黎建中 趙秀栩

（武漢理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 湖北武漢 430070）

液壓缸中的往復(fù)動(dòng)密封主要包括活塞桿密封和活塞密封， 通常由彈性體材料制成， 屬于接觸式動(dòng)密封。 在液壓缸實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中， 通過(guò)往復(fù)動(dòng)密封與活塞或者活塞桿的過(guò)盈配合和油液擠壓作用， 在密封圈表面產(chǎn)生接觸壓力以達(dá)到實(shí)現(xiàn)密封的功能[1］。 根據(jù)流體靜密封原理[2］， 往復(fù)動(dòng)密封圈表面接觸應(yīng)力要求滿足：

式中：p為流體介質(zhì)壓力；p（x）max為密封圈表面最大接觸壓力。

密封圈表面接觸壓力大于介質(zhì)壓力是保證液壓缸在靜態(tài)工況下不發(fā)生泄漏的關(guān)鍵。 在動(dòng)態(tài)工況下， 液壓缸往復(fù)動(dòng)密封圈表面接觸應(yīng)力p（x） 將隨著液壓缸活塞桿往復(fù)行程的變化而產(chǎn)生周期性的變化。 在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中， 由于老化、 磨損、 溶脹等影響因素導(dǎo)致的密封圈性能衰減是一個(gè)較為緩慢的過(guò)程， 尤其是在該過(guò)程的前期密封圈性能變化不顯著。 相對(duì)于流體泄漏、 油液壓力、 振動(dòng)信號(hào)等間接監(jiān)測(cè)量， 密封圈表面接觸應(yīng)力的大小和分布能夠直接反映其運(yùn)行狀態(tài)， 因此對(duì)往復(fù)密封圈表面接觸應(yīng)力的實(shí)時(shí)狀態(tài)監(jiān)測(cè)和壽命預(yù)估更有優(yōu)勢(shì)和價(jià)值[3］。 但是， 動(dòng)態(tài)工況下液壓缸活塞桿往復(fù)密封圈表面接觸壓力監(jiān)測(cè)具有很高的難度。目前， 對(duì)液壓缸往復(fù)動(dòng)密封的研究主要集中在密封圈的性能分析[4-5］和結(jié)構(gòu)優(yōu)化[6-7］上， 而對(duì)液壓缸活塞桿往復(fù)密封圈表面接觸壓力及其變化規(guī)律研究較少。由于液壓缸的高頻往復(fù)運(yùn)動(dòng)和密封槽的結(jié)構(gòu)限制， 如何在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中對(duì)Y 形密封圈的接觸狀態(tài)進(jìn)行監(jiān)測(cè)， 仍是一個(gè)有待于解決的問(wèn)題[3］。

針對(duì)這一問(wèn)題， 本文作者對(duì)液壓缸Y 形往復(fù)密封圈接觸應(yīng)力監(jiān)測(cè)進(jìn)行研究， 首先通過(guò)有限元模擬仿真， 分析了密封圈磨損程度與密封槽內(nèi)外表面應(yīng)力之間的關(guān)系； 在此基礎(chǔ)上采用光纖光柵傳感器（FBG）的接觸應(yīng)力測(cè)量裝置， 獲取裝配不同磨損程度Y 形密封的接觸應(yīng)力數(shù)據(jù)， 對(duì)密封槽接觸應(yīng)力變化規(guī)律進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 密封結(jié)構(gòu)有限元仿真分析

1.1 液壓缸活塞桿用Y 形密封圈有限元模型

以某液壓缸活塞桿用Y 形密封圈為研究對(duì)象，該密封圈型號(hào)為Y56 mm×71 mm×11.4 mm， 材料為聚氨酯（PU）， 泊松比為0.498， 應(yīng)變能模型采用兩參數(shù)的Mooney-Rivlin 模型， 其中的常數(shù)C10和C01分別為0.2、 6 MPa。 運(yùn)用有限元軟件ANSYS 建立Y 形密封圈分析模型， 如圖1 所示， 對(duì)密封結(jié)構(gòu)的接觸狀態(tài)進(jìn)行分析。

