轉動接頭O形密封圈容差間隙與密封性能關系研究

張 峰，夏 敏，孫同明

(國營蕪湖機械廠 機電部，安徽 蕪湖 241007)

0 引言

液壓密封技術在工程應用中非常廣泛，常見的液壓密封包括帶有橡膠、塑料等高分子材料的“填充式”密封以及靠機械結構隔離密封分界面的“機械密封”。以橡膠密封圈為代表的填充式密封在液壓密封技術中占有重要地位，其主要利用密封圈耐油、超彈性等特性，密封圈在裝配過程凸出量的壓縮變形產生接觸力，利用密封圈彈性變形填充密封間隙抵御液壓力，隔離、切斷液壓流體的流動通道。

液壓產品在制造過程會根據孔徑配合公差給定配合間隙，正常情況密封圈的凸出量為裝配間隙的10倍左右，考慮不同壓力工作環境還要嚴格減小配合間隙。機械液壓產品經過一定使用周期后，產品孔徑會因為工作磨損使得配合間隙相對超差。航空產品在配合間隙控制方面非常嚴格，特別是航空液壓附件修理過程對超差的使用，主要采用保守分析，即在保證密封圈足夠的凸出量，盡可能小的減少尺寸超差使用。關于超差間隙的使用，近年來的容差容限研究較少，這就造成產品修理控制成本較大，同時也造成因尺寸超差報廢零件的浪費。對某產品轉動部位O形密封圈的容差間隙與密封性能關系研究，通過對比不同的放寬間隙的密封性能，根據使用壽命評估出最大容差范圍，為產品的修理提供依據，有利于產品的修理成本控制，同時也可以為航空修理容差分析基礎研究提供思路與方法。

1 橡膠密封形式與模型

1.1 橡膠密封形式與原理

橡膠件“填充式”密封圈密封原理如圖1所示，在不受工作壓力時，密封圈凸出量壓縮產生接觸應力；在受工作壓力后，密封圈向背壓一側壓縮變形，密封圈大變形產生大的接觸應力抵御工作壓力。因此，密封圈的密封性能取決于密封圈和接觸構件之間的接觸壓力，當密封圈周圍的液壓壓力差超過接觸所提供的抵抗力時，發生泄露，密封圈失效。

圖1 橡膠件“填充式”密封圈密封原理

根據密封耦合面之間的運動關系可以分為：靜密封、往復伸縮式密封、旋轉式密封。

根據耦合面承受的壓力大小可以分為：低壓密封、中高壓密封、超高壓密度。一般情況下低壓密封壓力在10 MPa以下，中高壓壓力在10～35 MPa，超高壓壓力在35 MPa以上。

根據HB 7520-1997，按密封圈溝槽所在位置可以分為孔溝槽密封和軸溝槽密封。

由于航空密封有別于一般工業應用：具有寬溫(-55 ℃～135 ℃)、高壓(21 MPa、28 MPa、35 MPa)、復雜的振動環境等，這些因素也給液壓密封帶來挑戰。關于孔軸配合的某轉動接頭，使用磨損帶來的配合間隙超過設計標準，很大程度上影響了該部位的密封性能、密封圈的使用壽命。

1.2 物理模型

圖2 轉動接頭結構形式

1.3 超彈性體本構試驗的數據擬合

產品密封圈材料牌號為2-5013，對應的參考標準為Q/SX6-250-2000，材料伸長率≥110%。將2-5013橡膠材料制作成標準樣塊進行橡膠本構試驗測試，對單軸、雙軸、剪切試驗的實驗數據進行處理后選取Neo-HooKean模型進行數據擬合，2-5013材料曲線擬合如圖3所示。采用最小二乘法模型進行曲線擬合。

圖3 2-5013材料曲線擬合

1.4 建模

由于轉動接頭工作時轉動緩慢，轉動對密封的影響較少，主要還是以靜密封為主，可將模型轉化為通用孔軸形式。正常孔軸配合的三維建模要考慮橡膠預裝配過程，并且還要施加壓力載荷，計算量比較大。為了便于進行有限元分析，將模型簡化為平面二維圖形。孔軸配合通用模型如圖4所示，上部為活塞桿(零件1)，圓形為O形密封圈(零件2)，下部為殼體(零件3)。

