高压管线固定球阀O形密封圈有限元分析_魏华

be r Elas tic Be havior for Us e in Finite Ele me nt Analys is [J].Rubbe r
Che mis try and Te chnology，1994，67(3):481—503．
[4]A N Ge nt．Engine e ring w ith Rubbe r：How to De s ign Rubbe r
0 引言
为 2E5MPa，泊松比为 0.3，Mooney- Rivlin 常数
O 形橡胶密封圈以其成本低廉、结构简单以及安装和使用方便
a10=- 4.405658641516，a01=6.6154021287924，
等优点，被广泛应用于汽车、动力机械及流体液压机械等领域[1]。其
a20=13.799220070701，a11=- 33.941890263197，
线性特征明显，一些国内外学者曾提出了专门描述橡胶材料的函数，
1.5 边界条件与加载方式 首先约束法兰凹槽的所有自由度，利
如 Mooney- Revlin、Klos enr- Segal 模型和 Bi- derman 模型。为了 用刚体的强制位移，通过壳体内壁位移的控制来模拟 O 形橡胶密封
配合有限元程序的 New ton- Raphs on 算法求解非线性问题，作者选 圈的安装过程，使 O 形圈处于一定的压缩状态。然后在 O 形圈的下
触的有限元分析，在定义橡胶材料时需要输入六个常数，a10，a01，a20， 实压力只能是与刚体未发生接触的单元边。但是由于 O 形橡胶密封
a11，a02，d。
圈的变形和刚体的压迫，无法预知承压面的准确位置，因此在定义边
五常数应变能密度函数展开式：
界条件时，选择为可能的承压边界，施加与边界垂直的压力，模拟单
密封性能的重要参数。由于橡胶密封件的设计涉及到固体力学、摩擦 在受载荷时不发生网格畸变，使计算结果更加精确，采用自适应网格
学、高分子材料科学、液体侵蚀以及机械制造工艺等多方面的理论知 重划技术，划分细网格为接触面，粗网格为目标面。网格划分后的 O
识，因而对橡胶密封件在安装和使用中的变形及密封界面上的接触 形圈模型如图 2 所示。
含 3 个接触对：一是壳体和 O 形圈组成的接触对；二是 O 形圈和法 兰凹槽侧面组成的接触对；三是 O 形圈和法兰凹槽底面组成的接触 对[6]。壳体和 O 形圈组成的接触面在 3 个接触对中作为主接触面，O 形圈的接触区域作为从接触面。摩擦模型采用为库伦摩擦，磨擦系数 为 0.35。所有的接触问题都需要定义接触刚度，两个表面之间穿透 量的大小取决于接触刚度。在这里我们定义接触刚度为 1000，比例 因子为 0.1[8]。
后，密封面上的最大接触压应力 9.019MPa，小于工作压力 15MPa，
因此仅靠安装接触压力不能保证密封。而从安装完成后的图 6 可以
看 出 ， 在 安 装 完 成 后 ，O 形 橡 胶 密 封 圈 X 方 向 的 最 大 位 移 为
图 7 槽宽为 122.28mm 和 124.28mm 与沟槽宽度无关，压缩变形量也与沟槽宽度无关，但是槽也不能大
20.006mm，Y 方向的最大位移为 10.197mm，形状上看似“哑铃”。 宽，以避免 O 形圈在槽内大范围游动而磨损破坏。
从图 7 中可以看，在施加 15MPa 的工作载荷后，O 形密封圈与三个
2.4 槽口倒角半径对接触压力及剪切应力的影响
接触面的接触压力最大 17.457MPa，其峰值总是大于油压，小于丁
接触压力小，但是小截面橡胶圈接触带宽小，而接触带宽小，为使密
3 结论
封效果好，对轴、孔的粗糙度要求很高，造成加工困难。因此本文选择
成功实现了利用 ANSYS 对壳体和法兰连接处 O 形橡胶密封圈
直径为 100mm 的 O 形圈进行密封。
的非线性分析有限元分析，使多年的经验设计得到了验证，为液压缸
2.3 槽宽与接触压力的关系
口倒角半径与应力的关系曲线，可以看出，其它条件不变的情况下。只
表 2 为不同截面不同压缩量的密封面最大接触压力比较。从表 改变槽口倒角半径对密封圈最大接触压力和剪切应力的影响都不大，
中可以看出在相同的沟槽深度的情况下，截面越大，压缩率越大，最 随着槽口倒角半径从 3mm 变化到 17mm，最大接触压力在 17MPa
析得出安装后的接触压力不能保证密封，在施加工作载荷后的接触压力大于
1.3 网格划分 丁腈橡胶的邵氏硬度 (Ha) 为 90，弹性模量 E=
工作压力，且小于材料许用压力，可以保证密封。并分析了相同沟槽、不同截 面，不同压缩率对接触压力的影响，槽宽对接触压力和槽口倒角半径对剪切 应力的影响，结果表明截面尺寸越大，压缩率越大，最大接触压力就越大。槽 宽对接触压力没有影响，槽口倒角半径前切应力的影响较小。
