抽水蓄能机组调速系统压力油管O型橡胶密封的失效分析

邹明德，黄志峰，梁 啸

（南方电网调峰调频发电有限公司检修试验分公司，广东 广州511400）

0 引言

抽水蓄能机组调速器是确保水轮发电机组安全稳定运行的重要控制设备。目前所使用的调速器按其元件结构的不同，一般可分为机械液压型和电气液压型两种。电气液压型调速器由于灵敏度、速动性高，能实现成组调节，提高电站和电网自动化水平，在大、中型水轮发电机组中应用广泛[1]。电气液压型调速器包括电气调节和机械液压两部分，其机械液压部分包含较多的液压元件、压力油管等，且其内部油压较高；其压力油管接头、油管与液压元件连接处等位置均装配有耐油、耐高压的密封材料。O型橡胶密封圈是调速器系统压力油管使用较多的一种密封，故其密封功能的正常与否直接影响调速器液压系统的密封性及安全性。针对O型橡胶圈的密封性能，国内外学者做了大量的研究工作。王广振[2]和陈金爱[3]等人分别采用试验方法分析了影响O型密封圈泄漏率和老化失效的因素；而随着计算机技术的迅速发展，数值模拟已成为一种有效的研究手段，谭晶、周志鸿、Green I等人则分别基于数值模拟方法，利用有限元分析研究了O型橡胶圈的密封性能与其接触压力的关系[4-6]。

1 问题描述及处理

国内某抽水蓄能电厂共装有4台单机容量为32万kW的水轮发电机组，且每台机组均配备了1台电气液压型调速器。在4台机组全面投产运行一年多之后，运行人员在日常巡检时发现，其中的2号、3号机组调速器系统位于集油箱处的安全隔离阀进口与油管路法兰连接处均出现不同程度的渗漏油现象（如图1所示）。

图1 安全隔离阀进口与管路法兰连接处渗油

维护人员在现场检修时，拆开该漏油处检查发现，安全隔离阀进口与管路法兰连接处采用O型橡胶材料进行密封（如图2所示），而通过进一步检查发现该O型密封圈表面未见明显刮痕、破损等缺陷，但整个密封圈已完全受压变形、硬化，失去弹性，密封处于失效状态。

图2 安全隔离阀进口与管路连接处采用O型密封

通过查阅电厂关于调速器系统的相关资料可知，调速器系统的设计油压为6.3 MPa，安全隔离阀原装的O型密封圈截面直径为3.55 mm；但现场实测连接法兰密封面间隙为0.31 mm左右，即密封圈压缩量为0.54 mm左右。在安全隔离阀进口管路回装时，维护人员将3.55 mm的O型橡胶密封均换为4 mm的新O型橡胶密封，并在后期的调试、运行过程再次检查，未见该处发生渗漏油现象。

2 安全隔离阀进口O型密封的失效分析

通过分析安全隔离阀进口法兰渗油缺陷的检查情况和处理过程，维护人员初步怀疑该处O型密封失效的原因是O型圈压缩量不足。因此，现场检修时将3.55 mm的O型密封换成了4 mm的新O型密封，在保持法兰密封面间隙大致不变的情况下，使得密封压缩量增至1.0 mm；实际的处理效果似乎说明渗油问题得以解决，但其中O型橡胶圈的密封机理及其密封失效原因未能得到有效地揭示和验证，故有必要对该处的O型密封圈作进一步研究。由于此处渗油问题所涉及的是高油压生产设备，不具备实施真机试验的条件，同时又缺少相应的模型试验平台，因此，本研究采用数值模拟方法对安全隔离阀进口法兰的O型密封进行有限元分析。

3 O型密封圈的有限元分析

3.1 计算域的选定

安全隔离阀进口与管道法兰连接处采用的是轴向密封方式，其结构主要包括O型密封圈、法兰密封槽及隔离阀进口密封壁面（如图3所示）。考虑到该处O型密封圈边界条件的复杂性，在对其进行有限元分析时，通常将密封圈、密封槽及密封壁面作为整体研究对象。同时，由于密封结构具有圆对称性且可认为密封圈周向受力是均匀的，为了节约计算成本，可将对O型密封圈三维模型的分析简化为对平面轴对称模型的分析。本研究选取密封圈及其附近的壁面区域作为有限元分析的计算域（如图4所示）。

图3 安全隔离阀进口法兰连接结构

图4 O型密封的计算域

3.2 非线性问题的处理

本文所研究的O型密封圈属于橡胶材料，它通常被认为是一种超弹性近似不可压缩体，其力学模型表现为复杂的材料非线性、几何非线性及边界状态非线性[4]。

对于这种非线性的橡胶材料，一般采用应变能函数来描述其应力应变关系，且目前应用较为广泛的是穆尼-瑞林（Mooney-Revlin）函数，其表达式如下[4，5]：

应力与应变的关系则为：

上述式子中，W表示应变能密度，C1、C2表示材料的Mooney-Revlin系数，可取C1=1.87、C2=0.47，I1、I2分别为第一、二应变张量不变量；σ、ε分别表示应力和应变。

