O型密封圈（精选4篇）
O型密封圈 篇1
随着计算机技术、光电技术和图像技术的迅速发展,基于数字图像处理的测量技术得到迅速的发展,已经逐渐适用于机械、模具、电子等行业的半成品、成品检测及零件测绘领域。
O型密封圈是一种最常见的密封件,具有结构简单,成本低廉,密封性能良好,安装使用方便等特点,是一种具有很强适应性的密封件,其性会直接影响设备的正常工作。而密封圈的尺寸公差,特别是截面直径公差对设备的密封性能影响巨大[1]。目前,工业上密封圈尺寸最常用的检测方法是将其套在圆锥上,利用重力自然落下,再用游标卡尺测量外径及确定其他相应的尺寸。这样测出的内径及截面公差不准确。在设备使用时,若密封圈尺寸选择太大易剪切损坏,太小又容易失封,并且这种测量方法耗时耗力[2]。本文利用数字图像处理技术,设计了一套密封圈尺寸检测系统,对密封圈进行非接触式快速检测,其测量精度和测量速度都有很大改善。
1 系统结构及图像处理
1.1 系统结构及原理
O型密封圈尺寸检测系统如图1所示。被测量的密封圈2置于检测平台上,通过控制器6来控制高清摄像机4采集图像,并以.jpg的格式保存。计算机5获得清晰的密封圈图像后完成一切的处理,包括噪音的去除、图像轮廓的提取以及内外径的提取及显示等。这里采用一组O型密封圈(3个)为研究对象。计算机处理的所有功能是采用Matlab7.0编程[3]来实现的。
1.2 图像处理
1.2.1 图像处理的流程
采集到清晰的图像后,需要对图像信息进行提取和分析,以获得所需的测量数据信息,从而完成密封圈的检测。数字图像处理[4]主要研究的内容有以下几个方面:(1)图像变换;(2)图像编码压缩;(3)图像增强和复原;(4)图像分割;(5)图像描述;(6)图像分类(识别)。本文图像处理的流程图如图2所示:
1.2.2 图像预处理
图像预处理能很大程度地改善图像的质量,便于计算机对图像进行后期的分析和处理。高清摄像机得到的图像由于受到噪声干扰,直接使用前,应先对其进行一定的预处理,消除或尽量减少噪音的影响。由于在减少随即噪声影响的同时,图像边缘部分也处在高频部分,预处理过程会导致边缘模糊化,这里采用中值滤波法,在抑制噪音的同时能有效地保护目标图像的边缘。
中值滤波是一种非线性平滑技术,它将每一象素点的灰度值设置为该点某邻域窗口内的所有象素点灰度值的中值[5]。即
其中,x1,x2,…,xn为点(x,y)的像素值。中值滤波有各种形式的滤波窗口,如图3所示:
在检测系统中采用第二种滤波窗口,即采用逐行扫描的方法来进行滤波。
1.2.3 感兴趣区域提取
感兴趣区域是图中最能引起用户兴趣,最能表现图像内容的区域,如能提起出这些区域将会大大提高图像处理和分析的效率和准确度[6]。由于从相机的图像获取包含大量无效的信息,所以对图像加以一定处理以筛选出要处理的对象。
目前感兴趣区域提取主要有以下三类方法:一是阈值分割,它借助于图像的整体信息,如直方图来决定阈值的选取;二是基于边界的分割,它主要借助于各种边界算子对图像处理得到边界,然后再得到用户感兴趣的区域;三是区域生长,寻找与用户输入种子点相似属性的像素来得到一块区域,最简单的形式是从一个像素出发,检查其邻域,判断是否与种子点具有相似的属性,若相似,则加入当前区域,否则不添加,直至区域不再增长为止。这里选取第二种方法。感兴趣区域提取结果如图4所示:
1.2.4 图像二值化
图像二值化处理是一种基于区域的阈值分割技术。具体方法是找到一个合理的阈值,扫描整个图像的每个像素,将像素的灰度值与该阈值作比较。像素灰度大于阈值,则该像素标记为1(或0),否则标记为0(或1),扫描完图像后,得到一幅灰度仅含有1和0的图像,即二值图像。目前图像二值化方法有很多,本文采用结合Canny算子的的图像二值化方法。其原理是先对图像做Canny边缘检测,提取有用的信息,如目标像素的灰度和背景像素的灰度,从而确定图像的高、低阈值及真实目标内的中的种子点,然后种子点在高阈值图像上做种子填充,填充时将边缘线和边缘线附近的较高灰度值作为填充的屏障,同时判断当前种子点填充的区域是否为目标区域[7]。该方法综合考虑了边缘信息和灰度信息,通过边缘附近种子点在高阈值二值化图像中的填充和低阈值图像对他的修补而得到二值化结果,较好地解决了抗噪能力差、边缘粗糙、伪影现象等缺点。图像二值化的结果如图5所示:
