V型密封圈結構參數對密封性能影響研究

譚 蔚 付亞康 王建軍 李兵兵

（1.天津大學化工學院；2.中國石油蘭州石化公司設備維修公司；3.天津大學仁愛學院化工系）

填料密封是應用最早的密封技術之一，廣泛應用在閥門、往復機械、液壓氣動裝置、部分旋轉機械及釜等裝置中，因為在使用過程中填料與往復或旋轉軸直接接觸，容易發生磨損，因此填料的摩擦磨損成為影響填料密封可靠性、耐久性和穩定性的主要因素［1～3］。隨著技術的不斷發展和使用需求的不斷提高， 密封圈截面形狀從最初的O型、矩形等，逐漸發展出了V型、U型、Y型及L型等較為復雜的填料密封形式［4］。

填料密封在實際使用過程中密封性能的影響因素眾多，其中失效原因主要有動密封面摩擦磨損，密封圈材料在使用過程中蠕變失效等。 這些失效原因與密封面的接觸壓力和密封圈內應力分布直接相關，所以國內外有很多學者對填料密封結構的受力進行了研究。 張付英等利用ANSYS分析了方形同軸組合密封圈的結構和運行參數對其動靜密封性能的影響［5］。 祝娟和鄒龍慶通過ANSYS建立了變截面密封圈的三維有限元模型，研究了其幾何參數對密封性能的影響［6］。譚晶等通過建立斯特圈的二維軸對稱模型，分析了滑環厚度、接觸力和介質壓力對斯特圈接觸壓力的影響［7］。 楊化林等利用ABAQUS分析了往復式骨架油封的過盈量、速度和摩擦系數對其密封性能的影響［8］。然而，大多數的數值模擬研究缺少實驗或理論驗證，難以說明模擬結果的準確性。 秦瑤對旋轉軸V型密封圈進行簡化， 利用彈性力學有關理論和有限元方法進行了理論和模擬計算，研究了V型密封圈內外過盈量對其密封性能的影響，但在計算中將整個V型密封結構簡化成矩形，與實際模型存在較大的差別，導致計算結果的適用性較差［9］。 并且，對于往復動密封中V型密封圈內外圈過盈、唇口角度等結構參數對密封性能的影響規律的研究尚未見報道。

為此，筆者采用ANSYS軟件，針對柱塞泵填料密封結構， 建立了V型填料密封圈二維軸對稱有限元模型， 對V型填料密封圈密封效果進行了有限元數值模擬分析，并通過實驗驗證了該模擬結果的準確性。 在此基礎上，研究分析了外過盈量、內過盈量及唇口角度等結構參數對密封性能的影響，研究結果可為V型密封圈的設計、選用和結構優化提供依據和參考。

1 V型填料密封有限元模型

1.1 模型簡化

柱塞泵填料密封結構如圖1所示。 由于所受載荷和邊界條件完全軸對稱，且往復密封在大行程運動時趨于穩態，所以對往復密封的仿真可以簡化為準靜態二維軸對稱模型（圖2），其中活塞桿與密封圈、填料函與密封圈之間定義非對稱摩擦接觸；各密封圈之間和密封圈與支撐環、壓環之間定義對稱摩擦接觸。

圖1 柱塞泵V型填料密封結構示意圖

圖2 活塞桿填料密封二維軸對稱有限元模型

活塞桿填料密封的結構參數如下：

活塞桿直徑 85mm

填料函內徑 100mm

外過盈量δo0.1mm

內過盈量δi0.1mm

唇口角度γ 0°

其中活塞桿、填料函和填料壓蓋的材料為結構鋼，密封圈的材料為聚四氟乙烯（PTFE），在應變小于50%時可以近似看作線彈性材料［10］，各材料特性參數見表1。

表1 各組件材料參數

對有限元模型進行如下假設：密封圈材料在使用過程中始終處于線彈性階段，有確定的彈性模量E和泊松比μ；密封圈受到的壓緊力完全由介質壓力提供，即計算結果中支撐環頂部端面與填料函表面處于分離狀態；忽略摩擦生熱對材料性能的影響。

