yōu)點包括但不限于：（1） FBG 靈敏度高、 適用范圍廣， 抗流體干擾能力強， 性能穩(wěn)定， 可實現(xiàn)多點測量[13］； （2） 通過有限元分析即可找出黏貼式FBG 應力傳感器的最佳應力監(jiān)測點， 并以無侵入方式嵌入密封槽中； （3） FBG體積小、 安全可靠， 不受往復行程和油液污染的影響， 易于實現(xiàn)對傳感器進行鎧裝保護。 文中將應力傳感器FBG 應用于Y 形密封圈應力監(jiān)測中， 其中應力傳感器FBG1 對應SH1 最佳位置， FBG2 對應SH2 最佳位置。

為保證光纖光柵傳感器安裝在活塞桿上的方便性和狀態(tài)監(jiān)測的有效性， 對液壓往復活塞桿的密封結構進行了如圖8 所示的改進。 Y 形環(huán)5 組裝在導套6內， 端蓋2 通過螺栓連接到壓蓋8 和缸筒10， 以實現(xiàn)導套6 的精細固定。 FBG 傳感器封裝在導套6 背面的凹槽中， 并通過端蓋2 上的穿孔引出。 因此， FBG 傳感器得到了良好的保護， 不會妨礙液壓缸正常運行。

圖8 密封結構原理Fig.8 Sealing structure principle

綜上分析， 確定密封磨損狀態(tài)監(jiān)測的應力傳感器布置原則（見圖9 （a） ）： 監(jiān)測徑向載荷的FBG1 布置在盡可能靠近活塞桿的測試環(huán)側邊； 監(jiān)測周向載荷的FBG2 布置在對應密封腰部的位置； 用于溫度補償?shù)腇BG 傳感器套入毛細鋼管放置在對應密封根部附近的位置。 圖9 （b）、 （c） 示出了利用353ND 環(huán)氧黏合劑粘貼光纖光柵傳感器的測試環(huán)。

圖9 液壓缸活塞桿用密封測試環(huán)Fig.9 Test ring for the rod seal： （a） test ring structure；（b）， （c） physical object of test ring for laying FBG

3.2 液壓缸活塞桿用密封圈監(jiān)測試驗

試驗運行參數(shù)如表3 所示。

表3 試驗運行參數(shù)Table 3 Operation parameters of the experiment

在不安裝密封圈的情況下對三根光纖光柵傳感器進行壓力標定， 并結合溫度補償、 有限元仿真獲取FBG1 和FBG2 的波長-壓力關系式[10］。 以活塞桿內行程的接觸應力均值為測量值， FBG1 和FBG2 接觸壓力試驗數(shù)據(jù)見圖10 和圖11， 可以發(fā)現(xiàn)FBG 接觸壓力隨著密封壓力的增大而增加； 實際應力測量值總體大于仿真數(shù)值， 這一結果與測試環(huán)受流體壓力作用面積增大有關， FBG 也會受黏接工藝、 黏接材料、 機械振動共同影響。

圖11 FBG2 接觸應力監(jiān)測數(shù)據(jù)Fig.11 Contact stress monitoring data collected by FBG2

如圖10、 11 所示， 在2 ～10 MPa 的密封壓力范圍內， 隨著密封圈磨損程度的增加， FBG1 和FBG2的接觸應力按非線性非單調規(guī)律變化， 變化趨勢與表2 有限元分析結果較為一致， 在小磨損階段唇口少量磨損會增大接觸應力值， 并在磨損3 時取得最大值；隨著密封圈的繼續(xù)磨損， 密封腔表面接觸應力明顯回落， 甚至低于無磨損的密封。

圖10 FBG1 接觸應力監(jiān)測數(shù)據(jù)Fig.10 Contact stress monitoring data collected by FBG1

圖12 所示的誤差棒圖中展示了相同磨損程度、 5種密封壓力下接觸壓力的均值和方差， 以便于觀察磨損程度對接觸壓力監(jiān)測的變化影響。 Y 形圈內唇在中輕度磨損（對應磨損程度0 ～4） 時FBG1、 FBG2 的方差值變化不大， 油壓自緊的效果保持良好， 具有較強的密封效用； 當唇口磨損程度達到5、 6 時， 各壓力梯度下的接觸壓力的離散程度顯著減小， 證實了內唇的去除會嚴重削弱Y 形密封圈油壓自緊的效果， 密封預壓縮量的減小會減弱密封對密封壓力值的響應。

圖13 所示的誤差棒圖中展示了在同一密封壓力和不同磨損程度下密封圈表面接觸壓力的均值和方差， 從而分析密封壓力對不同內唇磨損程度密封區(qū)分效果的影響。 可以看出密封壓力越大接觸壓力均值也會增大， 由于Y 形圈自緊效果， FBG1、 2 測得的接觸應力與密封壓力呈正相關； 2 ～10 MPa 范圍內， 同一密封壓力下的七組磨損樣本的測得的接觸壓力方差不斷增大， 意味著Y 形密封圈在中低壓工作壓力下，增大密封壓力有利于對內唇磨損程度的識別， 故障程度判定的敏感度得到了提高。 綜合圖12 和圖13， 可以發(fā)現(xiàn)在同一磨損程度／密封壓力下FBG1 的接觸壓力均值和方差值均大于FBG2， 因此盡管周向載荷平行于直接決定密封狀態(tài)的主密封面， Y 形密封的徑向載荷對于密封的運行狀態(tài)響應較周向載荷更為顯著。

圖12 磨損程度影響接觸壓力的誤差棒圖Fig.12 Error bar plot for wear degree affecting contact pressure： （a） FBG1； （b） FBG2

圖13 密封壓力影響接觸壓力的誤差棒圖Fig.13 Error bar plot for sealing pressure affecting contact pressure： （a） FBG1； （b） FBG2

4 結論

（1） Y 形密封圈內唇磨損會改變密封圈表面接觸應力狀態(tài)， 通過位于密封槽外表面SH1 和SH2 上的最佳監(jiān)測點得到的接觸應力變化可以區(qū)分密封圈的磨損程度。

（2） 采用光纖光柵傳感器實現(xiàn)了對Y 形密封圈磨損狀態(tài)的監(jiān)測， 在5 個密封壓力梯度下通過對7 個不同磨損程度的密封圈進行監(jiān)測試驗， 得到了密封圈表面的接觸應力變化曲線， 接觸應力值隨著磨損程度的增加呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢； 通過誤差棒圖分析得出： 唇口的去除會減弱密封對密封壓力的響應； 在2～10 MPa 的范圍內， FBG 對Y 形密封圈磨損的監(jiān)測靈敏度與密封壓力成正比。

（3） 文中主要針對液壓缸Y 形密封圈唇口磨損，探討基于密封圈表面接觸應力的液壓缸活塞桿用密封圈狀態(tài)監(jiān)測方案的可行性， 下一步將針對不同的運行工況下和不同形式的液壓缸活塞桿用密封圈狀態(tài)監(jiān)測進行深入研究。