1.2.5 边缘提取
边缘提取实际上是图像分割的一种技术,在整个图像处理技术中是边界分割的第一步。
常用的边缘提取算法有很多。本文采用Canny算子进行边缘提取。Canny算子属于具有平滑功能的一阶微分算子,不容易受噪声干扰,能够检测到真正的弱边缘,能够较好地解决检测精度与抗噪声能力间的矛盾。结果如图6所示:
1.2.6 密封圈尺寸识别
如图6所示,图中有3组比较规则的圆,最外圈的大圆和内圈的小圆,密封圈的所有内径在内圈的小圆上表现出来。按照N级一般用途(G系列)O型橡胶圈检验规程,外其观质量不得有裂纹、破裂、气泡,图5中三组边缘曲线图没有破损,均合格,再对他们进行尺寸提取。Hough变换能够提取直线、圆、椭圆、二次曲线甚至是任意形状的边缘特征,这里利用hough变换检测图6的边缘提取图像。其基本思想是将图像空间的边缘点映射到参数空间中,然后在参数空间中得到所有坐标点元素对应的累加值进行累加统计,根据累加值判断圆的大小和圆心坐标[8]。检测结果见表1:
根据N级一般用途(G系列)O型橡胶圈检验规程,上述的O型密封圈的内径、截面直径尺寸及公差见表2:
经过检验,实验结果表明:对于小尺寸的O型密封圈检测,检测结果的精度囊够达到使用的要求。
2 小结
为了能够提高效率,节约成本,本文设计了一种检测O型密封圈外观缺陷及尺寸的方法。对多组不同尺寸的密封圈检测。结果表明,对于一般的小尺寸O型密封圈,检测结果的精度非常高,能够满足工业使用的要求;对于大尺寸的密封圈来说,由于难以采取到规则的圆形图像,导致结果误差很大。检测结果均能体现出对象的外观形貌及其相关的尺寸,为工业上对密封圈缺陷及直径的实时检测提供了依据。
参考文献
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O型密封圈 篇2
1 计算模型的建立
1.1 橡胶本构模型
橡胶材料通常被处理为超弹性材料,其应力与应变之间的非线性关系主要通过应变能函数来描述。本计算采用工程中广泛应用的Mooney-Rivlin二参数模型[1],假设橡胶是不可压缩的,而且在未应变状态下是各项同性的,其应变能函数的表达式为:
其中,W为应变能函数,I1、I2为应变不变量,C10、C01为材料参数,通常可以通过实验确定。
1.2 有限元模型
对橡胶压缩过程的模拟属于刚体-柔体接触问题的有限元分析,O型橡胶密封件作为柔体,而与之接触的结构作为刚体。在刚柔接触问题中,被当作刚体的接触面和与它接触的柔体相比,有大得多的刚度。
模型中O型橡胶密封件断面直径为38 mm,对模型进行划分网格后,在接触面上建立接触对。有限元模型如图1所示,模型中橡胶单元采用二维超弹性单元PLANE182,接触对由接触单元CONTA172和目标单元TARGE169配对组成。
1.3 Mooney-Rivlin材料参数的确定
由于该橡胶件的Mooney-Rivlin材料参数未知,且实验测量不便,因此需要对材料参数C10和C01进行估算。对于不可压缩橡胶材料,弹性模量E和材料系数有以下关系[2]:
而橡胶的弹性模量和硬度有以下近似关系[3]:
因此,在已知橡胶硬度的前提下,只需确定C10与C01的比值,即可确定材料参数。变形量较大时,C10/C01对模拟结果影响很大,C10/C01=0.05的模拟结果与实测结果重合性最好,故取C10/C01=0.05。本计算中橡胶的IRHD硬度为25,结合式(2)、(3)得C10=0.132 7,C01=0.006 635。
2 计算结果与分析
2.1 压缩应力与压缩量的关系
