張 峰，夏 敏，孫同明

(國(guó)營(yíng)蕪湖機(jī)械廠 機(jī)電部，安徽 蕪湖 241007)

0 引言

液壓密封技術(shù)在工程應(yīng)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(jī)械結(jié)構(gòu)隔離密封分界面的“機(jī)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(shù)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(guò)程凸出量的壓縮變形產(chǎn)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(dòng)通道。

液壓產(chǎn)品在制造過(guò)程會(huì)根據(jù)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(huán)境還要嚴(yán)格減小配合間隙。機(jī)械液壓產(chǎn)品經(jīng)過(guò)一定使用周期后，產(chǎn)品孔徑會(huì)因?yàn)楣ぷ髂p使得配合間隙相對(duì)超差。航空產(chǎn)品在配合間隙控制方面非常嚴(yán)格，特別是航空液壓附件修理過(guò)程對(duì)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(guān)于超差間隙的使用，近年來(lái)的容差容限研究較少，這就造成產(chǎn)品修理控制成本較大，同時(shí)也造成因尺寸超差報(bào)廢零件的浪費(fèi)。對(duì)某產(chǎn)品轉(zhuǎn)動(dòng)部位O形密封圈的容差間隙與密封性能關(guān)系研究，通過(guò)對(duì)比不同的放寬間隙的密封性能，根據(jù)使用壽命評(píng)估出最大容差范圍，為產(chǎn)品的修理提供依據(jù)，有利于產(chǎn)品的修理成本控制，同時(shí)也可以為航空修理容差分析基礎(chǔ)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(shí)，密封圈凸出量壓縮產(chǎn)生接觸應(yīng)力；在受工作壓力后，密封圈向背壓一側(cè)壓縮變形，密封圈大變形產(chǎn)生大的接觸應(yīng)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(gòu)件之間的接觸壓力，當(dāng)密封圈周圍的液壓壓力差超過(guò)接觸所提供的抵抗力時(shí)，發(fā)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(jù)密封耦合面之間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系可以分為：靜密封、往復(fù)伸縮式密封、旋轉(zhuǎn)式密封。

根據(jù)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(jù)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(yè)應(yīng)用：具有寬溫(-55 ℃～135 ℃)、高壓(21 MPa、28 MPa、35 MPa)、復(fù)雜的振動(dòng)環(huán)境等，這些因素也給液壓密封帶來(lái)挑戰(zhàn)。關(guān)于孔軸配合的某轉(zhuǎn)動(dòng)接頭，使用磨損帶來(lái)的配合間隙超過(guò)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，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(zhuǎn)動(dòng)接頭結(jié)構(gòu)形式

1.3 超彈性體本構(gòu)試驗(yàn)的數(shù)據(jù)擬合

產(chǎn)品密封圈材料牌號(hào)為2-5013，對(duì)應(yīng)的參考標(biāo)準(zhǔn)為Q/SX6-250-2000，材料伸長(zhǎng)率≥110%。將2-5013橡膠材料制作成標(biāo)準(zhǔn)樣塊進(jìn)行橡膠本構(gòu)試驗(yàn)測(cè)試，對(duì)單軸、雙軸、剪切試驗(yàn)的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理后選取Neo-HooKean模型進(jìn)行數(shù)據(jù)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(jìn)行曲線擬合。

