單點系泊系統液滑環彈簧蓄能密封圈密封性能研究

高涵宇 李佳君 杜 彬2 李林燎 孫家斌 岳前進

(1.大連理工大學海洋科學與技術學院 遼寧盤錦 124200； 2.濰柴重機股份有限公司零部件分公司 山東濰坊 261108)

液滑環作為單點系泊系統中最為關鍵的零部件，其設計和制造技術長期被國外壟斷，價格高昂，制約我國海上油田建設的快速發展[1]。液滑環需要在旋轉接頭處配備多重密封裝置，從而阻礙原油泄漏[2]。液滑環工作在高溫高壓的動態密封過程，而單一的橡膠材料無法滿足高溫高壓的動態密封過程，因此蓄能彈簧密封圈得以出現。蓄能彈簧密封圈的主體材料選取改性聚四氟乙烯，由于改性PTFE材料耐高溫、耐腐蝕、耐磨性好、潤滑性好，可以應對惡劣的工作環境，因此彈簧蓄能密封圈具有優良的自密封和回彈性，可及時解決因材料磨損、應力松弛及裝配偏移導致的密封失效問題，同時介質壓力也會輔助提高密封性能。

目前彈簧蓄能密封圈廣泛用于動態和靜態密封中[3]。國際上常見成熟的密封圈產品主要包括Trelleborg的Turcon Variseal彈簧密封圈和Saint-gobain公司的OmniSeal系列蓄能彈簧密封圈等。由于技術封鎖，我國對其密封性能的研究甚少。桑園[4]利用ANSYS對彈簧蓄能密封圈接觸區的接觸壓力分布進行了研究；賈曉紅等[5]提出了采用變截面圓環模擬螺旋彈簧的二維等效方法。

本文作者利用Abaqus商業軟件建立蓄能彈簧密封圈的二維軸對稱模型，分析了U形彈簧對系統密封性能的補償能力，基于正交試驗法對不同尺寸彈簧蓄能密封圈進行仿真模擬，得到各參數對密封區域接觸壓力的影響，并獲得了密封性能最優的模型尺寸參數。

1 彈簧蓄能密封圈有限元分析計算

1.1 幾何模型

圖1為滑環結構圖，液滑環由內環和外環組成，內環固定不動，驅動臂連接吊耳帶動外環旋轉，液體從進油口輸入并在環形腔道中流動，密封圈結構如圖2所示，尺寸選擇φ1 000 mm×18 mm×10.6 mm,唇口直徑0.6 mm、唇厚1.5 mm、唇長11.3 mm、被壓環厚度6.7 mm。將彈簧蓄能密封圈簡化為平面二維軸對稱模型進行分析。

圖1 液滑環結構Fig 1 Structure of liquid swivel

圖2 蓄能彈簧密封圈Fig 2 spring energized seal ring

1.2 材料模型

滑環的內外環等效成解析剛體進行分析，彈簧采用不銹鋼，彈性模量E=210 GPa、泊松比ν=0.3。根據法國圣戈班密封公司[6]提供的Fluoroloy?A49材料：改性PTFE夾套材料彈性模量E=800 MPa，泊松比ν=0.46。為方便有限元計算能夠快速有效，現做以下假設：(1)忽略原油溫度對密封圈的影響；(2)聚四氟乙烯假定為彈塑性材料；(3)滑環的內外環彈性模量遠大于密封圈材料，選用解析剛體分析。

1.3 網格劃分

圖3所示是模型的網格劃分情況,密封圈夾套選用CAX4IH單元，共3 254個。雜交非協調單元。雜交單元主要適用于不可壓縮材料，在單元變形比較小時，非協調單元能克服剪切自鎖，得到精確的位移和應力結果；單元形狀皆為四邊形為主，自由掃掠，采用進階算法，在合適的地方使用映射網絡[7]。彈簧是主要受力部位，為方便計算，將彈簧與密封圈建成一體，分區賦予材料屬性，選用CAX4R單元，減縮積分，共266個。

圖3 網格劃分及載荷分布情況Fig 3 Meshing and loading on the seal ring

1.4 接觸設置

文中接觸算法采用罰函數法

Πp=1/2pTEpp

(1)

