液壓缸密封圈磨損量與內泄漏量的映射關系研究

薛旭飛， 谷立臣， 程冬宏， 孫 昱， 耿寶龍

(西安建筑科技大學 機電工程學院， 陜西 西安 710055)

引言

活塞密封是液壓執行機構中最重要的部件之一，因為它們用于確保功能的可靠性和防止油液泄漏到環境中。由于高的流體壓力，密封接觸區域會發生密封材料磨損失效，從而導致液壓執行機構發生故障，造成重大的事故[1]。在液壓缸活塞往復運行過程中，密封泄漏與接觸壓力分布密切相關。接觸壓力分布取決于密封件的幾何形狀，尤其是密封邊緣的幾何形狀[2-3]。由于液壓缸運行過程中，活塞密封件不斷磨損，導致密封接觸壓力與泄漏量不斷變化。因此了解密封件不同磨損程度下，接觸壓力與泄漏量變化規律對密封件磨損狀態評估具有重要意義。

近些年不少學者對液壓密封件磨損泄漏問題進行了一定的研究。歐陽小平[4]研究航空作動器密封材料表面磨損失效，得出了隨著壓縮率的增加，最大接觸壓力上升，密封材料磨損加快，泄漏量增加。黃興、黃樂[5-6]對往復密封進行了臺架試驗，在不同的介質壓力和速度條件下，測量了斯特封往復運動10萬次過程中的泄漏量，研究表明，隨著往復行程次數增加，由于密封裝置磨損等原因， 其泄漏率并非線性增加。在對密封件磨損進行分析時，有限元方法能夠精準的模擬橡膠材料磨損時的密封區域接觸壓力變化[7-10]。王忠[11]利用有限元軟件ABAQUS網格重劃技術，分析往復密封在不同摩擦因數下的泄漏量變化。趙秀栩[12]以液壓缸桿密封件為研究對象，進行不同磨損程度下的密封件磨損試驗，結果表明隨著磨損程度增大，密封件磨損區域的摩擦力也隨之增大。可以用摩擦力變化對往復密封磨損狀態進行監測。JIN Y等[13]對液壓缸活塞密封磨損引起的泄漏問題，利用小波變換作為特征提取器，以此建立磨損與泄漏之間的聯系。

上述研究表明，液壓缸密封泄漏主要與密封圈安裝時的預壓縮率、密封摩擦副之間摩擦因數，以及介質壓力、磨損程度有關。但并未說明密封件磨損與泄漏之間的關系。本研究將研究不同磨損程度下，密封表面接觸壓力、密封介質泄漏的變化規律。

1 液壓缸活塞密封泄漏機理

1.1 活塞密封磨損分析

液壓缸活塞密封結構示意圖如圖1所示，活塞往復運行過程中，由于密封件與缸壁之間的摩擦導致密封件材料遷移，即形成密封件磨損。隨著磨損程度增加，密封件表面形貌特征不斷發生變化，從而導致密封間隙的接觸壓力分布隨之變化。

圖1 液壓缸活塞密封結構示意圖

密封件表面形貌特征變化選取常用的Archard模型進行表述。根據Archard模型描述，密封件在一段時間內的體積磨損變化率為：

(1)

式中，K—— 無量綱磨損系數

H—— 運動副中較軟材料的硬度

F—— 運動副之間的法向載荷

v—— 運動副間的相對滑動速度

定義其磨損率I=K/H，則磨損體積可以表示為：

dV=IFvdt

(2)

將上式兩邊同除以磨損面積S，則密封件的磨損高度可以表示為：

dh=Ip(t)vdt

(3)

式中，p(t)為隨時間變化的接觸壓力。當I和v給定時，密封件磨損量與密封接觸面的接觸壓力成正相關。

由式(3)可推出，密封件接觸面上任一節點在t時刻的磨損量為：

Hi=Hi-1+dhi

(4)

該節點任意時刻總磨損深度可以表示為：

(5)

1.2 活塞密封泄漏量分析

油液在活塞密封的泄漏主要由密封件材料兩端壓力差和流體剪切引起的液體壓差流動[14]，由間隙泄漏理論可知其中壓差流動導致的泄漏量為：

(6)

式中，h—— 密封件與缸壁之間的密封間隙

D—— 液壓缸內徑

Δp—— 密封件兩端的密封介質壓力差

μj—— 密封介質的流體動力黏度

L—— 密封件與缸壁之間的密封寬度

當相對速度μ0=0時，即活塞與缸壁之間無相對運動時的同心圓環縫隙流量表達式為：

(7)

