斯特林机活塞杆帽式密封结构改进研究*

杨东亚 孙荣拓 李佳骏 薛 薇

(兰州理工大学机电工程学院 甘肃兰州 730050)

斯特林机是一种外部供热的活塞式发动机，以气体(氢气或氦气)为介质，按闭式回热循环方式工作。活塞杆处介质泄漏是斯特林发动机常见的故障现象，也是最难解决的问题之一[1]。

针对活塞杆密封问题，很多研究人员通过有限元分析法对O形圈进行优化分析，发现了通过合理设计O形圈截面形状可改变内部应力及接触应力的大小及分布，以达到提升密封性能的效果。周立臣[2]分析了几种改进O形圈的力学特性，证明改进截面为“D”形可以提升密封性能。韩传军和张杰[3]对X形密封圈进行了优化设计并分析验证了优化结果。刘先斌和廖兰[4]针对气体密封，将O形圈截面改进为锥形，并验证了改进后可提高密封性能。蔡智媛等[5]利用ANSYS软件分析了液压格莱圈密封轴向推进和径向压缩两种预压缩的静密封性能，并得确定了不同介质压力和压缩率应选择的预压缩方式。针对斯特林机活塞杆密封问题，TANAKA[6]研究发现带有“润滑环”的组合密封装置具有良好的密封性能。兰州理工大学研究人员对斯特林机密封结构和关键零部件做了较为深入的研究和设计。其中杨东亚等[7]和CHANG[8]确定了帽式密封基本结构，并分析验证了该结构可满足斯特林机活塞杆的密封需求；
曹文翰[9]通过分析和实验建立材料摩擦磨损模型，提出了多场耦合下密封数值模拟方法，设计了CL盖封密封件，并验证了其优化效果；
张甜等人[10]分析了过盈量和压缩量对帽式密封性能和寿命的影响规律；
李东轩等[11]利用ABAQUS软件进行了帽式密封稳态和瞬态分析并探析了不同介质压力下的有效密封区域，同时还研究了摩擦热对于密封性能的影响。但迄今为止，鲜见对帽式密封结构的改进研究。

斯特林机中高压介质会使密封圈变形而与活塞杆非理想接触，另外工作时密封装置上下交变压差会致使密封圈与活塞杆贴紧力不稳定。针对以上问题，本文作者对帽式密封结构进行改进设计，并进一步探究关键工况参数对改进密封结构的影响规律，为帽式密封的优化设计提供依据和指导。

1.1 密封机制

原有帽式密封结构如图1所示，由活塞杆、垫板、密封圈、O形圈和挡圈组成。其密封效果通过密封圈与活塞杆过盈配合安装和O形圈的压缩预紧提供。在活塞杆往复运动的过程中密封圈会产生磨损，但在O形圈所提供的径向力作用下，磨损的密封圈会被不断补偿以维持密封效果并延长帽式密封结构的寿命。帽式密封的安装如图2所示。

图1 帽式密封结构1/4剖视图Fig.1 Cap-type combination seal construction 1/4 section view

图2 帽式密封Fig.2 Cap-type seal

1.2 模型建立

利用ANSYS建立尺寸如图3所示简化帽式密封的2D轴对称模型，并将改进结构使用同样基础尺寸和建模方法建立相应模型。

图3 模型尺寸Fig.3 The model size

使用轴对称模型可在保证计算准确度的前提下简化计算，缩短计算时间。其结构、约束和边界条件均为轴对称分布，符合密封结构的特性，因此将模型简化为二维轴对称问题。

图4所示为研究的4种结构的有限元模型，结构1为现有帽式密封结构简化模型，其余3种结构为文中提出的改进结构。其中结构2两个密封圈截面内侧均为弧线；
结构3两个密封圈截面内侧均为直线；
结构4两个密封圈截面内侧均为直线，O形圈截面形状改为鼓形。

图4 各结构有限元模型Fig.4 Finite element model of each structure: (a)structure No.1;(b)structure No.2; (c)structure No.3;(d)structure No.4

密封圈、挡圈均采用聚四氟乙烯基复合材料，具体参数见表1。

表1 密封圈材料参数Table 1 Sealing ring material parameters

O形圈均采用耐油氟橡胶，为超弹材料且具有高度非线性。为了准确模拟其性能，文中采用Mooney-Rivlin模型描述其力学特性，其表达式为

(1)

式中：W为应变能；
cij为材料的Mooney-Rivlin系数，具体参数见表2。

表2 O形圈材料参数Table 2 O-ring material parameters

其余部分为默认材料Structural Steel。

为得到高质量网格和较准确的分析结果，将O形圈进行三角形网格划分。为利于整个模型收敛，将除O形圈之外的所有结构使用自动划分，并且将密封圈的网格大小调整，将密封圈和O形圈的所有接触区域进行网格密化。

