T型槽密封結(jié)構(gòu)的有限元分析及試驗驗證

孟理華，劉浩闊，邊智，黃爽

（中國航空綜合技術(shù)研究所，北京 100028）

機(jī)載設(shè)備液壓系統(tǒng)中包含很多液壓傳動類裝置。由于長時間處于高壓、動載、強(qiáng)振動作用下，其系統(tǒng)工況復(fù)雜、使用環(huán)境惡劣，而且具有多體接觸、多構(gòu)件撞擊的特性。隨著長航時、遠(yuǎn)距離運行要求的提出，該類液壓系統(tǒng)的壽命要求也越來越高。密封件作為該類液壓系統(tǒng)產(chǎn)品中重要的零件，其性能好壞、壽命長短直接制約了產(chǎn)品壽命的提升。航空機(jī)載設(shè)備常用的密封槽結(jié)構(gòu)主要包括矩形槽和T型槽。針對密封結(jié)構(gòu)的密封機(jī)理、失效形式和改進(jìn)設(shè)計等方面，國內(nèi)外學(xué)者做了大量的工作。Fribourg D等[1]對矩形槽結(jié)構(gòu)的密封機(jī)理做了比較系統(tǒng)的研究分析。錢文強(qiáng)等[2]應(yīng)用有限元分析方法分析了初始壓縮率和介質(zhì)壓力對矩形槽結(jié)構(gòu)變形和接觸壓力的影響。張婧[3]利用ANSYS對矩形槽結(jié)構(gòu)中的密封圈在空氣介質(zhì)中不同截面尺寸、內(nèi)徑、壓縮率等的變形與受力情況進(jìn)行了分析研究，得出了不同參數(shù)對密封圈接觸應(yīng)力的影響關(guān)系。運飛宏等[4]建立了矩形槽密封的接觸力學(xué)模型，以最小壓緊力為目標(biāo)函數(shù)，對其進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。雖然對于密封機(jī)理、改進(jìn)設(shè)計的研究很多，但是大多針對矩形槽，對T形槽研究相對不足。美國Flowserve公司對此類槽型機(jī)械密封的研究相對較多，偏工程產(chǎn)品應(yīng)用。國內(nèi)對T型槽的研究以理論分析為主，多應(yīng)用仿真方法分析T型槽密封端面壓力場分布規(guī)律、工作參數(shù)對密封性能影響等[5]。但是仿真用材料輸入多采用經(jīng)驗數(shù)據(jù)輸入或橡膠材料數(shù)據(jù)，并未考慮密封圈成品后的性能變化，且仿真結(jié)果未經(jīng)過驗證，無法直接指導(dǎo)工程應(yīng)用。文中應(yīng)用ABAQUS軟件，通過拉伸實驗得到產(chǎn)品級 O型密封圈的力學(xué)性能數(shù)據(jù)，對液壓系統(tǒng)用T型密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，尋找出接觸應(yīng)力與密封結(jié)構(gòu)尺寸的關(guān)系，并通過試驗進(jìn)行了相關(guān)驗證，分析結(jié)果可為密封結(jié)構(gòu)的選型設(shè)計提供參考。

1 O型密封圈的有限元分析模型

由于該整體結(jié)構(gòu)具有對稱性，故只取其截面做分析對象，建立密封圈與密封結(jié)構(gòu)的截面 2D模型，利用ABAQUS的鏡像原理旋轉(zhuǎn)生成三維仿真分析模型。

1.1 基本假設(shè)

由于邊界條件較多，做出以下假設(shè)[6]：橡膠材料各項同性、均勻連續(xù)，且完全彈性；忽略因熱輻射而導(dǎo)致的熱損失；忽略橡膠材料的蠕變特性和應(yīng)力松弛特性；為提高計算速度，把法蘭盤的內(nèi)側(cè)進(jìn)行分割并做剛體化處理。

1.2 密封結(jié)構(gòu)幾何及材料模型

文中選用液壓系統(tǒng)的密封結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要有上、下法蘭和 O型圈組成。密封圈尺寸為φ110 mm×10 mm，材料為三元乙丙橡膠，法蘭材料均為鋁合金，密封圈預(yù)壓縮量為22%。

圖1 T型槽結(jié)構(gòu)Fig.1 T-groove structure: a) sealing structure;b) seal ring structure

