發動機正時張緊器O形密封圈擠出失效研究

許昆朋，陳凱，陶鴻瑩，黃兆春，張貝，冉帆

（泛亞汽車技術中心有限公司，上海201201）

發動機正時張緊器O形密封圈擠出失效研究

許昆朋，陳凱，陶鴻瑩，黃兆春，張貝，冉帆

（泛亞汽車技術中心有限公司，上海201201）

基于某發動機正時張緊器O形圈的一實際問題的分析處理，對O形圈典型的擠出失效展開了研究，分析了嵌件間隙、圓角、材料特性、壓縮率、壓力循環等各因子對擠出失效的影響與作用。

正時張緊器,O形密封圈,擠出失效

1 概述

O形密封圈是液壓與氣壓傳動系統中使用最廣泛的一種密封件。相比其他型式的密封圈，它的優點為：（1）適合靜態密封和動態密封2種密封形式；（2）尺寸和溝槽已標準化，易于互換；（3）可用于油、水、氣及其他化學介質或混合介質的密封場合；（4）適用的溫度范圍廣；（5）設計簡單，裝拆方便，成本低廉。實際應用中，它會發生剝落、損傷、擠出及壓力爆炸多種失效形態，其中擠出失效由于影響因素頗多，往往是研究的焦點所在[1]。

本文針對某發動機正時張緊器O形密封圈的一個實際問題，對O形密封圈的擠出失效展開了工程應用方面的研究討論。

2 O形密封圈擠出失效

O形密封圈的作用是為了防止氣體或液體的泄漏，通常由O形密封圈與金屬溝槽相配合形成密封結構。實際應用大致分為2類，一為靜密封，另一為動密封[2]。靜密封指的是被O形密封圈間隔的兩相鄰表面無相對運動的密封，如螺栓、管接頭和加油口蓋下面的密封。動密封指的是被O形圈間隔的兩相鄰表面存在相對運動的密封，O形圈會發生位移。在動密封下工作的O形密封圈在一定因素下會發生擠出，如圖1所示。

2.1 帶O形圈的發動機正時張緊器

正時張緊器在發動機中的位置如圖2所示。在發動機鏈輪系統中起到張緊鏈條，確保鏈條穩定地帶動凸輪軸運轉。其內需維持穩定的油壓關系，張緊器中的O形圈長期穩定的密封功能是保證張緊器長效工作的重要一環。如果O形密封圈失效，張緊器工作將不正常，一是引發鏈條跳齒，二是增大發動機噪聲。圖3為正時張緊器截面圖，從中可了解O形密封圈的安裝位置及其與周邊零部件的關系。

2.2 發動機正時張緊器O形密封圈失效

某正時張緊器被廣泛應用于多個品牌的發動機正時鏈系統，應用時間長達十余年，為一成熟設計。在某一款車型應用中，發現整車有異常噪音，經聲源探查，是從發動機正時鏈系統中發出的。拆解發動機后解剖正時張緊器，發現其中O形密封圈已失效，如圖4和圖5所示。該O形密封圈為典型的擠出啃咬失效。

圖1 O形密封圈擠出失效

圖2 發動機正時張緊器

圖3 正時張緊器截面圖

2.3 正時張緊器O形密封圈失效分析

該款正時張緊器為一種長時間以來被市場所肯定的成熟產品，因而對其O形密封圈失效原因分析沒有以常規的O形密封圈擠出失效機理來展開，而是從其應用的差異方面入手，后續的改進方向也是以工程改動最小化為目標。

圖4 失效O形密封圈

圖5 張緊器解剖圖

張緊器的工作原理如圖6所示。發動機正時鏈施壓于柱塞（圖中的F1和F2），柱塞向左移動，從而引起主、副高壓油腔內的機油壓力升高。當壓力大于進口油壓時，單向閥關閉。機油被封在主、副高壓腔內，因而主、副高壓腔內壓力迅速升高到與推力F平衡的水平。殼體內徑與密封嵌件外徑的間隙為0.17～0.28 mm，副高壓腔的機油會以此間隙為通道進入密封圈腔，密封圈腔的機油壓力推動O形圈向右運動及變形。柱塞外徑與密封嵌件內徑間的間隙為0.008～0.05 mm，副高壓腔的機油也會以此間隙作為通道泄漏到外部。

發動機工況變化帶來的正時鏈沖擊，作為壓力傳遞到張緊器柱塞，柱塞向左的微量移動（其行程最大為1 mm）使高壓腔油壓發生變化。高壓腔油壓影響副高壓腔的油壓，副高壓腔的機油通過小間隙通道影響密封圈腔油壓，最后密封圈腔的油壓作用于O形密封圈，使其發生移動或變形。后面小節將依此關系作用鏈對各個環節逐一展開分析。