1.3 基本假设

为简化模型，提高运算效率，文中假设一切限定环境与参数在分析中不发生变化，且除分析中控制的环境和条件外，忽略其他影响因素。

1.4 约束与载荷

模型中所有接触均为摩擦接触，法向刚度设定为因数，数值为1，更新刚度为每次更新，时步自动平分。固定挡圈，将载荷施加分为三步，第一步通过控制远程位移使各个模型匀速完成预压缩，第二步在模型上侧匀速施加介质压力，第三步给活塞杆添加往复运动，以模拟实际工况。载荷与边界条件见表3。

表3 载荷与边界条件Table.3 Load and boundary conditions

2.1 密封性能分析

图5所示是4种模型O形圈的von Mises等效应力云图。O形圈的应力表现对帽式密封的自补偿功能有极大的影响，尤其是径向应力分布是否均匀是衡量结构质量的关键。通过比较可以发现，在相同条件下，结构1的应力分布由于介质压力的影响非常不均匀，应力主要集中在与密封圈下端接触位置；
结构3、4、5中，由于减小了O形圈受介质压力的影响，应力表现相对于结构1更分散并且分布更均匀，最大等效应力也更小。其中结构2、3的最大等效应力值只有结构1的57.5%和47.6%。另外，结构3中的径向应力集中最为明显，结构2、4中O形圈径向应力相对于结构3有明显的分散，尤其是结构4，几乎消除了该区域的应力集中并将其分散至与密封圈顶端接触的两点附近。

图5 各结构O形圈von Mises应力云图(MPa)Fig.5 O-ring von Mises stress pattern of each structure(MPa): (a)structure No.1;(b)structure No.2; (c)structure No.3;(d)structure No.4

图6所示是同条件下4种模型密封圈的von Mises等效应力云图。可以看出，结构1的最大等效应力集中在密封圈的内侧转角处，改进前后应力最大值基本一致，但应力分布和形变有所不同。改进后其应力主要集中在内侧密封圈中间处，外侧密封圈应力值较大。改进后有效减少了密封圈的形变，可保持与活塞杆摩擦副的稳定接触，有利于转移膜的形成，可有效提高密封结构的摩擦密封性能。同时还可看出，结构3的最大应力值较大，结构2的内侧密封圈应力分布更均匀并且最大应力值更小。

图6 各结构密封圈von Mises应力云图(MPa)Fig.6 von-Mises stress pattern of seals of various structures (MPa):(a)structure No.1;(b)structure No.2; (c)structure No.3;(d)structure No.4

图7所示为4种密封结构在相同条件下密封圈各节点的等效接触应力分布。当接触应力大于介质压力时即可实现有效密封。结构1由于密封圈受介质压力作用变形，导致在0.6～1.3 mm处无法与活塞杆保持接触，无接触应力数据，其最大接触应力值为7.9 MPa。结构2、3、4能够保证密封圈在介质压力作用下的变形量很小，可以保证密封圈与活塞杆接触一侧始终贴合。结构2最大接触应力值为29.99 MPa，结构3为22.84 MPa，结构4为29.01 MPa。3种改进结构均能保证密封效果，且相对于结构1有效密封面积分别增加了40%、37%、14%。

图7 4种结构各节点接触应力值Fig.7 Contact stress values of each node of the four structures

3种改进结构中对扣密封圈外圈各节点的接触应力如图8所示，可见3种结构的接触应力均大于介质压力，可以实现有效静密封。其中结构2的接触应力数值较大且分布最均匀。

图8 改进结构密封圈外圈各节点接触应力值Fig.8 The contact stress values of each node of sealing ring outer ring of improved structures

综合以上分析可知，改进结构在介质压力5 MPa、压缩比15%、活塞杆往复速度10 m/s的条件下能够实现有效密封，并且相较现有结构动密封区域接触应力更加平稳和均匀，由于在滑动摩擦中，聚合物与金属表面的黏附是形成坚韧转移膜的基础[12]，所以改进结构动密封摩擦副的摩擦磨损性能更优。改进后O形圈内部的等效应力也更小、更加均匀，可有效增加装置寿命。由此可得，改进结构密封性能更好，其中结构2综合表现最佳。

2.2 关键工况参数下密封性能比较

以密封环与活塞杆间的接触应力为评价指标，通过改变介质压力、摩擦因数和活塞杆运行速度，比较不同关键工况参数下改进密封结构的密封性能，并研究各关键工况参数对改进结构密封性能的影响规律。