1.3 磨損與泄漏量之間映射關系

由于活塞與缸壁之間往復運動次數的增加，密封件在往復過程中發生磨損，密封間隙h不斷發生改變。假設密封件表面磨損均勻，密封件磨損后的密封間隙類似于同心環形間隙。將式(5)代入式(7)中，則一定磨損深度下的活塞密封泄漏量為：

(8)

2 液壓缸活塞密封磨損仿真分析

為了研究液壓活塞密封磨損與泄漏量之間的變化規律，首先分析活塞密封圈磨損程度對密封性能的影響，得到不同磨損深度下密封件與活塞之間的接觸壓力分布。以活塞密封中最常用的O形密封圈作為研究對象進行有限元仿真分析，研究不同油液壓力下密封件接觸壓力分布和油液泄漏量隨密封件磨損深度的變化規律。

2.1 仿真模型

本研究仿真對象O形圈尺寸來自于GB/T 15242.1 —2017 ，其結構尺寸為54.5 mm×2.65 mm。材料為NBR70，使用二參數Mooney-Rillin超彈性體模型來描述丁腈橡膠力學性能，其中應變參數C10=0.202 MPa；C01=6.858 MPa[15]。

缸壁和密封溝槽材料為45鋼，彈性模量E=2×105MPa，泊松比μ=0.3。

O形圈表面為接觸面，溝槽和缸壁為目標面，接觸面與目標面之間磨損模型采用1.1中給出的修正后的Archard磨損模型。接觸算法采用增廣拉格朗日算法，接觸面之間檢測方法采用接觸面節點檢測，摩擦因數0.2，磨損率為5.5×10-6mm3/(N·m)。為了使仿真結果更為精確，對O形圈密封接觸部分進行網格細化，建立有限元二維模型如圖2所示。

圖2 O形密封圈幾何模型

2.2 仿真結果

圖3所示為O形密封圈在油壓12 MPa、壓縮量10%邊界條件下，接觸壓力分布圖。其中密封圈與缸壁、活塞溝槽的接觸面分別稱為主、次密封面。由于磨損主要發生在O形圈與缸壁接觸區域部分，泄漏主要來自于密封圈與缸體之間的接觸區域磨損后產生的間隙，即主密封面發生泄漏。

圖3 接觸壓力分布圖

圖4所示為密封圈在一定條件下的4種不同磨損深度。相比未磨損時，密封圈磨損后的徑向寬度分別減少了0.041， 0.086， 0.151 mm。

圖4 密封圈接觸區域磨損深度示意圖

1) 磨損深度對接觸壓力分布的影響

圖5～圖9分別是4種不同磨損程度的密封圈在油壓為5,8,12,16,20 MPa時，主、次密封面的接觸壓力圖。圖5給出了5 MPa油液壓力下4種磨損程度接觸壓力云圖。其中磨損程度為0, 0.041, 0.086 mm時，主密封面與次密封面上的最大接觸壓力分布相等。這是由于密封圈在低油液壓下，密封圈接觸壓力分布主要受軸向預壓縮量影響。圖6a為8 MPa下磨損深度0時接觸壓力圖，密封圈主、次密封面上接觸壓力相等，最大接觸壓力為21.36 MPa，主密封面的接觸壓力遠遠大于油液介質壓力。當磨損深度為0.041, 0.086, 0.151 mm時，密封圈與缸壁之間的過盈量逐漸減小，密封面上的最大接觸壓力逐漸降低，次密封面最大接觸壓力基本不變。因此，油液泄漏主要發生在主密封面上。

圖5 5 MPa下不同磨損深度O形圈接觸壓力分布

圖6 8 MPa下不同磨損深度O形圈接觸壓力分布

圖7 12 MPa下不同磨損深度O形圈接觸壓力分布

圖8 16 MPa下不同磨損深度O形圈接觸壓力分布

圖9 20 MPa下不同磨損深度O形圈接觸壓力分布

將不同磨損程度下的主密封面上節點接觸壓力提取出來，主密封面節點接觸壓力分布如圖10 所示。8 MPa 油液壓力下最大接觸壓力主要分布在密封接觸面中間部分。隨著磨損程度為0.041, 0.086 mm時，主密封面上最大接觸壓力值依次降低為19.77, 18.85 MPa。當磨損深度為0.151 mm時，最大接觸壓力降低為16.33 MPa，此時，接觸壓力分布發生明顯改變。當油液壓力為12, 16, 20 MPa時，最大接觸壓力在主密封面中間分布更加平緩。

