斯特圈密封性能影响因素分析.docx
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斯特圈密封性能影响因素分析
第1章研究任务简介
本课题研究在静止状态下的O型圈的压缩率和液体压力对斯特圈密封性能的影响。
斯特圈是两种同轴密封件之一,主要有挡圈和O型圈组成[1-2]。
挡圈所用的材料主要是PTFE聚四氟乙烯,俗称塑料王,具有耐磨,耐热,动静摩擦系数极低的特点[3-4]。
因挡圈的截面形状不同,斯特圈可以分为不同种类[1,5-7]。
O型圈多采用标准件,所用的材料多为NBR丁腈橡胶,俗称橡胶王。
斯特圈在安装的时候把O型圈和挡圈利用专门的工具装在液压缸的沟槽中。
挡圈对O型圈进行预压缩,而O型圈则因变形而产生回弹力,使挡圈也压缩[8-10]。
在流体进来之后,液压力作用在挡圈和O型圈上,使O型圈压向沟槽一侧,挡圈压向活塞杆。
此时O型圈与液压缸和挡圈形成接触面,阻止液体流出。
挡圈和活塞杆之间也形成接触面。
通过分析在不同压缩率和不同液体压力下的矩形圈和活塞之间的接触压力,来判断密封是否可行可靠[10-12]。
研究这两个因素对密封性能的影响,将对我们如何在生产生活中,在不同的工况下,选用合适安全的斯特圈有重要的指导意义。
第2章CAD建模
2.1软件的选择(介绍)
本项目主要求解接触压力的大小,斯特圈是一种标准件,可以进行查表得到一种斯特圈的尺寸,还有相应沟槽的尺寸,对其进行建模分析。
同时,因为挡圈的材料是PTFE(聚四氟乙烯),O型圈的材料是NBR(丁睛橡胶),这样的话就有了材料非线性这个因素[8,13]。
因此,可以考虑运用非线性静态静力分析,这样就可以达到我们的目标。
也考虑到我们项目的实用性,或者使这个项目产生更大的实际效益,可以把模型做成纯参数化的。
同时保持CAD模型和FEM有限元模型,SIM仿真模型相关联,可以随时改变原来CAD模型参数为另一组斯特圈[14-16]。
如此,在CAE环境中可以自动更新网格再次求解分析得到结果。
这将会是极好的。
结合本人所擅长的软件类型,我优先考虑NX。
对我而言,这个软件的纯数化参建模一向是很好用的。
所以很符合这个项目的需要。
这是一个交互式CAD/CAM(计算机辅助设计与计算机辅助制造)系统,可以轻松实现各种复杂实体及造型的建构。
它在诞生之初主要基于工作站,但随着PC硬件的发展和个人用户的迅速增长,在PC上的应用取得了迅猛的增长,已经成为模具行业三维设计的一个主流应用。
2.2建模过程
图1
图2
图1就是我们的CAD模型的二维装配示意图,尺寸的来源是GB/T15242.1—1994。
图2就是我们的模型的三维装配图,为方便大家观察,并且是一个轴对称图形,本人已将其剖切。
因为这个模型比较简单,所以对于其实如何建模的就不再叙述。
第3章CAE分析
3.1软件的选择(介绍)
为了做到CAD还有CAE的无缝结合以及即使交互,并且考虑到本次有限元求解的内容比较简单,所以就选择了NX11.0.1自带的有限元模块NXNastran。
Nastran,即NASA结构分析系统,是1966年美国国家航空航天局(NASA)为了满足当时航空航天工业对结构分析的迫切需求,主持开发大型应用有限元程序的招标,有多家软件开发商中标并参与了结构分析求解器的开发过程。
1969年NASA推出了其第一个Nastran版本,称为COSMICNastran。
COSMICNastran是放在publicdomain上的公开发售版本,Nastran和COSMIC是NASA的注册商标。
NXNastran是一个通用有限元分析计算机程序,该程序可用于处理各种工程问题。
NXNastran主要使用FORTRAN语言编写,该程序经过优化,运行效率高,并可在各种不同的计算机和操作系统上生成一致的结果。