2.2.1 介质压力的影响

在预压缩比15%、活塞速度10 m/s、摩擦因数0.2条件下，对改进密封结构施加0～9 MPa的介质压力，得到不同介质压力下密封圈对活塞一侧的接触应力值，并利用B-样条法进行曲线拟合，得到如图9所示的接触应力变化曲线。

图9 接触应力随介质压力的变化Fig.9 Variation of contact stress with medium pressure

由图9可以看出，结构2的最大接触应力值较大，结构3较小；
3种结构接触应力都大于所受介质压力，均能达到较好的密封效果。在介质压力达到1.5 MPa之前，3种结构的接触应力均呈稳定上升趋势，其中结构2、4上升更为明显。当介质压力超过1.5 MPa后，结构2进入平稳小幅升高阶段，并在4.5 MPa时有微小波动；
而结构3、4在介质压力为5～7 MPa时最大接触应力出现了较大的波动。

综上，结构2在不同介质压力下的接触应力值最大，接触应力曲线较为平稳，即密封性能最好且最稳定。

2.2.2 摩擦因数的影响

在介质压力5 MPa、压缩比15%、活塞速度10 m/s条件下，设置密封圈与密封环之间的摩擦因数为0.02～0.5，模拟得到不同摩擦因数下密封圈与活塞接触一侧的最大接触应力，并通过B-样条法拟合曲线，结果如图10所示。

图10 接触应力随摩擦因数的变化Fig.10 Variation of contact stress with friction coefficient

由图10可知，3种结构的最大接触应力均随摩擦因数的增大而增大，接触应力都大于结构所受的介质压力，均能达到较好的密封效果。然而，在相同摩擦因数下结构2的最大接触应力明显高于其他结构。在最大接触应力变化趋势上三者较为相似，均为单调递增。通过对不同摩擦因数下接触应力的对比，可知结构2的密封性能最佳。

2.3 活塞运动速度的影响

在介质压力4 MPa、压缩比15%、密封圈与活塞杆间摩擦因数0.2条件下，设置活塞杆速度为1～20 m/s，模拟得到了不同速度下密封圈与活塞杆接触一侧在内行程和外行程中的最大接触应力，并通过B-样条法拟合曲线，结果如图11所示。

图11 接触应力随活塞速度的变化Fig.11 Variation of contact stress with piston velocity

由图11可知，在不考虑流体环境的情况下，活塞运行速度对密封性的影响很小，几乎可以忽略。但速度较快必然会在同等的时间内产生更多的摩擦热，高速高温下，黏附层的形成和脱落会加快，进而加剧复合材料的磨损；
并且转移膜的剥蚀现象也会加重，其稳定性和均匀性都会变差，最后导致材料的润滑性、接触面的密封性都下降[11]。所以实际中的活塞速度不宜过高[13]。从图11中还可以看到，对于每一种结构都有内行程最大接触应力略小于外行程的情况，这与现有的帽式密封结构表现相似。另外，在相同活塞速度下结构2的接触应力均大于结构3和结构4，表现出更好的密封性能。

综上，通过对3种改进结构的瞬态分析可知，结构2接触应力在不同的关键工况参数下都较大并且平稳，密封效果最好。对比各关键工况参数的影响可知，介质压力对密封结构的密封性能影响很大，所以在实际应用设计中，应合理控制介质压力以保证密封性。摩擦因数对密封性的影响在一定范围内可视为正相关，但在摩擦因数提高到某一值时均出现接触应力增长速率加快的趋势。杆表面越粗糙，摩擦力和净泄漏将会越大，在频繁启动和关闭的情况下，密封更容易发生疲劳故障[14]。后期应针对粗糙度、摩擦因数、正压力和接触应力做更深入的研究来探究其规律。活塞杆运动速度在不考虑流体环境的情况下对密封性影响很小，但其速度会过大会导致更高的温度，对材料的润滑性、接触面的密封性和密封圈的寿命都有较大影响。内行程的密封性要略差于外行程，在设计中应重点关注内行程的密封性。

(1)3种斯特林机帽式密封改进方案都不同程度地改善了原有结构的密封性能。其中在研究的各关键工况参数下结构2相对最佳。

(2)3种关键工况参数中介质压力对改进密封结构的密封性能影响最大，并且会造成接触应力的突变。对于结构2，介质压力在6～8.5 MPa时密封性能最佳。

(3)改进结构的接触应力随摩擦因数的增大呈非线性单调上升，但由于摩擦因数过大会导致更多的热量产生，所以并不是摩擦因数越大越好。

(4)相同活塞速度下内行程时密封结构的接触应力略小于外行程，因此在设计中应重点考虑内行程的最大接触应力。