1.2 網格劃分

對模型進行網格劃分， 對圖2所示活塞桿左側進行了較大尺寸的網格劃分，對活塞桿右側和整個密封接觸區域進行網格加密。 改變網格尺寸，通過提取接觸面最大接觸壓力和密封圈內的最大Von-Mises應力， 對網格進行無關性檢驗，最終確定網格數量為52 854個，如圖3所示。 該網格劃分方式和網格數量，既能保證計算速度，又能保證計算結果的準確性。

1.3 邊界條件及加載

根據柱塞泵實際工作過程中活塞桿的工作狀態，將密封分3種工況：預緊工況、外行程工況和內行程工況。 預緊工況為密封圈預緊安裝狀態，建立密封圈的初始過盈模型，指定填料壓蓋初始位置，建立各接觸對后密封圈因存在初始過盈量會產生變形，從而達到預緊工況；外行程工況為介質吸入過程，介質腔為負壓狀態，可以忽略，只需在預緊工況基礎上對活塞桿施加外行程位移； 內行程工況為介質泵出過程， 介質腔受14MPa介質內壓， 內行程工況需在預緊工況的基礎上首先在密封面上施加14MPa的流體壓力滲透載荷，之后再對活塞桿施加內行程方向的位移。

圖3 模型的網格劃分

1.3.1 過盈配合的模擬

建立密封圈與活塞桿、密封圈與填料函的過盈配合模型， 如圖4所示。 使密封圈的初始過盈量穿透到活塞桿和填料函中， 通過定義彈球區域，使彈球半徑內初始模型上產生穿透（密封圈與活塞桿、填料函）或距離較遠（壓環與填料壓蓋）的接觸對，通過變形產生接觸，從而達到預緊狀態。

圖4 V型密封圈過盈裝配模型及其局部放大圖

1.3.2 介質壓力的加載

對密封圈接觸面施加14MPa的流體壓力滲透載荷，流體壓力滲透載荷可以模擬流體穿過兩個相互接觸的表面。 指定一個完全暴露于流體中的起始點，流體壓力將沿著該起始點向接觸面內進行加載，并且壓力加載方向垂直于單元面，直至到達某個節點位置流體壓力小于節點的接觸壓力，則停止加載；反之當流體壓力大于接觸壓力，則繼續向前加載［10，11］。

2 實驗設計

為了驗證有限元模型結果的準確性，設計搭建了填料密封接觸壓力測量實驗裝置（圖5）。 實驗過程中通過SYB-2型手動液壓泵對介質腔加載14MPa 壓力， 并 通 過YTN-60 型 壓 力表 （精度0.1MPa）控制加載壓力。 在填料函表面V2密封圈對應位置處開φ1mm測量孔， 并將連接有量程0～30N的JLBS-M2微型拉壓力傳感器（精度0.1%FS）的細金屬棒插入測量孔，測量該金屬棒受力。

圖5 填料密封接觸壓力測量實驗裝置

金屬棒受力F的計算公式為：

式中 d——金屬棒直徑，mm；

σ——金屬棒端面中心點處的接觸壓力，MPa。

實驗測量內外過盈量均為0.1mm、 唇口角度分別為0、2、4°時的接觸壓力，并取5次測量結果的平均值作為實驗結果（表2）。

表2 不同唇口角度金屬棒受力結果

3 密封圈結構參數對接觸壓力的影響

往復密封中動密封面接觸壓力分布對密封圈的摩擦磨損有直接影響。 活塞桿的潤滑取決于由活塞桿帶入密封界面液壓流體的行為，而流體通過密封處的量僅決定于流體壓力分布曲線的最大壓力梯度。 外行程過程接觸壓力分布曲線峰值點左側最大壓力梯度越大則外行程帶出的液體量越少；內行程過程接觸壓力分布曲線峰值點右側最大壓力梯度越小則內行程帶回的液體量越多，因此通過往復動密封面接觸壓力分布曲線可以對其潤滑狀態和泄漏量進行預測。 此外，密封圈內的Von-Mises應力分布云圖可以直觀地展示出整個密封圈的應力分布，通過密封圈內應力分布可以對其因應力導致的失效行為進行分析。

3.1 數值模型驗證

提取有限元數值計算中與實驗測點對應的密封圈節點的接觸壓力，計算其平均值，并與實驗結果進行對比（表3）。 由表3可看出，對于3組不同唇口角度的密封圈來說，其測點位置處接觸壓力的實驗結果與模擬結果的相對誤差在16.24%～19.97%。

