深海活塞壓力平衡器組合密封結構設計與分析*

(青島科技大學機電工程學院 山東青島 266100)

圖1 深海壓力平衡器原理圖

往復動密封裝置是活塞壓力平衡器的核心部件，國內外對于活塞往復密封的研究主要集中在以油壓為主的液壓裝備領域，對于深海活塞往復密封研究較少。深海活塞壓力平衡器的應用環境，要求其密封可靠，對深海環境壓力響應迅速，而傳統活塞往復密封在實際應用中摩擦力大，磨損嚴重，容易出現受力不均勻、爬行、泄漏現象，國內外學者對此做了很多研究。BERNARD等[1]用實驗方法證明了星形密封圈在受到均勻擠壓的狀態下比傳統O形圈具有更強的填充能力，即使在擠出狀態時，星形密封圈對流體依然能保持有效密封能力；實驗結果還表明，最大剪切破壞準則適用于預測星形密封圈的失效。劉鵬等人[2]等對深海高環境下的O形密封圈建立了有限元模型，探討了外界壓力對O形圈接觸應力影響，研究表明，為保證密封可靠，隨著深度不斷增加，O形圈初始壓縮率應逐漸增大。張毅[3]研究了深海高壓環境中O形圈隨海水深度的應力變化情況，研究表明，隨海水深度的增加，O形圈的剪切應力逐漸增大。劉涌[4]將組合密封應用于深海活塞往復密封結構中以減小單圈密封摩擦力，并對活塞水下爬行現象進行了研究。周旭等人[5]設計了一種基于水介質下的往復柱塞泵新型組合密封結構，結合有限元法分析其接觸應力，根據密封判據確定出密封圈最優壓縮量。吳曉明等[6]在液壓活塞密封中，采用迷宮密封作為輔助密封，靜壓軸承作為主密封，運用CFD(Computational Fluid Dynamics)對其進行了分析和驗證。周博等人[7]用實驗的方法測定了O形圈在深海高壓環境的體積壓縮率，提出在深海1 000 m環境中，O形圈當量直徑應擴大10%。陳國強等[8]分析了在水介質中活塞往復密封唇型密封圈的應力分布特點，得出了密封失效的關鍵部位。譚晶等人[9]利用有限元軟件對滑環式組合密封做了研究，并得出了相關設計結論，但忽略了O形圈的尺寸和壓縮率對密封的影響。張云啟[10]運用有限元分析法分析了O形圈中各個參數對密封性能的影響，并驗證星形圈更適合水下密封，但未考慮滑環因素在星形圈密封中的影響。

本文作者提出一種串聯往復動密封結構，考慮深海大壓力對密封圈影響，以矩形直通式迷宮密封為前置密封，以星形圈為主密封；利用CFD仿真驗證了迷宮密封對流體壓力的耗散作用，運用有限元軟件對主密封進行接觸應力分析，結合密封判定條件，確定合理的初始壓縮量。

1 往復密封方案設計

1.1 密封要求

深海一般是指海水深度大于3 000 m的海層，其鹽度為3.3%～3.5%，溫度約為1.5 ℃。深海環境下，深度每增加100 m壓力便增加1 MPa。深海惡劣的工作環境要求動密封裝置能夠在大壓力、長航時的條件下實現可靠密封；海水黏度較低，成膜困難，且具有腐蝕性，對密封件提出更高的要求；活塞壓力平衡器補償量大，行程長，要求密封裝置具有較小的摩擦力，防止出現爬行、抖動、密封圈間隙咬傷等現象發生。深海往復密封要求如表1所示。

表1 深海往復密封要求

1.2 密封結構設計

設計的密封結構為串聯式孔用動密封結構，整體結構如圖2所示，其兩側采用矩形直通式迷宮密封作為前置密封，中間采用星形圈與聚四氟乙烯滑環作為主密封。迷宮密封為非接觸密封，接觸面之間無摩擦，被密封介質經過曲折的泄漏通道，在“水力摩阻效應”與“流束收縮效應”共同影響下可以顯著降低流體壓力[11]，迷宮密封結構如圖3所示，其主要參數如表2所示。

