T形滑環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，常規的密封方式很難滿足特殊工作環境下的密封要求，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形滑環以及T形滑環組合密封圈。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厚度角度出發，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]分析了齒形滑環的結構原理，研究了介質壓力、壓縮量以及齒形滑環結構對組合密封接觸應力、變形的影響；劉清友等[7]對C形滑環組合密封的動、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形耐磨環和一個作為預緊元件的O形圈組成。工作過程中，T形滑環的磨損可由其變形得到補償，另外T形滑環對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形滑環結構的特殊性，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。然而目前國內對于T形滑環組合密封的研究較少，因此本文作者利用ANSYS建立T形滑環組合密封圈有限元模型，從靜態以及動態兩方面對其密封性能進行分析，為滑環組合密封研究以及密封技術的多樣性發展提供了參考。

1 T形滑環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[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常數的Mooney-Rivlin材料模型，使用時根據實際情況選用其中之一。

1.2 計算模型

由于T形組合密封結構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形滑環組合密封

如圖1所示，T形滑環組合密封的密封結構劃分為4個密封區，分別研究介質壓力、密封間隙、T形滑環斜邊與垂直線夾角φ對各密封區的影響。

1.3 有限元模型

ANSYS中建立的T形滑環組合密封的有限元模型如圖2所示。T形滑環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函數選用二常數模型，C1和C2分別取1.87和0.47 MPa[10]。

圖2 T形滑環組合密封的有限元模型

T形滑環組合密封在安裝時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接觸的組合密封圈一側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所示為各密封區接觸應力隨介質壓力變化曲線。

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 各密封區接觸應力曲線

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

由圖5可知：各密封區最大接觸應力均隨介質壓力的增加而增加，密封Ⅱ區接觸應力變化率相對最大，且各密封區的最大接觸應力均大于或等于介質壓力。根據密封原理，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形滑環組合密封圈的最大Von Mises應力和加載后各密封區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形滑環最大Von Mises應力隨密封間隙增加而減小；而加載后，因密封間隙增加導致O形圈承壓能力減小，T形滑環承受了更多的介質壓力作用，使得T形滑環更易產生撕裂破壞。

由圖7可知：隨著密封間隙增加，密封Ⅱ區接觸應力增加，密封Ⅰ、Ⅲ、Ⅳ區接觸應力減小。因Ⅱ區并非首先接觸到工作介質，故應優先考慮其他3個密封區的接觸應力變化。在密封間隙超過0.3 mm后，密封Ⅲ區的接觸應力曲線開始變得陡峭，并且接觸應力迅速減小。結合圖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形滑環最大Von Mises應力曲線

圖7 各密封區接觸應力曲線

2.3 T形滑環斜邊與垂直線夾角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最大接觸應力隨φ值變化曲線。

由圖8可知：在未施加介質壓力時，隨著φ增加，T形滑環和O形圈最大的Von Mises應力沒有顯著變化；在施加介質壓力后，T形滑環的最大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的Von Mises應力過大，且集中在T形滑環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形滑環黏著磨損的可能性增大。當T形滑環與密封槽壁面產生黏著磨損后，密封失效，介質泄漏，造成設備無法正常運轉。因此應合理地選擇T形滑環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區的接觸應力幾乎沒有影響，而密封Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ區的接觸應力相應增加，但密封Ⅱ區和Ⅲ區接觸應力曲線上升較為緩慢，密封Ⅳ區接觸應力曲線在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°范圍內比較合理。

圖8 加載前后O形圈和T形滑環最大Von Mises應力曲線

圖9 各密封區接觸應力曲線

3 動密封性能分析

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

3.1 介質壓力的影響

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

由圖11可知：各密封區的最大接觸應力均隨介質壓力增加而增加，密封Ⅰ、Ⅳ區在內、外行程時最大接觸應力差異很小，密封Ⅱ、Ⅲ區外行程時的最大接觸應力大于內行程。

圖10 內、外行程最大Von Mises應力曲線

圖11 各密封區接觸應力變化曲線

3.2 摩擦因數的影響

設介質壓力為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形滑環組合密封圈內、外行程的最大Von Mises應力和各密封區最大接觸應力隨摩擦因數變化曲線。

圖12 內、外行程最大Von Mises應力變化曲線

圖13 各密封區接觸應力變化曲線

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

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

3.3 密封間隙的影響

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

圖14 內、外行程最大Von Mises應力變化曲線

圖15 各密封區接觸應力變化曲線

由圖14可知：T形滑環組合密封圈內、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區內、外行程的最大接觸應力隨密封間隙增加而減小，密封Ⅱ區最大接觸應力隨密封間隙增加而波動。僅當其他密封區失效時，密封Ⅱ區才發揮作用，因此應首先考慮其他3個密封區的接觸應力。結合靜密封時的狀態，密封間隙不應大于0.3 mm。

3.4 形滑環斜邊與垂直線夾角φ的影響

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

圖16 內、外行程最大Von Mises應力變化曲線

圖17 各密封區接觸應力變化曲線

從圖16可知：T形滑環組合密封圈的最大Von Mises應力，在內行程時隨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區最大接觸應力隨φ值增加而在小范圍內波動，密封Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ區最大接觸應力均隨φ值增加而增加。結合前面分析，φ值的范圍在2.5°～7.5°之間比較合理。

4 結論

(1)T形滑環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應力和各密封區最大接觸應力均隨介質壓力增大而增大。

(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區外均減小；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°的范圍內時，既可達到密封要求，滑環也不易產生磨損。

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