O型橡胶密封件压缩应力与压缩量的关系如图2所示。
由图2可以看出,当压缩量小于15 mm时,压缩应力与压缩量呈线性变化,当压缩量大于15 mm时,压缩应力随压缩量的增加急剧增长。模拟计算出的压缩应力与压缩量曲线和实测曲线较为接近,参数的选择是合理的。
2.2 接触面应力分布
橡胶件的密封防水性能主要取决于接触表面的应力分布情况,对13 mm、15 mm、18 mm这三种不同压缩量下O型橡胶密封件表面的接触应力进行分析,结果见图3a—3c。
由图3可知,O型橡胶密封件受压缩时,最大接触应力发生在接触表面的中间,接触应力从接触面中间向两边递减。压缩量为13 mm、15 mm、18 mm时,最大接触应力分别为0.41 MPa、0.49 MPa、0.69 MPa。
2.3 防水性能分析
防水密封件受压时,会对接触面产生接触应力σ,当接触应力与设计水压Pw满足(4)式时,可认为防水性能良好[4]。
式(4)中:m为防水密封件系数,与防水密封件的材质、形状、接触面表而状况有关。
现分析O型橡胶密封件承受0.1 MPa、0.15MPa、0.2 MPa水压时所需的接触应力。在实际工程中通常考虑安全系数3,并认为m≥1.15时能满足水密性要求[5,6]。经计算,承受0.1 MPa、0.15 MPa、0.2 MPa水压所需接触应力分别为0.35 MPa、0.51 MPa、0.69MPa。与有限元分析得出的三种压缩量下的最大接触应力相比较,可知当压缩量13 mm时,最大接触应力仅大于0.1 MPa所需的接触应力,只能耐0.1 MPa的水压;压缩量15 mm时,也只能耐0.1 MPa的水压;压缩量18 mm时,能耐0.2 MPa的水压。
此外,由图2可知,O型橡胶密封件压缩量小于20 mm时,橡胶件的最大压缩应力仅为23 kN/m,而结合施工经验通常要求该值控制在60 kN/m以下,因此在工程中可以很轻松地将O型橡胶密封件压入接缝处或者沟槽中。
3 试验验证
3.1 试验装置
试验装置如图4所示,将O型橡胶密封体制成外径360 mm的圆环,置于上、下两块材料为C30混凝土的试模之间,圆环与上下试模间形成一个腔体,并可通过试模上的注水口向腔体中注水。上、下试模又置于用螺栓连接的槽钢之间,拧紧螺母使试模压缩橡胶件,并通过调节螺栓上的螺母来改变上、下试模间的缝宽,从而调整橡胶的压缩量。
3.2 试验方法
调节上下试模间的缝宽,用加压泵向空腔内加水,当水压达到0.1 MPa后持压120 min,观察持压过程中是否漏水,若漏水则停止试验并卸压,若不渗漏则继续加压至0.15 MPa和0.2 MPa,并持压观察漏水情况。
按此试验步骤分别对25 mm、23 mm和20 mm三种缝宽各进行六组水密性试验。
3.3 试验结果
O型橡胶密封件水密性试验结果见表1(注:同一种工况下只要有一组试件渗漏,结果即为渗漏)。
由表1可以看出,缝宽20 mm(压缩量18 mm)时,能耐0.2 MPa的水压;缝宽23 mm(压缩量15mm)时,能耐0.15 MPa的水压;缝宽25 mm(压缩量13 mm)时,能耐0.1 MPa的水压。试验结果与上述防水性能分析的结果基本吻合。同时,由试验结果可以看出,23 mm缝宽和20 mm缝宽两种情况相比,虽然缝宽只减小了3 mm,但是所能承受的水压增加了一倍,因此在实际工程应用中应准确控制接缝的宽度,即O型橡胶密封件的压缩量。
4 小结
结合O型橡胶密封件的有限元分析和水密性试验,得出如下结论:O型橡胶密封件在一定的压缩量下能够拥有大于0.2 MPa的抗水压能力,并且压缩应力较小,施工时轻松便捷,在密封防水工程中有较好的应用前景。同时由于压缩量对防水性能的影响较大,工程应用中应准确把握密封体的压缩量以达到使用要求。
参考文献
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O型密封圈 篇3
