吳澤兵，蔣夢(mèng)潔，楊晨娟，胡詩堯，張文溪

(西安石油大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，陜西西安 710065)

隨著我國(guó)石油開采技術(shù)的持續(xù)發(fā)展，為了降低現(xiàn)場(chǎng)對(duì)起吊設(shè)備的高度要求，降低油田電纜測(cè)井、射孔及其他類似帶壓作業(yè)的作業(yè)成本，一種新型帶壓電纜天滑輪——帶壓滑輪被研發(fā)出來。帶壓滑輪除了可以作為天滑輪承載起吊功能，同時(shí)可承受作業(yè)環(huán)境中井液或者氣體壓力，進(jìn)行帶壓作業(yè)，其幾何結(jié)構(gòu)如圖1所示。其采用O形密封圈進(jìn)行密封，實(shí)現(xiàn)帶壓作業(yè)。目前，該帶壓滑輪可以在介質(zhì)壓力不超過35 MPa的作業(yè)環(huán)境下進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)作業(yè)，但介質(zhì)壓力一旦超過52.5 MPa就會(huì)發(fā)生密封失效，如圖2所示，帶壓滑輪密封結(jié)構(gòu)中的O形密封圈發(fā)生被擠出損傷。

由于帶壓滑輪是帶壓作業(yè)，帶壓的壓力范圍為0～35 MPa的高壓，因此，其密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是帶壓滑輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵，若密封泄漏或失效，輕者使帶壓滑輪不能正常工作，重則會(huì)造成帶壓輪滑損壞，甚至造成財(cái)產(chǎn)損失和人身傷害。

因此，本文作者先根據(jù)密封原理分析造成密封圈被擠出現(xiàn)象的原因，然后應(yīng)用有限元分析軟件建立帶壓滑輪密封結(jié)構(gòu)的二維軸對(duì)稱模型，采用非線性有限元方法計(jì)算了O形密封圈在高壓(≥35 MPa)工作狀態(tài)下的變形及應(yīng)力，分析了外殼和密封槽之間由于受力產(chǎn)生的間隙、初始?jí)嚎s量、密封介質(zhì)壓力等典型參數(shù)對(duì)密封性能的影響，總結(jié)了 O形密封圈壓縮率、介質(zhì)壓力及接觸壓力間的關(guān)系，并提出優(yōu)化建議。

1 密封原理

1.1 自緊原理

帶壓滑輪采用的密封結(jié)構(gòu)為典型的自緊密封結(jié)構(gòu)—O形圈密封，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖3所示。O形圈被安裝至密封位置后，O形圈會(huì)因被擠壓而在接觸面上產(chǎn)生一定預(yù)接觸壓力；當(dāng)O形圈受到介質(zhì)作用時(shí)會(huì)將受到的介質(zhì)壓力傳遞到接觸面上，O形圈與上下密封面的接觸壓力變大，形成連續(xù)的密封面，從而達(dá)到密封的目的。

密封圈在介質(zhì)壓力p1作用下，產(chǎn)生的接觸壓力為

pc=pco+Δpc

(1)

式中：pc為介質(zhì)壓力下的總接觸壓力，MPa；pco為密封圈初始?jí)毫?，稱之為預(yù)接觸壓力，MPa；Δpc為介質(zhì)壓力作用而產(chǎn)生的接觸壓力，Δpc=kp1，MPa，其中k為側(cè)壓系數(shù)，對(duì)于橡膠密封件k為0.9～0.985。

只有當(dāng)pc>p1時(shí)，才可以實(shí)現(xiàn)有效密封，即設(shè)計(jì)密封圈時(shí)要有足夠的預(yù)壓縮率，才能實(shí)現(xiàn)足夠的預(yù)接觸壓力來保證密封的有效性[1-3]。

1.2 壓縮率

安裝后的O形圈會(huì)有一定的徑向壓縮，從而保證結(jié)構(gòu)的密封性[4-7]。壓縮率公式如下：

(2)

