直线往复密封性能影响因素分析

张新标, 王志民

(北京天玛智控科技股份有限公司, 北京 101300)

引言

液压系统依靠流体介质传递能量,良好的密封性能能够防止流体介质窜泄,提高液压系统稳定性及传动精度[1]。O形橡胶密封圈由于具有可靠的通用密封性能,常应用于各种动静密封场合。在实际工程中,密封圈在预密封过程中易划伤[2],在工作状态下易间隙咬伤[3],导致密封失效。

针对密封问题,国内外学者通过仿真和实验的方法进行了大量研究和探索,NIKAS G K等[4]通过实验研究了温度、表面粗糙度、行程速度等因素对矩形圈密封性能的影响,给出密封结构设计选型建议。KIM H K等[5]通过断层扫描对O形圈挤出现象进行分析,得出峰值应力及接触长度变化规律。米雄伟[6]通过单轴拉伸实验获取橡胶材料特性,结合ANSYS软件研究各项结构参数对密封圈应力分布规律的影响。易军等[7]通过ANSYS APDL研究VL密封圈不同油侧压力下应力、应变情况。张晓东等[8]利用ABAQUS软件分析了影响O形密封圈应力松弛情况及应力分布的因素。赵秀栩等[9]通过仿真分析Y形密封圈在不同磨损程度下摩擦应力和失效概率变化规律,并通过试验验证了有限元计算结果的准确性。康家明等[10]分析了不同沟槽形状对等效应力、接触压力等参数的影响,结果表明燕尾沟槽密封性能优于矩形槽。

密封问题在泄漏、磨损、挤压、摩擦等方面都有涉及,主要研究结构参数及工况参数对静、动密封性能的影响。由于密封圈安装在内部,难以直接观察到其工作状态,所以现有研究以仿真为主。大部分学者在模拟密封圈受流体载荷作用时,先预估密封接触分离点,指定固定长度边界加载,这种方式计算出的接触状态较实际工况存在偏差,本研究通过APDL命令施加流体压力渗透载荷,模拟结果更为精准。现有文献中多以接触压力和Von Mises应力为密封判定条件,而在实际工程中发生较多的是“切圈”现象,这是因为密封圈所受最大剪应力超出抗剪强度极限,因此用剪应力作为判定条件更合适。橡胶材料表现为超弹性特点,高压流体作用下常出现间隙挤出现象,而小于0.05 mm的配合间隙仿真计算容易发散,需反复调整网格及接触参数才能获得较好的收敛结果,现有研究中较少涉及。本研究基于ANSYS非线性有限元分析法模拟高压、小间隙挤出现象,对密封圈结构参数、性能参数、磨损及热变形等影响因素进行系统性分析,为密封圈结构优化和失效分析提供参考。

1 密封结构的有限元分析

1.1 几何简化模型

手动泵结构简单、占用空间小,常用于短距离液压系统供液,通过活塞直线往复运动吸油、输油,其密封性能是维持高效工作的关键。本研究以某型号手动泵为例,对直线往复密封性能进行研究。

图1 手动泵密封结构示意图

图2 密封面微观示意图

1.2 有限元模型

压缩率w是决定密封性能的重要参数,其表达式为:

(1)

式中,R—— 密封圈线径

h—— 沟槽深度

G—— 单侧配合间隙

密封圈材料为丁腈橡胶(NBR),其力学性能表现为高度非线性,选择二参数Mooney-Rivlin模型可以较好地模拟其性能,其表达式为:

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(2)

式中,W—— 应变能密度

I1,I2—— 第一、第二Green应变不变量

C10,C01—— Rivlin系数,对于特定的材料均为常数,参照求解密封圈有限元问题的文献,C10,C01分别取1.87 MPa,0.47 MPa[11]

密封圈弹性模量E、硬度H和Rivlin系数之间存在如下关系:

lgE=0.0198H-0.5432

(3)

E=6(C10+C01)

(4)

C10=4C01

(5)

高压往复密封工况中,密封圈与泵孔之间摩擦导致材料磨损,使接触面间摩擦系数增大,压缩率减小,最终导致磨损失效。密封圈表面形态特征磨损变化通常使用Archard模型进行表述[12],其表达式为:

(6)

式中,V—— 磨损体积

K—— 磨损系数

p—— 接触压力

m—— 接触压力指数

vs—— 滑移速度

n—— 速度指数

H—— 材料硬度

定义Kh=K/H为材料的磨损率,根据文献[13]测得的实验数据,取Kh=5.5e-6 mm3/(N·m)。

往复运动过程中,密封圈热源主要来自机械迟滞生热、摩擦生热和流体对流传热,其中对流传热为主要热源。密封圈受热体积膨胀,由温度变化引起的应变方程为:

(7)

式中,εx——x方向上的应变

E—— 弹性模量

μ—— 泊松比

σx,σy,σz——x,y,z方向上的应力

从微观角度看,在密封圈表面随机分布粗糙峰[14],相对运动时会将部分液压油带入到密封面之间,并建立一层微米级油膜,反向运动时将油膜带离密封面造成泄漏。

假设粗糙峰服从正态分布,采用GW模型可表示出粗糙峰接触压力pcon[14]:

(8)

式中,η—— 微凸体面密度

E′ —— 等效弹性模量

R—— 微凸体曲率半径

h—— 油膜平均高度

z—— 粗糙峰峰顶到油膜平均高度之间的距离

σ—— 粗糙峰标准差

泄漏模型表达式如下[15]:

(9)

式中,q—— 泄漏量

D—— 泵孔内径

μ—— 流体动力黏度

l—— 接触长度

Δp—— 压差

文献[15]提供了求解油膜平均厚度的方法,通过有限元仿真可以求解出宏观接触压力psc,按照网格数量将接触面分为若干个微单元,假设流体介质侧压力到空气侧压力线性分布,可得到油膜压力分布pf,根据psc=pcon+pf可求出pcon,通过GW模型可求出油膜平均高度h,根据泄漏模型更新油膜压力分布pf,根据三力平衡更新pcon,反复迭代直至收敛。求出所有微单元厚度计算平均值得到总体油膜平均厚度。

根据手动泵结构尺寸,建立密封圈平面轴对称模型,将模型导入ANSYS Workbench平台。主要零件物性参数如表1所示,活塞及泵体弹性模量远大于密封圈,因此在仿真过程中可视为刚体,忽略其变形。由于密封圈泊松比接近0.5,表现为近似不可压缩性,仿真过程中易发生体积自锁,因此需要使用混合U-P单元技术来解除体积自锁。

表1 主要零件的材料物性参数

1.3 接触设置与网格划分

将涉及到与密封圈接触的部分添加摩擦接触,摩擦系数取0.2,密封圈大变形特征容易导致计算发散,因此在仿真过程中需要反复调试接触刚度、稳定阻尼系数等参数才能获得较好的收敛结果。

所有零件均采用四边形结构网格,将密封圈及其接触部分加密,在高压作用下密封圈向间隙侧挤出,因此需要对挤出部分进一步加密,否则该部分网格将严重畸变。为了避免网格数量对计算结果产生影响,分别取不同数量网格进行仿真,将密封圈的最大剪应力τmax和接触压力p作为评价参数,仿真结果对比如图3所示,当网格数量大于4673时,最大剪应力和接触压力的结果变化差值小于0.5%,因此该网格数量满足无关性要求。划分后的网格模型如图4所示,仿真过程中密封圈易出现大变形,导致节点扭曲而结果发散,通过自适应网格技术使网格畸变时重构。

图3 网格数量与最大剪应力、接触压力之间的关系

图4 密封结构网格模型

1.4 加载边界条件

将泵体添加固定约束,为了模拟安装及工作过程,添加2个载荷步:第一个载荷步,使活塞位移25 mm完成安装;第二个载荷步,通过SFE命令添加流体压力渗透载荷,动态地寻找接触分离点,当节点接触压力小于流体压力时,程序判定为渗透,直至接触压力大于流体压力,渗透停止。