為了精確模擬密封圈工作狀態(tài)下的應(yīng)力狀態(tài)，準(zhǔn)確地輸入材料特性是有限元分析的關(guān)鍵。文中 O型密封圈選取真實產(chǎn)品，硬度為IRHD70（國際橡膠硬度等級），抗剪切強(qiáng)度近似為8.1 MPa。具體的試驗設(shè)備及試驗數(shù)據(jù)如圖 2所示。密封法蘭的材料為鋁合金，彈性模量為 7×104MPa，泊松比為 0.3，密度為2700 kg/m3。

圖2 密封圈力學(xué)性能拉伸試驗數(shù)據(jù)Fig.2 Tensile test data of mechanical properties of sealing ring

1.3 邊界條件及載荷設(shè)置

圖3 密封結(jié)構(gòu)固定邊界條件及載荷設(shè)置Fig.3 Fixed boundary condition and load setting of sealing structure

為了模擬密封圈實際工作狀態(tài)，將殼體底面固定，并對法蘭施加垂直向下的位移載荷，直至法蘭面與殼體表面壓緊。具體設(shè)置如圖3所示。約束殼體后，在法蘭上端面施加位移載荷 2.2 mm，使得法蘭壓緊橡膠圈。設(shè)定螺栓擰緊力矩為110 N·m，即設(shè)定預(yù)緊力為27.8 N。施加的環(huán)境載荷：環(huán)境溫度為25 ℃，環(huán)境壓強(qiáng)為0.1 MPa，介質(zhì)壓強(qiáng)為0.7 MPa，法蘭溫度為45 ℃。

1.4 接觸設(shè)置及有限元模型建立

在模型中全部接觸面之間設(shè)置為摩擦接觸，參照已發(fā)表的非金屬-金屬摩擦系數(shù)表，設(shè)定摩擦系數(shù)為0.2。具體設(shè)置如圖4a所示。所有結(jié)構(gòu)均采用CAX4RH單元類型，該單元為4節(jié)點對稱四邊形雜交單元，可以模擬三元乙丙橡膠的大變形大應(yīng)變。各個接觸對均采用罰函數(shù)法，將向下壓縮位移調(diào)整為兩個分析步，即分別向下移動0.1、2 mm。通過迭代調(diào)整分析步長和局部細(xì)化網(wǎng)格來實現(xiàn)分析結(jié)果的收斂[7]。最終建立的整體有限元模型如圖4b所示。

圖4 密封圈與工裝接觸設(shè)置Fig.4 Contact setting of sealing ring and tooling:a) contact setting of sealing ring and flange;b) integral assembly model of seal ring

1.5 密封失效準(zhǔn)則

研究表明，用于靜密封的密封圈失效原因主要為老化和破裂[8]。具體到仿真計算中，密封圈主要有以下兩個失效準(zhǔn)則。

1）最大接觸應(yīng)力判據(jù)。當(dāng)密封圈與密封面兩側(cè)接觸應(yīng)力大于所密封的介質(zhì)壓力值時，才能實現(xiàn)介質(zhì)的密封，否則發(fā)生泄漏，導(dǎo)致密封失效。

2）最大剪切應(yīng)力判據(jù)。密封圈在承受一定預(yù)壓縮量作用時，所承受的剪切力大于密封圈抗剪強(qiáng)度時，密封圈會產(chǎn)生裂紋，進(jìn)而發(fā)生剪切破壞失效。

2 結(jié)果與分析

等效應(yīng)力（Von Mises應(yīng)力）反應(yīng)了截面上各主應(yīng)力差值的大小。等效應(yīng)力（Von Mises應(yīng)力）越大，橡膠材料的松弛速度越快，從而造成剛度下降，材料越容易出現(xiàn)裂紋，導(dǎo)致密封失效。等效應(yīng)力是基于剪應(yīng)變的一種等效應(yīng)力。文中利用有限元法研究不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封結(jié)構(gòu)中密封件變形、Von Mises應(yīng)力和密封面最大接觸應(yīng)力的影響。