式中：ε為O形圈壓縮率；d為O形圈截面直徑；h為密封溝槽的深度。

帶壓滑輪密封結(jié)構(gòu)的O形圈的壓縮率ε計(jì)算值為22.6%。由于其密封結(jié)構(gòu)為靜密封，并且工作時(shí)受到的介質(zhì)壓力為35 MPa的高壓，O形圈的壓縮率要盡量設(shè)計(jì)得稍大一些。但由于后續(xù)裝配過程中，O形圈的拉伸量與密封間隙對(duì)壓縮率都會(huì)有所影響，壓縮率的選取要綜合考量[8-9]。

1.3 拉伸量

帶壓滑輪密封結(jié)構(gòu)中的O形圈工作在徑向孔密封場(chǎng)合，因此O形圈安裝到密封溝槽時(shí)會(huì)存在一定的拉伸量。若O形圈拉伸量過小，會(huì)產(chǎn)生啃切現(xiàn)象；若O形圈拉伸量過大，會(huì)導(dǎo)致其內(nèi)應(yīng)力增加和安裝時(shí)出現(xiàn)扭曲等現(xiàn)象，從而無法實(shí)現(xiàn)有效密封。一般拉伸量取值為2%～5%，拉伸量計(jì)算公式如式(3)[10-11]所示。

(3)

式中：δ為拉伸量；d3為密封溝槽底面直徑，mm；d2為密封圈內(nèi)徑，mm。

由于O形圈被拉伸后截面形狀與尺寸均會(huì)發(fā)生變化，一般截面形狀會(huì)由圓形變?yōu)闄E圓形，并且拉伸后橢圓截面的短軸部分會(huì)與上下密封面接觸實(shí)現(xiàn)密封，即拉伸后O形密封圈的高度變化會(huì)影響到密封圈的壓縮率，進(jìn)而影響到預(yù)接觸壓力。因此，文獻(xiàn)[6，10]根據(jù)經(jīng)驗(yàn)總結(jié)了拉伸后O形圈的高度，即橢圓短軸尺寸的計(jì)算公式，如式(4)所示。

(4)

式中：δ為拉伸量；d為O形圈截面直徑；d′為拉伸后O形圈高度。

將帶壓滑輪密封結(jié)構(gòu)參數(shù)代入式(4)，計(jì)算得到拉伸后O形圈高度為5.28 mm，而O形圈拉伸量?jī)H為0.56%，遠(yuǎn)小于推薦取值。由于拉伸量遠(yuǎn)小于推薦拉伸值，可能會(huì)發(fā)生啃切現(xiàn)象。

1.4 密封間隙

在實(shí)際運(yùn)用中，出于加工精度與成本的考慮，內(nèi)外殼體之間的配合為間隙配合且最大公差為0.3 mm，再加上由于內(nèi)外環(huán)受介質(zhì)壓力與電纜重力作用產(chǎn)生變形而造成的間隙，有可能導(dǎo)致密封結(jié)構(gòu)的密封間隙大于設(shè)計(jì)的最大間隙，導(dǎo)致O形圈在介質(zhì)壓力的作用下被擠進(jìn)內(nèi)殼體與外殼體之間的間隙中，出現(xiàn)間隙咬傷現(xiàn)象。

因此，文中根據(jù)帶壓滑輪的幾何結(jié)構(gòu)和工作原理建立了幾何仿真模型，對(duì)受到介質(zhì)壓力與電纜重力作用后，內(nèi)外殼體之間產(chǎn)生的間隙進(jìn)行有限元分析。

1.4.1 帶壓滑輪有限元模型的建立

圖4所示為帶壓滑輪的有限元仿真幾何模型，帶壓滑輪的主體部分包括外殼體、內(nèi)殼體及端口密封，其材料均采用鈦合金TC4，為剛體且硬度較大，其彈性模量E=110 GPa，泊松比λ=0.34。

1.4.2 網(wǎng)格劃分和邊界條件

建立內(nèi)殼體與外殼體、外殼體與端口密封、端口密封與內(nèi)殼體共3個(gè)接觸對(duì)，其接觸方式均為面-面接觸，接觸對(duì)算法采用廣義拉格朗日法。