表3 實驗與模擬接觸壓力對比

對產生偏差的原因分析如下：數值模擬提取結果為節點的接觸壓力，以金屬棒端面所包含的所有節點接觸壓力平均值作為金屬棒的接觸壓力，會使其產生一定誤差；實際密封圈上的面積為曲面，而實驗時是以金屬棒端面（平面）代替，會導致實驗結果偏小。 綜合考慮，可以證明文中所用有限元模型和模擬方法的準確性。

3.2 外過盈量的影響

圖6為唇口角度0°，內過盈量為0.1mm，外過盈量分別為0.0、0.1、0.2mm時，V1、V2、V33個V型密封圈與活塞桿各接觸單元節點的接觸壓力分布曲線， 橫坐標為V1、V2、V3密封圈動密封面節點位置編號， 其對應的值為從介質側到空氣側依次排序，如圖3b所示。 圖6中各實曲線對應左坐標軸，為內行程過程接觸壓力分布曲線；各虛曲線對應右坐標軸， 為外行程接觸壓力分布曲線。

圖6 外過盈量對3個密封圈各節點接觸壓力的影響

從圖6可以看出， 由于內行程過程中流體壓力的施加，各節點接觸壓力明顯大于外行程各節點的接觸壓力，并且隨著外過盈量的增加，密封圈內、外行程接觸壓力峰值都不斷增大。 當外過盈量為0.0mm時，雖然接觸壓力峰值大于14MPa，但是對于V2、V3密封圈， 大部分節點的接觸壓力小于14MPa，所以峰值點周圍發生磨損后，很容易使V2、V3整個密封圈失效。外過盈量由0.0mm增大為0.1mm時， 內行程過程V1密封圈接觸壓力峰值由23.898 0MPa增大為26.860 9MPa， 而V2密封圈接觸壓力峰值則由17.250 2MPa 增大為22.030 5MPa，V3密 封 圈 接 觸 壓 力 峰 值 由22.300 0MPa增大為27.919 1MPa， 增大幅度小于22%， 且3個密封圈上絕大部分節點接觸壓力都大于14MPa， 其密封效果要優于外過盈量0.0mm的密封圈。然而，當外過盈量為0.2mm時，3個密封圈峰值壓力大幅增大， 其峰值分別為：38.282 0、36.902 8、45.077 5MPa，局部壓力值過大，會增大動密封面的摩擦，加速密封圈磨損，不利于密封。

此外，從圖6還可以看出，隨著外過盈量的增大，在外行程接觸壓力曲線中，峰值點左側的最大壓力梯度不斷增大， 外行程帶出的液體量減少；在內行程接觸壓力曲線中，峰值點右側最大壓力梯度同樣不斷增大，內行程帶回液體量也減少。 雖然外過盈量的增大可以保證較低泄漏量，但是帶出液體量過小容易導致干摩擦，從而加速密封磨損失效。

圖7給出不同外過盈量時活塞桿內行程過程中V型密封圈的Von-Mises應力云圖。從圖7可以看出，對于不同外過盈量的密封圈，整體應力分布規律基本相同，且應力最大值始終處于V1密封圈的內夾角處，但隨著外過盈量的增加，其應力最大值不斷增大， 其對應的最大值分別為16.900、21.231、26.575MPa。 由于PTFE是典型的具有冷流性的塑料，受載時容易發生蠕變現象，且受外力影響顯著，應力增大會加速蠕變現象發生，因此，密封圈應力值不宜過大。

圖7 不同外過盈量V型密封圈Von-Mises應力云圖

所以，V型密封圈外過盈量增大有利于初始密封、減少泄漏，但是外過盈量增大會導致密封圈峰值壓力增大、進入動密封面的潤滑液體量減少。 同時，隨著外過盈量的增大密封圈內夾角處應力值不斷增大， 密封圈的蠕變加快。 綜合考慮密封圈的摩擦磨損，潤滑狀況和應力分布，本算例中密封圈外過盈量不宜超過0.1mm。