关键词：O形橡胶密封圈,有限元分析,接触压力
0 引言
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, O形密封圈的压缩量和沟槽的合理选择十分关键。但目前, 国内橡胶O形密封圈的设计基本上是依赖一些经验数据和定性原则。O形密封圈在沟槽内的接触变形和密封界面上的接触应力分布是影响其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应力的精确计算, 在理论上存在较大的困难。但随着计算机性能提高, 接触问题新的求解方法产生以及大型有限元分析软件的发展, 为橡胶密封件的使用状况进行模拟分析, 研究人员在这方面已经取得一些成果。本文作者利用ANSYS软件, 结合公称通径1500mm, 公称压力15MPa的高压管线固定球阀壳体和法兰处大直径O形圈静密封实例, 对O形橡胶密封圈在高压条件下的应力和接触应力进行有限元分析是一项很有意义的工作, 为在高压管线固定球阀O形橡胶密封圈的设计和使用提供一定的科学依据。
1 橡胶O形密封圈有限元模型的建立
1.1 几何模型的建立对密封圈进行有限元分析时, 鉴于其边界条件的复杂性, 故将密封圈及密封结构的壳、法兰凹槽作为整体进行分析。根据密封结构的几何形状、材料、边界条件的特点和ANSYS的功能, O形橡胶密封圈的模型可简化为平面轴对称模型[2]。通过平面轴对称模型来模拟三维结构, 利用ANSYS中的扩展命令可以观察到三维模型的变化情况, 这样不仅不影响计算结果, 而且可以提高计算速度从而节省大量的计算时间。建立的壳体和法兰联接密封用O形橡胶密封圈的平面轴对称模型及其结构参数如图1所示。直径为100mm, 凹槽尺寸长度为120.28mm, 高度为80mm。
1.2 材料模型的建立橡胶密封材料应力应变关系极其复杂, 非线性特征明显, 一些国内外学者曾提出了专门描述橡胶材料的函数, 如Mooney-Revlin、Klosenr-Segal模型和Bi-derman模型。为了配合有限元程序的Newton-Raphson算法求解非线性问题, 作者选用Mooney—Revlin[3,4]模型来建立橡胶密封圈的弹塑性本构模型。
式中, I1, I2和I3为变形张量不变量, λ1, λ2和λ3为主伸长比, γi为主应变。对于不可压缩材料, J=1。
常数个数越多, 曲线的统计量越与真实值相接近 (即拟合得更好) , 在本文中我们采用五常数应变能密度函数展开式来进行橡胶接触的有限元分析, 在定义橡胶材料时需要输入六个常数, a10, a01, a20, a11, a02, d。
五常数应变能密度函数展开式:
1.3 网格划分丁腈橡胶的邵氏硬度 (Ha) 为90, 弹性模量E=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为2E5MPa, 泊松比为0.3, Mooney-Rivlin常数
由于壳体和法兰凹槽的材料比O形圈材料的弹性模量高出很多, 因此把壳体和法兰槽看作刚体, 采用刚体类型建模。O形圈采用的橡胶是一种典型的不可压缩材料。为了减小模型规模, 缩短计算时间, 在接触可能发生的区域细化网格, 提高结果精度。为了防止网格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形圈模型如图2所示。
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Newton-Raphson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]。