本次有限元分析,通过调用NXNastran结构分析模块,建立SOL106非线性静态—全约束解算方案来得倒接触压力的大小还有分布情况。
3.2建模过程
3.2.1计算模型简化说明
打开NX软件,完成上面的装配的内各个零件的零件图建模。
将每个零件单独保存在同一个文件夹下面。
在NX里面新建文件为装配体,将文件保存在之前的零件模型所在的文件夹里面。
依次添加零件,完成装配体。
在原来建模的环境中,保持并确立各个零件与世界坐标系的位置关系。
添加零件的时候,零件的定位方式为绝对坐标系,这样无需通过装配约束来修改各个零件之间的相对位置。
本次有限元分析,要求出各个接触面之间的接触压力。
同时在液体压力的作用下o型圈和挡圈以及缸体之间必定会发生相对大的位移。
所以,应该在装配FEM文件中进行仿真分析。
考虑到CAD环境下对零件进行尺寸修改之后,装配FEM文件中的模型之间相对位置也发生相应变化。
所以这个装配FEM模型应该是具有关联关系的装配FEM模型。
因此在装配环境中点击,文件,新建仿真,选择NXNastran,并将文件保存在和装配体同一个文件夹中。
按照这个逻辑建立的装配PRT模型和装配FEM模型,在不修改零件的关键位置尺寸时,这两个装配体内部模型的位置关系是关联在一起的。
这为我们后面改变尺寸再进行有限元分析打下基础。
1.理想化模型
进入CAE模块之后,选择求解器为NXNastran,分析类型为结构,如图3所示。
这个时候我们可以看到在仿真导航器里面看到有一个X_i.prt这样一个文件。
这个叫做理想化模型文件,和主模型X.prt是直接关联的。
可以这个文件里面消去一些工艺圆角等特征。
因为我们的FEM模型和CAD模型是直接关联的,所以在CAD模型中已经消去这些个特征,没有必要进行理想化模型。
2.定义材料的物理属性
定义材料的一些物理属性,包括密度,杨氏模量,剪切强度,屈服强度,泊松比等。
可以选择并定义要在所构建的仿真和机构中使用的材料和材料属性。
必须先将材料指派给模型,然后才能求解模型。
我们将液压缸和活塞杆的材料定义为STEEL,这个可以直接调用挼见自带的库材料。
另外的PTFE和NBR材料,可以建立本地材料,然后查阅相关资料来得到需要的数据,如表1所示。
图3
本人采用显示建模的方法,在指派了材料之后,建立物理属性表。
物理属性表主要为网格管理器服务,一般采用默认参数,只要修改一下材料就可以。
在网格管理器里面选用PSOLID类型,然后选择之前定义的物理属性表。
网格管理器的主要做用是存放还有管理划分好的网格。
可选择使用从某个体继承的材料,或者可将新材料分配给网格收集器所用的物理属性表。
网格收集器定义共享相同的材料、物理和显示属性的网格组。
材料
密度g/cm^3
杨氏模量MPa
泊松比
超弹性参数
STEEL
7.82
2.1*10^5
0.3
NBR
0.99
6.1
0.499
C10=1.87
C01=0.47
PTFE
2.2
800
0.4
表1
3.划分网格
通过观察我们的模型不难发现挡圈还有O型圈的的体积比较小,同时液压缸还有活塞杆与密封件之间的接触区域也并不大。
所以有必要使用网格控件对相关的表面进行处理,使得接触区域的表面网格比较密集,以得到更加准确的结果。
将液压缸的沟槽的三个面定义面密度为2MM,O型圈还有档环的面密度为1MM,活塞杆与挡圈的接触区域面密度为2MM,然后我们划分网格。
如图4所示,点击要划分网格的零件模型,选择单元的类型为CTETRA(10)。
定义使用十个节点的四面体单元连接。
节点多了,计算起来就会比较慢,但是结果更加精确。
网格的大小可以使用自动计算,不必刻意修改太小。
单元多了计算慢,单元少了容易失败。
选择目标搜集器为我们定义好相应材料的。
其余参数设置为默认,只有在遇到当前的划分结果失败的时候才去改动。
依次选择完所有的零件,划分的结果如下表2所示
网格划分的质量如图5所示,有两个警告点是很正常的事情,不必再去修改。
