耐壓門C形密封圈大間隙密封性能分析與結構優化

李 晟 朱學康 李光明 殷 洪 唐 敏 張志強

(1.武漢第二船舶設計研究所 湖北武漢 430205；2.武漢大學動力與機械學院 湖北武漢 430072)

耐壓門作為水下潛器重要的承壓部件，其密封性能直接影響潛器的承壓能力和安全性問題，因此，對耐壓門密封件的密封性能研究十分重要[1]。O形圈被廣泛用于水下潛器、壓力容器等的靜密封[2-7]，為進一步提高耐壓門密封性能，本文作者提出采用新型密封形式C形密封圈作為耐壓門密封件，基于有限元法對C形密封圈密封性能進行仿真計算，校核了典型算例的密封性能，分析了密封圈截面幾何參數對其大間隙工況密封性能的影響，根據分析結果優化了密封圈截面幾何參數，提高了密封結構在預緊壓縮和大間隙工況下的密封性能。

1 模型建立

1.1 有限元模型

耐壓門密封結構由C形密封圈、密封槽和密封蓋板組成，密封結構截面主要幾何參數如圖1所示。密封圈截面幾何參數如下：開口半徑r=3.5 mm，開口高度b=9.0 mm，高度c=14.0 mm，開口間隙d=3.5 mm，寬度B=20 mm，e=15 mm，削斜高度f=2.0 mm。

圖1 耐壓門密封結構截面幾何參數示意

根據耐壓門密封結構和受力邊界條件特點，有限元計算時作如下假設[8-10]：

(1)密封槽與密封蓋板均為鋼結構，其剛度遠大于橡膠材料，因此不考慮其變形，即將密封槽與蓋板視為剛體；

(2)認為C形圈的橡膠材料為不可壓縮材料，具有確定的彈性模量和泊松比；

(3)密封圈和密封槽軸向尺寸遠大于橫向尺寸，且軸向不存在偏心載荷，密封圈受力對稱。

因此，有限元計算時將3D問題簡化為平面應變問題進行分析，采用2D軸對稱模型，建立其有限元模型如圖2所示。

圖2 C形密封結構有限元模型

1.2 材料參數

采用兩參數Mooney-Rivlin模型[11-12]，則有

(1)

對于不可壓縮材料，體積變化量很少，式(2)的最后一項可忽略不計。兩參數Mooney-Rivlin模型可以用較少的參數來描述50%～150%應變范圍內的變形，并得到比較高的精度，能夠滿足求解密封圈密封問題的需要。因此文中采用兩參數Mooney-Rivlin模型來表征密封圈材料。根據實際橡膠試片力學測試結果，其材料Mooney-Rivlin常數c10=1.220 MPa，c01=0.024 MPa。

1.3 接觸分析

有限元分析中接觸算法有罰函數法、常規Lagrange法、增廣Lagrange 法、法向Lagrange 法、切向罰函數法等，文中采用罰函數penalty模型，摩擦因數取為0.25[13]。

建立3個接觸對，分別為密封圈與密封槽、密封圈與密封蓋板、密封槽與密封蓋板。

1.4 邊界條件與載荷施加

計算載荷分為兩步，第一步為預壓，即約束上部的密封槽，對下部的密封蓋板施加位移載荷至指定位移處，計算初始壓縮條件下密封圈內部的應力分布以及密封圈與密封蓋板間的接觸應力。第二步是在預壓后，對密封圈一側及內部C形腔施加均布壓力，模擬一側有流體壓力(2.0 MPa)，如圖3所示。計算在一側流體壓力作用下密封圈內部的應力分布，以及密封圈與密封蓋板連續界面上的接觸應力。按照密封失效準則(式(2)和式(3))來判斷密封圈的密封性能。

圖3 流體載荷加載示意

1.5 密封失效準則

(1)最大接觸應力準則[14-15]。根據密封理論，實現可靠密封的充分必要條件是密封圈與溝槽封蓋連續界面上的接觸應力不小于被密封壓力，即

(σx)max≥p

(2)

實際上，密封圈在受壓時沿密封界面的接觸應力分布是非均勻的。盡管只要其應力峰值大于密封壓力就可實現密封。但如果最大應力能有連續的密封帶會使系統的密封性能更加可靠。

(2)剪切應力準則[16-17]。密封圈在溝槽轉角處易產生應力集中，轉角處的應力可達到兆帕數量級。如果該應力超過橡膠材料剪切強度時，則密封圈在此位置會被撕裂，甚至可能會被剪斷，造成密封失效。因此，對剪切應力引起的密封失效問題也應予以考慮，密封下的剪切應力應滿足

σxy<[τb]

(3)