具體的邊界條件如下：

(a)對(duì)外殼體上方突出的圓柱體施加固定約束；

(b)根據(jù)帶壓滑輪的原理，對(duì)承受介質(zhì)壓力的面施加法向壓力，對(duì)承受電纜重力的工作面施加均布力。

文中在兼顧計(jì)算效率和精度的情況下，對(duì)有限元模型采用自由網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格數(shù)量為185 596個(gè)，劃分網(wǎng)格后的有限元模型如圖5所示。

1.4.3 分析結(jié)果

通過ANSYS分析了當(dāng)帶壓滑輪分別在額定工作載荷(20 kN)和工作壓力(35 MPa)及強(qiáng)度試驗(yàn)載荷(50 kN)與壓力(52.5 MPa)作用下的形變與內(nèi)外殼體之間最大間隙，結(jié)果如圖6所示。

從圖6中可看出，帶壓滑輪在載荷和壓力的作用下內(nèi)外殼體產(chǎn)生了變形，密封間隙變大。其中，在額定工作狀態(tài)下產(chǎn)生的最大密封間隙為0.524 mm，在強(qiáng)度試驗(yàn)狀態(tài)下產(chǎn)生的最大間隙為0.937 mm。而密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的標(biāo)準(zhǔn)最大間隙是0.3 mm，最小間隙是0，顯然有限元分析的結(jié)果遠(yuǎn)大于設(shè)計(jì)的標(biāo)準(zhǔn)間隙，推測(cè)O形圈失效的主要原因?yàn)椋河捎陂g隙過大O形圈被擠出，失去密封性能。

圖2表明，帶壓滑輪密封失效是由于密封結(jié)構(gòu)中的O形圈被擠出導(dǎo)致的。一般造成該現(xiàn)象的原因主要有：介質(zhì)壓力過大，未加擋圈，O形圈材料選取不當(dāng)，O形圈拉伸量選取過小(相對(duì)于密封溝槽尺寸太大)，密封間隙過大等。文中研究的帶壓滑輪密封結(jié)構(gòu)在O形圈的非承壓側(cè)設(shè)置了一矩形擋圈，并且O形圈的材料選用邵氏硬度為90的丁腈橡膠，可以達(dá)到設(shè)計(jì)硬度要求。然而通過前面的理論計(jì)算可以發(fā)現(xiàn)，密封圈的拉伸量取值過小；另外，運(yùn)用有限元分析得到，隨工作載荷與壓力的增加密封間隙會(huì)增大。因此，下文將運(yùn)用有限元分析的方法驗(yàn)證密封圈拉伸量與密封間隙增大是否與帶壓滑輪的密封失效有關(guān)。

2 有限元模型

2.1 密封結(jié)構(gòu)有限元分析模型的建立

圖7所示是帶壓滑輪加擋圈的密封結(jié)構(gòu)的有限元分析幾何模型?？芍搸缀谓Y(jié)構(gòu)由聚四氟乙烯(PTFE)擋圈、橡膠O形圈、內(nèi)外殼體4部分組成。其中，O形圈尺寸為φ320 mm×5.3 mm；溝槽結(jié)構(gòu)形狀為矩形槽，其中溝槽的寬度B=9.8 mm，深度H=4.1 mm；矩形密封擋圈的高度h=4.1 mm，厚度a=3 mm。圖7所示的軸向推進(jìn)仿真模型考慮了O形圈預(yù)拉伸與內(nèi)殼體裝入外殼的過程[12]。

圖7 密封結(jié)構(gòu)有限元仿真幾何模型

2.2 材料參數(shù)

外殼和溝槽材質(zhì)均選用為TC4，為剛體、且硬度較大，其彈性模量E=110 GPa，泊松比λ=0.34。密封擋圈的材料為聚四氟乙烯(PTFE)，其彈性模量E=960 MPa，泊松比λ=0.45。O形橡膠密封圈的材質(zhì)為氫化丁腈橡膠，硬度為90HA，泊松比λ=0.5，力學(xué)模型表現(xiàn)為復(fù)雜的材料非線性和幾何非線性的超彈性體，在密封的過程中還體現(xiàn)為接觸非線性。對(duì)橡膠類物理非線性材料，一般選用Mooney-Rivlin模型來描述[13-17]，即

