基于ABAQUS的。型密封圈在往复直线滑移密封下的泄漏量研究

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O型密封圈由于具有简单的结构、低廉的成本以及方便的安装形式等优点而广泛应用于电液伺服液压缸中。作为电液伺服系统的关键元件，O型密封圈在往复直线运动中所产生的泄漏量已成为衡量伺服液压缸优劣的重要指标。但对于伺服液压缸 O型密封圈的密封性能至今大多采用基于流体力学的计算公式来近似确定。因此，应用更精确的数值模拟方法中央高校基本科研业务费专项资金资助项目(2011ZT03)74确定该类密封圈的泄漏量对于 O型密封圈的设计计算和应用具有重要意义。

国内外对该类问题曾有-定研究。文献[1]对 O型密封圈在不同压缩率和油压下的变形和受力情况进行了研究，得出了接触压力的分布状况。文献[2]针又桩 复密封泄漏问题，通过流体动力学的分析与计算，推导出了泄漏量的计算公式。文献[3]对活塞杆O型密封圈泄漏量进行了计算，通过求解内外行程的接触应力来计算活塞的外泄漏量。由于这些研究中王忠，等：基于ABAQUS的O型密封圈在往复直线滑移密封下的泄漏量研究 2013年第9期计算方式的限制，存在着选扔触应力点较少的情况，不能很好地反映出密封界面中的流体压力。文献[4]分析了密封圈的动态密封能力，讨论了不同压缩率及摩擦因数对密封圈的影响，但同样存在取值较少的情况。且只在较低的流体压力下进行了分析，不适合高压密封的工况。本文利用非线性有限元软件ABAQUS对密封圈结构进行建模分析，使用网格重划技术对流体压力进行精确加载并重划橡胶分析时产生的网格畸变，计算不同介质压力、压缩量及摩擦因数下的接触压力，得到密封界面中的流体压力。根据密封界面的流体动力学，求解准-维流体雷诺方程，得到密封界面 中的油膜厚度，从而进-步求解泄漏量 。

1 弹性流体动压模型在液压缸顶升和回程过程中，密封圈从液压缸壁表面刮除了大多数的液压流体。但是，总会有-层很薄的油膜在滑动表面被拖过密封圈和液压缸壁之间的界面，形成密封间隙。当顶升和回程所产生的油膜厚度都可以计算出来时，就可以计算通过密封圈流体的量，即计算泄漏量。液压缸往复运动时密封圈的泄漏问题可以表征为刮除油膜行为。

弹性流体动压模型中-个基本的假设为密封圈的接触应力分布与密封界面中的流体压力分布相同，根据实际测量得到的接触压力可计算密封界面的流体压力。

图1所示为往复密封中液压缸顶升和回程时油膜压力和流速分布。图 1中，P。、P。 分别为液压缸顶升和回程时流体压力及溢流阀压力调定值，Pi为液压缸回程时流体压力值，%、Vi分别为液压缸顶升和回程时的运行速度， ( )、P( )分别为可变油膜厚度及可变油膜压力， 为 向位移； 。 、h 分别为液压缸顶升和回程时最大压力处的油膜厚度，77为间隙内的流体黏度。点A、点E表示最大压力梯度处。h 、hi分别为往复密封中dp/dx-O dp/d.xOb)回程时图1 液压缸顶升及回程时油膜压力和流速分布压液压缸顶升和回程时所形成的油膜厚度。h 、he分别为往复密封中液压缸顶升和回程时最大压力梯度处所形成的油膜厚度。

图1a所示为伺服液压缸的顶升工况。根据流体的准-维雷诺方程得：dap- 6rlv。( -ho )0 (1)式中：h为在 方向上的油膜厚度；p为密封压力。

对于密封界面中的流体，由于密封压力P( )及压力梯度 dp/dx已知，对式(1)求微分得：九。豢 (3h2韭dx-6fly。)0 (2)对于点A处，其压力梯度极值d dx 0，可得：j( ～6r/Vo]0 (3)由于在点A处 dh/dx≠0，定义 A：(dp/dx)A，得到点 的油膜厚度 h 为：hA/2 o/ (4)将式(4)带入式(1)，则在顶升时最大压力处的油膜厚度 h。 为：： ㈣ 在最大压力处(dp/ax0)，油膜上的流动速度分布从 。线性减小到零，在界面外的低压区，油膜上的流动速度具有匀速 。。因此，其油膜厚度 h。为 的- 半，即：扣√ ㈤同理可得回程时油膜厚度 为： √嚣 (7)E(dp/a)根据所求得的油膜厚度，可以计算出每次循环所产生的内泄漏量 为：， 叼 )(8)式中：D为液压缸内径；日为液压缸行程。

当 为正值时，泄漏在顶升方向产生；当 为负值时，泄漏在回程方向产生。泄漏量的大小与液压缸内径、液压缸的行程、流体的黏度、顶升与回程的速度 ，以及压力梯度值有关。

75王忠，等：基于ABAQUS的0型密封圈在往复直线滑移密封下的泄漏量研究 2013年第9期量罂攀蓊薹奋羹蔷萎稍O 1 2 3 4 5 6接触区域长度/mma)10%压缩量32薹2-罂2孽要-蔫董蒸巷磊O l 2 3 4 5 6接触区域长度/mmb)15%压缩量接触区域长度/mm 接触区域长度/mmc)2O%压缩量 d)25%压缩量图4 不同压缩量下密封界面中的流体压力分布曲线中的流体压力不断增大有关。 油膜间的横向剪切应力增大，对油膜厚度产生了影响。

介质压力/MPa图 5 0型密封圈在不同介质压力、不同压缩量下平均油膜厚度曲线图6所示为 0型密封圈在不同介质压力、不同摩擦因数下的平均油膜厚度曲线。由图6所示可以看到，在绝对理想光滑的情况下(摩擦因数为0)，油膜厚度随着介质压力的增大，基本保持在-个恒定厚度上。在摩擦因数为0.1的情况下，介质压力在15MPa以上时油膜厚度基本不变，这就保证了良好的润滑性。摩擦因数高于0.1时，随着介质压力增大，油膜厚度也在增大，