在进行磨损分析时,在前2个载荷步的基础上再添加3个载荷步:第3个载荷步,模拟输油过程,密封圈在高压作用下位移25 mm;第4个载荷步,将油压降至-0.1 MPa;第5个载荷步,模拟吸油过程,密封圈在低压作用下位移25 mm。

在进行热变形分析时,先计算出密封圈受热变形、泵体和活塞受热及流体压力作用下变形,然后重构模型,重复上述步骤分析密封性能。

2 仿真结果分析

密封圈主要有两种失效判定准则:最大接触压力判定准则,当接触面上的接触压力小于流体压力时,密封圈因不能阻止流体渗透而泄漏失效[16];最大剪应力判定准则,当剪应力过大时密封圈发生剪切破坏失效,密封圈的抗剪强度为4.6 MPa[17]。

2.1 预密封过程分析

图5为预密封过程的剪应力分布云图(正负号表示方向,其大小由数值决定),以倒角斜面刚开始与密封圈接触为位移零点,位移过程中随着密封圈被压缩剪应力逐渐增大,最大剪应力出现在右侧接触面的次表面,因此预密封过程中密封圈从接触面内部出现断裂失效的概率较大。位移过程中主要存在两个方向相反的剪应力集中区,右侧局部最高剪应力始终大于左侧。当密封圈最右侧四分点与倒角钝角点接触时,剪应力达到最大值2.14 MPa,此时左右两侧剪应力集中区局部最高应力差值最大(约1.08 MPa),密封圈受剪切作用最强。而后剪应力逐渐减小并趋于稳定,剪应力分布梯度变化趋于平缓,此过程活塞共位移2.07 mm。

图5 预密封过程中剪应力云图

图6为不同压缩率密封圈预密封过程中及结束后最大剪应力曲线,随着压缩率增大,最大剪应力逐渐增大,当压缩率为23%时,最大剪应力约3.99 MPa,安全系数仅有1.15,过高的压缩率会导致预密封过程中被划伤,影响后续加载密封性能。

图6 不同压缩率下预密封过程中最大剪应力曲线

2.2 工作状态分析

图7为不同流体压力作用下剪应力分布云图,最大剪应力出现在密封圈下半部分,右侧剪应力略高于左侧,随着流体压力增大,两侧剪应力差值增大,密封圈填满沟槽下半部分,应力集中区由圆形向梭形过渡。当流体压力达到20 MPa时,密封圈开始向间隙侧挤出,最大剪应力高度集中于挤出部分表面,该处剪应力梯度较大。随着进一步加压挤出程度越来越严重。当流体压力达到28 MPa时,最大剪应力已经超出抗剪强度极限,密封圈因强剪切作用自挤出部分表面断裂失效。若进一步加压,高剪应力区域向挤出部分内部扩展而产生更深的裂纹。

图7 不同流体压力作用下剪应力云图

图8为不同流体压力作用下的剪应力曲线,随着流体压力升高,剪应力先是缓慢增长,当密封圈不断向间隙侧挤出,最大剪应力出现在挤出部分时(如图7中26 MPa时剪应力云图所示),剪应力曲线出现拐点而后陡升。压缩率为8%～17%时,拐点随着压缩率增大逐渐在较低流体压力时出现,剪应力超限出现在拐点之后。压缩率为20%～23%时,拐点在高流体压力时出现,剪应力超限出现在拐点之前,剪切失效发生在密封圈下半部分剪应力集中区,此时尚未出现间隙挤出现象。压缩率为8%和11%时,随着流体压力升高,因预密封产生的剪应力差异逐渐缩小,在流体压力为10 MPa时二者剪应力曲线逐渐重合,在出现拐点后再次产生差异,8%压缩率时的剪应力甚至略高于11%压缩率,因此低压缩率并不一定能够起到降低剪应力的作用。

图8 不同流体压力作用下剪应力曲线

施加25 MPa流体压力时接触压力云图,如图9所示。左侧密封面最大接触压力为28.39 MPa,右侧密封面最大接触压力为29.26 MPa,均大于流体压力,故能满足密封要求。由于右侧密封面与泵体之间存在相对滑移,右侧密封面上半部分有流体渗入,流体压力约12 MPa,因此两侧接触闭合点并不对称,右侧密封面接触长度较短,仅有1.57 mm。