(5)

式中：W為應(yīng)變能密度；Cij為 Rivlin系數(shù)；I1，I2為第1、第2 Green應(yīng)變不變量。

文中采用兩參數(shù)的Mooney-Rivlin模型，則式(5)變?yōu)?/p>

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

(6)

式中：C10和C01為材料系數(shù)。

依照參考文獻(xiàn)[17]中橡膠材料常數(shù)的確定方法，根據(jù)橡膠材料的硬度與泊松比，便可確定C10和C01分別為2.79和0.7 MPa。

2.3 網(wǎng)格劃分和邊界條件

建立O形圈與外殼體、O形圈與內(nèi)殼體、矩形擋圈與外殼體、矩形擋圈與內(nèi)殼體和矩形擋圈與O形圈共5個(gè)接觸對(duì)，其接觸方式均為面-面接觸，接觸類型為剛-柔接觸。接觸對(duì)算法采用廣義拉格朗日法，并對(duì)O形圈與密封溝槽底徑面接觸設(shè)置Pinball Radius為1.9 mm。取 O形圈與內(nèi)外殼體的摩擦因數(shù)為0.1，矩形擋圈與內(nèi)外殼體的摩擦因數(shù)為0.03。

文中在兼顧計(jì)算效率和精度的情況下，對(duì)可能發(fā)生接觸的關(guān)鍵部位進(jìn)行網(wǎng)格加密處理，在確保計(jì)算精度較高的同時(shí)也使計(jì)算時(shí)間較短[18]。對(duì)有限元模型網(wǎng)格劃分的數(shù)量為4 707個(gè)，劃分網(wǎng)格后的有限元模型如圖8所示。

圖8 劃分網(wǎng)格后有限元模型

在數(shù)值模擬過程中，分為3個(gè)載荷步進(jìn)行：

STEP1：模擬O形密封圈安裝時(shí)拉伸過程；

STEP2：模擬外殼安裝時(shí)，對(duì)O形密封圈的壓縮過程；

STEP3：給O形密封圈施加介質(zhì)壓力，仿真介質(zhì)壓力對(duì)密封圈的影響[19]。

具體的邊界條件如下：

(a) 所有過程中密封溝槽均施加固定支撐；

(b) 對(duì)外殼體施加Y軸正方向位移，直至達(dá)到初始安裝位置，完成安裝預(yù)壓縮過程；

(c) 對(duì)承受介質(zhì)壓力一側(cè)的O形圈裸露邊界進(jìn)行壓力載荷的施加，為保證高壓擠出計(jì)算時(shí)結(jié)果收斂，需適當(dāng)增大載荷步數(shù)。

2.4 幾個(gè)基本假設(shè)

在對(duì)橡膠密封圈進(jìn)行有限元仿真時(shí)作出如下假設(shè)：

(1)橡膠密封圈材料具有確定的彈性模量和泊松比；

(2)橡膠材料是均勻連續(xù)的，橡膠被擠壓時(shí)體積不變；

(3)密封結(jié)構(gòu)的外殼、密封槽和密封擋圈的彈性模量遠(yuǎn)大于密封圈，作為剛體進(jìn)行分析，并且其結(jié)構(gòu)在理想情況下是完全軸對(duì)稱的[20]。

3 分析結(jié)果

3.1 O形密封圈拉伸仿真結(jié)果

前文通過理論計(jì)算，發(fā)現(xiàn)該帶壓滑輪密封圈的拉伸量?jī)H為0.56%。雖然密封圈的材料為邵氏硬度為90HA的丁腈橡膠，硬度較大，拉伸量取值可以小一些，但密封圈的拉伸量推薦取值一般為2%～5%，拉伸量過小會(huì)出現(xiàn)啃切現(xiàn)象。為增大密封圈拉伸量，文中采用了減小O形圈內(nèi)徑的方法，并分別建立內(nèi)徑為320、318、316和315 mm密封圈的二維軸對(duì)稱模型，對(duì)O形圈安裝在溝槽里產(chǎn)生的預(yù)拉伸量進(jìn)行分析。帶壓滑輪原設(shè)計(jì)的O形圈預(yù)拉伸后的變形與等效應(yīng)力分布如圖9、10所示，表1給出了內(nèi)徑尺寸為320、318、316和315 mm時(shí)密封圈的預(yù)拉伸分析結(jié)果。