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, 让设定的接触对平稳的建立接触关系, 第二步再施加真实的位移, 减少模型计算时收敛的困难, 节省计算时间。在前两个载荷步计算结果的基础上, 第三是右侧的油压压力[7]。根据实际情况可知O形橡胶密封圈所受的真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20.006mm, Y方向的最大位移为10.197mm, 形状上看似“哑铃”。从图7中可以看, 在施加15MPa的工作载荷后, O形密封圈与三个接触面的接触压力最大17.457MPa, 其峰值总是大于油压, 小于丁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, 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。因此本文选择直径为100mm的O形圈进行密封。
2.3 槽宽与接触压力的关系
图5～图7为O形圈直径100mm, 沟槽深度80mm, 不同沟槽宽度下密封圈的接触压力比较, 从图中的分析数据可看出, 在O形圈未端没有与沟槽侧壁接触时, 接触压力的大小都为17.457MPa与沟槽宽度无关, 压缩变形量也与沟槽宽度无关, 但是槽也不能大宽, 以避免O形圈在槽内大范围游动而磨损破坏。
2.4 槽口倒角半径对接触压力及剪切应力的影响
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。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, 随着槽口倒角半径从3mm变化到17mm, 最大接触压力在17MPa和17.457MPa之间变化, 变化较小。剪切应力从-8.199MPa到-9.229MPa依次递减, 且最大剪切应力发生在槽口倒角一侧O形密封圈的ANSYS图中的蓝色部分, 这也是O形圈可能出现裂纹的地方。
3 结论
成功实现了利用ANSYS对壳体和法兰连接处O形橡胶密封圈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。
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O型密封圈 篇4
汽车水泵作为发动机冷却系统的核心部件, 其密封性对汽车发动机的冷却和散热起着至关重要的作用[1]。发动机新技术 (如新燃烧系统、涡轮增压、低热损、高强化、现代电子及替代燃料等) 的使用, 使得发动机热负荷不断增加, 因此对汽车水泵的密封性提出了更高的要求。汽车发动机水泵的渗漏主要表现为轴承水封强度不足引起的渗漏, 水泵泵体端面与发动机缸体连接处的密封垫渗漏, 以及水泵泵体与底座间的O形密封圈老化导致的渗漏等。
目前, 有学者采用有限元法对Yx形、Y形以及O形密封圈的接触压力、应力应变等进行了分析[2,3], 探讨了压缩率、液体压力等对密封性的影响[4,5], 并对沟槽及挡圈结构进行了优化设计[6,7]。然而, 上述研究都将橡胶的材料参数设置为定值, 均没有考虑温度对材料参数 (如弹性模量、Rivlin系数等) 的影响。本文研究的汽车发动机水泵的工作温度范围较宽 (-40~130℃) , 温度的变化势必会引起材料参数的变化, 进而改变密封圈的结构应力分布, 影响O形密封圈的密封性。因此, 对宽温度域工况下的O形密封圈进行应力应变分析显得十分必要。
本文针对汽车发动机水泵O形密封圈的工况特点, 构建与温度相关的非线性材料模型, 探讨冷却液温度、压力等对O形密封圈接触压力、等效应力的影响, 以期为同类密封件的密封性预测和结构设计提供理论依据。
1 理论模型建立
1.1 几何模型
