基于面壓的軸承接觸式密封通用設計方法

易奔，郭長建，李喜軍，張鋼

(1.上海大學 機電工程與自動化學院，上海 200072；2.人本集團 技術中心，上海 201411)

密封軸承具有抗污染、防粉塵和簡化主機結構等優點，并且便于安裝和維護，在家電、電動機、車輛、冶金、工程機械、輕工機械等領域得到了廣泛應用。近20年來，隨著ZYB系列軸承優化設計方法的推廣和鋼鐵冶煉水平的普遍提高，軸承因承載能力和材質問題出現的疲勞失效已不再是早期失效的主因；而不適應使用工況(如高溫、潮濕、高速、粉塵等環境)出現的早期失效成為其主要的失效模式，故軸承設計已從單純的主參數優化設計(載荷最大化)逐漸轉變為滿足軸承應用要求的個性化設計。對于密封軸承，密封設計成為軸承設計的重點工作。

針對密封軸承的通用設計，行業內進行了大量的研究，但大多是針對密封結構[1]、密封件與套圈的配合關系[2]，很多軸承公司也只是對密封圈和密封槽的制造方面進行相關的研究和改進[3-4]，而對密封件唇部設計參數的研究涉及較少。軸承密封結構形式較多[1]，其中接觸式密封因其優良的密封性能而成為應用最廣的密封結構。基于此，文中結合密封圈唇部設計參數對軸承接觸式密封進行設計研究。

1 密封性能要求

影響軸承密封性能的相關因素很多，例如密封結構、密封圈與密封槽的設計與制造、油脂性能和填脂量等[5]。密封軸承性能要求主要包括摩擦力矩、溫升、漏脂、防塵及耐磨損等指標。摩擦力矩、溫升和耐磨損等指標往往相互關聯，而又與漏脂、防塵等指標相互制約。因此在密封軸承設計中尋求一種平衡若干密封性能要求的設計和分析方法尤為重要。

2 接觸式密封的設計

以6202-2RS軸承為例，參照ZYB2—1989設計出的密封圈外唇部及其骨架如圖1所示。其中，密封圈材料為丁腈橡膠(70HRA)，密封圈外唇引導角β=30°～50°，外唇過盈量ε1=0.1～0.3 mm，密封外徑間隙ε=0～0.2 mm；密封圈骨架由鋼板沖壓而成，其外徑d1=d+(0.2～0.4)mm，d為外圈擋邊直徑，骨架厚度ε2=0.25～0.35 mm；外圈密封槽卡角θ=40°～60°。

圖1 外圈密封槽和密封外唇部

參照文獻[6]及經驗設計的密封圈內唇部結構如圖2所示(為便于軟件分析，對密封結構作了簡化處理，不影響分析方法和結果)。其中，腰部寬度δ=0.5～0.7 mm，擋油唇間隙δ1=0.3～0.6 mm，防塵唇間隙δ2=0.15～0.45 mm，主唇過盈量δ3=0.1～0.2 mm，主唇寬度δ4=0.2～0.4 mm，防塵唇厚度δ5=0.2～0.4 mm，主唇角度α=30°～50°。

圖2 內圈密封槽和密封內唇部結構

該產品在應用中溫升較高，而主唇過盈量在接觸式密封設計中并不大。現對該接觸式密封進行改進設計，改進目標是降低溫升。以密封唇力為設計目標，目前沒有參數化的函數，根據現有研究結果，建立模糊函數

F=f(δ,x,δ4,R,α,η)，

(1)

式中：F為密封唇力；x為腰部長度；R為腰部直徑；η為橡膠材料系數。密封唇力是反映密封軸承密封性能的關鍵參數。密封唇力過小，密封圈接觸內圈密封槽后，防塵唇將嚴重向外翹曲而失去作用，軸承將不能有效抵御外界雜質入侵；密封唇力過大，會使摩擦力矩和溫升增大，內唇磨損加劇，能耗升高。

為方便分析，這里僅以腰部寬度δ作為自變量，其余參數作為常量。改進后，腰部寬度δ=0.2～0.4 mm。

3 密封唇力分析及試驗驗證

基于ANSYS分析平臺，對上述改進前、后的接觸式密封模型進行分析[7]。以密封圈模型端面為約束，分析密封唇力和密封主唇偏移量的關系，分析模型如圖3所示，分析結果分別如圖4中A1，A2曲線所示。

圖3 密封唇力和密封主唇偏移量分析模型

采用SLFT-l型密封唇力測量儀[8]，對改進前、后的密封圈進行唇力測試(各測試3片，取均值)，測試結果分別如圖4中T1，T2曲線所示。對比可知，ANSYS分析結果與測試結果基本擬合，在設計研究中ANSYS分析可作為密封唇力分析的手段。

圖4 密封唇力與密封唇偏移量的關系曲線

4 性能試驗

對6202-2RS軸承使用改進前、后的接觸式密封圈進行密封性能試驗，包括摩擦力矩、溫升、漏脂、防塵和耐磨損等試驗。摩擦力矩試驗采用M9908B摩擦力矩測量儀；溫升、漏脂和防塵試驗參照JB/T 8571—2008進行。試驗結果見表1(表中a為改進前結構，b為改進后結構)。由表1可知，改進后的密封圈在摩擦力矩和溫升等密封性能上有較大程度改善。溫升、漏脂和防塵試驗后，在光學顯微鏡下觀察密封圈發現，有若干個改進前的密封圈接觸唇口存在輕微發毛磨損現象，而改進后的密封圈無此現象。改進前、后密封圈的其余密封性能相當。

表1 密封性能試驗結果

5 接觸式密封通用設計和性能分析方法

為將密封唇力應用于接觸式密封通用設計，對6200-2RS，6204-2RS，6206-2RS等02系列深溝球軸承的接觸式密封圈進行了類似的改進，并分別對其進行了密封唇力測試，結果如圖5所示。

圖5 密封唇力與密封唇偏移量的關系曲線

為形成設計基準，這里引入面壓的概念，即單位面積密封唇力(密封唇力與密封件腰部直徑和寬度的比值)，Ρ=F/(Rδ)。

本例中密封唇力數據經過上式轉化為面壓數據，結果如圖6所示。由圖6可知，改進后02系列的4個型號軸承密封面壓曲線基本擬合。

圖6 密封面壓與密封唇偏移量的關系曲線

對6200-2RS，6204-2RS，6206-2RS軸承進行相關密封性能試驗，密封性能的各項指標均表現良好，且實際應用中滿足工作要求。基于上述分析，在系列產品接觸式密封設計中，對若干型號進行改進設計，并結合試驗驗證滿足要求后，可將其面壓作為設計基準，從而獲得接觸式密封的通用設計方法。

實際應用時，對滿足某應用密封要求的密封件進行分析或試驗，提取其面壓作為密封唇部的設計基準；在設計同類應用系列軸承的密封件時，通過確定影響密封唇力的相關參數(如(1)式)，保證近似面壓，即可獲得近似密封性能。

6 結束語

文中旨在通過面壓的分析結合密封性能試驗提供一種通用的接觸式密封設計方法,即通過若干型號軸承密封圈的改進設計，并進行相關密封性能試驗，確定密封面壓曲線，將其定為系列產品密封通用設計的標準。而文中僅以內唇腰部寬度為變量進行了分析研究，其他影響因子的相關分析有待進一步研究，基本思路和方法與文中類似。