流体机械

15 MPa高压泵用机械密封辅助O形圈性能分析

王永乐 ¹^,⁴ , 许达 ² , 丁思云 ¹^,³ , 谢星 ¹^,⁴ , 蔡粤华 ⁴^,⁵ , 彭骞 ³^,⁵ , 吴兆山 ¹

流体机械 | 应用技术 2025,53(8): 94-101

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流体机械 |应用技术 2025 , 53 (8) : 94 -101

15 MPa高压泵用机械密封辅助O形圈性能分析

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王永乐¹^,⁴, 许达², 丁思云¹^,³, 谢星¹^,⁴, 蔡粤华⁴^,⁵, 彭骞³^,⁵, 吴兆山¹

作者信息

¹合肥通用机械研究院有限公司，合肥 230031

²中国船舶集团有限公司第705研究所昆明分部，昆明 650032

³国机通用机械科技股份有限公司，合肥 230088

⁴国家通用机械基础件创新中心，合肥 230031

⁵先进密封技术创新中心，合肥 230031

作者简介:

王永乐（1989），男，硕士，高级工程师，主要从事流体密封研究工作，通信地址：230031安徽省合肥市长江西路888号合肥通用机械研究院有限公司，E-mail：wangyongle101@163.com。

Performance analysis of auxiliary O‑ring for mechanical seals in 15 MPa high‑pressure pumps

Yongle WANG¹^,⁴, Da XU², Siyun DING¹^,³, Xing XIE¹^,⁴, Yuehua CAI⁴^,⁵, Qian PENG³^,⁵, Zhaoshan WU¹

Affiliations

¹Hefei General Machinery Research Institute Co.，Ltd.，Hefei 230031，China

²Kunming Branch of the 705 Research Institute，China State Shipbuilding Corporation Limited，Kunming 650032，China

³Sinomach General Machinery Science & Technology Co.，Ltd.，Hefei 230088，China

⁴National General Machinery and Basic Component Innovation Center，Hefei 230031，China

⁵Advanced Sealing Technology Innovation Center，Hefei 230031，China

出版时间: 2025-08-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.012

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摘要

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为了研究高压泵用机械密封补偿环辅助橡胶O形圈的密封性能，建立了二维轴对称非线性接触模型，基于流体压力渗透法，将不同介质压力、压缩率、安装间隙等参数，对O形圈应力及密封性能的影响进行了分析，并通过O形圈轴向力测量试验装置，验证了计算模型的准确性。结果表明，O形圈的各应力随介质压力增加而增大，其中接触应力增幅明显；当介质压力在9~15 MPa范围时，压力对O形圈应力影响占主导；压缩率>10%时，其对O形圈应力的影响可忽略；当介质压力低于20 MPa、安装间隙<0.2 mm时，挡圈的安装对O形圈的应力及密封性能影响不大。研究结果可为相关高压泵用机械密封橡胶O形圈的设计提供理论指导。

关键词

高压机械密封 / 橡胶O形圈 / 流体压力渗透 / 有限元分析 / 试验验证

Abstract

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To investigate the sealing performance of the auxiliary rubber O‑ring for the compensating ring in high‑pressure pump mechanical seals，a two‑dimensional axisymmetric nonlinear contact model was established.Based on the fluid pressure penetration method，the effects of parameters such as different medium pressures，compression ratios，and installation gaps on the stress and sealing performance of the O‑ring were analyzed.The accuracy of the computational model was verified through an O‑ring axial force measurement test apparatus.The results show that the various stresses of the O‑ring increase with rising medium pressure，with contact stress exhibiting the most significant increase；when the medium pressure is in the range of 9~15 MPa，the pressure dominates the influence on O‑ring stress；when the compression ratio is >10%，its effect on O‑ring stress becomes negligible；when the medium pressure is below 20 MPa and the installation gap is <0.2 mm，the installation of the backup ring has little effect on the stress and sealing performance of the O‑ring.The research results can provide theoretical guidance for the design of rubber O‑rings in related high‑pressure pump mechanical seals.