零件名
搜集器名称
单元大小
单元数量
液压缸
Solid
(1)
13.3
983
活塞杆
14
1660
O型圈
Solid
(2)
3.5
15096
挡圈
Solid(3)
3
10618
表2
图4
3.2.2边界条件
图5
单击,文件,新建仿真,选择NXNastran仿真,如此可以新建关联的仿真文件,保存在同一个文件夹里面。
这是一种显示建模仿真的流程。
如果已经建立了一个仿真文件,可以在仿真文件视图里面找到并切换进去。
1.约束施加
图6
在液压缸的非密封件沟槽表面以及与活塞接触的那个表面设置约束为固定,也就是对于所有的选定节点的DOF1~6全部固定。
同样对于活塞杆上面除了接触的区域之外全部固定,当然这个接触区域是大于液压缸上面的沟槽的,结果如图6所示。
2.载荷施加
在密封件和密封沟槽的左侧区域添加液体压力。
因为要考虑不同的液体压力对密封性能的影响,所以应该添加5组,为6MPa,12MPa,18MPa,24MPa,30MPa。
液压力的效果会在仿真时候表示出来。
3.接触建模
在仿真对象类型里面,选择面对面接触。
切换类型为手动创建,因为这个模型是比较简单,但是其接触的情况还是比较复杂的。
我们不妨先定义接触区域,更加系统简洁地设置接触情况。
如图7所示,除了静摩擦系数通过查表来修改,别的参数均保持默认,只有在求解不收敛的情况下面才修改。
表3所示为各个接触面上的静摩擦系数。
区域
沟槽与O型圈
沟槽与挡圈
活塞杆与挡圈
O型圈与挡圈
系数
0.15
0.005
0.005
0.05
表3
图7
本项目的预压缩实现方法是使用O型圈和挡圈之间的过盈配合,将选定的挡圈的接触表面向外面偏置O型圈的过盈量。
3.3模拟结果分析与处理
同轴密封件是挤压型密封件,所以斯特圈也是这样子。
当同轴密封件安装到密封沟槽内,且滑环与配合件耦合面接触后,弹性体O型圈压缩滑环压抵耦合面上形成初始密封。
随着密封工作介质压力的提高,将滑环同弹性体一起推向密封沟槽侧面。
弹性体进一步变形,密封能力进一步提高。
O型圈不在直接接触往复运动的配合耦合界面,所以没有被挤出的风险,而且寿命长。
同时可对滑环的一定微量磨损有一定的补偿作用。
因此同轴密封件是具有自封作用的密封圈。
3.3.1安装状态下的受力情况
我们在装配图上面发现,挡圈和活塞杆之间有一个间隙。
如果O型圈的压缩率很小,那么无法产生足够的回弹力使挡圈压缩,消除原有装配间隙,并抵靠在活塞杆上形成初始密封。
所以有必要研究一下没有液体压力时候各个接触面上的接触压力分布情况。
以下图片是压缩率分别为6%,18%,30%情况下的O型圈还有挡圈的变形位移情况,以及接触压力的分布情况。
从这三组图片我们可以发现如下问题:
图8(a)图8(b)
图9(a)图9(b)
当预压缩量太小的时候,因为挡圈的杨氏模量比较大,所以O型圈无法把挡圈压在活塞杆上形成有效的接触压力,这个时候通低压流体,那么就无法形成有效的密封。
图10(a)图10(b)
O型圈的变形并不是呈现为轴对称的,特别是在压缩量并不大的情况下面。
主要原因应该是O型圈的各个接触面上的摩擦系数不是一样的,同时这一些个接触面上的法向压力也是不一样的,这就导致了受到的摩擦力也不一样。
所以,在这里使用轴对称的分析有点不妥。
对于活塞杆形成较大的接触压力的地方并不是在挡圈和活塞杆接触区域的中间,或者说是在O型圈与挡圈作用的对应下方,而是在挡圈的两边与活塞杆接触的区域,但并不是在两边。
这就要求挡圈的表面质量比较高,不可以出现裂纹或者其他容易形成应力集中的问题。
但是,这个分析无法体现假如在挡圈边上的圆角对应力的影响。
基于上述的分析结果,我们可以选择挡圈会直接受到液体压力的边界附近上的节点分析压缩量对接触压力的影响情况。
如下表4所示
压缩量
最大接触压力
最小接触压力
平均值
6%
0
0
0
12%