为了防止水泵泵体与底座结合面出现渗漏现象, 在水泵泵体靠近结合面的矩形槽内加装O形密封圈, 依靠对O形密封圈的挤压变形达到密封的目的。由于O形密封圈为轴对称结构, 因此建立图1所示的二维轴对称几何模型, 将复杂的三维问题简化为二维问题, 以提高求解效率。O形密封圈的直径d=3.1 mm;密封槽的深度h=2.35mm, 宽度l=4.3 mm;槽底过渡圆角半径r1=0.6 mm;槽口过渡圆角半径r2=0.3 mm。水泵泵体的内径R1=15 mm, 外径R2=36.5 mm;水泵底座内径R3=36.65 mm, 厚度b=5 mm。取模型高度L=8.6 mm。由结构参数可知, 密封圈的径向挤压量为0.6 mm, 压缩率为19.35%。
1.2 材料非线性模型及参数
该水泵O形密封圈的材料为三元乙丙橡胶 (EPDM) , 三元乙丙橡胶的超弹性决定了该材料几乎是不可压缩的, 因此可用应变能函数来描述其应力-应变非线性。本文选用两常数的MooneyRivlin材料模型, 即
式中, W (I1, I2) 为修正的应变能密度, MPa;C10、C01为Rivlin系数, MPa;I1、I2分别为第一、第二Green应变不变量。
假设该材料为各向同性, 取泊松比μ=0.499, 可由以下公式得到该材料的弹性模量E、Rivlin系数及不可压缩系数[8]:
式中, H为橡胶硬度, IRHD;E为橡胶弹性模量, MPa;D1为不可压缩系数, MPa-1。
由于该汽车水泵O形密封圈的工作温度范围为-40~130℃, 因此需要考虑温度对密封圈橡胶材料属性的影响[8]:
式中, H为环境温度为t时的材料硬度, IRHD;H0为标准室温 (23℃) 下的材料硬度, H0=85IRHD;t为环境温度, ℃;β为温度修正系数, IRHD/℃。
由文献[8]可知, 当标准室温下材料的硬度为85IRHD时, 温度修正系数β=-0.175IRHD/℃, 代入式 (6) 可求得不同温度下橡胶的硬度。再将硬度分别代入式 (2) ~式 (5) , 即可得到不同温度下三元乙丙橡胶的弹性模量、Rivlin系数及不可压缩系数, 结果如表1所示。
与O形密封圈接触的水泵泵体和底座的材料均为AL6061, 其弹性模量为71 GPa, 远大于三元乙丙橡胶的弹性模量 (表1) , 因此可将水泵泵体和底座简化为刚体进行分析。
2 有限元模型的建立与验证
2.1 有限元模型的建立
利用ANSYS软件建立O形密封圈与泵体密封槽和底座接触的二维轴对称有限元模型, 如图2所示。将密封槽和底座简化为刚体, 单元类型及边界条件如下:
(1) 单元类型。密封圈采用HYPER56轴对称单元, 接触面采用二维面!面接触单元。设定刚性平面为目标面, 采用目标单元TARGET169;密封圈表面为接触面, 采用接触单元CONT-AC172;在密封圈与槽底、槽侧、底座接触的地方共设置三个接触对。采用自由网格划分, 设定智能单元尺寸 (smart sizing) 的等级为2, 共得到986个单元, 893个节点。
(2) 边界条件。分别约束密封圈与槽底、底座初始接触点的y向位移, 使其不发生转动;对右侧底座施加x向的压缩位移-0.6 mm;对密封圈下部施加冷却液压力p (≤0.3 MPa) 。
2.2 模型的可信度评估
由于接触压力的分布呈现高度局域性, 故槽侧的接触压力对槽底接触压力的影响很小, 因此可由槽底的接触压力来判断模型的可信度。由经典赫兹接触理论[9]可知, 弹性圆柱与左右两刚性平面接触, 其最大接触压力为
式中, F为单位长度的压紧力, N/mm;d为密封圈直径, mm;E0、μ0分别为标准室温下橡胶的弹性模量 (MPa) 、泊松比。
由式 (7) 可以得到无液体压力作用 (p=0) 且对刚性平面施加压紧力F=1 N/mm时, 标准室温条件下密封圈的最大接触压力pc的解析解为1.943 MPa;而采用有限元模型得到的数值模拟结果为1.868 MPa, 两者间的误差为3.86%, 可知:采用本模型得出的数值计算结果的误差可控制在5%以内, 按照工程计算要求, 计算结果具有足够的精确度, 且由于数值模拟结果小于解析解, 因此采用数值模拟结果分析密封性更可靠。
3 结果与讨论
3.1 温度对接触压力、等效应力的影响