表1 密封圈不同預(yù)拉伸量下的計(jì)算值與分析值

圖9 內(nèi)徑為320 mm的O形圈變形

圖10 內(nèi)徑為320 mm的O形圈等效應(yīng)力

從表1中可以看出，O形圈在不同預(yù)拉伸量下形變量的計(jì)算值與仿真值的誤差都不超過0.5%，證明了文中建立的有限元分析模型的正確性。從分析結(jié)果來看，隨著拉伸量的增大，O形圈產(chǎn)生的變形、接觸壓力與等效應(yīng)力都在增大，且O形圈的最大等效應(yīng)力始終小于0.5 MPa，說明預(yù)拉伸狀態(tài)下的O形圈的變形、接觸壓力與等效應(yīng)力都較小，不會(huì)由于拉伸量過大而產(chǎn)生較大的應(yīng)力與變形，從而影響O形圈的壽命。因此，可以適當(dāng)增大O形圈的拉伸量來防止發(fā)生啃切現(xiàn)象，并且后續(xù)對(duì)密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行加壓分析與優(yōu)化時(shí)，可以暫不考慮預(yù)拉伸的影響。

3.2 不同介質(zhì)壓力對(duì)密封圈性能的影響

圖11、12所示為壓縮率為22.64%，密封壓力分別為0、35、70、105、140和175 MPa時(shí)，徑向壓縮和軸向推進(jìn)2種模型分析得到的O形圈等效應(yīng)力(von Mises)及接觸壓力云圖。通常O形圈的等效應(yīng)力峰值區(qū)域會(huì)出現(xiàn)裂紋，O形圈發(fā)生撕裂破壞。此外，von Mises應(yīng)力越大，O形圈的松弛越快，從而造成“剛度”下降。

圖11 不同介質(zhì)壓力下密封圈的等效應(yīng)力

從圖11中可以看出，隨著密封介質(zhì)壓力的增加，O形密封圈截面上出現(xiàn)最大等效應(yīng)力的位置發(fā)生了變化，而且最大值增大。顯然，從圖11中可以看出，當(dāng)介質(zhì)壓力到達(dá)105 MPa時(shí)密封圈的等效應(yīng)力已遠(yuǎn)超20 MPa，極易使密封圈發(fā)生損傷。

接觸壓力的大小反映了O形密封圈的密封能力。圖12表明，隨著密封介質(zhì)壓力的增加，接觸壓力亦隨之增加，其最大值總是大于介質(zhì)壓力，保證了O形密封圈的密封功能，也反映了O形密封圈的“自動(dòng)”密封能力。

圖12 不同介質(zhì)壓力下密封圈的接觸壓力

根據(jù)接觸壓力和von Mises應(yīng)力分布，繪制出最大von Mises應(yīng)力和接觸壓力與密封介質(zhì)壓力的關(guān)系，如圖13所示。

圖13 接觸壓力和等效應(yīng)力與密封介質(zhì)壓力關(guān)系

隨著密封介質(zhì)壓力的增加，最大接觸壓力增大越來越明顯，且主要密封面的接觸壓力始終大于介質(zhì)壓力，可以有效地實(shí)現(xiàn)密封。von Mises應(yīng)力和密封介質(zhì)壓力呈非線性關(guān)系，當(dāng)密封介質(zhì)壓力為0～105 MPa時(shí)，最大von Mises應(yīng)力隨著介質(zhì)壓力的增加而增大明顯，當(dāng)介質(zhì)壓力超過105 MPa后，最大von Mises應(yīng)力隨著介質(zhì)壓力增加而增大的幅值開始變小。

