同軸密封件能實現(xiàn)活塞和活塞桿的單向密封，在工業(yè)中已經(jīng)應(yīng)用了幾十年，在結(jié)構(gòu)設(shè)計和材料上仍在不斷地改進(jìn)和革新。階梯形同軸密封件常用于初級密封，為提高密封效果常采用串聯(lián)結(jié)構(gòu)。階梯形同軸密封件是由O形(或異形)圈壓縮量產(chǎn)生的反彈力和在流體作用下的白密封效應(yīng)使滑環(huán)緊貼在滑動面上而起到密封作用。此密封結(jié)構(gòu)具有泵汲作用，能夠把油泵汲回系統(tǒng)，提供補償，防止泄漏。對于滑環(huán)組合密封圈密封性能的研究，國內(nèi)研究的很少，除陳國定等對階梯組合密封件的力學(xué)性能和本文作者等對滑環(huán)式組合密封圈——方形同軸密封件(格來圈)進(jìn)行了相關(guān)研究外，國內(nèi)暫無其它相關(guān)報導(dǎo)。因此，本文作者主要利用ANSYS對階梯形同軸密封件(如圖1所示)進(jìn)行建模和分析，揭示了滑環(huán)厚度、壓縮量和液休壓力對密封性能的影響情況，為進(jìn)一步研究滑環(huán)式組合密封奠定了基礎(chǔ)。

1 計算模型和有限元模型

    1.1計算模型
    
    所計算的階梯形同軸密封件是自行設(shè)計的，其中的O形圈和活塞桿及缸筒的設(shè)計均按照國標(biāo)(GB 3452.3-88)設(shè)計，O形圈采用睛基丁二烯橡膠(NBR)，截面直徑為5.3 mm，滑環(huán)采用聚四氟乙烯，其各材料參數(shù)參見文獻(xiàn)。

 對階梯形同軸密封件進(jìn)行有限元分析時由于邊界條件的復(fù)雜性，故將密封件及密封結(jié)構(gòu)的活塞桿、缸筒作為整體進(jìn)行分析。根據(jù)密封結(jié)構(gòu)的幾何形狀、材料、邊界條件的特點和ANSYS功能，作者采用平面軸對稱模型。建立的階梯形同軸密封件平面軸對稱幾何模型及其結(jié)構(gòu)參數(shù)如下圖所示。

 橡膠密封件的密封計算涉及到固體力學(xué)、摩擦學(xué)、高分子材料學(xué)以及計算方法等方面的理論知識，因此要對其進(jìn)行精確研究在理論上存在困難，難以全真模擬。其中所涉及的幾何非線性、橡膠體超彈材料非線性、邊界(狀態(tài))非線性知識和進(jìn)行的一些相關(guān)假設(shè)均參照前人所進(jìn)行過的研究，這里就不再累贅，詳見參考文獻(xiàn)。其中描述橡膠材料的模型有多種，作者采用應(yīng)用較普遍的Mooney-Rivlin模型，利用其簡化后的僅有兩個材料常數(shù)的應(yīng)變能函數(shù):

    W=C10(I1-3)+C10(I2-3)

    式中:W為修正的應(yīng)變勢能;C10、C01為材料常數(shù)(Mooney-Rivlin常數(shù));I1、I2為應(yīng)力張量的第1、第2不變量;應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系即為:
    
    σ=αW/αε
    
    其有限元模型見下圖。

有限元模型中，橡膠單元采用超彈單元HY-PER74，缸筒、活塞桿和滑環(huán)單元采用實體單元PLANE42，用面面接觸單元TARGE169和CONTAIl72模擬了活塞桿與滑環(huán)、滑環(huán)與橡膠彈性體、橡膠彈性體和缸筒之間的接觸。模型中由剛體構(gòu)成的活塞桿和缸筒的剛度是橡膠的幾萬倍，不考慮其變形，即視為O形密封圈變形時的約束邊界，為了提高計算過程的收斂性，計算中活塞桿和滑環(huán)采用的是剛?cè)峤佑|，其它采用的是柔柔接觸，滑環(huán)底部與缸筒之間的接觸對密封性能影響不大，此處并沒建立接觸，而是在滑環(huán)底部加了一約束，本模型中共建立4個接觸對。缸筒模型中網(wǎng)格劃分較橡膠圈和滑環(huán)稀疏，模型中O形圈共有7 942個節(jié)點，2 592個單元;滑環(huán)共有1 343個節(jié)點，1 259個單元;缸筒共有280個節(jié)點，220個單元。約束施加是把活塞桿的X方向施加一個位移，視為壓縮量，把缸筒完全約束，在此過程中缸筒沒發(fā)生任何變形，相當(dāng)于剛體。求解時按照兩個載荷步進(jìn)行求解，由缸筒施加的作為壓縮量的X方向位移定義為第一個載荷步，施加在未與密封槽接觸一側(cè)的用來模擬密封圈受到的外加液體壓力定義為第二個載荷步。