圖6 張緊器工作示意圖

3 副高壓腔與密封圈腔壓力關系

因為能在張緊器副高壓腔埋置傳感器，用試驗方式測量記錄張緊器副高壓腔的壓力變化情況，所以在分析環節中，可以不必去建立正時鏈對張緊器柱塞的作用力與高壓腔的關系，以及高壓腔與副高壓腔的關系，直接以實測的副高壓腔壓力變化情況為起始點，對后續展開分析。

3.1 副高壓腔壓力和壓力循環截取

通過臺架試驗，可獲發動機各工況下時副高壓腔壓力波動，如圖7所示。為給后續分析副高壓腔壓力與密封腔壓力之間關系的一最惡劣輸入，需從實測的副高壓腔壓力數據中截取一循環。經對數據篩選，尋求到張緊器副高壓腔油壓最大上升波的一個波形循環，其發生在發動機轉速為4 000 r/min的某個工況下，如圖8所示。

3.2 副高壓腔壓力與密封腔壓力模型建立

基于前面選取的副高壓腔最大上升波循環，讓其按發動機的工況頻率進行周期作用，建立CAE模型，分別對40℃、90℃和120℃機油溫度展開分析。圖9為用于CAE建模的結構示意。CAE分析結果如圖10、圖11和圖12所示，用以研究密封圈壓力在不同泄漏間隙和不同機油溫度下對副高壓腔壓力的跟隨情況[3]。

圖7 張緊器副高壓腔壓力

圖8 副高壓腔最大上升波循環

圖9 副高壓腔與密封圈腔局部放大

圖10 副高壓腔壓力與密封圈腔壓力關系（機油溫度120℃時)

3.3 副高壓腔壓力與密封圈腔壓力關系

當密封嵌件與殼體內徑之間的通道間隙大于0.055 mm時，機油溫度分別為40℃、90℃和120℃，密封圈腔壓力基本同步于副高壓腔壓力。以密封圈腔相對于副高壓腔壓力降為50%為比較條件，機油溫度為40℃時通道間隙為0.047 mm，90℃時通道間隙為0.037 mm，機油溫度達到120℃時通道間隙為0.03mm。可得出這樣的結論，若在同一通道間隙下，機油溫度低則壓降大，或密封圈腔壓力相對于副高壓腔有建立壓力的時間滯后。因目前設計間隙為0.17～0.28mm，遠大于能產生壓力降效果所需的間隙值，故可認為密封圈腔壓力與副高壓腔壓力實際是相同的。

圖11 副高壓腔壓力與密封圈腔壓力關系（機油溫度90℃時)

圖12 副高壓腔壓力與密封圈腔壓力關系（機油溫度40℃時)

4 作用在O密封形圈上導致擠出失效的極限壓力

基于前面的密封圈腔壓力與副高壓腔壓力二者相同的結論，實測所得的副高壓腔波動數據即可用于密封圈腔壓力與O形密封圈擠出失效的分析。實測副高壓腔壓力波動范圍為0～10 MPa，下面的分析以0～20 MPa為輸入壓力范圍。

4.1 O形密封圈擠出失效CAE模型建立

如圖13所示，通過輸入O形密封圈材料特性曲線、機油溫度、間隙范圍及圓角倒角，建立O形密封圈擠出失效CAE模型，分析研究O形密封圈的變形方式、密封壓力及應變，來確定主要改進措施。

4.2 圓角倒角分析

圖14所示的分析結果表明，在相同條件下，密封嵌件為圓角，O形密封圈的最大應變為69.1%；如為倒角，則最大應變為115.2%。可得出這樣的結論：圓角相比倒角能降低應變近50%。經對張緊器嵌件的測量統計，R0.2圓角與0.2倒角所占比例基本相同。而失效件中幾乎全為倒角的產品件，圓角的失效產品件僅出現1例。而供應商的實際工藝中，圓角是通過打磨修整得到的，而并非通過模具獲得的，即目前的工藝為不可控，產品質量無法得到有效保證。基于這一點，后續分析都基于0.2倒角進行展開。

4.3 不同材料特性曲線輸入的比較

用2組材料特性曲線對模型進行輸入。圖15為材料邵A硬度70的應變分析結果，圖16為材料邵A硬度80的應變分析結果。通過比對，可獲得提升O形密封圈的材料硬度屬性，可改善O形密封圈受壓變形后的應變狀態。失效張緊器所使用的O形密封圈為邵A硬度80的材料。

圖13 O形圈擠出失效模型框架

圖14 圓角和倒角對O形圈應變的影響

圖15 O形圈應變（邵A硬度70）

圖16 O形圈應變（邵A硬度80）

4.4 不同壓縮率輸入的O形密封圈應變比較

如圖17所示，O形密封圈最大應變對壓縮率的改變不敏感。

4.5 極限油壓與密封嵌件到殼體內壁間隙的關系

經CAE模擬與實際破壞性試驗之間的相互不斷修正，CAE模型幫助探明了極限油壓與密封嵌件到殼體內壁間隙的關系曲線，如圖18所示。發動機工況在9 MPa附近，原設計間隙范圍為0.17～0.28 mm，現調整為0.045～0.155 mm，就能保證在不會發生擠出的安全區間內。此曲線最終幫助確定在發動機實際工況下確保不發生擠出的間隙范圍。