图9 接触压力及流体压力云图

图10为施加25 MPa流体压力,不同压缩率下接触压力和接触长度曲线。随着密封圈受挤压程度的增大,接触压力呈上升趋势,均大于流体压力。由图8可知,压缩率为20%和23%的密封圈虽然能够密封,但在25 MPa流体压力作用下已经受剪破坏,也认为密封失效。当压缩率为8%时,密封圈沟槽填充率不足,接触压力较低,接触长度较短,当受到瞬时高压冲击时容易密封失效。故密封圈压缩率不宜太大或太小,在11%～17%为最优范围。

图10 不同压缩率下接触压力及接触长度曲线

图11为施加25 MPa流体压力,不同配合间隙、不同压缩率下剪应力曲线。在配合间隙小于0.03 mm时,剪应力对配合间隙敏感性较低,剪应力差异主要由压缩率决定。当配合间隙大于0.03 mm时,剪应力陡增,这是由于配合间隙增大,间隙挤出量增大(如图13所示),导致挤出部分处于高剪切强度状态,尽管接触压力大于流体压力,密封圈已出现裂痕,在循环往复过程中裂口越来越大,最终导致断裂失效。当配合间隙大于0.07 mm时,剪应力对压缩率敏感性较低,此时所有压缩率下剪应力均超限。接触压力在低压缩率下随配合间隙变化较小,高压缩率下在配合间隙为0.03 mm时接触压力最大。高精度加工难度大、成本高,综合考虑各方面因素,配合间隙宜选择0.03 mm左右。

图11 不同配合间隙下剪应力曲线

图12 不同配合间隙下接触压力曲线

图13 不同配合间隙下的间隙挤出情况

沟槽和密封圈表面粗糙度不同、流体中含有杂质、往复运动过程中对密封圈造成磨损等因素会对接触面间摩擦系数产生较大影响。图14为施加25 MPa流体压力,不同压缩率、不同摩擦系数下剪应力曲线。摩擦系数小于0.15时,剪应力对压缩率敏感性较低,随着摩擦系数增大剪应力呈下降趋势,几乎所有压缩率下都小于抗剪强度极限。当摩擦系数大于0.15时则相反,剪应力对压缩率敏感性较高,摩擦系数较大时密封圈发生周向扭转,加剧内部剪切程度,因此随着摩擦系数增大剪应力呈上升趋势,且剪应力相对于压缩率的增益也随着摩擦系数的增大而增大。图15为不同摩擦系数下密封圈所受摩擦力F曲线,摩擦力随着摩擦系数增大而增大,且对压缩率的敏感性越来越高,高摩擦会加剧密封圈磨损失效,也会增大往复过程中的阻力,因此在实际工况中应辅以润滑措施以减少摩擦对密封圈的损伤。

图14 不同摩擦系数下剪应力曲线

图15 不同摩擦系数下摩擦力曲线

密封圈在生产过程中加入不同比例的填料表现出不同硬度,根据式(3)～式(5)可计算出不同硬度下的Rivlin系数(如表2所示)。

表2 不同材料硬度的Rivlin系数

图16为施加15 MPa流体压力,不同压缩率、不同硬度下剪应力曲线。当硬度小于HS75时,在15 MPa流体压力作用下,密封圈从间隙挤出,最大剪应力出现在挤出部分,随着硬度增大挤出部分逐渐减小(如图17所示),因此剪应力随着硬度增大而降低。当硬度大于HS75时,密封圈挤出部分较少,最大剪应力出现在密封圈下半部分。密封圈硬度越高则弹性模量越大,产生相同剪应变时剪应力更大,因此剪应力随着硬度增大而增大,但密封圈抗剪强度也随着硬度增大而增大,因此高硬度密封圈在高压工况下抵抗间隙咬伤、剪切失效的能力更强。

