纯水密封径向间隙优化设计及仿真计算

孟令宇， 王 伟， 周如林， 赵玉贝， 乔子石， 刘宇航

(1.北京天玛智控科技股份有限公司， 北京 101399； 2.中国矿业大学(北京) 机电与信息工程学院， 北京 100083)

引言

液压支架是实现煤矿综采工作面智能化的核心设备，其工作的可靠性是建立透明化综采工作面的关键。目前煤矿用液压支架主要以乳化液为工作介质，乳化液由水、基础油及多种成分的化学添加剂组成，泄漏后会对地下水资源造成污染。纯水作为综采工作面设备工作介质，具有无污染、来源广、阻燃性好等优点[1]。近年来以纯水作为传动介质的液压系统技术在不断发展与革新，其中神东锦界煤矿纯水液压支架在2019年圆满完成了第一个综采工作面的布置及生产，为今后纯水液压支架的推广和普及奠定了基础。但是，纯水作为传动介质相较液压油或高水基乳化液润滑性差、泄漏量大、气蚀性强，对密封副要求苛刻，传统单一材质密封如丁晴橡胶、聚氨酯等不能保证液压缸10000次动作不泄漏。目前特别耐磨损的热塑性聚酯密封件、陶瓷特性材料导向环对纯水环境有较好的适应性[3]。

支架液压缸密封副的尺寸公差、表面处理工艺、密封材质、工作介质、受力环境、相对运动速度是影响密封可靠性的主要原因。刘文东等[4]通过分析纯水的理化性能，总结出了纯水密封需具有的特性。叶素娟等[5]对比研究5类填充PTFE密封圈在长期运行工况下的摩擦磨损性能,并对其失效机制进行分析。周新建等[6]设计了一种新型蕾形组合密封结构,并且建立了其理论分析模型。杨友胜等[7]分析了不同预压缩率、不同密封压力作用对O形密封圈所受最大接触压力、最大Mises应力的影响。位凯涛[8]通过理论分析、结构设计、建立模型、仿真优化、样件试制以及样件试验分析等方法,研究纯水介质液压支架液压缸活塞杆的密封特性。田立忠[9]研究论述了液压支架油缸导向套的静密封结构，通过分析避免液压支架在使用Y形圈静密封时出现漏液。

针对密封结构的具体设计，O形密封圈、鼓形密封圈、Y形密封圈、山形密封圈、格莱圈等都有相对应的设计准则。王琦等[10]利用有限元软件模拟分析了往复运动Y形密封圈的静态和动态密封性能，得出密封性能最好的Y形密封圈各项设计参数。常凯[11]利用ANSYS软件结构分析与热分析功能,提出了一种用于O形密封圈磨损仿真计算的方法。李海宁等[12]利用有限元软件建立液压支架立柱上使用的聚氨酯蕾形密封圈有限元模型,确定蕾形密封圈易失效区域。郭媛等[13]针对伺服液压缸活塞中使用的格莱圈组合密封形式,利用有限元分析软件建立模型研究不同密封参数对格莱圈动密封性能的影响。赵敏敏等[14]利用有限元软件建立了O形橡胶密封圈模型，对其在不同径向间隙和不同油压下的密封性能进行分析，得到径向间隙以及油压对O形圈密封性能的影响。

上述研究对不同密封结构进行了理论与仿真分析，得出理论条件下密封设计尺寸，对于实际运行环境中的密封与寿命测试，未做进一步验证。本研究通过对活塞杆动密封进行有限元软件建模与分析，并对推移千斤顶的结构设计、表面处理工艺研究、密封副公差对比确定最优密封副结构，最后设计实验对不同密封间隙进行寿命测试，得出最优化的密封间隙设计。

1 复合密封件构成及泄漏

1.1 活塞杆复合密封结构

复合密封是活塞杆常见的密封形式之一，主要用于液压支架千斤顶活塞杆和导向套之间的密封，其机构主要由聚氨酯密封体、橡胶超弹性体以及聚甲醛支撑环构成，图1为复合密封件结构示意图。

