一种液压缸串联式组合密封及流场分析*

金 耀 陈 矗 朱振雷 周佳兴 王宇婷

(湖南师范大学工程与设计学院 湖南长沙 410081)

液压缸是广泛应用于汽车、飞行器、工程机械等装备制造业的核心基础件，其密封系统是液压缸和整机系统正常工作的关键机件。随着当前液压技术日趋向高压、高速、高性能方向发展，液压缸密封系统的泄漏风险大幅增加，使原本一直存在的液压缸内泄漏问题更加突出。因此，如何应对液压缸密封面临的挑战，提高液压缸密封性能，以更好地适应高压、高速等苛刻工况，已成为当前液压行业共同关注的热点和努力方向[1-3]。

液压密封结构的发展历程，先后经历了形状简单的O形密封圈[4]、矩形密封圈[5]，稍复杂一些的YX密封圈[6]、U形密封圈[7]，以及组合密封[6]的过程。其中，组合密封件以其优良的密封性能和结构特点，已在液压缸设计中广泛使用。常见的组合密封包括格莱圈与斯特封[8]、VL密封[9]、同轴密封[10]等。此外，为增强密封性能，还出现了由不同类型密封串联组成的多级密封结构[11-12]。除了上述接触密封(密封圈密封)之外，还有非接触的间隙密封[13]，其结构简单，摩擦磨损和发热都要好于接触密封，但泄漏比接触密封要大。

为适应液压缸对高密封性能的发展需求，本文作者提出一种新型组合密封结构，它是由接触密封和间隙密封串联而成的多级密封，且适于双作用液压缸。文中通过ANSYS流场仿真和内泄漏物理实验，验证了该组合密封的有效性。

1 组合密封结构设计

1.1 组合密封结构及工作原理

以QY110汽车起重机支腿液压缸的密封结构改进为例来说明。原支腿液压缸，其活塞与缸筒之间的密封为接触式的DAS组合密封圈[14]。文中设计的组合密封结构，是在原接触密封左右端分别设置一间隙密封，使活塞在轴向由原单一式接触密封变成串联式多级密封结构，包括两道间隙密封和一道密封圈密封，见图1。

图1 组合密封示意Fig 1 Schematic of combination seal

组合密封工作原理如下：假设压力油流入液压缸活塞左侧容腔，驱动活塞向右运动，并从活塞右侧容腔回油。泄漏发生时，泄漏油液依次流过组合密封的3个密封段。第一道密封是非接触式的间隙密封。正常工作时，间隙密封段形成完整流体润滑膜，间隙密封段平均间隙为10～30 μm。第二道密封是接触式的密封圈密封，对第一道密封的泄漏再次屏蔽。正常运行时，该密封段的润滑膜厚度和润滑状态取决于具体工况。当第一道密封发生事故失效时，第二道密封承担第一道密封的功能和全部压差。第三道密封为间隙密封，其作用是阻挡第二道密封的泄漏。

因此，油液先后历经三道密封环节后，衰减严重，内泄漏减少到最小，使组合密封的密封效果比接触密封与间隙密封分别单独作用时都更好。这种多重密封保障，提高了工作可靠性。而且，由于两端间隙密封区域对油液的屏蔽缓冲，使中间位置的密封圈承受的冲击减弱，有利于延长工作寿命。

此外，活塞表面还可开设若干平衡槽，均衡活塞径向受力，防止活塞偏斜带来的摩擦磨损。

1.2 组合密封的内泄漏分析

图1中，左侧油液压力为p1，依次流经第一间隙密封、密封圈密封、第二间隙密封后，压力分别衰减为p2、p3、p4，每个密封段对应的内泄漏量分别为Q1、Q2、Q3，且Q1=Q2=Q3=Q。

组合密封的内泄漏计算如下：

(1)

(2)

(3)