图16 不同材料硬度下剪应力曲线

图17 不同材料硬度的间隙挤出情况

2.3 磨损量分析

图18为施加25 MPa流体压力下的磨损高度hw和磨损体积V曲线,高压输油和真空吸油为1次往复循环。在高压输油阶段接触压力较大,磨损较为严重。1次循环过程中密封圈产生近似线性磨损积累,磨损体积约3.96e-4 mm3,磨损高度约4.92e-6 mm,假定磨损过程中接触压力不变,5万次往复循环后,密封圈压缩率降低约6.93%。实际工况中随着运动进行密封圈压缩率降低,接触压力降低,磨损量逐渐减小,如图19所示,因此5万次循环后压缩率降低程度略低于6.93%。

图18 一次循环的磨损曲线

图19 不同压缩率的磨损曲线

不同磨损次数下的密封圈形状如图20所示,与接触压力云图相对应,在高压输油阶段密封圈右下部分与泵体处于高接触压力状态,磨损最为严重,密封圈形状变得不规则,压缩率降低,接触面间摩擦系数增大。从图21、图22不同磨损次数下的剪应力和接触压力曲线可以看出,随着磨损次数的积累,剪应力和接触压力逐渐减小,密封圈剪切失效风险降低,泄漏失效风险增大。

图20 不同磨损次数下的密封圈形状

图21 不同磨损次数下的剪应力曲线

图22 不同磨损次数下的接触压力曲线

2.4 热变形分析

密封圈的热传导系数与刚体材料比很小,但由于其热膨胀系数大,因此热变形较大。如图23所示,在高温作用下密封圈受热径向均匀膨胀,线径增大导致压缩率增大。各零件径向变形量如表3所示,随着温度升高热变形量越来越大,由于活塞和泵体热膨胀系数接近,所以热变形量差异较小,配合间隙主要受流体载荷影响,活塞前端径向压缩,泵体前端径向扩张,25 MPa 流体压力作用下配合间隙增大了约0.0076 mm。

表3 各零件径向热变形量

图23 密封圈热变形云图

图24 活塞及泵体配合间隙变化示意图

不同温度下剪应力曲线如图25所示,由前文分析可知增大配合间隙和增大压缩率均会导致剪应力增大,在二者共同作用下,低压缩率时剪应力变化不明显,8%压缩率时温度每升高20 ℃剪应力平均增大约0.5%;高压缩率时剪应力对温度敏感性较高,20%压缩率时温度每升高20 ℃剪应力平均增大约1.7%。随着温度升高剪应力逐渐增大,尤其是处于剪应力临界点的工况,应注意采取冷却措施,降低剪切失效风险。

图25 不同温度下剪应力曲线

不同温度下L-HM46液压油黏度如表4所示[18]。

表4 不同温度下液压油黏度

根据GW模型和泄漏模型计算出不同温度下油膜平均厚度和泄漏量如图26、图27所示,油膜厚度小于0.3 μm,随着压缩率增大和温度升高,接触压力增大,密封圈受压更加贴紧泵体表面,因此油膜厚度减小。随着温度升高,液压油黏度减小,分子间相互作用力减小,流体更容易逃窜,因此泄漏量增大,密封圈相对运动过程中不可避免地造成泄漏,但其量级较小,对密封性能影响较小,因此仅用宏观层面的接触压力和剪应力即可判断密封性能。

图26 不同温度下的油膜平均厚度

图27 不同温度下的泄漏量

3 结论

(1) 通过对手动泵密封结构在预密封过程进行有限元分析,得出密封圈在与泵体倒角接触时最大剪应力出现在接触面的次表面,密封圈在高压缩率时从内部出现断裂失效的概率较大,设计时要注意倒角角度,减缓剪应力集中现象。

(2) 通过施加流体压力渗透载荷研究密封圈在工作过程中剪应力及接触压力分布规律,发现密封圈接触压力呈非对称分布;间隙挤出时剪应力陡增,在高流体压力、大配合间隙、高摩擦系数及低材料硬度时,密封圈最容易从挤出部分表面断裂失效,在实际应用时应注意安装挡圈阻止挤出。

(3) 磨损导致压缩率减小、摩擦系数增大,随着摩擦积累剪切失效风险降低,泄漏失效风险增大;热变形导致压缩率增大、配合间隙增大,随着温度升高剪切失效风险升高,油膜泄漏量增大。