主密封中，星形圈在缸體預緊力與介質壓力的共同作用下，與接觸表面緊密結合，堵塞零件表面因機械加工所形成的微小泄漏通道。主密封兩側設置2個聚乙烯導向環，導向環為活塞供支撐與導向，保證其軸向平穩運行，避免產生較大的偏心量，保障密封性能。聚四氟乙烯滑環在減小摩擦力的同時，防止密封圈間隙咬傷，該結構對密封介質具有雙向堵漏作用；導向環布置在主密封兩側，從而避免活塞重力對密封圈的不均勻性壓迫，減少密封圈的磨損。

圖2 整體密封結構示意圖

圖3 迷宮密封示意圖

與傳統活塞密封方法相比，添加迷宮密封使主密封所承受的靜水壓力更小，有利于減小星形圈壓縮量，降低摩擦力，減少爬行、抖動現象發生。與O形圈相比，星形圈在密封唇之間形成潤滑容腔，具有較小的摩擦阻力與啟動阻力，其飛邊處于截面的凹處，遠離密封圈唇口，所以密封效果更好，星形圈為非圓形截面，在活塞運動過程中不會產生滾動[12]。聚四氟乙烯滑環具有密封性強、耐高壓、耐腐蝕性強等優點，與金屬接合面之間的摩擦因數小，擁有較小啟動壓力，對深海壓力反應比普通單圈密封更加靈敏。導向環采用高分子聚乙烯，它是一種新型熱塑性工程材料，具有優越的耐磨性能，摩擦因數小，沖擊強度高、硬度高。根據文獻[13]，主密封選用標準星形圈，其橫截面為5.33 mm。

表2 迷宮密封主要尺寸

2 數值模擬

2.1 迷宮密封數值模擬

控制方程是指將質量、動量和能量守恒定律用于流體運動所得的關于流體速度、壓力、密度和溫度等物理量的關系式。

根據質量守恒定律，流場穩定后，單位時間內流入迷宮密封的流體質量等于流出迷宮密封的流體質量，迷宮密封內部流體的質量變化率為0，即：

div(ρv)=0

(1)

式中：ρ為流體密度(kg/m3)；v為流體速度矢量(m/s)。

根據動量守恒定律，流場穩定后，單位時間內流入迷宮密封的流體動量與作用于迷宮密封的外力做功矢量和，等于流出迷宮密封的流體動量，即：

ρ(v·)v=ρf-(·v)]

(2)

式中：μ為流體動力黏度(Pa·s)；p為流體壓力矢量(Pa)；f為質量力矢量(N)。

根據能量守恒定律，流場穩定后，單位時間內進入迷宮密封的各種能量等于流出迷宮的能量之和。即：

div(ρHv)=-p·v+(λT)+Sh+φ

(3)

式中：H為焓(J/kg)；λ為流體導熱系數(J/(K·m·s))；T為溫度(K)；Sh為能量方程的源項；φ為耗散函數。

迷宮密封為回轉體結構，將其簡化為二維軸對稱模型，這樣既可節省計算時間，也便于觀察流場內部的真實情況，所建二維對稱流體通道模型如圖4所示。

圖4 二維迷宮流體通道模型

模型進口邊界選擇壓力邊界條件，初始壓力為100 MPa。流體在迷宮密封內的流動過程，可認為是二維穩態標準湍流流動[8]，仿真過程采用標準k-ε模型，流體材料選擇water。仿真過程中，選取流場穩定后迷宮密封內部流體壓力、速度、渦流分布云圖。

分析結果如圖5所示。由圖5(a)可見，流體自左端迷宮入口流入，流體壓力逐級遞減，在第三級時壓力變化較明顯。如圖5(b)所示，在流體經過節流間隙前，流體速度急劇增加，原因是高壓流體經過迷宮梳齒進入凹槽，壓力能轉化為動能，造成流體壓力減小，速度上升。如圖5(c)所示，3個密封槽的中部出現了渦流區，可知部分動能使流體在迷宮溝槽內形成渦流。仿真結果表明，流體經過迷宮密封時，伴隨能量的轉換，流體壓力在能量轉換過程中被逐級耗散，迷宮密封對壓力耗散作用明顯。

圖5 迷宮密封流場云圖

2.2 主密封數值模擬

根據設計尺寸建立仿真模型，星形密封圈可用Mooney-Rivlin模型描述[14]，即：

(4)

式中：參數C為應變系數，C01和C10分別取1.26和0.202 MPa;d為體積變化率，d取0.000 11;U為應變能;I1及I2分別為不同方向上的偏應變率;J為體積率。