2.1 過渡圓角對應(yīng)力分布及接觸應(yīng)力值的影響

由于 T型槽結(jié)構(gòu)中存在上槽寬和下槽寬處的過渡圓角，導(dǎo)致密封圈在壓縮變形的過程中該處存在應(yīng)力集中。不同過渡圓角下的密封圈等效應(yīng)力分布如圖5所示。在其他條件不變的情況下，隨著過渡圓角的增大，局部應(yīng)力最大值由過渡圓角處逐漸向密封圈中心轉(zhuǎn)移，并且分布區(qū)域逐漸擴(kuò)大，分布更加均勻，局部應(yīng)力最大值也逐漸降低。

密封圈局部應(yīng)力和接觸應(yīng)力的最大值隨過渡圓角的變化曲線如圖 6所示（圖中局部最大應(yīng)力為密封圈所受應(yīng)力局部最大值，接觸應(yīng)力為密封圈與法蘭接觸平面最大接觸應(yīng)力，局部最大應(yīng)力原始值和接觸應(yīng)力原始值均表示通過仿真得到的密封圈相應(yīng)應(yīng)力值）。對仿真得到的原始值進(jìn)行非線性回歸分析，可以得到各應(yīng)力值隨過渡圓角變化曲線。由此可知，在其他條件不變的情況下，隨著過渡圓角的增大，等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力逐漸減小。這表明過渡圓角較小時，等效應(yīng)力過大，容易導(dǎo)致密封圈出現(xiàn)剪切裂紋失效，同時接觸應(yīng)力過大也不利于安裝。綜合考慮密封圈抗剪切強(qiáng)度和密封性能的要求，選用過渡圓角值為R2。

2.2 槽寬對應(yīng)力分布和接觸應(yīng)力值的影響

密封結(jié)構(gòu)設(shè)計雖已列入國家標(biāo)準(zhǔn)[9]，但在實際工作中，考慮實際密封需要或產(chǎn)品外形需求，進(jìn)行非標(biāo)準(zhǔn)密封設(shè)計。而橡膠作為超彈性近似不可壓縮材料，密封槽槽寬是直接影響預(yù)壓縮量的重要因素。不同的槽寬使得密封圈變形不一致，導(dǎo)致密封圈產(chǎn)生不同的內(nèi)應(yīng)力。T型槽中槽寬尺寸包括上槽寬和下槽寬，由于影響密封效果的主要是密封圈和法蘭盤接觸面面積和接觸應(yīng)力的大小，因此固定下槽寬和下槽高、上槽高尺寸不變，逐步改變上槽寬的尺寸，分析上槽寬尺寸的改變對密封圈局部應(yīng)力最大值、接觸應(yīng)力最大值的影響，結(jié)果如圖7所示。

圖5 不同過渡圓角時的密封圈應(yīng)力分布Fig.5 Stress distribution of seal ring with different transition fillet

密封圈局部應(yīng)力和接觸應(yīng)力隨槽寬變化的曲線如圖 8所示。可以看出，隨著上槽寬的逐步增加，密封圈局部最大應(yīng)力逐漸增大，而接觸應(yīng)力隨之減小。因此在保證密封的條件下，上槽寬應(yīng)選擇的盡量小。但如果上槽寬過小，又會導(dǎo)致密封接觸面積較小，影響密封效果；上槽寬過大又會導(dǎo)致密封圈局部應(yīng)力最大值過大，對密封圈形成極大的剪切力，極易形成密封圈的剪切破壞而降低密封圈的使用性能和使用壽命。當(dāng)上槽寬尺寸與密封圈截面直徑比達(dá)到 1.5倍時，局部應(yīng)力最大值已經(jīng)超過了文中所用密封圈剪切強(qiáng)度極限。綜合考慮密封圈剪切強(qiáng)度和密封接觸面積大小，選取上槽寬尺寸為密封圈截面直徑的1.2~1.5倍。

2.3 傾斜角度對應(yīng)力分布和接觸應(yīng)力值的影響

密封槽深方向的傾斜角度雖不能影響密封圈的預(yù)壓縮量[10]，但是不同的傾斜角度會導(dǎo)致不同的密封圈變形，不同的變形會導(dǎo)致密封圈應(yīng)力分布和接觸應(yīng)力值的不同，如圖9所示。

圖6 密封圈局部應(yīng)力和接觸應(yīng)力隨過渡圓角變化曲線Fig.6 Curve of local stress and contact stress of sealing ring with transition fillet

由圖10可以看出，密封圈局部應(yīng)力最大值和接觸應(yīng)力隨傾斜角度（1°~10°）的增加在逐步增加。接觸應(yīng)力增加使得密封性能得到提升，然而局部應(yīng)力最大值的增加卻加大了密封圈剪切破壞的風(fēng)險，降低了密封圈的使用壽命。綜合考慮，選取傾斜角度為5°~6°，密封介質(zhì)壓力越大選取的傾斜角度也越大。

3 試驗驗證

為了驗證文中有限元分析結(jié)論的有效性，選取密封結(jié)構(gòu)設(shè)計了密封圈老化壽命實驗。具體密封結(jié)構(gòu)尺寸見表1.