圖1 Y 形密封圈密封結(jié)構(gòu)Fig.1 Sealing structure of Y-ring

1.2 邊界條件及載荷設(shè)置

文中以密封壓力10 MPa、 溫度22 ℃、 桿速度50 mm／s、 密封圈預(yù)壓縮率20%、 摩擦因數(shù)0.12、 槽厚3 mm、 活塞桿內(nèi)行程為例， 在ANSYS 仿真軟件中分析Y 形密封圈由于磨損而導(dǎo)致的接觸狀態(tài)變化及密封圈表面應(yīng)力響應(yīng)規(guī)律。 簡(jiǎn)化的二維模型由3 部分組成： 密封圈、 活塞桿和密封槽（見圖1）。 活塞桿和密封槽材料選擇常用的45 鋼， 彈性模量E＝210 GPa，泊松比為0.3。 Y 形圈密封唇的設(shè)計(jì)使密封具有良好的自緊和自補(bǔ)償效果， Y 形圈在壓縮變形和油液壓力作用下， 密封與活塞桿表面貼合緊密， 接觸壓力的分布和大小會(huì)發(fā)生改變， 密封性能相應(yīng)提高[8］。 往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)密封圈唇口與油缸之間形成一層動(dòng)壓油膜， 因?yàn)橛湍毫兔芊馊Φ慕佑|壓力保持平衡， 因此油膜壓力分布與接觸壓力分布接近。 當(dāng)油膜最大壓力大于密封壓力時(shí)， 起到良好的密封作用； 如若小于密封壓力， 液壓缸發(fā)生外泄漏。

1.3 Y 形密封圈密封結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析

圖2 顯示了Y 形圈密封結(jié)構(gòu)的von Mises 應(yīng)力分布。 Y 形密封圈的應(yīng)力分布主要由截面形狀、 密封結(jié)構(gòu)、 油液壓力共同決定。 從圖2 可見， 應(yīng)力較大的位置主要位于密封根部和內(nèi)外唇口， 并且由于動(dòng)態(tài)側(cè)的內(nèi)唇發(fā)生往復(fù)摩擦的頻率高， 內(nèi)唇是Y 形圈磨損失效的主要部位， 而密封尺寸的變化會(huì)導(dǎo)致密封圈的密封性能下降[9］。 同時(shí)可以觀察到， 受Y 形圈接觸反作用的影響， 密封槽結(jié)構(gòu)發(fā)生應(yīng)力作用， 副密封表面（S1， S2） 和密封槽外表面（SH1， SH2） 均可感應(yīng)到表面應(yīng)力變化。 因此可以在不影響液壓缸正常運(yùn)行狀態(tài)前提下， 通過(guò)密封槽的動(dòng)態(tài)響應(yīng)對(duì)Y 形密封圈接觸狀態(tài)進(jìn)行監(jiān)測(cè)。

圖2 Y 形密封圈von Mises 應(yīng)力分布Fig.2 The von Mises stress distribution of Y-ring

1.4 Y 形密封圈的磨損失效模擬

文中通過(guò)改變唇口幾何形狀來(lái)實(shí)現(xiàn)唇口截面面積的減小（如圖3 所示）， 從而模擬Y 形密封圈內(nèi)唇磨損的效果。 圖3 中， 磨損0 對(duì)應(yīng)無(wú)磨損密封圈， 磨損6 對(duì)應(yīng)移除內(nèi)唇完全磨損的密封圈。 磨損密封相比原始尺寸減少的面積如表1 所示。

表1 仿真模型計(jì)算的密封磨損尺寸Table 1 The wear size of seals calculated by simulation model