式中：h1与h3分别为第一间隙段和第二间隙段活塞与缸筒内壁之间的单向间隙，且h1=h3=h；h2为密封圈与缸筒内壁之间的单向间隙；L1与L3分别为第一间隙段和第二间隙段的长度，且L1=L3；L2为密封圈密封段长度；η为油液动力黏度；v0为活塞与缸筒之间的相对运动速度；B是环形间隙周长，B=πD，D是间隙段活塞直径。

2 基于流固耦合的数值分析模型

拟采用ANSYS/Fluent软件对上述组合密封进行流场分析及密封性能研究，首先建立数值分析模型，具体步骤如下。

2.1 几何模型建立

利用UG软件建立图2所示的组合密封三维几何模型，将原山型唇边简化为平面，液压缸及活塞的尺寸参数参照文献[14]。同时建立作为对比的接触密封和间隙密封模型。图2中，固体域为密封圈结构，流体域为活塞与缸筒内壁之间的空间域，包括间隙密封区和密封圈密封区的薄壁圆环流域，径向厚度(即间隙值)分别设为10和3 μm。

图2 组合密封几何模型Fig 2 Geometry model of combination seal

2.2 网格划分及无关性验证

将结构模型导入ANSYS Workbench中构建液压缸流场模型。由于流体膜厚尺寸与活塞径向尺寸差异很大，故先对流场区域进行适当切分以提高网格质量，保证在流体膜厚方向划分出多层网格。然后，使用Meshing模块中Sweep方法分别对流体域与固体域进行网格划分。

因为网格划分密度对数值计算结果有较大影响，故有必要进行网格无关性检查。图3所示为固体域网格无关性验证结果。可知，当网格数增加到14 940时，2种压力条件下的固体域密封圈变形趋于稳定，相对差值均低于3%。综合考虑网格无关性、网格质量和计算机运算能力，确定组合密封固体域网格数取为14 940个单元。类似地，根据流体域网格数变化前后内泄漏差值不超过5%的原则，综合权衡后确定组合密封流体域网格数为6 100 986个单元。图4为划分好的组合密封流体域模型，膜厚方向划分为3～5层网格，网格最大扭曲度为0.49，满足流体计算所要求的网格扭曲度小于0.98的条件，且无负体积出现。

图3 不同压力下密封圈变形随网格数的变化Fig 3 Variation of seal ring deformation with mesh number under different pressure

图4 组合密封流体域网格模型Fig 4 Mesh model of fluid domain in combination seal

2.3 流固耦合模型构建

研究中，采用单向流固耦合技术，即只考虑流体施加压力作用于密封圈，使其产生变形的情况。

基于ANSYS Workbench平台，将UG创建的几何模型导入到Fluent的Geometry，然后共享至Static Structural，最后将Fluent计算结果传递到Static Structural之中，由此Fluent+Static Structural流固耦合模型得以建立。

2.4 关键仿真参数设置

仿真中，选用46号液压油，其动力黏度为0.039 Pa·s，密度为870 kg/m3。流体模型采用层流，液压缸进出口压力差分别设为4.87、5.85、8.24、10.16、11.34 MPa，出口压力固定为1 MPa。密封圈选用丁腈橡胶材料，密度为1.25 g/cm3，采用常用的Mooney-Rivlin模型[7]描述密封圈橡胶材料的力学特性，模型参数C10和C01分别取为1.84和0.46 MPa，不可压缩参数d取为0.000 869。

3 数值分析结果

3.1 流场压力分布

图5所示为液压缸入口压力为6.85 MPa时，组合密封与接触密封的流体域压力云图。压力油均从图示右端流入、左端流出，期间伴随压力一路衰减。图5(a)中，油液先后经过第一间隙密封、密封圈密封及第二间隙密封这三道密封；在中间位置密封圈处，压力已经被第一间隙密封衰减至5.6～6 MPa范围。而图5(b)中，油液只经过密封圈这一道密封,油液流到中间位置密封圈处时，压力几乎无衰减，仍保持约6.8 MPa。这表明，在进出口压力相同的情况下，相比于接触密封，组合密封在内部结构中压力损失更大，密封圈受到的压力和冲击更小，有利于减少密封件变形，延长工作寿命。