1.橡胶超弹性体 2.聚氨酯密封体 3.聚甲醛支撑环图1 复合型密封圈结构示意图Fig.1 Structural diagram of composite seal ring

1.2 复合密封件尺寸及建模

以国际知名密封件厂商成熟产品作为建模标准，进行复合密封件的建模，此密封件高压侧有凹槽，如图2和图3所示，优点有：

(1) 适用于往复运动且高压差、高冲击的活塞杆密封，密封效果好；

(2) 密封结构紧凑，较原有的MT/T 1164标准蕾形密封圈体积缩小20%；

(3) 安装简单，便于维护。

但是，对长期往复运动的活塞杆来说，摩擦磨损是损坏密封的主要原因，特别是在纯水环境中，其润滑性和黏度较乳化液有很大差异，控制密封件接触应力在合适的范围对密封件寿命影响至关重要。相对于实心橡胶结构蕾形密封圈，带有凹槽的复合密封件能更好的控制接触应力，使接触压力根据内部高压环境进行跟随调整。

图2 复合型密封圈结构图Fig.2 Photo of composite seal ring

图3 复合型密封圈三维模型Fig.3 3D model of composite seal ring

1.3 复合密封件泄漏

复合密封件可近似看成超弹性体，泊松比接近0.5，受力可向四周传播，从而形成较大的接触应力。

根据固体力学微元受力方程：

Eεx=σx-ν(σy+σz)

(1)

Eεy=σy-ν(σx+σz)

(2)

Eεz=σz-ν(σx+σy)

(3)

式中，E—— 杨氏模量

ν—— 泊松比

σx,σy,σz——x,y,z轴应力

εx,εy,εz——x,y,z轴应变

初始状态，p=σ0=0 MPa，在x轴无变形，εx=0，σx=0，由式(2)、式(3)得出：

(4)

当密封圈施加压力后，如图4所示。

σp=Eε0+ν(σz+p)

(5)

σz=ν(p+σp)

(6)

根据式(4)～式(6)运算可得：

(7)

取泊松比ν=0.5，可得：

σp=σ0+p

(8)

式(8)是液压系统静密封状态接触应力。

动密封接触应力往往要比液压系统内部压力高很多，密封体通常要承受很大的压力才能保证密封件不泄漏[15]。

图4 施加压力后的接触应力Fig.4 Contact stress after applying pressure

2 复合密封件有限元分析

2.1 复合密封件建模

复合密封件与导向环(沟槽)和活塞杆相接触，在ANSYS中建立模型为二维轴对称模型，导向套与活塞杆间间隙为0.125， 0.250, 0.375 mm，复合密封圈尺寸如图5所示。共计6个接触对，其中聚氨酯和聚甲醛间采用摩擦接触；聚氨酯和橡胶之间采用黏合接触；聚氨酯与导向套、聚氨酯与活塞杆、聚甲醛与导向套、聚甲醛与活塞杆之间均采用摩擦接触；摩擦因子设置为0.2。

图5 复合密封件截面建模Fig.5 Section modeling of composite seal ring

2.2 网格划分

平面模型完成后，进行材料模块的添加，其中橡胶

与聚氨酯材料均采用Mooney-rivlin 9参数超弹性体，参数由橡胶拉伸试验所得数据进行数据拟合得出；聚甲醛、导向套及活塞杆均采用线弹性材料，材料参数见表1。