圖3 Y 形圈內(nèi)唇口磨損模型Fig.3 Model of inner lip wear of Y-ring

2 內(nèi)唇磨損對(duì)密封圈表面應(yīng)力狀態(tài)的影響分析

2.1 副密封面接觸壓力分析

密封結(jié)構(gòu)內(nèi)接觸表面的接觸應(yīng)力大小和分布直接決定密封圈的密封效果。 當(dāng)密封槽的結(jié)構(gòu)和運(yùn)行參數(shù)沒有發(fā)生改變， 密封磨損后體積相對(duì)減小會(huì)導(dǎo)致實(shí)際預(yù)載荷降低， 進(jìn)而影響Y 形密封圈的油壓自緊效果，這種改變會(huì)反映在密封槽的應(yīng)力響應(yīng)中。

副密封面S1 和S2 位于密封槽與Y 形密封圈的接觸面上， 密封圈徑向載荷直接作用于副密封面S1，而密封圈周向載荷則作用于副密封面S2， S1 和S2 的表面應(yīng)力分布如圖4、 5 所示。 副密封面S1 的密封根部?jī)啥舜嬖趹?yīng)力集中的現(xiàn)象， 兩端應(yīng)力變化明顯但分布雜亂； 根部接觸區(qū)域2～7 mm 處線性應(yīng)力值穩(wěn)定在10 MPa， 與施加的油液壓力大小相等。

圖4 10 MPa 油壓下副密封面S1 接觸壓力分布Fig.4 Contact stress of subsidiary sealing surface S1 under pressure of 10 MPa

圖5 顯示在10 MPa 壓力作用下， S2 的密封外唇前端接觸區(qū)域（1.7～5.7 mm 處） 應(yīng)力幾乎沒有發(fā)生變化， 這是因?yàn)閅 形圈外唇受流體壓力的作用影響遠(yuǎn)大于預(yù)壓縮應(yīng)力產(chǎn)生的影響； 另外， Y 形密封圈的唇邊拐角使靜態(tài)側(cè)根部不會(huì)與密封槽緊密貼合， 內(nèi)唇磨損會(huì)改變密封預(yù)壓縮后靜態(tài)側(cè)Y 形開口的開合角度， 故6～12 mm 處的應(yīng)力變化程度較外唇處大。

圖5 10 MPa 油壓下副密封面S2 接觸壓力分布Fig.5 Contact stress of subsidiary sealing surface S2 under pressure of 10 MPa

2.2 密封槽外表面法向應(yīng)力分析

密封槽外表面SH1 和SH2 分別平行于S1 和S2，不與密封直接接觸。 圖6 和圖7 分別示出了10 MPa油壓下密封槽外表面SH1 和SH2 的法向應(yīng)力分布。對(duì)比圖4—7， 可以發(fā)現(xiàn)相對(duì)于S1 和S2， SH1 和SH2 的總體應(yīng)力值都有所減小， 應(yīng)力的響應(yīng)敏感程度因密封槽厚度而有所下降， 但結(jié)構(gòu)削減了應(yīng)力集中、 間隙擠出對(duì)應(yīng)力分布的影響， 導(dǎo)致外表面SH1和SH2 的線性應(yīng)力曲線相對(duì)規(guī)整平滑， 密封槽結(jié)構(gòu)能夠起到良好的傳感增敏效果， 更有利于對(duì)磨損程度的區(qū)分。

圖6 10 MPa 油壓下密封槽外表面SH1 法向應(yīng)力分布Fig.6 Normal stress on outer surface SH1 of the sealing groove under pressure of 10 MPa

圖7 10 MPa 油壓下密封槽外表面SH2 法向應(yīng)力分布Fig.7 Normal stress on outer surface SH2 of the sealing groove under pressure of 10 MPa

Y 形密封圈底部較為平整， 故圖6 中密封槽外表面SH1 法向應(yīng)力波動(dòng)較??； 由于內(nèi)唇磨損發(fā)生在主密封表面， 因此越靠近活塞桿線性應(yīng)力的變化水平越大， 因此最靠近活塞桿的位置（10.783 mm） 是徑向載荷外表面最佳傳感器鋪設(shè)位置。 外表面SH2 較長(zhǎng)且沒有受到擠出間隙的影響， 所以與S2 的應(yīng)力分布較為相似， 都存在2 個(gè)波峰（見圖7）。 根據(jù)應(yīng)力方差的計(jì)算， 唇口處的法向應(yīng)力值最大但變化不顯著，密封腰部對(duì)應(yīng)的位置（11.987 mm 處） 對(duì)磨損的響應(yīng)最敏感， 應(yīng)力方差值為0.251 288， 因此該處是徑向載荷外表面最佳傳感器粘貼位置。