0.30
0.17
表 2 不同截面不同压缩量的密封面最大接触压力比较
沟槽深度 O 形密封圈 压缩率 最大接触压
/mm 截面直径 /mm
ห้องสมุดไป่ตู้应力 /MPa
80
96
16.7% 16.235
80
98
18.37% 16.856
图 8 槽口倒角半径与应力的关系曲线
80
100
20% 17.463
O 形密封圈在安装时为了防止损伤，在密封沟槽进口处设计倒角。
用 Moone y—Re vlin[3- 4]模型来建立橡胶密封圈的弹塑性本构模型。 侧逐步施加工作压力，使其达到最终的工作状态。约束施加是把壳体
X 方向施加一个位移，视为压缩量，壳体 Y 方向的位移定为 0，法兰
（1）
凹槽外边界的 X、Y 方向的位移都定义为 0。考虑到接触问题的复杂
式中，I1，I2 和 I3 为变形张量不变量，λ1，λ2 和 λ3 为主伸长比， 性，第一步先定义一个只有很小位移的载荷分析步，让设定的接触对
图 2 划分网格后的模形 1.4 接触条件分析 本模型采用直接约束法求解模型中的接触 问题。ANSYS 中采用基于 New ton- Raphs on 方法的接触算法，即在 每个增量步开始时检查所有接触的相互作用状态，从而判断从属节
胶密封圈的设计和使用提供一定的科学依据。
点的开放和闭合。由 O 形圈的轴对称有限元模型图可知，模型中包
腈橡胶的最大压应力 50MPa，这就保证了 O 形圈的密封功能。
2.2 相同沟槽、不同截面，不同压缩率接触压力
表 1 O 形圈密封的最大间隙/mm
硬度（邵氏 A）/ 度 ≤0.4 4.0～6.3 6.3～10 10～16 16～25
70
0.35
0.30
0.15
0.07
0.03
90
0.65
0.60
0.50
科学与技术，2000(9):625—626．
[2]谭晶，杨卫民，丁玉梅等.O 形橡胶密封圈密封性能的有限元分析[J].
润滑与密封，2006(9):65－69.
图 5 槽宽为 112.28mm 和 114.28mm
[3]J Charlton，J Yang.A Re vie w of Me thods to Characte rize Rub-
大接触压力越大，密封性能越好，但是接触压力大，就会导致安装困 和 17.457MPa 之间变化，变化较小。剪切应力从 - 8.199MPa 到 - 9.
难及安装时被破坏的可能性大，导致 O 形圈永久变形和表面损伤， 229MPa 依次递减，且最大剪切应力发生在槽口倒角一侧 O 形密封圈
影响 O 形圈的密封性能，增加失效泄漏概率；小截面橡胶圈对应的 的 ANSYS 图中的蓝色部分，这也是 O 形圈可能出现裂纹的地方。
用 / 形橡胶密封圈的选择、设计提供了理论指导。并分析了相同沟
槽、不同截面，不同压缩率对接触压力的影响，槽宽对接触压力和槽
口倒角半径对剪切应力的影响，结果表明截面尺寸越大，压缩率越
大，最大接触压力就越大。槽宽对接触压力没有影响，槽口倒角半径
对剪切应力的影响较小。
参考文献：
[1]陈国定.HAISE H，HAASW 等.O 形密封圈的有限元力学分析[J].机械
80
102
21.57% 18.081
槽口倒角半径对密封性能的影响主要表现在剪切应力的变化上，在不
80
104
23.1% 18.828
同的压缩率和不同外加液体压力的情况下，如果不合理地设计槽口的
80
106
24.5% 19.66
倒角，密封结构中易引起密封圈的剪切破坏，造成密封失效。图 8 为槽
80
108
25.9% 20.673
324
科学实践
侧工作压力作用。
1.6 O 型圈密封判断 O 型圈在密封槽内的变形及密封界面上
接触压力的分布是影响密封圈性能的重要参数。由力的平衡原理可
知，确保密封的充分必要条件是，密封圈直接接触的连续界面上，接
触压应力 σ 等于内压强，即 σ≥p。
2 计算结果及分析
2.1 安装后以及施加压力后的结果 从图 5 可以看出在安装完
关键词：O 形橡胶密封圈 有限元分析 接触压力
20.925Mpa，泊松比 μ=0.499，密封压力为 15MPa，分析模型中，橡 胶单元采用超弹性单元 HYPER182，壳体和法兰凹槽单元采用线性 实体单元 PLANE82，模型中还包含 ANSYS 中建立接触对时的接触 单元 TARGE169 和 CONTA172[5]。设置壳体和法兰凹槽的弹性模量
在使用过程中，是依靠橡胶本身的弹性来预先压缩，给予密封表面一
a02= 2 3 .2 2 4 8 0 3 9 0 8 2 2 5 ，d=0 .0 0 4 4 1 9 4 8 6 9 7 4 5 5 2 8
定的接触，形成在接触表面上的接触压力使其达到密封。一般来说，