2) 磨損深度對密封面寬度的影響

由于對于不同磨損深度，密封面接觸寬度有所不同，密封寬度又決定密封性能。磨損深度對密封性能存在影響。

如圖10d中給出了4種不同磨損程度下密封圈主密封面上接觸壓力分布和接觸寬度變化。對比5, 8, 12, 16, 20 MPa密封寬度變化，可見油液壓力對密封寬度影響較小。但隨著磨損程度增加，密封寬度逐漸增加，密封圈密封能力逐漸降低，主密封面上的接觸寬度依次增加到1.52, 1.69, 1.86, 2.34 mm。密封寬度增大可以提高密封性能。但由式(8)可知，磨損深度對泄漏增大影響成指數增長，遠高于密封寬度對泄漏量降低的影響。密封寬度的增加使得密封面上最大接觸壓力分布趨平緩。同時密封圈在往復運動過程中的磨損面積逐漸增大，進一步降低密封性能，油液泄漏增大。

3) 磨損深度與泄漏量映射關系

根據上面有限元仿真結果，將磨損深度、密封寬度代入式(8)中，分別得出，當μ0=0、壓差為5, 8, 12, 16, 20 MPa時泄漏量與磨損深度的映射關系如圖11所示。

由圖11所示，隨著磨損深度增加活塞密封泄漏量呈指數增長。初始磨損時，油液壓力對泄漏量的影響不具有顯著作用。在磨損深度超過0.086 mm時，油液壓力對泄漏量的影響加劇。

圖10 主密封面接觸壓力分布

圖11 不同油液壓力下磨損深度與泄漏量關系

3 不同規格尺寸密封圈磨損泄漏對比分析

為了更好說明本研究內容的普適性，選擇大規格活塞密封圈進行對比分析。工程機械中常用的液壓缸活塞密封尺寸為109 mm×5.3 mm，將其定義為尺寸2，其材料為丁腈橡膠。將結構尺寸54.5 mm×2.65 mm 定義為尺寸1。對尺寸1和2密封圈在泄漏量與磨損量兩個方面進行對比分析。

3.1 磨損對比

隨著密封圈磨損深度增加，密封圈預壓縮率不斷減小，可以用預壓縮率評判磨損泄漏失效標準。尺寸1的4種磨損程度分別對應預壓縮率為10%,8.6%,6.9%,4.7%。對尺寸2進行有限元磨損仿真，提取相同壓縮率下的磨損量如表1所示。其主密封面上節點接觸壓力分布如圖12所示。

表1 尺寸1，2密封圈磨損量

圖12 20 MPa尺寸1主密封面接觸壓力分布

由于密封圈尺寸1和尺寸2都是同種形狀的密封圈，且兩種尺寸密封圈與缸壁接觸部分幾何形狀相同。對比圖9和圖12可知，在20 MPa流體壓力下的未磨損時的密封圈接觸壓力都為43 MPa。隨著磨損程度增加，其主密封面上的最大接觸壓力下降。對比圖13和圖10e，尺寸1和尺寸2在20 MPa油液壓力下，其主密封面上最大接觸壓力基本相同。因此同種規格密封圈，在相同預壓縮率下的密封性能相同。

3.2 泄漏量對比

根據式(8)，繪制尺寸2的磨損泄漏曲線如圖13所示。在磨損量為0.087 mm、油液壓力20 MPa下，其泄漏量就已經達到0.0432 mL。而尺寸1在相同壓縮率下的泄漏量僅為0.0043 mL。由于在相同預壓縮率下的尺寸1和2主密封面接觸壓力基本相同，但是由于尺寸2的磨損量要大于尺寸1，所以在缸壁與活塞密封環之間產生的密封間隙更大，其泄漏量也隨之增大。因此較大規格尺寸的活塞密封圈磨損時，泄漏量增大。

圖13 尺寸2磨損深度與泄漏量關系

4 結論

(1) 通過Archard磨損方程和間隙泄漏理論推導出了O形密封圈磨損量與泄漏量的映射關系。該映射模型可以為液壓缸活塞密封圈磨損狀態監測提供理論依據；

(2) 通過有限元方法分析不同磨損程度下的活塞O形密封圈接觸壓力分布與接觸寬度變化，在初始磨損時，最大接觸壓力集中在主密封面中間。隨著磨損深度增加，最大接觸壓力下降，密封性能降低，而密封寬度增大，增大磨損面積。因此合理減小密封寬度，能夠有效的減緩磨損，降低泄漏量；

(3) 隨著密封圈結構尺寸增大，其密封性能基本無變化。磨損深度和泄漏量較小尺寸密封圈都有明顯增加；

(4) 建立活塞密封磨損泄漏映射模型對活塞密封磨損狀態監測具有重要意義。在實際工況中，運行過程中由于磨損升溫所導致的磨損深度改變問題，還需要做進一步的研究與探討。