式中：Ep是懲罰因子；p為嵌入深度，是結點位移U的函數。罰模型允許黏性接觸面之間有小量的相對滑動，便于求解非線性問題，摩擦因數選取0.2。如圖4所示，設置滑環上壁與密封圈上端為面面接觸，滑環上壁為“主面”，密封圈上端接觸面為“從面”。Abaqus里選擇剛度較大、網格劃分較疏的接觸面為“主面”；同理，密封圈下端接觸面為“從面”，滑環下壁為“主面”；滑環上壁左側面為“主面”，密封圈根部接觸面為“從面”，法向接觸屬性選擇“硬接觸”，防止面面之間發生穿透。

圖4 密封圈與密封槽裝配方式Fig 4 Assembly of sealing ring and sealing groove

1.5 邊界條件與加載

對滑環下壁全約束，給上壁y軸負方向初始位移0.2 mm，蓄能彈簧密封圈沒有邊界條件約束，共設有2個分析步，分別為：第一步，預壓縮，橡膠圈在密封溝槽中的實際狀態是壓緊的，建立所有接觸對；第二步，模擬實際工作狀態通壓5 MPa，U形密封圈開口方向正對密封液體，是主要的承壓部位。

1.6 密封性能判定條件

滑環的密封形式屬于彈性體自緊密封，保證密封的必要條件是密封處最大接觸應力大于介質壓力[8-9]。密封形式屬于動密封，考慮密封圈表面摩擦力對密封性能的影響，引入接觸面處的線接觸壓力：

(2)

式中:F1為彈簧蓄能密封圈截面徑向線接觸壓力，N；r1、r2分別為初始接觸點及最終接觸點的徑向坐標值，mm；σr為上唇口接觸應力，MPa。

為了便于簡化運算過程，進行比較，文中模擬默認密封圈接觸區域的位置相同，即直徑相同，只比較徑向方向上的線接觸應力大小。

2 結果及分析

2.1 上下唇口接觸應力分布

如圖5所示，顯然密封圈截面的對稱性起到了作用，上下唇的應力值相差較小，整體趨勢相同，故此后的模型中僅選取上唇口應力分布進行分析。

圖5 上下唇口應力分布對比Fig 5 Stress distribution of upper and lower lips

2.2 彈簧形式簡化

彈簧為密封夾套提供恢復力，在預壓縮或通壓時，彈簧剛度大，恢復原有形狀的能力強于PTFE夾套，可以保證密封性能。彈簧厚度選取2 mm，如圖6所示，有彈簧的密封圈密封性能明顯更優，彈簧提供了額外的回彈力;無彈簧時11～13 mm處出現小波峰，上唇中段發生大變形與密封溝槽接觸，液滑環屬于旋轉機構，接觸產生的摩擦會使密封圈磨損，減少使用壽命并影響密封效果。嵌入彈簧以增加剛度，即可解決此問題。

圖6 有無彈簧的密封圈應力分布Fig 6 Stress distribution of sealing ring with spring or not

2.3 結構優化設計

一種性能優越的密封圈，需要同時擁有較低的摩擦力(由線接觸壓力產生的徑向力)和較高的最大接觸壓力，故采用正交實驗法分析密封圈的結構參數對上述兩指標的影響[10-12]。唇口直徑、唇長、唇厚、被壓環厚度為主要參考因素，記作A、B、C、D，對4個因素進行正交試驗，每個因素均取5個水平，因素水平表與前期控制變量法相同。密封圈關鍵參數選取如表1所示，選擇L25(56)的正交表。

表1 密封圈簡化模型主要參數水平

將線接觸壓力與最大接觸壓力作為評價密封圈密封性能的2個指標。根據最新的參數組合繪制出相應的模型如圖7所示，彈簧厚度統一取2 mm。

圖7 密封圈具體參數Fig 7 Specific parameters of sealing ring

圖8和圖9所示為唇口直徑和唇厚對線接觸壓力和峰值接觸壓力的影響,隨著唇口直徑增大，峰值接觸壓力和線接觸壓力均是先增大后減小。當唇口直徑為2.0 mm時二者的差值出現最大值。唇厚對接觸壓力的影響規律與唇口直徑相似，在唇厚為2.5 mm處線接觸壓力與峰值接觸壓力的差值最大，因為線接觸壓力由積分得到，所以對變量的敏感程度較小。