表1 实验配套设备参数Tab.1 Simulation material parameters

对复合密封件2D建模进行网格划分，密封件网格尺寸0.1 mm，设置Symmetry参数进行三维显示，网格划分结果如图6所示，共计5443个2D网格。

2.3 边界条件加载

对复合密封件进行接触对设置， 在导向套及活塞杆加设位固定约束，在复合密封件截面加设压力约束，约束施加如图7所示。

图6 复合密封件网格划分Fig.6 Meshing of composite seal ring

图7 复合密封件约束施加Fig.7 Restraint application of composite seal ring

图8 0.375 mm间隙应力应变云图Fig.8 Stress-strain contour plot of 0.375 mm gap

3 仿真结果对比

3.1 不同密封间隙下应力应变分析

对复合密封件加载压力分别为0， 2， 31.5, 47.25 MPa时进行分析，得到不同密封间隙下，复合密封件应力应变随加载载荷变化的云图，如图8～图10所示。为了更加直观的分析不同间隙和压力下的复合密封件受力情况，将活塞杆和导向套进行隐藏，因为活塞杆导向套产生的形变不是研究重点，并且相较于复合密封件形变可以忽略不计。

图9 0.250 mm间隙应力应变云图Fig.9 Stress-strain contour plot of 0.250 mm gap

图10 0.125 mm间隙应力应变云图Fig.10 Stress-strain contour plot of 0.125 mm gap

由图8～图10可得，复合密封件的最大应变在接近流体端一侧，0.375 mm间隙下最大应力为72 MPa，0.250 mm间隙下最大应力为79 MPa，0.125 mm间隙下最大应力为83 MPa，随着密封间隙的减小，复合密封件的最大应力增大。在同一间隙不同压力载荷下，最大应力保持一致，这是由于复合密封件特殊的设计形式，密封件凸起部分形成支点，随着内部橡胶件的压缩，支点随之进行旋转，将压力载荷向密封件内部传导。当活塞杆处于运动状态时，在同一间隙不同压力载荷下，最大应力与静止时数值接近，这是由于滑动摩擦力产生的应力远小于预压缩及供液压力产生的应力。

3.2 不同密封间隙下接触应力分析

接触应力分布对于往复式活塞密封研究有着重要意义，在密封槽上部进行应力路径设置，提取分析不同间隙、载荷下接触应力分布情况，接触应力与压力载荷进行对比从而获得最优间隙设计，接触应力选取曲线如图11所示。

图11 接触应力路径选取Fig.11 Contact stress path selection

往复式液压密封运动一次的泄漏量与活塞杆往复运动的速度和密封接触应力大小相关。在活塞杆运动速度一定的情况下，密封接触应力大小及分布决定了液压缸的泄漏量。为保证液压缸较小的泄漏量，密封接触应力需要在施加压力载荷一端具有较大的接触应力梯度，在密封无压端具有较小的压力梯度。

图12～图14是通过有限元分析法计算得到压力载荷0～47.25 MPa的接触应力分布曲线。横坐标为密封件与沟槽接触处的接触路径长度l，通过接触应力分布曲线可以看出，复合密封件的最大接触应力出现在右侧，与流体端接触，左侧接触应力亦有1个较小的峰值。根据密封界面流体动力学，该复合密封件有较好的密封效果。密封接触应力在7.6 mm处出现最大的压力峰值，且随着密封间隙的减小，压力峰值增大；接触应力在2 mm处，出现第2个峰值，随着密封间隙的减小及压力载荷的增加，较大峰值与较小峰值的数值差值逐渐缩小。2个峰值之间约5.8 mm处出现接触应力的最低峰值，随着密封间隙的减小及压力载荷的增加，最低峰值向压力端移动。

图12 0.375 mm间隙接触应力分布Fig.12 Contact stress distribution of 0.375 mm gap

图13 0.250 mm间隙接触应力分布Fig.13 Contact stress distribution of 0.250 mm gap

图14 0.125 mm间隙接触应力分布Fig.14 Contact stress distribution of 0.125 mm gap

通过对3条曲线进行分析，在密封间隙0.125 mm和0.250 mm时，不同压力载荷下接触压力的最大峰值均大于载荷压力。在47.25 MPa(1.5倍液压支架公称压力)压力载荷下，0.250 mm密封间隙接触应力为49.854 MPa，0.125 mm密封间隙接触应力为52.547 MPa，均大于压力载荷；0.375 mm密封间隙接触应力为46.077 MPa，小于压力载荷，说明在1.5倍公称压力下，0.375 mm密封间隙会产生少量泄漏，但是在公称压力及以下时不会发生泄漏。