3.3 不同溝槽間隙對(duì)密封圈性能的影響

圖14—17所示為介質(zhì)壓力為35 MPa，溝槽間隙分別為0、0.3、0.6和0.9 mm條件下，O形密封圈的變形、von Mises應(yīng)力以及接觸壓力的分布云圖?？芍?，O形圈的最大變形隨溝槽間隙的增大而增大，O形圈被擠進(jìn)間隙部分的體積也隨著增大；并且當(dāng)溝槽間隙僅為0.3 mm時(shí)，矩形密封擋圈也無法阻止O形圈被擠出。然而在實(shí)際運(yùn)用中，出于加工精度與成本的考慮，內(nèi)外殼體之間的配合為間隙配合且最大公差為0.3 mm，因此，即使不考慮由于內(nèi)外環(huán)受介質(zhì)壓力與電纜重力作用產(chǎn)生的間隙，O形圈也會(huì)由于受到介質(zhì)壓力的作用，被擠進(jìn)內(nèi)殼體與外殼體之間的間隙中，出現(xiàn)間隙咬傷現(xiàn)象。

圖14 溝槽間隙為0時(shí)密封圈的總變形、等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力云圖

圖15 溝槽間隙為0.3 mm時(shí)密封圈的總變形、等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力云圖

圖16 溝槽間隙為0.6 mm時(shí)密封圈的總變形、等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力云圖

圖17 溝槽間隙為0.9 mm時(shí)密封圈的總變形、等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力云圖

最大等效von Mises應(yīng)力均出現(xiàn)在O形圈與矩形擋圈倒角上接觸的部分，即在這部分形成了應(yīng)力集中，并且隨著溝槽間隙的增大O形圈的最大等效應(yīng)力也在增大，并且在溝槽間隙從0.3 mm增大到0.6 mm時(shí)，O形圈的最大應(yīng)力也從21.907 MPa激增到72.894 MPa，增大了50.987 MPa。O形圈被擠出部分的應(yīng)力值較大，材料很容易出現(xiàn)裂紋和咬傷現(xiàn)象。當(dāng)溝槽間隙繼續(xù)從0.6 mm增大到0.9 mm時(shí)，O形圈的最大等效應(yīng)力增長(zhǎng)幅值減緩，但被擠出部分的體積變大明顯，若繼續(xù)加大介質(zhì)壓力，密封圈有被擠出風(fēng)險(xiǎn)。

雖然隨著溝槽間隙的增大，密封圈的最大接觸壓力也在增大，但是密封圈實(shí)現(xiàn)密封目的的主密封面的接觸壓力在減??；當(dāng)溝槽間隙為0.9 mm時(shí)，O形圈主密封面的最大接觸壓力僅為36.1 MPa，只比介質(zhì)壓力35 MPa大了1.1 MPa，顯然當(dāng)溝槽間隙大于0.9 mm后，O形圈便無法實(shí)現(xiàn)密封功能；并且此時(shí)O形圈的整體變形與被擠入間隙現(xiàn)象十分嚴(yán)重，基本可以確定密封失效的主要原因是內(nèi)外殼體在實(shí)際工況中產(chǎn)生較大的密封間隙。

圖18所示為O形橡膠密封圈與矩形溝槽配合使用，O形橡膠密封圈密封介質(zhì)壓力35 MPa時(shí)，改變壓縮率通過有限元分析得到的軸向推進(jìn)預(yù)壓縮模型的最大等效應(yīng)力和主密封面最大接觸壓力的變化情況?？梢?，間隙越大等效應(yīng)力越大，密封圈越易被擠入縫隙而失效，同時(shí)密封能力下降甚至導(dǎo)致介質(zhì)泄漏。

