異型密封圈計算泄漏量與參數化優化過程

1.%2.%3 后處理

圖325接觸壓力云圖

從接觸壓力云圖可以得出，異型密封圈主密封接觸壓力達到18 MPa，并且接觸部位的接觸狀態穩定，沒有發生斷層和突變，說明不會發生泄漏。

圖326軸承支撐反作用力

根據泄漏量計算公式，需要知道密封圈所受載荷的大小，此處便使用支撐軸承的反作用力間接得到密封圈所受載荷，而密封間隙寬度則需要通過計算接觸面積來求得，這里便需要使用命令來實現：

1	set,last	!選擇計算迭代的最終步
2	cmsel,s,pressure	!通過名稱選擇pressure的下半部分的所有節點
3	cmsel,a,pressure2	!通過名稱增選pressure2的下半部分的所有節點
4	esln,s,1	!選擇附加到節點的element
5	esel,r,type,,cid1	!只重新選擇類型為“cid_1”的接觸element
6	etable,estat,cont,stat	!保存已選擇單元列表
7	esel,s,etab,estat,3	!選擇接觸部分
8	etable,c_area,VOLU	!選擇接觸元件面積
9	ssum	!面積相加
10	*get,t_area,ssum,0,item,c_area	!將結果存儲到t_area
11	my_area=t_area/4.84	!求取密封間隙寬度并將結果輸出到my_area

2.%2.%3 泄漏量計算

經過上述的仿真流程，得到了密封間隙的寬度和密封圈的徑向載荷，然后再使用MATLAB平臺將公式編入功能函數進行泄漏量的計算。以下便是泄漏量計算功能函數的代碼：

function [s] = LLJS(L,W)	%L為密封間隙寬度，W為受到的徑向載荷
L=L/1000;	%換算單位為M
P1=13.16e6;	%內壓
P2=11.76e6;	%外壓
k=0.5;	%暴露損失所占比重
A=0.2e-3;	%振幅M
v=220e-6;	%運動粘度M2/S
rho=930;	%密度KG/M3
eta=v*rho;	%動力粘度N*S/M2
nRotation=80;	%轉速rpm
D=55e-3;	%直徑M
N=36;	%周期個數
V=nRotation*pi()*D/60;	%線速度M/S
W=W*N/D/pi();
h=sqrt(0.1602*eta*V*L.^2/W);
f=@(x) sin(2*N*x/D)./(A.^2*(sin(2*N*x/D)).^2+1).^0.5;
s=(1-k)/2*N*A*h*V*integral(@(x)f(x),0,pi());
g=(1+k^3)*h^3*D*pi()*(P1-P2)/12/eta/L;
s=(s+g)*rho*10e6;	%換算單位為mg
s=s*3600;	%一小時泄漏量mg/h
end

使用時，在命令窗格中調用LLJS（）函數即可計算得出結果。例如，在上述例子中，密封圈所受載荷為374.21 N，密封間隙接觸寬度為2.14 mm，則計算命令為“LLJS(0.214,374.21)”，得出計算結果5.04 mg/h。

通過上述得到的函數可以得到密封圈所承受載荷對泄漏量的影響規律以及密封間隙接觸寬度對泄漏量的影響規律。設置函數初始值為LLJS(2.5,480)，假設密封間隙接觸寬度取值范圍為[0.5,3.5]，承受載荷取值范圍為[350,600]，則獲得如下規律：

 

(a)密封間隙接觸寬度對泄漏量的影響           (b)承受載荷對泄漏量的影響

(c)密封間隙接觸寬度和承受載荷對泄漏量的影響

圖328泄漏量隨密封間隙接觸寬度和承受載荷的變化規律

從上圖中可以看出，當承受載荷不變時，密封間隙接觸寬度越大，泄漏量越大，原因在于，隨著密封間隙接觸寬度增大，若承受載荷不變，則接觸部位的接觸壓力將會減小，由于流體壓力的作用，密封間隙高度將會增大，導致泄漏量增大。同理，當密封間隙接觸寬度不變時，承受載荷越大，接觸部位的接觸壓力越大，密封間隙高度降低，泄漏量減小。該規律與公式反映的規律一致。