4 密封寿命试验

4.1 试验千斤顶结构及工艺

试验用千斤顶缸径100 mm，杆径70 mm，行程440 mm，额定压力31.5 MPa，额定推力247 kN，额定拉力126 kN。缸筒内壁、活塞杆导向套采用镀铜工艺，镀层厚度0.03～0.05 mm，密封件沟槽表面粗糙度为Ra1.6，铜的耐磨性能和耐腐蚀性能较镀锌工艺好。活塞杆采用锡青铜打底，表面镀硬铬工艺，镀层总厚度0.07～0.09 mm，表面粗糙度为Ra0.4。在保证关键尺寸和表面加工工艺相同的情况下，对导向套密封件沟槽内径进行修改，得到0.125， 0.250, 0.375 mm 3种密封间隙配合形式，千斤顶二维图见图15所示。

4.2 试验原理

通过上位机发送电信号控制电磁先导阀E1～E4，从而控制主阀C1～C4口开关。交替双向锁出液口A1，B1与被测千斤顶上下腔相连，通液后被测千斤顶伸出；上位机通过E4打开主阀C4口，高压液经过双向锁7的A2口到达被测侧千斤顶上腔使其收回，当被测千斤顶上下腔压力高于50 MPa时，安全阀2进行压力释放。可通过调节截止阀开度对液压系统的流量进行调节，1个循环大约耗时6 s，试验原理图如图16所示，试验配套设备参见表2。

系统试验介质为纯水，根据系统原理图进行管路连接，如图17所示，其中交替双向锁、双向锁及被测千斤顶在图中按照图16的标号标出。在被测千斤顶上下腔接入压力传感器进行压力数据实时采集，在被测千斤顶右侧接入激光位移传感器，对千斤顶伸收进行位置闭环控制。

4.3 试验结果分析

对不同密封间隙千斤顶进行寿命测试，寿命测试结果表明：当径向间隙为0.375 mm时，上腔压力接近50 MPa时， 千斤顶活塞杆伸出时出现少量泄漏； 当径向间隙为0.250 mm时，千斤顶在0～50 MPa压力下运行状况良好，以额定泵压完成20000次寿命测试，千斤顶密封效果较好，仅在活塞杆导向套端出现少量渗漏；当径向间隙为0.125 mm时，千斤顶大约在运行12000次时出现渗漏。

1.纯水泵 2.安全阀 3.交替双向锁 4.主阀 5.液箱 6.被测千斤顶 7.双向锁 8.截止阀 9.单向阀图16 被测千斤顶系统原理图Fig.16 Schematic diagram of tested hydraulic cylinder

表2 实验配套设备参数Tab.2 Parameters of experimental equipment

图17 被测液压缸寿命实验Fig.17 Life testing of tested hydraulic cylinder

5 结论

利用ANSYS 软件对纯水密封在不同压力载荷和密封间隙下进行仿真分析，获得密封件内部应力应变云图与接触应力分布图，将仿真结果进行对比，并对不同间隙液压缸进行实验测试，得出以下结论：

(1) 为保证较低泄漏量，密封接触应力需要在压力端具有较大的接触应力梯度，在无压端具有较小的压力梯度；

(2) 复合密封件内部最大应力与液压缸内部压力相关性小，但随着径向密封间隙的减小，密封件内部最大应力增大；

(3) 复合密封件接触应力有2个峰值，较大峰值出现在压力端，较小峰值出现在无压端，随着密封间隙的减小及压力载荷的增加，较大峰值与较小峰值数值差减小，且较小峰值向压力端移动；

(4) 密封间隙在满足1.5倍公称压力不泄漏情况下，间隙增大，密封寿命增大；

(5) 数值仿真可以帮助设计者对密封间隙进行优化，减少实验成本，增加密封寿命和可靠性。