接触压力是衡量密封圈密封性的关键因素之一。由于冷却液压力作用在密封圈底部, 因此该密封圈的密封性取决于它与左侧槽底及右侧底座之间接触压力的大小。图3所示为冷却液压力p=0.3 MPa、摩擦因数f=0.3时, 不同温度下密封圈左右两侧的接触压力分布。由图3可知:随着温度的升高, 密封圈左右两侧的接触宽度几乎不变, 而最大接触压力均迅速减小, 且接触压力几乎相对于y=0呈对称分布, 略微向y轴正方向偏移。密封圈顶部接触压力及摩擦力的存在, 导致相同温度下密封圈右侧的接触压力略大于左侧的接触压力, 因此右侧的密封性略高于左侧的密封性, 且随着温度的升高, 接触压力减小, 导致密封可靠性降低, 但在极限工况温度时最大接触压力都远高于冷却液的液体压力 (0.3 MPa) , 因此都能满足密封性要求。
图4所示为密封圈最大应力随温度的变化曲线 (p=0.3 MPa, f=0.3) 。由图4可知:左右两侧最大接触压力及最大等效应力均随温度的升高呈幂指数减小, 当温度较低时, 减小的幅度较大, 当温度较高时, 减小的幅度变小。当密封圈在宽温度域工作时, 密封圈所受的接触压力及等效应力均为变应力, 当变应力的幅值增大到一定程度时, 有可能引起密封圈的早期疲劳失效。
3.2 液体压力对接触压力、等效应力的影响
由于该水泵工作时密封圈承受的冷却液压力不超过0.3 MPa, 因此有必要探讨液体压力对密封圈性能的影响。图5所示为摩擦因数f=0.3、温度t=130℃时, 不同液体压力作用下, 密封圈左右两侧接触压力分布。由图5可知:随着液体压力的增大, 密封圈左右两侧的接触宽度变化很小, 而接触压力的峰值均略有增大, 且由于液体压力的作用, 导致接触压力的峰值向y轴正方向偏移。
图6所示为密封圈最大应力随液体压力的变化曲线 (f=0.3, t=130℃) , 由图6可知:密封圈左右两侧最大接触压力均随着液体压力的增大近似呈线性增大趋势。由于左侧最大接触压力始终小于右侧最大接触压力, 因此密封性主要取决于左侧接触压力, 且由于其最大接触压力远大于液体压力, 因此可满足密封性要求。但是左侧最大接触压力增大的速度比液体压力增大的速度小, 因此液体压力的增大将引起密封可靠性下降。再者, 随着液体压力的增大, 密封圈的最大等效应力几乎不变, 说明其强度与液体压力关系不大。
3.3 摩擦因数对接触压力、等效应力的影响
图7所示为冷却液压力p=0.3 MPa、温度t=130℃时, 不同摩擦因数作用下, 密封圈左右两侧接触压力分布。由图7可知:随着摩擦因数的增大, 密封圈左侧接触压力的变化几乎可以忽略不计, 而右侧接触压力的峰值略有增大, 且向y轴正方向偏移。
图8所示为最大应力随摩擦因数的变化曲线 (p=0.3 MPa, t=130℃) , 由图8可知:当摩擦因数为0时, 左右两侧最大接触压力相同;而随着摩擦因数的增大, 密封圈左侧最大接触压力几乎没有变化, 但其右侧接触压力近乎呈线性增大, 导致右侧最大接触压力略大于左侧最大接触压力, 因此该密封圈的密封性主要取决于左侧接触压力的峰值。由于左侧最大接触压力远大于液体压力且变化不大, 故该密封圈具有可靠的密封性, 而摩擦因数对密封的可靠性影响不大。再者, 密封圈的最大等效应力随着摩擦因数的增大先迅速减小, 后缓慢增大, 当f=0.1时, 最大等效应力达到最小值, 此时强度最优。
4 结论
(1) 温度增高将引起接触压力峰值呈幂指数减小, 导致密封可靠性降低, 但在宽温度域 (-40~130℃) 工况下, 接触压力的峰值始终远大于液体压力, 因此该密封圈具有可靠的密封性。
(2) 液体压力的增大虽然会引起接触压力峰值的增大, 但是其增大的速度比液体压力增大的速度小, 因此将引起密封可靠性下降。
(3) 摩擦因数对密封的可靠性影响不大。
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