所研究的O型密封圈与两侧密封面之间属于刚体和柔体面-面接触的高度非线性问题。本文采用ANSYS软件中的“罚单元”有限元算法来描述此类复杂的接触问题。从变分的角度来看，将密封结构总势能π表示为应变势能W、外力势能We和接触力势能Q的总和，即为：

π=W+We+Q（3）

利用罚单元得出接触力势能Q的表达式即可解决接触面不被穿透的问题[7]。

3.3 有限元分析模型的建立

本文基于ANSYS静力分析模块，计算了Φ=3.55 mm和Φ=4.0 mm两种O型密封圈的使用情况。计算时首先对所选计算域进行网格划分，其中对密封圈及密封槽直角等位置作了网格细化处理（如图5、图6所示）。

图5 计算域的网格划分（Φ=3.55 mm）

图6 计算域的网格划分（Φ=4.0 mm）

根据电厂提供的资料，O型密封圈为丁腈橡胶（NBR），其弹性模量E=14.04 MPa，泊松比ν=0.499，硬度为85 IRHD，摩擦系数μ=0.2。法兰密封槽及隔离阀进口密封壁面则均为不锈钢材质。将密封圈与密封槽壁面、密封圈与隔离阀进口密封壁面的接触均设为摩擦边界（Frictional）。通过分析可知，密封圈同时受到接触壁面和压力油挤压，因此在进行载荷施加时，分两个载荷步进行：第一步通过给定隔离阀进口密封壁面向下的不同位移值来使密封圈产生一定压缩量；第二步在密封圈内侧施加一个压力载荷（如图4所示），即调速器系统的工作油压p=6.3 MPa。

4 计算结果及分析

本文利用ANSYS软件分别对Φ=3.55 mm和Φ=4.0 mm两种O型密封圈在调速器系统工作油压p=6.3 MPa和不同压缩量下的变形及受力情况进行了分析。主要分析结果如下：

4.1 O型密封圈的变形情况

图7反映了Φ=3.55mm的O型密封圈在p=6.3MPa及不同压缩量下的变形情况。从中可看出，在各压缩量下，由于受到上部壁面挤压及油压的共同作用，密封圈内侧出现了变形量最大的区域，而在密封圈与密封槽接触面处变形最小，且随着压缩量的增大密封圈的最大变形区逐步向上部接触壁面移动。同时，在密封圈小压缩量情况下，密封圈更容易被挤入上下密封面间隙；随着压缩量的增大，这种被挤入的趋势逐渐减弱，在压缩量δ=0.80 mm，即压缩率为22.5%时，密封圈被挤入间隙的情况基本消失。

如图8所示，当采用Φ=4.0 mm的O型密封圈时，随着密封圈压缩率的增大，其整体变形量相比Φ=3.55 mm的情况有所增大，但密封圈变形量最小和最大变形区的出现位置、最大变形区的移动趋势以及密封被挤入间隙的趋势与Φ=3.55 mm的情况基本一致。

4.2 O型密封圈的Von Mises应力分布

Von Mises应力反映了密封圈截面上各主应力差值的大小，通常情况下，Von Mises应力的数值越大，将导致橡胶材料的刚度下降，使材料越容易出现裂纹[5]。图9反映了Φ=3.55 mm的O型密封圈在不同压缩量下的Von Mises应力分布，据图可知，随着压缩量的增大，密封圈被挤压得更厉害，其整体平均Von Mises应力也增大；且在各压缩量情况下，Von Mises应力均在密封圈与上密封面、密封槽底面及外侧壁面接触处出现了最大值区域；同时，在小压缩量情况下，密封圈与密封槽外侧壁接触位置出现的Von Mises应力最大值区面积最大，这是由于该处靠近上下密封面间隙位置，被挤入间隙的趋势更为明显，受到较大的挤压力，从而出现应力集中的情况，而随着压缩量的增大，密封槽外侧壁Von Mises应力最大值区的面积逐渐减小，当压缩量δ=0.80 mm，压缩率为22.5%时，Von Mises应力最大值区几乎消失，应力值分布较为均匀，这是因为此时密封圈基本没有被挤入间隙的趋势，挤压变形减小，该处应力集中情况大大削弱。

图7 不同压缩量下的变形情况（Φ=3.55 mm）

图8 相同油压、不同压缩量下的变形情况（Φ=4.0 mm）

从图10中看出，当采用Φ=4.0 mm的O型密封圈时，Von Mises应力增大，而应力值的分布特点及变化趋势与图9所示情况一致。但相比密封圈Φ=3.55 mm的使用情况，Φ=4.0 mm密封圈的Von Mises应力分布更加均匀，在靠近密封槽外壁处的Von Mises应力最大值区明显变小，尤其当密封圈压缩率达到25%时，应力最大区基本消失，说明此时密封圈处于较佳的使用状态。