2 計算結(jié)果和分析

    2.1接觸應(yīng)力的分布情況
    
    有限元分析中的接觸應(yīng)力分布情況如圖下圖所示。從下圖中可看出，滑環(huán)尖角處的接觸應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于橡膠圈接觸面處的壓力，橡膠圈與缸筒底部的接觸面處接觸應(yīng)力最小，有液體壓力時各接觸面的接觸應(yīng)力都有所增加。從圖7中可看出滑環(huán)密封接觸面上接觸應(yīng)力出現(xiàn)壓力峰值，其低壓側(cè)有一斜角，使滑環(huán)與活塞桿之間形成一銳角間隙，當(dāng)活塞桿返回行程時由于它的動力楔劈作用，使桿上的油膜聚集并對滑環(huán)產(chǎn)生液壓力，該壓力能夠減弱液體靜壓力通過油膜，使活塞桿有利于將油膜帶回，密封效果最佳。

 滑環(huán)式組合密封圈中滑環(huán)厚度是該技術(shù)的關(guān)鍵。從圖8中可看出滑環(huán)太薄對沖擊載荷敏感，變形比較大，容易破壞，導(dǎo)致泄漏，而且對系統(tǒng)清潔度要求較高，給加工、裝配、運輸、保管等帶來了困難，不利于規(guī)模生產(chǎn)。表2為滑環(huán)厚度對接觸應(yīng)力的影響，從表中可看出此種結(jié)構(gòu)的密封圈滑環(huán)越厚接觸應(yīng)力越大，抵御變形能力較強(qiáng)，薄滑環(huán)靠橡膠圈變形產(chǎn)生的力施加在滑環(huán)上時，由于滑環(huán)太薄抵御變形能力弱，一部分用于滑環(huán)自身產(chǎn)生變形，因此傳遞到密封面處的接觸應(yīng)力較小，但滑環(huán)太厚則剛性大，滑環(huán)由于磨損時其“跟隨補償性”差，難以在壓力作用下產(chǎn)生足夠的變形以彌補被密封表面的細(xì)微波谷，因此產(chǎn)生泄漏，達(dá)不到密封的日的，因此在設(shè)計時應(yīng)根據(jù)不同密封件結(jié)構(gòu)合理設(shè)計滑環(huán)厚度以保證既有良好的密封性能又有很長的使用壽命。根據(jù)計算此種結(jié)構(gòu)的密封件滑環(huán)厚度應(yīng)不小于2 mm。

應(yīng)力計算中的面積采用初始面積(即σ= F/A )。當(dāng)量Von Mises應(yīng)力反映了應(yīng)力差值的大小，其數(shù)值較大處最易產(chǎn)生裂紋。此分析表明過盈載荷主要由滑環(huán)承擔(dān)，且滑環(huán)拐角處最易破壞，同時隨著壓縮量的增加，密封唇口接觸寬度增加加速密封唇口的磨損，降低了密封圈的使用壽命，因此在保證密封的情況下控制好安裝時的壓縮率.

    為不同液體壓力下的變形圖，圖11, 12分別為接觸應(yīng)力、接觸寬度與液體壓力關(guān)系曲線。從圖中可看出隨著液體壓力的增加O形圈和滑環(huán)的變形增大;接觸應(yīng)力隨液體壓力的增加而增加;接觸寬度隨液體壓力的增加而增大。此密封圈解決了O形密封圈在往復(fù)運動中間隙過大時，橡膠密封圈在液體壓力作用下擠人間隙被密封間隙咬傷，導(dǎo)致泄漏的間題，延長了密封圈的壽命。由于滑環(huán)隨液體壓力增加變形增大，因此在高壓使用場合下要適當(dāng)加大滑環(huán)厚度，防止滑環(huán)變形產(chǎn)生泄漏。由于接觸應(yīng)力和接觸寬度隨液體壓力增加而增加，接觸寬度和接觸應(yīng)力的增加導(dǎo)致接觸面面積增大，摩擦磨損嚴(yán)重，加速了密封件的破壞，導(dǎo)致密封失效，因此密封接觸應(yīng)力最大的唇部是密封圈磨損和熱破壞的主要區(qū)域。

3 結(jié)論
    
    (1)對階梯形滑環(huán)組合密封件進(jìn)行了有限元分析，分析結(jié)果與理論研究完全相符，為后續(xù)研究滑環(huán)式組合密封打下了良好基礎(chǔ)。
    
    (2)隨滑環(huán)厚度增加，滑環(huán)抵御變形的能力增強(qiáng)，密封面處的接觸應(yīng)力增大。
    
    (3)隨壓縮量越大，密封件Von Mises應(yīng)力增加，變形增大，接觸應(yīng)力出現(xiàn)突變。
    
    (4)隨液體壓力增加，O形圈和滑環(huán)變形增大，密封面處接觸應(yīng)力和接觸寬度增加。