3.3 內過盈量的影響

圖8為唇口角度0°，外過盈量為0.1mm，內過盈量分別為0.0、0.1、0.2mm時，V1、V2、V33個V型密封圈與活塞桿各接觸單元節點的接觸壓力分布曲線。 內過盈量對接觸壓力分布曲線的影響與外過盈量的影響趨勢相同（圖6），會使內、外行程接觸壓力峰值、外行程接觸壓力曲線峰值點左側最大壓力梯度和內行程接觸壓力峰值點右側最大壓力梯度增大，但內過盈量對峰值壓力和最大壓力梯度影響更大。

圖9 給出不同內過盈量時活塞桿內行程過程中V 型密封圈的Von-Mises 應力云圖。 與增加外過盈量時規律相同， 不同內過盈的密封圈，其內整體應力分布規律基本相同，且隨著內過盈的增加， 密封圈內整體應力的最大值不斷增大， 位置均處于各密封圈的內夾角處， 其對應的最大值分別為20.298、21.231、26.140MPa。

圖8 內過盈量對3個密封圈各節點接觸壓力的影響

圖9 不同內過盈量V型密封圈Von-Mises應力云圖

雖然，V型密封圈內過盈量增大有利于初始密封和減少泄漏，但是內過盈量增大會導致密封圈峰值壓力增大、進入動密封面的潤滑液體量減少。 同時隨著內過盈量的增大密封圈內夾角處應力值不斷增大，密封圈的蠕變加快。 綜合考慮密封圈的摩擦磨損、潤滑狀況和應力分布，本算例中密封圈內過盈量不宜超過0.1mm。

3.4 唇口角度的影響

圖10給出內外過盈量均為0.1mm， 唇口角度分別為0、2、4°時，V1、V2、V33個V型密封圈與活塞桿各接觸單元節點的接觸壓力分布。 從圖10可以看出，唇口角度增加，3個密封圈接觸壓力峰值基本不變。 外行程接觸壓力分布曲線峰值點左側最大壓力梯度有較小的增長，活塞桿外行程帶出液體量少量減少，內行程接觸壓力分布曲線峰值點右側最大壓力梯度不斷減小，內行程回送液體量增加，從而往復過程中液體的泄漏量會隨唇口角度增大而減少。

圖10 唇口角度對3個密封圈各節點接觸壓力的影響

圖11給出不同唇口角度時活塞桿內行程過程中V型密封圈的Von-Mises應力云圖。 從圖11可以看出，唇口角度分別為0、2、4°時，V1密封圈內夾角處應力數值呈現出不斷下降的趨勢， 分別為：21.231、19.896、19.557MPa，但應力最大值從V1密封圈內夾角處轉移到V1密封圈唇口頂部單元應力，且唇口頂部單元應力數值不斷增大，分別為：14.956、24.256、29.700MPa。

圖11 不同唇口角度V型密封圈Von-Mises應力云圖

所以，V型密封圈唇口角度增加的主要作用是增加密封圈夾角處的應力，使活塞桿內行程過程帶回液體量增多。 因此，當密封裝置中密封的接觸壓力大于介質壓力，而密封在往復過程中仍有泄漏現象時， 可以通過增大唇口角度加以解決。 然而，隨著唇口角度的增加，V1密封圈唇口頂部單元應力值會大幅增加，會導致該位置更容易發生破壞。 為了有更好的潤滑狀態，在保證不泄漏或者在可接受范圍的較小泄漏量的前提下，密封圈唇口角度應盡量小。

4 結論

4.1 內、外過盈量增加，動密封面接觸壓力峰值增大，外行程接觸壓力分布曲線峰值點左側最大壓力梯度增大，活塞桿帶出液體量減少，內行程接觸壓力分布曲線峰值點右側最大壓力梯度增大，活塞桿帶回液體量減少。

4.2 內、 外過盈量增大，V1密封圈內夾角處的應力值增大，但在大應力的作用下密封圈的蠕變會加速，容易導致密封失效。

4.3 唇口角度增加， 接觸壓力峰值基本不變，而外行程接觸壓力分布曲線峰值點左側最大壓力梯度有較小的增長，使活塞桿帶出液體量隨之減少，內行程接觸壓力分布曲線峰值點右側最大壓力梯度減小，使活塞桿帶回液體量增多，對于減少往復過程的泄漏量有較大的幫助。

4.4 唇口角度增加，V1密封圈唇口頂部單元的應力數值大幅增大，使該位置更容易發生破壞。