擺角夾緊缸格萊圈密封失效分析及改進

裴連濤，王 程，王慶祥

（上汽通用東岳動力總成有限公司，山東煙臺 264000）

0 引言

上汽通用東岳動力總成有限公司機加工線使用了較多的ROEMHELD 和PASCAL 品牌的擺角夾緊缸，運行多年無異常。在裝配線中使用業內知名品牌氣液轉換器提供液壓能，并集成了同品牌的擺角夾緊缸?，F場使用了5 種型號共35 個擺角夾緊缸，大部分出現缸桿漏油的問題。聯系品牌方現場支持，反饋為缸桿劃傷所致，并建議更換整套密封包。在密封包更換過程中，發現部分泄漏的油缸并無缸桿劃傷，且其中某型號的油缸在更換密封包2～3 個月后再次出現泄漏問題。

1 擺角夾緊缸結構與磨損分析

泄漏擺角夾緊缸的密封結構包括：活塞格萊圈密封，活塞桿格萊圈密封和活塞桿塵封三部分（圖1）。為分析漏油原因，現場做了多次驗證性實驗。當發生大泄漏時，多數塵封在高壓液壓油作用下部分脫出（圖2），并推擠活塞桿偏向一側，造成持續泄漏。首先在油封和塵封中間增加卸荷槽孔（圖3）以避免液壓油在塵封后側緩慢堆積將塵封推出造成失效；其次，驗證不同塵封類型及不安裝塵封時油缸的運行情況（圖3），泄漏現象均有發生，由此推斷泄漏是油封位置失效引起的，而非塵封失效造成的關聯后果。

圖1 擺角夾緊缸密封結構

圖2 塵封被油壓頂出

圖3 增加卸荷槽

進一步拆解油缸，發現在油缸端蓋處發生偏向磨損（圖4），磨損量在0.009 mm 左右。為估算端蓋磨損對缸桿導向的影響，對缸體結構進行簡化，根據油缸尺寸數據進行計算。擺角夾緊缸工作狀態如圖5 所示，當油缸在活塞退回時（圖6），被夾物體反向力作用于缸桿，并產生徑向分力F。在力F 和夾緊行程S 的作用下，缸桿與端蓋之間發生動摩擦，并導致硬度較低的端蓋產生磨損。當活塞桿伸出時（圖7），缸桿導向支撐距離變短，在同等的缸桿與端蓋，活塞與缸壁間隙下，缸桿的偏置角度Δθ 會變大，同時缸桿與密封處的間隙ΔS 也達到最大。根據計算：未磨損時，ΔS 理論間隙為0.05 mm；當端蓋偏置磨損后，ΔS 能達到0.14 mm。當端蓋發生磨損后，缸桿與上端蓋接觸面會逐漸變大，接觸力壓強逐漸變小，磨損趨勢逐漸減緩，磨損量趨于穩定，實際間隙測量情況與計算情況一致。

圖4 油缸缸蓋偏置磨損

圖6 油缸活塞支撐和磨損

圖7 磨損造成活塞偏移ΔS

2 有限元分析模型

為驗證磨損后缸桿在最大活動量0.14 mm 時的密封情況，使用ABAQUS 軟件對此時格萊圈密封工況進行仿真計算。首先簡化幾何模型：使用軸對稱模型建模，活塞桿和缸蓋簡化為解析剛體，格萊圈由PTEE 復合材料擋圈和O 形圈Φ36.5 mm×Φ3.55 mm（ISO 3601-1）組成（圖8）。O 形圈使用兩參數Mooney-Rivlin 模型表示不可壓縮橡膠材料的超彈性特征，其簡化后的應變能函數為W=C10（I1-3）+C01（I2-3）[1]。O形圈材料硬度HD 85.38，其中C10=1.87 MPa，C01=0.47 MPa，不可壓縮系數D1=0.00 085，簡化為0。PTEE 材質擋圈，楊氏模量1300 MPa，泊松比0.4。

圖8 格萊圈密封的簡化結構

網格單元類型使用CAX4H 雜交單元，活塞桿固定，通過溝槽移動來模擬格萊圈的裝配情況，控制移動后溝槽與活塞桿之間的間隙距離來模擬端蓋磨損后密封的安裝情況（圖9）[2]。使用介質壓力滲透接觸功能來計算高壓液壓油在不同接觸表面的加載情況（圖10、圖11），介質壓力滲透需要指定“主面、從面”及起點，介質壓力從起點位置沿接觸面進行滲透計算[3-4]，相對于對O形圈均勻施加流體壓力的方式，能更加準確地計算出O形圈相關接觸面接觸力分布情況。在本案例中，增加3 處壓力滲透作用接觸（圖11）。使用4 個分析步進行模擬計算：①初始化，建立接觸；②溝槽左移到位，模擬現場安裝；③施加流體壓力；④模擬流體滲透狀態。