3.%2.%3 優化結果

3.1.%3.%4 各結構參數對異型密封圈性能的影響規律

（1）主密封內徑余量C

（a）主密封泄漏量                      （b）擋砂瓣尖端接觸間隙

圖330主密封內徑余量對各性能參數的影響規律

圖331主密封內徑余量對主密封接觸壓力的影響規律

（2）主密封直徑D

（a）主密封泄漏量                      （b）擋砂瓣尖端接觸間隙

圖332主密封直徑對各性能參數的影響規律

（3）主密封突出基體高度CE

（a）主密封泄漏量                      （b）擋砂瓣尖端接觸間隙

圖333主密封突出基體高度對各性能參數的影響規律

（4）基體厚度T

（a）主密封泄漏量                      （b）擋砂瓣尖端接觸間隙

圖334基體厚度對各性能參數的影響規律

（5）擋砂瓣內徑余量C2

（a）主密封泄漏量                      （b）擋砂瓣尖端接觸間隙

圖335擋砂瓣內徑余量對各性能參數的影響規律

（6）尖端與軸承夾角F1

（a）主密封泄漏量                      （b）擋砂瓣尖端接觸間隙

圖336尖端與軸承夾角對各性能參數的影響規律

（7）擋砂瓣尖端角度F2

（a）主密封泄漏量                      （b）擋砂瓣尖端接觸間隙

圖337擋砂瓣尖端角度對各性能參數的影響規律

（8）溝槽內徑干涉量C3

（a）主密封泄漏量                     （b）擋砂瓣尖端接觸間隙

圖338溝槽內徑干涉量對各性能參數的影響規律

圖339溝槽內徑干涉量對主密封接觸壓力的影響規律

3.2.%3.%4 各結構參數對異型密封圈性能影響程度對比分析

對各結構參數對異型密封圈性能的仿真數據進行統計分析，結果如下圖所示：

圖342各結構參數對主密封泄漏量的影響范圍

圖343各結構參數對擋砂瓣尖端接觸間隙的影響范圍

3.3.%3.%4 最終優化結果

因此，異型密封圈的關鍵結構參數及其對應的取值如下：

表34優化前后關鍵結構參數及其取值

參數	基體厚度	主密封內徑余量	主密封圓弧突出基體高度	溝槽內徑干涉量	擋砂瓣內徑余量	擋砂瓣尖端角度	尖端與軸承夾角
優化前	4.0 mm	0.1 mm	1.5 mm	1.2 mm	0.15 mm	35 °	25 °
優化后	5.5 mm	0.4 mm	2.7 mm	1.3 mm	0.4 mm	45 °	20 °

優化前后結果對比如下：

 

（a）優化前                            （b）優化后

圖344異形密封圈優化前后應力對比

 

（a）優化前                            （b）優化后

圖 345異形密封圈優化前后接觸壓力對比

 

（a）優化前                            （b）優化后

圖 346異形密封圈優化前后擋砂瓣尖端接觸間隙對比

優化前后異型密封圈各性能指標如下：

表35優化前后異型密封圈性能變化

性能指標	密封圈最大應力	主密封接觸壓力	主密封接觸寬度	主密封承載	主密封泄漏量	擋砂瓣尖端接觸間隙
優化前	7.774 MPa	19.213 MPa	2.45 mm	550.3 N	282.79 mg/h	0.00393 mm
優化后	4.526 MPa	14.742 MPa	0.86 mm	499.2 N	43.10 mg/h	0.000129 mm

經過密封圈結構的參數優化，使得密封圈主密封泄漏量下降85%，擋砂瓣尖端接觸間隙下降96%，效果明顯。從數值上看，泄漏量為43 mg/h，牙輪鉆頭儲油囊能夠用于補充的儲量約為25 g，則理論上潤滑脂耗盡需要580 h，若存在壓力波動等復雜情況，則工作時間會有一定程度的減少。擋砂瓣尖端接觸間隙為0.000129 mm

仿真源文件見以下內容