Key words

high‑pressure mechanical seal / rubber O‑ring / fluid pressure penetration / finite element analysis / test verification

引用本文

王永乐, 许达, 丁思云, 谢星, 蔡粤华, 彭骞, 吴兆山. 15 MPa高压泵用机械密封辅助O形圈性能分析. 流体机械, 2025 , 53 (8) : 94 -101 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.012

Yongle WANG, Da XU, Siyun DING, Xing XIE, Yuehua CAI, Qian PENG, Zhaoshan WU. Performance analysis of auxiliary O‑ring for mechanical seals in 15 MPa high‑pressure pumps[J]. Fluid Machinery, 2025 , 53 (8) : 94 -101 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.012

正文

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0　引言

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随着石油化工、能源等领域关键机泵等动设备向着高压、高速等高参数方向发展，配套服役的机械密封同样面临着更加苛刻的工况、更高的密封性能要求，研制难度也随之增大^［1-2］。橡胶O形圈作为高压泵用机械密封中重要的辅助密封部件，同样承受着高压流体作用，特别是补偿环处的O形圈，由于随补偿环受到弹簧的补偿作用处于轴向滑动状态，其受力分析也十分关键。O形圈属于自紧式挤压型密封件，其工作原理是依靠密封件的弹性变形在密封接触面上产生接触应力以实现密封，同时还起到对密封端面补偿、减震的作用。在高压下，一般要采用保护挡圈，挡圈放置于O形圈受压方向的对侧（见图1），主要是防止O形圈在介质力作用下被挤到静环（补偿环）与静环座之间的间隙中产生损坏，挡圈一般采用比O形圈硬度高的非金属材料（如聚四氟乙烯等）^［3］。

相关研究人员常采用有限元软件对密封O形圈受力情况进行分析。周志鸿等^［4］利用Ansys软件对橡胶O形圈在不同压缩率和油压下的变形与受力情况进行了分析，得出相应情况下应力分布及接触应力与最大接触应力的变化关系。王伟等^［5］利用有限元软件建立橡胶O形圈二维轴对称模型，探讨了不同使用条件和沟槽结构参数对O形密封圈性能的影响。杨超等^［6］针对超高压爆破片安全泄放装置，提出一种自紧式橡胶密封圈，并利用Ansys软件对自紧式密封圈进行数据建模，得到自紧式橡胶密封圈密封槽宽度和高度对密封性能的影响。李双喜等^［7］和于焕光等^［8］通过建立O形圈的计算模型，计算了O形圈von Mises应力和接触应力，并测试了不同状态下O形圈的摩擦力。段密克等^［9］使用Abaqus软件分析了O形密封圈有无挡圈配合两种情况下，O形圈压缩率和介质压力对密封接触应力的影响。CHEN等^［10］建立了液压缸O形圈的有限元模型，研究表明，当介质压力为零时，转轴直径、O形圈截面直径这两个因素对von Mises应力和密封面接触应力影响较大，但在10 MPa时影响不大。ZHOU等^［11］研究了橡胶O形圈和楔形环组合密封在超高压氢气作用下的密封性能，分析了楔形环、氢压和膨胀对组合密封性能的影响。王冰清等^［12］利用Ansys软件分析了带挡圈的橡胶星形密封圈在静压及往复运动状态下的密封机理和密封性能，发现在大于10 MPa下，使用挡圈可以有效缓和星形密封圈的应力集中现象。谢星等^［13］针对大直径浮动密封，建立了密封橡胶O形圈二维轴对称接触模型，通过优化算法分析了密封环结构参数对其端面比压与变形量的影响规律。何强等^［14］针对流体静压型机械密封用辅助O形圈，考虑密封组件之间的多体接触关系，分析了不同安装部位O形圈的位置参数对机械密封性能的影响。

上述研究虽然采用有限元软件对介质压力作用下的橡胶O形圈开展了分析，但缺乏针对高压介质作用下采用流体压力渗透法的分析，相比较于传统的边界加载法，流体压力渗透加载法计算准确度更高^［15］；同时，缺乏针对有限元计算模型的试验验证。本文以新研制的15 MPa高压泵用机械密封补偿环处辅助O形圈为研究对象，基于流体压力渗透法，对高压介质作用下辅助O形圈的应力及密封性能开展分析，并通过O形圈轴向力测量装置对有限元计算模型的准确性进行验证。

1　计算模型

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1.1　有限元模型

如图1所示，经简化模型后，与橡胶O形圈相关的主要有静环（补偿环）、O形圈、挡圈及静环座。由于机械密封结构的对称性，针对密封滑移直径处的O形圈及挡圈组合密封，将其简化为二维轴对称计算模型（见图2）。其中，O形圈尺寸为⌀120 mm×5.7 mm，挡圈内、外径及厚度分别为120，130，3 mm，O形圈径向安装尺寸为5 mm，对应压缩量为12%，安装间隙0.1 mm。