圖9 溝槽移動模擬裝配

圖10 介質壓力滲透原理

圖11 介質壓力滲透示意

3 格萊圈密封失效分析

分別計算正常間隙（0.05mm）和磨損且受側向力時間隙（0.14 mm）的工作情況（圖12），可以看到在正常和磨損狀態、格萊圈不受液壓力作用時，接觸及密封情況基本一致。但是根據現場實際情況，增加6 MPa 的液壓力后，出現較大的差異。在磨損狀態，液壓負載下O 形圈與擋圈之間形成中空的間隙（圖12-①位置）；擋圈與缸桿之間，由于液壓滲透力的作用，只剩下上部分較小區域存在接觸力（圖12-②位置），密封情況基本失效。由此可推斷在油缸端蓋磨損后，缸桿與端蓋之間的間隙影響了格萊圈的密封狀態，O 形圈的密封補償作用不足[5]，產生了密封失效。

圖12 正常間隙及磨損間隙時的格萊圈分析狀態

4 O 形圈的尺寸改進

分別計算3.55 mm 直徑O 形圈在正常間隙和磨損間隙時的預壓縮率為8.17%和5.63%。根據相關資料，對往復動密封，其O 形圈壓縮率推薦值在10%～20%，實際情況小于推薦指標。進一步驗證增大O 形圈預壓縮量對密封效果的影響，在ISO 3601-1 標準中，增大一號的O 形圈直徑為5.3 mm，明顯不合適。根據SIMRIT 和Busak Shamban品牌密封圈產品系列，相近O 形圈直徑可選3.75 mm 或4.00 mm。計算不同直徑O 形圈在此工況正常間隙及磨損間隙情況下的預壓縮率（此處簡化，不考慮O 形圈公差帶來的影響），3.75 mm 和4.00 mm直徑O 形圈預壓縮率均在10%～20%（表1）。

表1 不同直徑O 形圈預壓縮率

分別計算3.75 mm 和4.00 mm直徑O 形圈在正常間隙（0.05 mm）和磨損間隙（0.14 mm）時密封件的內應力和接觸力。可見3.75 mm 直徑O 形圈在正常間隙和磨損間隙下，均能保持穩定的密封狀態。4.00 mm 直 徑O 形 圈在正常間隙時，下底面與溝槽面之間滲透壓未穿透（圖13-③位置）；在磨損間隙時，下底面與溝槽面之間在滲透壓作用下脫離（圖13-④位置）。O 形圈與溝槽的下面存在不太穩定的密封狀態，為避免這種情況，選用3.75 mm 直徑的O 形圈進行實際驗證，對于泄漏的油缸，只更換該O 形圈，其他密封組件不動。安裝后泄漏問題消失，已維修10 個油缸，跟蹤運行1 年，未再發生泄漏問題。

再次分析不同油缸的漏油情況，發現漏油嚴重的油缸均為側面安裝（圖14），漏油較輕的油缸為豎直安裝。側面安裝的油缸，工件到位后距離定位面較遠（約3 mm），油缸在夾持過程中，此3 mm行程會受到工件的反作用力，部分分力轉化為缸桿與油缸端蓋之間的接觸壓力，產生較大的動摩擦，引起油缸端蓋的磨損。豎直安裝的油缸，由于工件重力作用，工件表面與定位面基本貼合，油缸夾持過程中無此動摩擦階段，磨損較輕，實際拆解情況與此一致。其他品牌的擺角夾緊缸，端蓋密封使用的是Y 形密封或U 形密封，雖然啟動摩擦力相對較大[2]，但是對于端蓋的磨損情況不敏感，沒有發生漏油的情況。

圖14 油缸側面安裝與豎直安裝

5 總結

（1）擺角夾緊缸，鑒于常用的夾緊臂結構和夾緊動作，缸桿受軸向分力作用，如果存在帶載夾緊行程，會產生導向磨損，需要關注油缸的導向能力。

（2）油缸端蓋磨損后，缸桿受軸向力活動時，格蘭圈的安裝尺寸發生變化，同時影響O 形圈的預壓縮率。

（3）格萊圈的密封性能受O 形圈預壓縮率的影響，需要選擇合適的預壓縮率來保證O 形圈的密封補償作用。

（4）針對擺角夾緊缸的選型，需要根據工況，關注油缸的導向能力和密封對磨損的敏感程度。