每種尺寸選取6個試驗樣本，試驗條件見表2。

圖7 不同槽寬時的密封圈應(yīng)力分布Fig.7 Stress distribution of seal ring with different groove width

圖8 密封圈局部應(yīng)力和接觸應(yīng)力隨槽寬變化曲線Fig.8 Variation curve of local stress and contact stress ofsealing ring with groove width

表1 試驗用密封結(jié)構(gòu)Tab.1 Sealing structure for test

表2 試驗條件Tab.2 Test conditions

圖9 不同傾斜角度時的密封圈應(yīng)力分布Fig.9 Stress distribution of seal ring with different inclination angles

圖10 密封圈局部應(yīng)力和接觸應(yīng)力隨傾斜角度變化曲線Fig.10 Variation curve of local stress and contact stress of sealing ring with inclination angle

開始試驗后，每間隔48 h取出密封圈，在空氣中冷卻1 h后，拆除密封圈工裝，靜止恢復(fù)24 h，然后將密封圈裝配至氦檢漏工裝完成檢漏測試。最終試驗截止判據(jù)以試驗時間達(dá)到336 h或泄漏率（年泄漏率為0.01%，換算為100 Pa·L/s）超標(biāo)中任一個達(dá)到為準(zhǔn)。最終的試驗結(jié)果見表3。

表3中各條件下的泄露率均為當(dāng)前條件下6個樣本中的最大泄露率值。由表3可以看出，條件1和條件2的樣本在試驗過程中均未發(fā)生泄漏超標(biāo)，而條件3、條件4分別在進(jìn)行第7次、第6次氦檢漏時發(fā)生泄漏率超標(biāo)。經(jīng)拆卸密封工裝后，檢查密封圈樣本后發(fā)現(xiàn)，條件3和條件4的所有樣本均發(fā)生剪切破壞，條件1樣本均完好，而條件2中只有2個樣本完好，4個樣本在沿過渡圓角處的邊緣發(fā)生多處可見裂紋。試驗后密封圈樣本圖片如圖11所示。

由此可以看出，在局部圓角過小、槽寬尺寸較大、傾斜角度較大時，密封圈與密封結(jié)構(gòu)的接觸壓力均大于密封介質(zhì)壓力，并且密封圈局部應(yīng)力最大值偏大。隨著密封圈老化程度的增加，其抗剪切強(qiáng)度也在逐漸減小。當(dāng)局部應(yīng)力最大值大于其抗剪切強(qiáng)度時，密封圈即發(fā)生破裂，進(jìn)而導(dǎo)致密封失效。

表3 氦檢漏結(jié)果Tab.3 Results of helium leak detection Pa·L/s

4 結(jié)論

圖11 試驗后樣本Fig.11 Sample after test: a) condition 1; b) condition 2; c) condition 3; d) condition 4

文中采用有限元法，基于T型槽密封結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化對其應(yīng)力分布和接觸應(yīng)力的影響進(jìn)行了分析，總結(jié)了它們之間的變化規(guī)律并進(jìn)行了試驗驗證，為液壓系統(tǒng)T型密封槽的設(shè)計提供了理論指導(dǎo)。結(jié)果表明，過渡圓角、上槽寬、傾斜角度的增大都會導(dǎo)致密封圈局部應(yīng)力最大值的變大，使得密封圈剪切破壞的風(fēng)險提高。而過渡圓角、傾斜角度的減小，上槽寬的增大又會導(dǎo)致接觸應(yīng)力的減小，同時影響密封接觸面積。因此，對于液壓系統(tǒng)T型槽結(jié)構(gòu)在滿足密封性能要求的前提下，建議選用較大的過渡圓角（推薦值為R2），較小的傾斜角度（推薦值為 5°~6°）及槽寬（推薦值為密封圈截面直徑的1.2~1.5倍）。