圖4 孔軸配合通用模型

主要分析步驟為固定零件3外圈，零件1向下側移動一定距離達到規定的裝配間隙狀態，用來模擬O形圈預裝配過程；在預裝配過程的基礎上給O形圈添加一個向右的壓力載荷，用來模擬O形圈在承受載荷時的變形和受力情況。由于不同的組成部分需要進行不同的屬性設置。活塞桿和殼體為剛體，屬性設置為“hard”；O形圈為彈性體，屬性設置為“soft”。該轉動接頭在艙門作動筒、起落架和減速板作動筒活動連接處的供、回油，屬于一定角度低速轉動，旋轉過程摩擦系數影響較小。將密封圈邊線與活塞桿和殼體接觸邊設置為摩擦接觸，摩擦系數為0.15，大變形打開，非對稱行為接觸剛度為1。設置后進行網格生成，網格劃分如圖5，然后檢查密封圈的接觸壓力。0.02 MPa時仿真結果如圖6所示，仿真結果統計如表1所示。

圖5 網格劃分

圖6 0.02 MPa時仿真結果

表1 仿真結果統計

2 仿真結果的對比分析

密封圈保證密封的必要條件是最大接觸壓力大于油壓。考慮本構試驗數據不完整，在大壓力大變形過程容易造成不收斂，選取8 MPa壓力之前數據，通過數據擬合曲線進行預測性分析。

不同壓力載荷下接觸密封壓力如圖7所示。0.1 mm配合間隙時，壓力分別在0.02 MPa、2 MPa、4 MPa、5 MPa、6 MPa、7 MPa、8 MPa下密封圈表面的接觸應力值分別為7.088 MPa、10.15 MPa、13.673 MPa、15.33 MPa、16.962 MPa、18.467 MPa、19.934 MPa，接觸應力均大于工作壓力，即在該條件下滿足密封要求。利用相同的方法與步驟，分別驗證配合間隙為0.12 mm、0.14 mm、0.16 mm、0.18 mm、0.2 mm時各壓力接觸情況，仿真結果統計如表1所示。

圖7 不同壓力載荷下接觸密封壓力

3 容差間隙的趨勢性分析

將表1數據采用二次多項式回歸建立回歸方程，要求回歸準確度占比99%以上，仿真擬合曲線及方程如圖8所示。計算不同配合間隙下，密封圈的密封接觸壓力與壓力載荷之間的關系趨勢，根據擬合公式，將42 MPa壓力代入計算，預測載荷壓力在42 MPa時活塞桿處密封圈的接觸壓力，42 MPa時接觸壓力計算結果如表2所示。考慮到粗糙度等實際因素和仿真結果，可以初步確定在42 MPa靜壓情況下，轉動接頭容差間隙可以放寬到0.18 mm，能夠保證有效的密封接觸壓力。

圖8 仿真擬合曲線及方程

表2 42 MPa時接觸壓力計算結果

4 試驗驗證

利用人工打磨將配合間隙達到規定值進行裝配，驗證配合間隙在0.18 mm和0.2 mm時的密封性能。裝配時要仔細檢查選用的密封圈表面狀態、膠圈槽的表面質量，排除密封圈自身缺陷和膠圈槽的劃傷等對試驗的影響，轉動接頭裝配如圖9所示。

圖9 轉動接頭裝配

按試驗要求進行2 h磨合試驗后，對轉動接頭進行強度試驗,驗證有無泄漏。0.2 mm時轉動接頭強度試驗如圖10所示。0.2 mm配合間隙時出現滲漏，即轉動接頭容差極限為0.18 mm。考慮密封圈具有老化、性能衰退，給定1.2的安全系數，此時密封壓力要求為50.4 MPa以上。在實際工程應用中，可將配合間隙容限上限確定為0.14 mm，將配合間隙由設計的0.10 mm放寬到0.14 mm，既有效的保證了產品修理質量，又節省修理成品。

圖10 0.2 mm時轉動接頭強度試驗

5 結論

本文主要從轉動接頭的修理容限角度分析配合間隙與密封性能之間的關系，為產品的放寬修理提供了依據，同時研究過程具有可延展性，對孔軸配合類產品的容差研究具有一定的指導意義。相關總結如下：

(1)從密封的形式和原理分析，結合產品的結構形式確定仿真通用模型；

(2)結合本構試驗數據進行仿真，針對大變形收斂困難問題，可在多數據點情況下，利用回歸方程對小數據進行擬合，再進行趨勢分析預測,42 MPa壓力載荷情況下產品的容限為0.18 mm，利用試驗驗證，最終將容差上限確定為0.14 mm，既有效的保證了產品修理質量，又節省修理成品；

(3)采用仿真分析、回歸方程預測、實物試驗驗證的方法，為孔軸類產品密封容差容限研究提供了一種參考。