式中：σxy為橡膠密封件在計算工況下所受的最大剪應力；[τb]為橡膠材料的許用抗剪強度。

2 典型算例計算結果及分析

在預緊壓縮載荷作用下，密封圈內部的應力分布如圖4(a)所示。最大應力分布在內部C形腔兩側，最大應力值為2.98 MPa。接觸應力分布如圖5(a)所示?？梢娫陬A緊壓縮工況時接觸應力較小，峰值為1.33 MPa。右下接觸面的接觸應力分布如圖6(a)所示。密封圈內部的剪切應力如圖7(a)所示。最大剪切應力出現在內部開口附近，峰值為1.14 MPa。

圖4 密封圈內部應力分布

圖5 接觸應力分布

圖6 右下接觸面上的接觸應力分布

圖7 剪應力分布

施加流體載荷作用后，密封圈內部應力分布如圖4(b)所示，最大應力值為3.12 MPa，此時除C形腔兩側，在密封圈下接觸面處的應力水平也較高。密封圈接觸應力分布如圖5(b)所示，最大接觸應力為3.32 MPa，大于液體壓力2.0 MPa。密封圈右下接觸面上的接觸應力分布如圖6(b)所示，可見大于2.0 MPa的密封帶長度有5.6 mm?？疾熳罱K的剪應力分布如圖7(b)所示，最大剪應力為1.36 MPa。根據密封失效準則式(2)和式(3)，此時密封圈的密封性能是有保證的。

在計算過程中，隨著流體載荷的加載，接觸應力的峰值也隨之增加，并始終大于流體載荷，可見此密封圈結構具有自密封特性。

3 分析與優化

3.1 截面幾何參數對密封性能的影響

在流體作用下，蓋板與密封槽結構間有可能產生間隙，對密封性能產生不利影響。為此有必要對有間隙工況下的密封性能進行仿真分析。在流體載荷p的作用下，上下封蓋間出現間隙h。假設間隙h與流體載荷p呈線性關系，即p與h線性對應。當流體壓力0.1 MPa時，間隙值h=0.1 mm；當最終流體載荷升至2 MPa，間隙值h=2.0 mm；此后，流體載荷保持2.0 MPa不變，間隙值繼續擴大至4.5 mm。

為研究密封圈截面幾何參數對其密封性能的影響，以圖1給出的密封圈截面原始幾何參數為基礎，考察某一個幾何參數為變量時，對大間隙工況下密封圈密封性能的影響。

3.1.1 開口半徑r的影響

其他參數不變，調整開口半徑r為2.3～3.8 mm，得到的預緊壓縮接觸應力分布如圖8所示。可見，開口半徑r越小，預緊壓縮的峰值越高；開口半徑為3.8 mm時，預緊壓縮的峰值最小，但仍大于1.0 MPa，因而，初始密封的建立是能夠保證的。

圖8 不同r值時預緊壓縮接觸應力分布(無間隙)

開口半徑r取不同值，間隙達到2 mm時，接觸應力的分布如圖9所示。可見開口半徑r的改變，對2 mm間隙時的密封性能影響不大。

圖9 不同r值及2 mm間隙時接觸應力分布

開口半徑r取不同值，間隙達到4.5 mm時，接觸應力分布如圖10所示，密封圈變形云圖如圖11所示，可見，r值越大，最大間隙時的密封帶長度越大。

圖10 不同r值及4.5 mm間隙時接觸應力分布

圖11 不同r值及4.5 mm間隙時密封圈變形

開口半徑r越大，則最大間隙時的密封性能越好。但r增大，預緊壓縮時的密封性能降低。綜合兩方面的影響，合適的r值范圍為3.0～3.5 mm。

3.1.2 幾何參數b的影響

其他參數不變，調整開口高度b=7.0～11.5 mm，得到的預緊壓縮接觸應力分布如圖12所示?？梢?，b值越大，預緊壓縮應力峰值越高，b為7.0 mm時，預緊壓縮應力峰值最小，但仍大于1.0 MPa，因而，初始密封的建立是能夠保證的。

圖12 不同b值時預緊壓縮接觸應力分布(無間隙)

開口高度b取不同值，間隙達到2 mm時，接觸應力的分布如圖13所示，可見b的改變，對2 mm間隙時的密封性能影響不大。開口高度b取不同值，間隙達到4.5 mm時，接觸應力分布如圖14所示，密封圈變形云圖如圖15所示。可見，b值對最大間隙時的密封帶長度影響不大。

綜合圖12—15結果，開口高度b的值應大于8.5 mm。

圖13 不同b值及2 mm間隙時接觸應力分布

圖14 不同b值及4.5 mm間隙時接觸應力分布

3.1.3 幾何參數c的影響

其他參數不變，調整高度c=11.5～15.5 mm，預緊壓縮接觸應力分布如圖16所示?？梢?，c越小，預緊壓縮應力峰值越高，c為15.5 mm時，預緊壓縮應力峰值最小，但仍大于1.0 MPa，因而，初始密封的建立是能夠保證的。

圖16 不同c值時預緊壓縮接觸應力分布(無間隙)