橡胶O形圈属于不可压缩的超弹性体材料，在有限元软件中，采用目前广泛应用的Mooney-Rivlin模型来表征^［16］，其双参数模型对应本构方程：

W = C 10 I 1 - 3 + C 01 I 2 - 3

（1）

式中，I₁，I₂为应变张量的2个主不变量；C₁₀，C₀₁为材料常数。

本文选用氟橡胶材料，其对应材料参数为：C₁₀=1.87，C₀₁=0.47^［17］。补偿环和静环座为碳化硅和不锈钢材质，相对于橡胶材料变形忽略不计，设为刚体；挡圈选用聚四氟乙烯材料，弹性模量为488.4 MPa，泊松比为0.457^［18］。

1.2　边界条件

边界条件设置分为两步：第一步，模拟O形圈的实际安装过程（见图2），将补偿环组件设置坐标X=0，并向Y轴负方向移动一定位移，使O形圈处于安装尺寸下的压缩状态，同时，利用固定约束命令，约束静环座的所有自由度；第二步，模拟在密封介质压力作用下O形圈的工作状态，主要采用基于流体压力渗透法，将密封介质压力加载到O形圈的工作面上，通过不断迭代达到力平衡状态，以模拟O形圈受压下的工作状态。在有限元软件中，通过界面命令流加载选项，以编程的形式实现流体压力渗透的加载，从而能够自动精确地找到密封分离与接触的临界点（见图3）；通过定义介质渗透接触面起始点，指定完全暴露于流体中的节点1为起始点，流体压力将沿着起始点向接触面加载，压力加载的方向垂直于单元面，直到到达某个节点2，当此节点的接触应力大于流体压力时，停止加载，反之流体将继续向前加载^［19］。

将O形圈、静环座、挡圈与补偿环（静环）间接触类型设置为摩擦，各接触对间摩擦因数设置为0.06^［7］，接触算法选择广义拉格朗日法，开启大变形，采用自由网格划分模型，对O形圈进行适当加密处理。对网格无关性进行验证见图4。可以看出，当网格单元数量达2 000左右时，O形圈最大应力值达到了收敛，表明此网格数是合理的。

2　计算结果分析

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2.1　工作状态下应力分析

为分析工作状态时，在介质压力作用下O形圈的接触应力，基于流体压力渗透载荷加载法，进一步对不同介质压力下的O形圈应力及密封性能开展分析。图5示出O形圈在压缩率为12%时，不同介质压力p_m下O形圈各应力的变化情况。可以看出，随着介质压力的增大，von Mises应力与剪切应力缓慢增加，而接触应力增幅相对较大，且始终大于介质压力，能够满足密封要求，体现出橡胶O形圈属于自紧式挤压型密封的特点。

图6示出O形圈应力分布情况。图7示出不同介质压力下挡圈的变形及应力云图。从图6（a）可以看出，在介质压力作用下，最大von Mises应力区域位于O形圈左下方位置，随着介质压力的增大，最大von Mises应力区域逐渐缩小到O形圈左下方，表明O形圈此处应力分布较为集中、容易产生损坏。从图6（b）可以看出，最大剪切应力区域总体呈左右对称分布，左右侧方向相反，左侧最大应力值比右侧相对偏大约1.2倍。从图6（c）可以看出，接触应力区域位于O形圈两侧及底部3处接触部位的中部，由接触部位两侧向中部逐渐增大，随着介质压力的增大，接触区域宽度和接触应力也随之增大。从总体应力云图变化过程可以看出，随着介质压力的增大，O形圈变形逐渐明显、被挤压变形至与底部贴合。

从图7（a）可知，挡圈变形趋势先由与橡胶圈接触中部凹陷，然后随着介质压力的增大，逐渐转移到左侧。从图7（b）可知，随着介质压力的增加，挡圈的最大von Mises应力区域由中部位置逐渐向下扩大，介质压力为15 MPa时，对应挡圈的最大von Mises应力约为14 MPa。

2.2　压缩率对密封性能的影响

高压工况下，机械密封补偿环处O形圈的压缩率ε是辅助密封设计的关键参数之一。图8示出不同介质压力p_m下，随着压缩率ε的增大，对应橡胶O形圈von Mises应力、剪切应力和接触应力的变化情况。从图8（a）可看出，当p_m≥9 MPa时，压缩率ε对O形圈von Mises应力的影响可以忽略；p_m越小，ε对O形圈应力影响越显著，所以在相对较低的压力下，过大的压缩率会使得O形圈受到的应力急剧升高，建议将O形圈的压缩率控制在15%以内。从图8（b）可看出，在p_m≥6 MPa时，O形圈的压缩率对其剪切应力的影响不大，在相对较低压力（3 MPa）时，剪切应力变化相对较明显，且随着ε增大有递增趋势；剪切应力总体上随着介质压力的增大而增大，且增幅逐渐减弱。从图8（c）可看出，O形圈的接触应力随着压缩率的增大而缓慢线性增加。