表2 給出了10 MPa 油壓時(shí)不同磨損程度下最佳監(jiān)測(cè)位置法向應(yīng)力值。

表2 10 MPa 油壓時(shí)不同磨損程度下最佳監(jiān)測(cè)位置法向應(yīng)力值Table 2 Normal stress of best monitoring points at pressure of 10 MPa under different wear degrees

由表2 可見， 隨著內(nèi)唇磨損的增加， 密封槽外表面SH1 和SH2 的最佳應(yīng)力監(jiān)測(cè)位置的應(yīng)變有先減小后增大再減小的趨勢(shì)， 在磨損3 時(shí)出現(xiàn)最大應(yīng)力值，在磨損6 時(shí)接觸壓力出現(xiàn)最小應(yīng)力值。 兩處應(yīng)力監(jiān)測(cè)位置可充分反映整個(gè)表面隨唇口磨損產(chǎn)生的應(yīng)力變化， 因此， 盡管監(jiān)測(cè)到的接觸壓力數(shù)據(jù)并不具有單調(diào)性， 基于接觸應(yīng)力數(shù)據(jù)的Y 形圈預(yù)測(cè)性維護(hù)是極具吸引力的。 需要注意的是， SH1 和SH2 表面監(jiān)測(cè)點(diǎn)的應(yīng)力極差分別為5.691 4 和1.416 42 MPa， 從傳感器監(jiān)測(cè)敏感度看， 監(jiān)測(cè)徑向載荷的SH1 更有利于判斷密封磨損程度； 百分比變化幅度分別為38.88%和60.23%，從信號(hào)有效性看， 監(jiān)測(cè)周向載荷的SH2 更優(yōu)。

3 密封接觸狀態(tài)監(jiān)測(cè)試驗(yàn)

由于有限元仿真忽略了彈性流體力學(xué)復(fù)雜的耦合問(wèn)題， 存在很大的局限性， 對(duì)于靈活性極高的液壓往復(fù)密封的研究和論證， 試驗(yàn)具有不可取代的作用[10］。仿真結(jié)果的驗(yàn)證和密封接觸狀態(tài)監(jiān)測(cè)的實(shí)現(xiàn)是極具挑戰(zhàn)性的， 目前可行的方法有光纖光柵壓力傳感器（FBG）[11］、 壓敏膜[8］、 壓電式力傳感器[12］， 這些解決方案一定程度上證明了基于接觸狀態(tài)的密封狀態(tài)檢測(cè)的可行性。

3.1 FBG 傳感器的選用和布置

在密封槽外表面鋪設(shè)FBG 傳感器是監(jiān)測(cè)接觸應(yīng)力的可行且優(yōu)異的解決方案， 其優(yōu)點(diǎn)包括但不限于：（1） FBG 靈敏度高、 適用范圍廣， 抗流體干擾能力強(qiáng)， 性能穩(wěn)定， 可實(shí)現(xiàn)多點(diǎn)測(cè)量[13］； （2） 通過(guò)有限元分析即可找出黏貼式FBG 應(yīng)力傳感器的最佳應(yīng)力監(jiān)測(cè)點(diǎn)， 并以無(wú)侵入方式嵌入密封槽中； （3） FBG體積小、 安全可靠， 不受往復(fù)行程和油液污染的影響， 易于實(shí)現(xiàn)對(duì)傳感器進(jìn)行鎧裝保護(hù)。 文中將應(yīng)力傳感器FBG 應(yīng)用于Y 形密封圈應(yīng)力監(jiān)測(cè)中， 其中應(yīng)力傳感器FBG1 對(duì)應(yīng)SH1 最佳位置， FBG2 對(duì)應(yīng)SH2 最佳位置。