高度c取不同值，間隙達到2 mm時，接觸應力的分布如圖17所示?？梢奵的改變，對2 mm間隙時的密封性能影響不大。

圖17 不同c值及2 mm間隙時接觸應力分布

高度c取不同值，間隙達到4.5 mm時，接觸應力分布如圖18所示，密封圈變形云圖如圖19所示?？梢?，c值對最大間隙時的密封帶長度影響不大。

圖18 不同c值及4.5 mm間隙時接觸應力分布

圖19 不同c值及4.5 mm間隙時密封圈變形

3.1.4 幾何參數d的影響

其他參數不變，調整開口間隙d=2～4 mm，不同d值時，預緊壓縮接觸應力分布如圖20所示?？梢?，d的改變，對預緊壓縮接觸應力分布影響不大。

圖20 不同d值時預緊壓縮接觸應力分布(無間隙)

開口間隙d取不同值，間隙達到2 mm時，接觸應力的分布如圖21所示?？梢奷的改變，對2 mm間隙時的密封性能影響不大。

圖21 不同d值及2 mm間隙時接觸應力分布

開口間隙d取不同值，間隙達到4.5 mm時，接觸應力分布如圖22所示，密封圈變形云圖如圖23所示?？梢?，d值增大，4.5 mm間隙時的密封帶長度減小。

圖22 不同d值及4.5 mm間隙時接觸應力分布

圖23 不同d值及4.5 mm間隙時密封圈變形

3.1.5 幾何參數e的影響

其他參數不變，調整寬度e=12.5～17.5 mm，得到，預緊壓縮接觸應力分布如圖24所示?？梢?，e值增大，預緊壓縮應力峰值增大，同時密封帶的長度也增大。

圖24 不同e值時預緊壓縮接觸應力分布

寬度e取不同值，間隙達到2 mm時，接觸應力的分布如圖25所示?？梢奺值增大，使2 mm間隙時的接觸應力峰值下降，而密封帶長度增加。

圖25 不同e值及2 mm間隙接觸應力分布

寬度e取不同值，間隙達到4.5 mm時，接觸應力分布如圖26所示，密封圈變形如圖27所示?？梢?，e值為14.5 mm時，密封帶長度最大，即最合適的e值為14.5 mm。

圖26 不同e值及4.5 mm間隙時接觸應力分布

圖27 不同e值及4.5 mm間隙時密封圈變形

3.1.6 幾何參數f的影響

其他參數不變，調整削斜高度f=1.5～3.5 mm，得到預緊壓縮接觸應力分布如圖28所示?？梢姡琭值增大，預緊壓縮的接觸應力峰值增大，密封帶長度也增大，預緊壓縮的密封性能增大。

圖28 不同f值時預緊壓縮接觸應力分布

削斜高度f取不同值，間隙達到2 mm時，接觸應力的分布如圖29所示?？梢奻值的增大，2 mm間隙時的密封性也增強。

圖29 不同f值及2 mm間隙時接觸應力分布

削斜高度f取不同值，間隙達到4.5 mm時，接觸應力分布如圖30所示，密封圈的變形如圖31所示?？梢姡琭值增大，4.5 mm間隙時密封帶長度也增大，密封性能增強。

圖30 不同f值及4.5 mm間隙時接觸應力分布

圖31 不同f值及4.5 mm間隙時變形

將以上計算結果列于表1，可見對大間隙密封性能影響較大的幾何參數為r、d、f。

表1 幾何參數對密封性能影響

3.2 密封圈截面幾何參數優化

根據3.1節計算分析結果，對密封圈截面幾何參數進行優化設計，優化后方案與原方案密封圈截面幾何參數見表2。對優化后的密封圈進行大間隙工況的仿真計算，計算的結果見圖32—34。

表2 優化方案與原始方案幾何參數對比

圖32 優化方案與原方案預緊壓縮接觸應力對比

圖33 優化方案與原方案2 mm間隙時接觸應力對比

圖34 優化方案與原方案4.5 mm間隙時接觸應力對比

由圖32—34可見，優化后的密封圈在預緊壓縮情況下，其接觸應力最大峰值和密封帶的長度均明顯大于原始密封圈結構；2 mm間隙時的接觸應力分布兩者相近；4.5 mm間隙時，優化后的密封圈接觸應力峰值與原始密封圈接近，而密封帶長度明顯增大。

綜上所述，優化后的密封結構綜合密封性能優于原密封結構。針對優化后的密封結構進行了密封性能試驗驗證，其密封性能能夠滿足指標要求。

4 結論

(1)典型算例中C形密封圈結構在流體載荷增加的情況下(<2.0 MPa)，接觸應力的峰值也隨之增加，并始終大于流體載荷，密封圈結構具有自密封特性。

(2)大間隙密封工況下，C形密封圈截面開口半徑r、開口間隙d和削斜高度f對其密封能力影響顯著。

(3)仿真計算結果表明，優化后的密封結構在預緊壓縮和大間隙工況下的密封性能均優于原始密封結構。