2.3　接触应力及加载方法分析

为进一步分析密封接触部位应力分布，对压缩过程中O形圈与补偿环接触位置的网格节点按逆时针顺序重新进行了编号。图9示出O形圈左侧接触对不同节点编号在不同介质压力下的接触应力分布。

从图可以看出，接触应力从介质侧的接触位置开始先缓慢增大、再出现急剧增大，至接近最大接触应力后，又缓慢呈抛物线型下降的趋势。最大接触应力随着介质压力的增大而增大，且始终保持大于密封介质压力，能够满足静密封要求。

图10示出O形圈左侧接触对不同节点编号在不同压缩率下的接触应力分布。从图可以看出，压缩率ε对接触应力影响相对较小，随着ε的增大接触区域宽度呈增大趋势，表明在高压工况下压缩率对密封性能的影响不大，并且过大的压缩率容易造成密封补偿环追随性变差、O形圈受力过大，甚至造成永久变形、失弹。

2.4　挡圈及安装间隙对O形圈应力的影响

为了研究挡圈对O形圈von Mises应力、剪切应力和接触应力的影响，本文进一步对在相同安装尺寸下有、无挡圈配合对O形圈各应力的影响进行对比分析，结果如图11所示。可以看出，介质压力在15 MPa以内、安装间隙为0.1 mm时，挡圈是否安装对O形圈各应力的影响几乎可以忽略不计。

由于补偿环的平衡直径处存在一定的安装间隙，以便于补偿环的安装和轴向滑动补偿。本文选取了一定间隙范围，并开展其对O形圈von Mises应力影响的分析，结果如图12所示。可以看出，p_m<20 MPa时，安装间隙在0.2 mm以内时，其对O形圈von Mises应力几乎无影响；当p_m≥25 MPa、安装间隙超过0.1 mm后，von Mises应力出现了急剧升高的情况，此时的橡胶圈在安装间隙间发生了挤出变形。因此，非金属挡圈的安装可以有效避免高压下O形圈的挤出损坏。

3　O形圈轴向力测量试验

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3.1　试验装置与试验方法

由于橡胶O形圈具有材料非线性属性，其内部应力无法直接测得，但其轴向压缩后的弹力可以通过试验测得，并将其与模型计算值进行对比。为验证有限元计算模型的准确性，笔者研制了O形圈轴向力测试装置，如图13所示。被测橡胶O形圈位于上、下压盖之间，通过转动位于端盖顶部调整螺栓使其向下产生指定位移，进一步通过荷重传感器带动上压盖对O形圈进行轴向压缩，压缩过程所产生的反作用力可通过荷重传感器测得。

O形圈尺寸为⌀85 mm×6.3 mm，有限元计算模型输入条件及边界条件与第1节一致。本文基于以上有限元模型，开展了不同压缩率下O形圈轴向支反力计算值与试验测量值进行对比。

3.2　试验结果及分析

图14示出不同压缩率下所对应的轴向力F_Y试验测量值与模型计算值对比。从图可以看出，轴向力计算值与试验测量值总体趋势基本吻合，平均误差低于10%，验证了有限元模型具有较高的准确性，能够满足工程设计要求。

4　结论

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（1）O形圈各应力随着介质压力的增大，呈递增趋势，其中接触应力增幅相对较大，且始终大于介质压力，能够满足密封性能要求；当介质压力在9~15 MPa范围时，介质压力相较于压缩率对O形圈von Mises应力及接触应力的影响占主导；O形圈的压缩率建议在10%~15%之间。

（2）介质压力低于20 MPa时，有无挡圈配合及安装间隙对O形圈的应力及密封性能影响不大；当介质压力高于25 MPa、安装间隙超过0.1 mm时，容易导致O形圈产生挤出损坏。

参考文献

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文献

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参考文献引证文献

排序方式：

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2025年第53卷第8期

109

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.08.012

接收时间：2024-11-05
首发时间：2026-10-20
出版时间：2025-08-30

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收稿日期：2024-11-05
修回日期：2025-03-17

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¹合肥通用机械研究院有限公司，合肥 230031

²中国船舶集团有限公司第705研究所昆明分部，昆明 650032

³国机通用机械科技股份有限公司，合肥 230088

⁴国家通用机械基础件创新中心，合肥 230031

⁵先进密封技术创新中心，合肥 230031

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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