4.3 O型密封圈的接触压力分布

O型密封圈的接触压力反映了其自身的密封能力，通常将密封界面处的最大接触压力大于或等于工作油压作为O型密封圈保证密封的必要条件。图11、图12分别为Φ=3.55 mm和Φ=4.0 mm两种密封圈在不同压缩量下接触界面的接触压力分布。据图可知，若将密封圈与密封槽内壁的接触面定义为界面I，而把密封圈与隔离阀侧壁面的接触面定义为界面II，则在各压缩量的情况下，接触压力较大值集中分布于界面I和界面II处；且在小压缩量的情况下，接触压力最大值区分布于界面I的侧边，因为该处被挤入间隙的趋势明显，所受挤压力较大，这一点已在密封圈的变形情况图及Von Mises应力分布图中得到了验证；当压缩量逐渐增大时，密封圈整体平均接触压力增大，而界面I侧边的接触压力有所减小，且压力最大值区开始分布于界面II上，尤其当密封圈压缩率达到22.5%及以上时，接触压力最大值区同时出现在界面I和界面II上，说明此时密封圈被挤入间隙的趋势减弱，各接触界面所受挤压力趋于均匀，这一点可从图9、图10密封圈的Von Mises应力分布情况中看出。

图9 不同压缩量下的Von Mises应力分布（Φ=3.55 mm）

图10 不同压缩量下的Von Mises应力分布（Φ=4.0 mm）

图12 不同压缩量下密封圈的接触压力分布（Φ=4.0 mm）

表1、表2分别给出了Φ=3.55 mm和Φ=4.0 mm两种密封圈在不同压缩率下，接触界面的最大接触压力情况。从表中数据可看出，随着压缩率的增大，O型密封圈界面I的最大接触压力逐渐减小，而界面Ⅱ的最大接触压力则逐渐增大，当压缩率达到一定的值以后，界面I、界面II的最大接触压力分布逐渐趋于均匀。

表1 不同压缩率下的最大接触压力（Φ=3.55 mm）

表2 不同压缩率下的最大接触压力（Φ=4.0 mm）

当采用Φ=3.55 mm的密封圈，并使其压缩率不超过16.9%时，密封圈界面Ⅰ的最大接触压力大于工作压力6.3 MPa，但界面II的最大接触压力小于6.3 MPa，说明此时的密封圈处于失效状态，未达到应有的密封效果。结合现场的检查情况，法兰渗油处O型密封圈的压缩量为0.54 mm，即压缩率只有15.2%，显然密封圈处于失效状态，由此很直观地验证了该处渗漏油问题出现的原因。而当Φ=3.55 mm密封圈的压缩率在20%以上时，界面I、界面II的最大接触压力均超过了工作压力6.3 MPa，尤其当达到22.5%时两处界面的接触压力值彼此接近，说明此时的密封圈具有密封效果，且受压均匀，整个密封圈处于较好的工作状态。

但考虑到安全隔离阀进口法兰紧固螺栓的力矩要求及隔离阀材料强度要求，螺栓的紧固力不宜过大，即O型密封圈的压缩量不能过大。因此，为确保设备的安全性，实际回装时在保证法兰密封面间隙值与原间隙值大致相同的情况下，同时将密封圈尺寸由原来的3.55 mm更换为4.0 mm。更换后的密封压缩率可达到25%，据表2可知，此时密封圈的界面I、界面II的最大接触压力彼此接近且均大于工作压力6.3 MPa，说明密封圈的密封效果良好，且受压均匀，这很好地解释了更换新密封圈后渗漏油问题未再出现的原因。事实上，当更换后的密封压缩率达到20%及以上时，可完全保证密封圈界面I、界面II的最大接触压力均超过6.3 MPa，密封效果显著改善。

5 结论

本文针对国内某抽水蓄能电厂调速器系统安全隔离阀进口法兰处因密封失效而导致的渗漏油缺陷，分析了其O型密封圈密封失效的原因，并利用ANSYS软件对Φ=3.55 mm的原装O型密封圈和Φ=4.0 mm的新密封圈分别进行了有限元分析，计算结果很好地揭示了O型密封圈的密封机理，同时验证了其密封失效的原因，所得的主要结论如下：

（1）在相同工作油压、不同压缩率下，O型密封圈内侧变形量最大，在密封圈与密封槽接触面处变形最小；且随着压缩量的增大，密封圈的最大变形区逐步移向上接触面。

（2）在小压缩率情况下，O型密封圈更容易被挤入上下密封面间隙，而随着压缩量的增大，这种被挤入的趋势逐渐减弱。

（3）在相同工作油压、不同压缩率下，Von Mises应力在密封圈各接触界面出现了最大值区域，说明该处为密封圈最容易出现裂纹的位置，而随着压缩量的增大，Von Mises应力分布趋于均匀。

（4）在相同工作油压下，随着压缩率的增大，O型密封圈接触界面最大接触压力平均值逐渐增大，且最大接触压力分布趋于均匀；当压缩率达到20%及以上时，可保证密封圈接触面最大接触压力均大于工作油压，且受压均匀，起到较好的密封作用。