图5 流体域压力云图(入口压力6.85 MPa)Fig 5 Pressure cloud map of fluid domain (inlet pressure 6.85 MPa) (a) combination seal;(b) contact seal

3.2 密封圈变形分析

图6所示是组合密封和接触密封中密封圈最大变形对比。可以看出，在不同压力差情况下，组合密封变形都小于接触密封变形，相对减少量为14%左右。这说明，相对于接触密封中密封圈直接承受进口油液的冲击和压力作用而言，组合密封结构中端部的间隙密封对油液实施了阻滞，使中间的密封圈承受的油液冲击和压力变弱，从而导致密封圈变形更小。因此，组合密封结构在压力作用下的抵抗变形能力更强。

图6 组合密封和接触密封的密封圈最大变形量对比Fig 6 Comparison of maximum deformation of two sealing structures

3.3 内泄漏分析

将接触密封、间隙密封和组合密封的内泄漏理论计算值与Fluent仿真结果进行对比，具体数据见表1。可以看出，在压力差相同的情况下，无论是理论计算还是Fluent仿真，组合密封的内泄漏均小于间隙密封和接触密封。具体而言：对于理论计算值，组合密封比接触密封的泄漏量减少16.13%～19.40%，比间隙密封减少79.66%～79.69%；对于Fluent仿真值，组合密封比接触密封的泄漏量减少21.17%～22.16%，比间隙密封减少78.70%～79.22%。这说明组合密封的多级密封结构能更好地屏蔽泄漏，提升密封性能。另外还发现，理论计算值小于Fluent仿真结果，这种差异可能是因为Fluent仿真涉及几何建模、流场数值计算及相关误差等更多因素所致，但两者所显示出的规律仍然一致。

表1 内泄漏理论计算值和Fluent仿真结果对比Table 1 Leakage comparison between theoretical calculation results and Fluent simulation results

3.4 结构参数对组合密封内泄漏的影响3.4.1 间隙密封长度对内泄漏的影响

仿真中，密封圈密封段长L2固定为10 mm，在不同的液压缸入口压力下，各间隙密封长L1(35、37.5、40、42.5、45 mm)对内泄漏的影响规律见图7。可知，泄漏量随间隙密封长度的增大而减少。间隙密封长度增大，意味着流经间隙密封段的沿程阻力增加，流体压力能衰减更多，因而泄漏量减少。但间隙密封长度越大，会造成活塞轴向尺寸变大。故设计间隙密封长度时，应根据实际情况综合考量泄漏量与轴向尺寸之间关系。

图7 不同入口压力下间隙密封长对内泄漏的影响Fig 7 Effect of gap seal length on internal leakage under different inlet pressure

3.4.2 密封间隙对内泄漏的影响

图8所示为不同密封间隙h(10、14、18、22、26 μm)导致的内泄漏变化规律。可以看出，内泄漏随密封间隙的增大而增加。这是因为节流间隙越大，流体速度降低，节流效应减弱所导致的结果。

图8 不同入口压力下密封间隙对内泄漏的影响Fig 8 Effect of sealing clearance on internal leakage under different inlet pressure

从图7和图8还可看出，保持结构参数不变，当入口压力变大而出口压力不变时，密封区域两侧的压力差越大，驱使流过的泄漏量增加。

综合以上分析可知，组合密封内泄漏受间隙密封长、密封间隙这些结构参数和油液压力等工况参数的影响，这与前述内泄漏计算公式(1)反映的规律一致。结构参数中，密封间隙对内泄漏影响更大。

4 内泄漏物理实验

4.1 实验系统简介

实验平台为图9所示YCS-DII型电液伺服比例综合试验台。限于实验条件，实验没有采用前述结构设计中的大尺寸汽车起重机支腿液压缸，代之以温州正控液压有限公司生产的MOB40×200LB型小尺寸液压缸，其缸筒内径40 mm，活塞杆径20 mm，行程200 mm，最大压力不超过10 MPa。