為保證光纖光柵傳感器安裝在活塞桿上的方便性和狀態(tài)監(jiān)測(cè)的有效性， 對(duì)液壓往復(fù)活塞桿的密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行了如圖8 所示的改進(jìn)。 Y 形環(huán)5 組裝在導(dǎo)套6內(nèi)， 端蓋2 通過(guò)螺栓連接到壓蓋8 和缸筒10， 以實(shí)現(xiàn)導(dǎo)套6 的精細(xì)固定。 FBG 傳感器封裝在導(dǎo)套6 背面的凹槽中， 并通過(guò)端蓋2 上的穿孔引出。 因此， FBG 傳感器得到了良好的保護(hù)， 不會(huì)妨礙液壓缸正常運(yùn)行。

圖8 密封結(jié)構(gòu)原理Fig.8 Sealing structure principle

綜上分析， 確定密封磨損狀態(tài)監(jiān)測(cè)的應(yīng)力傳感器布置原則（見圖9 （a） ）： 監(jiān)測(cè)徑向載荷的FBG1 布置在盡可能靠近活塞桿的測(cè)試環(huán)側(cè)邊； 監(jiān)測(cè)周向載荷的FBG2 布置在對(duì)應(yīng)密封腰部的位置； 用于溫度補(bǔ)償?shù)腇BG 傳感器套入毛細(xì)鋼管放置在對(duì)應(yīng)密封根部附近的位置。 圖9 （b）、 （c） 示出了利用353ND 環(huán)氧黏合劑粘貼光纖光柵傳感器的測(cè)試環(huán)。

圖9 液壓缸活塞桿用密封測(cè)試環(huán)Fig.9 Test ring for the rod seal： （a） test ring structure；（b）， （c） physical object of test ring for laying FBG

3.2 液壓缸活塞桿用密封圈監(jiān)測(cè)試驗(yàn)

試驗(yàn)運(yùn)行參數(shù)如表3 所示。

表3 試驗(yàn)運(yùn)行參數(shù)Table 3 Operation parameters of the experiment

在不安裝密封圈的情況下對(duì)三根光纖光柵傳感器進(jìn)行壓力標(biāo)定， 并結(jié)合溫度補(bǔ)償、 有限元仿真獲取FBG1 和FBG2 的波長(zhǎng)-壓力關(guān)系式[10］。 以活塞桿內(nèi)行程的接觸應(yīng)力均值為測(cè)量值， FBG1 和FBG2 接觸壓力試驗(yàn)數(shù)據(jù)見圖10 和圖11， 可以發(fā)現(xiàn)FBG 接觸壓力隨著密封壓力的增大而增加； 實(shí)際應(yīng)力測(cè)量值總體大于仿真數(shù)值， 這一結(jié)果與測(cè)試環(huán)受流體壓力作用面積增大有關(guān)， FBG 也會(huì)受黏接工藝、 黏接材料、 機(jī)械振動(dòng)共同影響。

圖11 FBG2 接觸應(yīng)力監(jiān)測(cè)數(shù)據(jù)Fig.11 Contact stress monitoring data collected by FBG2

如圖10、 11 所示， 在2 ～10 MPa 的密封壓力范圍內(nèi)， 隨著密封圈磨損程度的增加， FBG1 和FBG2的接觸應(yīng)力按非線性非單調(diào)規(guī)律變化， 變化趨勢(shì)與表2 有限元分析結(jié)果較為一致， 在小磨損階段唇口少量磨損會(huì)增大接觸應(yīng)力值， 并在磨損3 時(shí)取得最大值；隨著密封圈的繼續(xù)磨損， 密封腔表面接觸應(yīng)力明顯回落， 甚至低于無(wú)磨損的密封。

圖10 FBG1 接觸應(yīng)力監(jiān)測(cè)數(shù)據(jù)Fig.10 Contact stress monitoring data collected by FBG1