0
0
0
18%
0.0000132
0
0
24%
1.182
0.595
0.813
30%
3.733
3.26
3.5732
表4
3.3.2压缩率对接触压力的影响
下图为液体压力为20MPa时候一次增大压缩率为6%、12%、18%、24%、30%,液压缸,挡圈,还有活塞杆上的接触压力的分布情况。
我们可以发现,O型圈和液压缸之间的接触是比较容易发生泄露的,同时在这个液体压力下面,无法看出在压缩率从6%增加到18%,液压缸处的最大接触压力有什么明显的增加或者减少。
图11(a)图11(b)图11(c)
图12(a)图12(b)图12(c)
图13(a)图13(b)图13(c)
图14(a)图14(b)图14(c)
图15(a)图15(b)图15(c)
图16
如图16所示,随着压缩率的增加,接触压力并不是很明显的呈现增加的趋势。
这就说明在10MPa~到20MPa的时候,接触压力的提高与O型圈的预压缩没有太大的关系,而在20MPa以上,我们发现液压力有基本呈线性的增加趋势。
综合上面的情况,当压力在10MPa之上的时候,我们没有必要选择太大的预压缩率因为,这个时候对我们的接触压力并没有相当大的益处。
但是增加了与压缩率也就是增加了挡圈和O型圈的过盈配合量,而O型圈的受摩擦力不平衡必定导致这两个零件之间发生相对运动,这样就加剧了O型圈的磨损。
3.3.3液体压力对接触压力的影响
下面为压缩率为18%时候,液压缸,挡圈,还有活塞杆上的接触压力的分布情况,因为O型圈的接触压力情况可以在挡圈还有液压缸上面反映出来,所以就不做说明了。
我们可以发现以下几个情况:
在没有通流体的情况下,原本不接触的挡圈和活塞杆部分现在变得接触了,而且接触应力还不小。
这主要是因为挡圈也受到了液体压力的作用。
同时我们发现在活塞杆上的接触压力最先出现大规模较大接触压力的地方是在O型圈与挡圈还有液体共存的边界那一带的正下面。
这主要是因为O型圈因为液压力发生严重变形,各种力之间作用情况复杂导致的。
这就要求O型圈的表面质量好,不可以有伤痕、裂纹之类的。
图17(a)图17(b)图17(c)
同时我们还发现最容易出现泄露的情况发生在液压缸和O型圈接触的区域,特别是在中高压力下的情况,在30MPa到40MPa的时候,已经出现泄露,即使最大的接触压力也小于液体压力,这是一个很糟糕的情况,应当注意。
下图16为液压缸与O型圈的接触区域上某个环上的最小接触压力和液压力的关系图,在这张图里面我们发现在10MPa~30MPa的时候,最小的接触压力随液体压力的增加而增加,并且这个关系基本上是线性的。
并且液体压力和最小接触压力基本相等,这是一种相当危险的情况。
在30MPa~50MPa之间,密封基本失效。
图18(a)图18(b)图18(c)
图19(a)图19(b)图19(c)
图20(a)图20(b)图20(c)
图21(a)图21(b)图21(c)
可以说,在压力在中高程度时,这样挤压密封其主要作用的还是液体的压力。
同时,在犯罪感很重我们发现在这种压力下面,O型圈的与液体接触的那一面基本被压平。
所以条件允许的情况下,应该使用更加粗大坚硬的O型圈。
图22
第4章结论
本课题主要研究了三种情况下的姐欻压力大小,并且将最小接触压力作为判断是否可以密封的依据,主要结论如下:
由于挡圈存在相对于O型圈很大的弹性模量,所以在液体压力不大或者没有的情况下需要O型圈有很大的压缩量才可把挡圈压在活塞杆上。
在10MPa以上液压力下,O型圈的压缩量对于提高接触压力的作用很小,所以这种情况下,不必使用大的与压缩量。
液体压力增加使接触压力增大,这种关系在实验中一直存在。
但是太大了会把接触的O型圈压坏,所以这时候应该使用更加粗大硬的O型圈。
第5章参考文献
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