图9 实验平台Fig 9 Experimental setup

液压缸内泄漏实验参照国家标准GB/T 1562—2005和机械行业标准JB/T 10205—2010进行，测试方案见图10。实验中，采用被试缸与加载缸对顶方式，被试缸无杆腔一侧通入压力油，有杆腔一侧出油口外接量杯，被试缸活塞通过加载缸提供的负载力保持位置不动。在压力油作用下，油液从无杆腔经活塞密封泄漏至有杆腔一侧量杯，同时记录泄漏油液的收集时间，由此计算出单位时间内的泄漏流量即被试液压缸内泄漏量。实验中，监测油温在40～46 ℃范围内，压力分别设置为4、6、8 MPa等数值，泄漏记录时间为5 min，取5次测量结果的平均值为最终内泄漏值。

图10 液压缸内泄漏测试方案示意Fig 10 Schematic of measuring internal leakage

4.2 内泄漏实验一：密封圈无损状态

首先，针对图11中的间隙密封、接触密封和组合密封结构，分别测试它们在密封圈处于无损状态下的内泄漏，以模拟液压缸密封圈处于工作寿命前期的情况。该情况下，密封圈正常工作，能有效发挥预期设计的密封效果，故实际产生的内泄漏很小。实验中，采集的泄漏油液以油液滴数为计量单位，每滴油液标定后体积为0.045 mL，最终换算后的内泄漏值见表2。可以看出，当密封圈处无损状态时，各压力情况下，间隙密封的内泄漏均为最大，接触密封次之，组合密封的内泄漏最小。由此说明，在同样的情况下，组合密封的密封性能最好。

图11 实验中的3种密封结构Fig 11 Three sealing structures in the experiment (a)gap seal; (b)contact seal;(c)combination seal

表2 密封圈无损时的内泄漏实验结果Table 2 Results of internal leakage experiment for non-damaged seal ring

4.3 内泄漏实验二：密封圈损坏状态

工程实际中，随着液压缸持续服役运行，密封圈可能会出现老化、磨损等故障现象[15]，进入工作寿命中后期阶段。为模拟此阶段的密封圈损坏及泄漏，在接触密封和组合密封的密封件上预制一个宽3 mm、高2 mm的倒三角形小缺口(见图12)，实验结果见表3。

图12 密封件损坏时的2种密封结构Fig 12 Two sealing structures with damaged seal ring (a) contact seal with damaged seal ring; (b)combination seal with damaged seal ring

表3 密封件损坏时2种密封结构内泄漏试验结果Table 3 Results of internal leakage experiment for two sealing structures with damaged seal ring

由表3可知，密封圈损坏时，不同工作压力下，组合密封的内泄漏都远小于接触密封。这意味着，即使密封圈出现了损伤故障，采用组合密封的液压缸也能在很大程度上抑制或减少内泄漏，提高密封效果与可靠性。

综合上述实验结果，可知：在同样的工作条件下，相比于间隙密封和接触密封，组合密封具有更优的密封性能，这与前述Fluent流场仿真的结论相一致。究其原因，应该是组合密封所具有的串联密封结构，对泄漏油液构建了多重屏蔽和阻滞，故能有效地减少或阻止泄漏。

5 结论

(1)将现有密封技术中间隙密封与接触密封有机集成，提出一种新型串联式组合密封，可用于双作用液压缸。利用ANSYS流固耦合技术，对该结构流体域压力分布、密封圈变形及内泄漏量进行了数值分析，并开展了内泄漏物理实验。研究结果表明，组合密封具有良好、可靠的密封性能，优于间隙密封与接触密封，达到了预期的性能目标。

(2)所提出的组合密封结构，虽然活塞轴向尺寸有所增加，但其防泄漏性能和可靠性均有显著提高。进一步优化该组合密封的结构要素，有望应用于有严格泄漏要求、整体密封性能要求高的中高压液压场合。