圖18 主密封面最大接觸壓力和最大等效應(yīng)力與溝槽間隙關(guān)系

4 優(yōu)化方案

4.1 在O形密封圈承壓面增加一三角形擋圈

原密封結(jié)構(gòu)是在密封圈溝槽的承壓面設(shè)置一矩形擋圈，保護(hù)O形密封圈不被擠進(jìn)內(nèi)外殼體之間的間隙內(nèi)，但為了便于裝配，矩形擋圈與外殼體內(nèi)壁之間也會(huì)有一定間隙，而在使用過程中該間隙會(huì)導(dǎo)致O形圈產(chǎn)生疲勞損壞。因此文中對(duì)密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，將O形圈溝槽的承壓面倒45°斜角，在O形圈承壓面設(shè)置一個(gè)三角形擋圈[21]，材料為聚四氟乙烯(PTFE)，如圖19所示。

圖19 改進(jìn)后的密封結(jié)構(gòu)

4.2 有限元分析結(jié)果

對(duì)優(yōu)化的密封結(jié)構(gòu)在不同溝槽間隙下的密封圈性能進(jìn)行了有限元分析，得到密封結(jié)構(gòu)總變形和O形密封圈的變形、等效應(yīng)力、接觸壓力分布，如圖20—22所示?？梢钥闯觯切螕跞梢院芎玫匮a(bǔ)償內(nèi)外殼體由于受力而產(chǎn)生的間隙，有效地阻止了O形圈被擠進(jìn)內(nèi)外殼體之間間隙，避免了O形圈的損傷；O形圈在承受35 MPa介質(zhì)壓力，溝槽間隙分別為0.3、0.6 mm時(shí)，對(duì)應(yīng)最大等效應(yīng)力分別為9.384 3、8.853 8 MPa，遠(yuǎn)小于矩形擋圈組合密封結(jié)構(gòu)中密封圈所承受的等效應(yīng)力，并維持足夠的接觸壓力或密封能力；另外，可以發(fā)現(xiàn)隨著溝槽間隙的增大，O形圈的等效應(yīng)力在減小。

圖20 不同溝槽間隙密封結(jié)構(gòu)總變形

圖21 溝槽間隙為0.3 mm時(shí)O形圈總變形、等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力

圖22 溝槽間隙為0.6 mm時(shí)O形圈總變形、等效應(yīng)力和接觸應(yīng)力

5 結(jié)論

(1)帶壓滑輪O形圈的等效應(yīng)力的峰值隨著拉伸量的增大而增大，但預(yù)拉伸產(chǎn)生的變形、等效應(yīng)力與接觸壓力都較小，對(duì)O形圈的密封效果影響不大。

(2)對(duì)壓縮率為22.6%的軸向壓縮模型的有限元分析表明，隨著密封介質(zhì)壓力的增加，最大接觸壓力增大越來越明顯，且主要密封面的接觸壓力始終大于介質(zhì)壓力，可以有效地實(shí)現(xiàn)密封。當(dāng)介質(zhì)壓力到達(dá)105 MPa時(shí)密封圈的等效應(yīng)力已遠(yuǎn)超密封圈的強(qiáng)度20 MPa，因此極易使密封圈發(fā)生損傷。

(3)建立帶壓滑輪在介質(zhì)壓力和電纜載荷共同作用下的有限元仿真模型，有限元分析得到其內(nèi)外殼體之間最大密封間隙分別為0.58與0.95 mm，嚴(yán)重超過了設(shè)計(jì)的標(biāo)準(zhǔn)間隙。

(4)通過改變軸向壓縮模型的密封間隙，分析了在35 MPa的工作壓力、不同密封間隙下O形圈的變形、應(yīng)力與密封效果，得出隨著間隙的增大，O形圈的變形量與應(yīng)力值增大明顯，會(huì)發(fā)生O形圈被擠出與應(yīng)力集中問題。

(5)由于內(nèi)外殼體之間存在間隙，密封圈會(huì)因工作時(shí)的介質(zhì)壓力被擠進(jìn)間隙中，還會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力集中問題，因此，文中將密封溝槽的非壓力側(cè)倒45°角，并采用一個(gè)三角形密封擋圈配合O形圈進(jìn)行密封，結(jié)果表明，三角形密封擋圈能夠?qū)?nèi)外殼體之間產(chǎn)生的間隙進(jìn)行自動(dòng)補(bǔ)償，有效地阻止了密封圈被擠入間隙中及對(duì)密封結(jié)構(gòu)的破壞。