滑環材料為聚四氟乙烯，其彈性模量為960 MPa，泊松比0.45；活塞與缸體材料為316不銹鋼，其彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3。

模型共建立3對接觸，分別為星形圈與活塞接觸對、星形圈與滑環接觸對、滑環與缸體接觸對。建立3個載荷步，活塞設置為固定約束，對缸體設置位移載荷，模擬加載預緊力，對密封件兩側施加30 MPa均布壓力載荷，分別模擬靜水壓力與油液壓力。主密封有限元模型如圖6所示。

圖6 主密封有限元網格模型

密封判定條件為接觸應力大于靜水壓力，即當接觸應力大于靜水壓力時，判定密封有效；當接觸應力小于靜水壓力時，判定密封失效。根據迷宮密封仿真結果，主密封所承受靜水壓力為20 MPa，考慮密封可靠性，取安全系數為1.5，即當接觸應力大于30 MPa時，判定密封有效，當接觸應力小于30 MPa時，判定密封失效。

主密封以Von-mises應力值作為疲勞破壞判據，即Von-mises應力越大，則表示密封圈越容易出現疲勞破壞。如圖7、圖8所示，隨著星形圈壓縮率逐漸增大，Von-mises應力與接觸應力也隨之增大。按照密封接觸應力判定條件，當接觸應力小于30 MPa時，可判定密封失效，為保證密封可靠，所以星形圈壓縮率應大于10%。隨著壓縮率的增大，Von-mises應力隨之增大，考慮到星形圈使用壽命，取星形圈壓縮范圍為10%～26%。

圖7 最大接觸應力隨壓縮率變化曲線

圖8 最大Von-mises應力隨壓縮率變化曲線

星形圈壓縮率分別取15%、25%時仿真得到的接觸應力分布云圖如圖9所示，最大接觸應力集中在星形圈的左右兩側唇邊位置，而滑環與缸體接觸對應力值較小。主要原因是滑環與星形圈接觸時，其接觸模型簡化為球面與平面接觸，在相同壓力作用下，接觸面積更小，容易出現應力集中；滑環與缸體內表面接觸簡化為兩平面接觸，在相同壓力作用下，其接觸應力分布較均勻。仿真結果表明，滑環與活塞缸接觸區域是密封最薄弱部位，應格外重視。

以滑環與活塞缸接觸對為研究對象，比較在不同壓縮率下接觸應力分布情況，如圖10所示。當壓縮率為15%時，滑環與缸體內表面接觸對的最大接觸應力小于30 MPa，根據密封判定原則，可以判定密封失效；當壓縮率為25%時，滑環與缸體接觸對最大接觸應力大于30 MPa，可判定密封有效。

圖9 不同壓縮率下接觸應力分布云圖

圖10 滑環與缸體接觸應力分布圖

圖11示出了壓縮率為15%、25%時Von-mises應力分布。可以看出：當壓縮率為15%時，最大Von-mises應力發生在唇邊區域，最大應力值為4.65 MPa；當壓縮率為25%時，最大Von-mises應力轉移到星形圈凹陷處，最大應力為8 MPa，表明星形圈密封性能提高，密封件Von-mises應力也相應增加。

圖11 Von-mises應力隨不同壓縮率分布情況

3 結論

(1)針對深海活塞往復密封特點和要求，開展新型往復動密封設計，提出以直通式迷宮密封為前置密封，以星形圈為主密封的復合密封結構。該結構采用星形圈搭配聚四氟乙烯滑環，可以減小摩擦、防止密封圈咬傷，從而提高密封性能；主密封兩側布置聚乙烯導向環，可減小活塞偏心量。

(2)采用流體計算力學對直通型迷宮密封的流體壓力、流體速度、渦流分布進行分析，結果表明，流體經過迷宮密封伴隨能量的轉換，流體壓力在能量轉換中被逐級耗散，為后續主密封堵漏創造有利的條件。

(3)運用有限元方法對主密封進行分析，得出不同壓縮率下最大Von-mises應力與最大接觸應力變化情況，結合密封判據與疲勞破壞判據，確定星形圈壓縮率選擇范圍。結果表明，當壓縮率為25%時，接觸應力大于靜水壓力，滿足設計要求。