圖17 不同壓縮率時O形密封圈應變比較

圖18 極限油壓與嵌件間隙的關系曲線

5 結論

針對O形密封圈擠出失效，也有文獻指出增加一擋圈結構為另一種可行的改進方案。但本案例中為一成熟且廣泛應用的產品，失效源于應用匹配的正時鏈系統振動差異所導致的，從而如何不改變其原有結構和原有裝配工藝，僅調整其設計控制區間來達到改進目的，是工程應用考慮的出發點。本文研究討論了對張緊器O形密封圈擠出失效的一系列基于工程應用角度的分析過程，可得出如下3個結論：

（1）密封嵌件圓角、O形密封圈材料特性和密封嵌件到殼體內壁間隙對O形密封圈擠出的難易程度都有貢獻，O形密封圈壓縮率相比其他幾個因子貢獻較小。

（2）選用調整間隙控制區間作為最終被實施的改進方案是基于工程應用的角度。

（3）試驗能幫助減少CAE分析環節，CAE模型分析能幫助減少試驗的次數，并幫助方案的選擇及優化。

1顧永泉．機械密封實用技術[M]．北京：機械工業出版社，2001．

2 Muller H K，Nau B S．Fluid Sealing Technology：Principles and Applications.CRC Press，1998．

3 George A F，Strozzi A，Rich J I．.Stress Fields in a Compressed Unconstrained Elastomeric O-ring Seal and a Comparison of Computer Predictions and Experimental Results[J]．Tribology International，1987，20(5)：237-247．

4任全彬，陳汝訓．橡膠O形密封圈的變形及應力分析［J］．航空動力學報，1995，10（3）：241-244．

圖13 聲品質改善驗證圖

4.3 主客觀分析模型驗證

將優化前和優化后的汽車客觀物理參量數值代入式（5）中，客觀計算值的評分等級從控制前的13.64下降至控制后的10.88，降幅達20%；而主觀評價值也由13.32降至10.68，降幅為19.8%，見圖13。因此通過試驗結果數據的比較可以得出，噪聲被動控制方法對提高怠速狀態下車內噪聲聲品質有明顯的效果。分析模型的結果進一步驗證了模型的有效性。

5 總結

在對8輛汽車怠速下的車內噪聲樣本采集試驗和主觀評價試驗的基礎上，建立了車內聲品質的客觀評價模型。對聲品質最差的7號車實施噪聲被動控制試驗，試驗數據表明，7號車的車內噪聲響度和尖銳度降低明顯，抖動度相當。通過主觀評價分析對比，車內噪聲等級較控制前降低了3級，說明噪聲被動控制對車內聲品質的改善是明顯的。

實施控制后的主觀評價結果和客觀計算結果基本上是一致的。這也驗證了在進行類似的車內噪聲品質分析中，可以用簡化了的主客觀評價模型來代替繁瑣復雜的主觀評價試驗。

參考文獻

1 Bodden M，Heinrichs R，Linow A．Sound Quality Evaluation of Interior Vehicle Noise Using an Efficient Psychoacoustic Method[C].Proceedings of Euronoise 98,1998:609-614.

2 Schneider M，Wilhelm M，Alt N．Development of Vehicle Sound Quality-targets and Methods[C].SAE 951283．

3龐劍，湛剛，何華．汽車噪聲與振動-理論與應用[M]．北京：北京理工大學出版社，2006．

4洪宗輝，潘仲麟編．環境噪聲控制工程（第3版）.北京：高等教育出版社，2002．

5陳雙籍，陳端石．基于心理聲學參數的車內聲品質偏好性評價[J]．噪聲與振動控制，2005，6（3）：45-47．

Research of Extrusion Failure on O-ring of Engine Timing Chain Tensioner

Xu Kunpeng,Chen Kai,Tao Hongying,Huang Zhaochun,Zhang Bei,Ran Fan
（Pan Asia Technology Automotive Center,Shanghai 201201,China）

Based on the analysis and solution implementation for an O-ring extrusion failure of an engine timing chain Tensioner,this paper investigated this typical failure of O-ring and discussed the influence or affection of some known factors,such as seal quad clearance,fillet,material characteristics of O-ring,compression ratio of O-ring,pressure cycle etc on the failure.

timing chain tensioner,O-ring;extrusion failure

10.3969/j.issn.1671-0614.2012.03.009

來稿日期：2012-05-22

許昆朋（1975-），男，工程師，主要研究方向為發動機緊固密封及材料應用。