圖12 所示的誤差棒圖中展示了相同磨損程度、 5種密封壓力下接觸壓力的均值和方差， 以便于觀察磨損程度對(duì)接觸壓力監(jiān)測(cè)的變化影響。 Y 形圈內(nèi)唇在中輕度磨損（對(duì)應(yīng)磨損程度0 ～4） 時(shí)FBG1、 FBG2 的方差值變化不大， 油壓自緊的效果保持良好， 具有較強(qiáng)的密封效用； 當(dāng)唇口磨損程度達(dá)到5、 6 時(shí)， 各壓力梯度下的接觸壓力的離散程度顯著減小， 證實(shí)了內(nèi)唇的去除會(huì)嚴(yán)重削弱Y 形密封圈油壓自緊的效果， 密封預(yù)壓縮量的減小會(huì)減弱密封對(duì)密封壓力值的響應(yīng)。

圖13 所示的誤差棒圖中展示了在同一密封壓力和不同磨損程度下密封圈表面接觸壓力的均值和方差， 從而分析密封壓力對(duì)不同內(nèi)唇磨損程度密封區(qū)分效果的影響。 可以看出密封壓力越大接觸壓力均值也會(huì)增大， 由于Y 形圈自緊效果， FBG1、 2 測(cè)得的接觸應(yīng)力與密封壓力呈正相關(guān)； 2 ～10 MPa 范圍內(nèi)， 同一密封壓力下的七組磨損樣本的測(cè)得的接觸壓力方差不斷增大， 意味著Y 形密封圈在中低壓工作壓力下，增大密封壓力有利于對(duì)內(nèi)唇磨損程度的識(shí)別， 故障程度判定的敏感度得到了提高。 綜合圖12 和圖13， 可以發(fā)現(xiàn)在同一磨損程度／密封壓力下FBG1 的接觸壓力均值和方差值均大于FBG2， 因此盡管周向載荷平行于直接決定密封狀態(tài)的主密封面， Y 形密封的徑向載荷對(duì)于密封的運(yùn)行狀態(tài)響應(yīng)較周向載荷更為顯著。

圖12 磨損程度影響接觸壓力的誤差棒圖Fig.12 Error bar plot for wear degree affecting contact pressure： （a） FBG1； （b） FBG2

圖13 密封壓力影響接觸壓力的誤差棒圖Fig.13 Error bar plot for sealing pressure affecting contact pressure： （a） FBG1； （b） FBG2

4 結(jié)論

（1） Y 形密封圈內(nèi)唇磨損會(huì)改變密封圈表面接觸應(yīng)力狀態(tài)， 通過(guò)位于密封槽外表面SH1 和SH2 上的最佳監(jiān)測(cè)點(diǎn)得到的接觸應(yīng)力變化可以區(qū)分密封圈的磨損程度。

（2） 采用光纖光柵傳感器實(shí)現(xiàn)了對(duì)Y 形密封圈磨損狀態(tài)的監(jiān)測(cè)， 在5 個(gè)密封壓力梯度下通過(guò)對(duì)7 個(gè)不同磨損程度的密封圈進(jìn)行監(jiān)測(cè)試驗(yàn)， 得到了密封圈表面的接觸應(yīng)力變化曲線， 接觸應(yīng)力值隨著磨損程度的增加呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)； 通過(guò)誤差棒圖分析得出： 唇口的去除會(huì)減弱密封對(duì)密封壓力的響應(yīng)； 在2～10 MPa 的范圍內(nèi)， FBG 對(duì)Y 形密封圈磨損的監(jiān)測(cè)靈敏度與密封壓力成正比。

（3） 文中主要針對(duì)液壓缸Y 形密封圈唇口磨損，探討基于密封圈表面接觸應(yīng)力的液壓缸活塞桿用密封圈狀態(tài)監(jiān)測(cè)方案的可行性， 下一步將針對(duì)不同的運(yùn)行工況下和不同形式的液壓缸活塞桿用密封圈狀態(tài)監(jiān)測(cè)進(jìn)行深入研究。