圖8 唇口直徑對線接觸壓力和峰值接觸壓力的影響Fig 8 Effect of lip diameter on line-contact and peak contact pressure

圖9 唇厚對線接觸壓力和峰值接觸壓力的影響Fig 9 Effect of the thickness of lip on line-contact and peak contact pressure

圖10和圖11所示為唇長與被壓環厚度對線接觸壓力和峰值接觸壓力的影響規律，可以看出密封接觸壓力遠遠大于液體壓力5 MPa，保證密封性能。如圖10所示，唇長增加，線接觸壓力和峰值接觸壓力增大，唇長為11 mm時上升最快，可能是唇長選型的臨界值。從圖11可以看出，被壓環厚度造成的影響相反，在被壓環厚小于6 mm時下降最快，在6～9 mm范圍內接觸壓力與峰值接觸壓力下降平緩，影響很小。

圖10 唇長對線接觸壓力和峰值接觸壓力的影響Fig 10 Effect of the length of line-contact and peak contact pressure

圖11 被壓環厚度對線接觸壓力和峰值接觸壓力的影響Fig 11 Effect of the thickness of compression ring on line-contact and peak contact pressure

為了確定各個參數對密封性能的影響程度，引入極差Rj，各因素的主次順序通過各自的極差Rj的大小進行判定

Rj=max(kj)-min(kj)

(3)

式中：Rj表示在取值范圍內該因素的試驗指標變化的幅度；kj為某因素某水平下的試驗指標均值。

極差越大，表示該因素的水平變化對試驗指標峰值接觸應力的影響越大，該因素越重要。

文中極差Rj計算結果如表2、表3所示。結合表2對k值的綜合觀察，k1和k5最大，因為峰值接觸應力越大密封性能越好，選取A1C5為優水平。結合表3以線接觸壓力為指標，數值越小密封圈磨損越小，綜合考慮A1C1為優水平。結合表2以峰值接觸壓力為指標，選取B2D2為優水平；結合表3,以線接觸壓力為指標，選取B5D5為優水平。

通過比較各R值的大小，以峰值接觸壓力為指標可知唇口直徑的R最大，所以各因素對試驗指標影響的主次順序依次是C、A、B、D。即唇厚影響最大，其次是唇口直徑和唇長，而被壓環厚度的影響較小。以線接觸壓力為指標，則唇長影響最大，其次是唇口直徑和唇厚，被壓環厚度的影響最小。

表2峰值接觸應力指標下的分析結果

表3 線接觸壓力指標下的分析結果

表4中給出了2個指標下各因素的極差在總極差中的比重，對比可知，對B因素而言，線接觸壓力指標下的極差占比大，選擇該指標下的最優水平作為優化模型的最優值，即選擇唇長7 mm。同理可知，最優模型唇厚為3.5 mm。對于A和D2個因素，其占比相近，各自進行分析。對于A因素，不論是哪種指標下，都是唇口直徑1.2 mm為最優值，而對D因素而言，考慮正交試驗中被壓環厚度的變化趨勢，被壓環厚度為5 mm時2個指標差值最大，選擇被壓環厚度5 mm作為最優值。結合2種指標下的極差分析，觀察極差占比，對于峰值接觸壓力，唇厚的值占比高達0.483 5，接近50%，足以體現該參數重要性，故C排在B前面，而A與D排序位置不變，重要度排序由大到小依次為C、A、B、D。

表4 極差分析

3 結論

(1)對蓄能彈簧密封圈模型進行簡化，將密封圈材料簡化為彈性體，驗證了彈簧對于密封接觸壓力的補償能力。

(2)在滿足密封性能的前提下對正交實驗結果進行極差分析，得到影響密封圈峰值接觸壓力的各因素主次順序依次為唇厚、唇口直徑、唇長、被壓環厚；影響密封圈線性接觸壓力的各因素主次順序依次為唇長、唇口直徑、唇厚、被壓環厚。綜合二者得到最后的各因素主次順序依次為唇厚、唇口直徑、唇長、被壓環厚。

(3)在文中所用模型參數下，蓄能彈簧密封圈的最優結構參數值：唇口直徑1.2 mm，唇長7 mm，唇厚3.5 mm，被壓環厚度5 mm。