圖3 2-5013材料曲線擬合

1.4 建模

由于轉(zhuǎn)動(dòng)接頭工作時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)緩慢，轉(zhuǎn)動(dòng)對(duì)密封的影響較少，主要還是以靜密封為主，可將模型轉(zhuǎn)化為通用孔軸形式。正?？纵S配合的三維建模要考慮橡膠預(yù)裝配過(guò)程，并且還要施加壓力載荷，計(jì)算量比較大。為了便于進(jìn)行有限元分析，將模型簡(jiǎn)化為平面二維圖形?？纵S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(cè)移動(dòng)一定距離達(dá)到規(guī)定的裝配間隙狀態(tài)，用來(lái)模擬O形圈預(yù)裝配過(guò)程；在預(yù)裝配過(guò)程的基礎(chǔ)上給O形圈添加一個(gè)向右的壓力載荷，用來(lái)模擬O形圈在承受載荷時(shí)的變形和受力情況。由于不同的組成部分需要進(jìn)行不同的屬性設(shè)置。活塞桿和殼體為剛體，屬性設(shè)置為“hard”；O形圈為彈性體，屬性設(shè)置為“soft”。該轉(zhuǎn)動(dòng)接頭在艙門作動(dòng)筒、起落架和減速板作動(dòng)筒活動(dòng)連接處的供、回油，屬于一定角度低速轉(zhuǎn)動(dòng)，旋轉(zhuǎn)過(guò)程摩擦系數(shù)影響較小。將密封圈邊線與活塞桿和殼體接觸邊設(shè)置為摩擦接觸，摩擦系數(shù)為0.15，大變形打開，非對(duì)稱行為接觸剛度為1。設(shè)置后進(jìn)行網(wǎng)格生成，網(wǎng)格劃分如圖5，然后檢查密封圈的接觸壓力。0.02 MPa時(shí)仿真結(jié)果如圖6所示，仿真結(jié)果統(tǒng)計(jì)如表1所示。

圖5 網(wǎng)格劃分

圖6 0.02 MPa時(shí)仿真結(jié)果

表1 仿真結(jié)果統(tǒng)計(jì)

2 仿真結(jié)果的對(duì)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(gòu)試驗(yàn)數(shù)據(jù)不完整，在大壓力大變形過(guò)程容易造成不收斂，選取8 MPa壓力之前數(shù)據(jù)，通過(guò)數(shù)據(jù)擬合曲線進(jìn)行預(yù)測(cè)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(shí)，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(yīng)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(yīng)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(yàn)證配合間隙為0.12 mm、0.14 mm、0.16 mm、0.18 mm、0.2 mm時(shí)各壓力接觸情況，仿真結(jié)果統(tǒng)計(jì)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(shì)性分析

將表1數(shù)據(jù)采用二次多項(xiàng)式回歸建立回歸方程，要求回歸準(zhǔn)確度占比99%以上，仿真擬合曲線及方程如圖8所示。計(jì)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(guān)系趨勢(shì)，根據(jù)擬合公式，將42 MPa壓力代入計(jì)算，預(yù)測(cè)載荷壓力在42 MPa時(shí)活塞桿處密封圈的接觸壓力，42 MPa時(shí)接觸壓力計(jì)算結(jié)果如表2所示。考慮到粗糙度等實(shí)際因素和仿真結(jié)果，可以初步確定在42 MPa靜壓情況下，轉(zhuǎn)動(dòng)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(shí)接觸壓力計(jì)算結(jié)果

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

利用人工打磨將配合間隙達(dá)到規(guī)定值進(jìn)行裝配，驗(yàn)證配合間隙在0.18 mm和0.2 mm時(shí)的密封性能。裝配時(shí)要仔細(xì)檢查選用的密封圈表面狀態(tài)、膠圈槽的表面質(zhì)量，排除密封圈自身缺陷和膠圈槽的劃傷等對(duì)試驗(yàn)的影響，轉(zhuǎn)動(dòng)接頭裝配如圖9所示。

圖9 轉(zhuǎn)動(dòng)接頭裝配

按試驗(yàn)要求進(jìn)行2 h磨合試驗(yàn)后，對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)接頭進(jìn)行強(qiáng)度試驗(yàn),驗(yàn)證有無(wú)泄漏。0.2 mm時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)接頭強(qiáng)度試驗(yàn)如圖10所示。0.2 mm配合間隙時(shí)出現(xiàn)滲漏，即轉(zhuǎn)動(dòng)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(shù)，此時(shí)密封壓力要求為50.4 MPa以上。在實(shí)際工程應(yīng)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(shè)計(jì)的0.10 mm放寬到0.14 mm，既有效的保證了產(chǎn)品修理質(zhì)量，又節(jié)省修理成品。

圖10 0.2 mm時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)接頭強(qiáng)度試驗(yàn)

5 結(jié)論

本文主要從轉(zhuǎn)動(dòng)接頭的修理容限角度分析配合間隙與密封性能之間的關(guān)系，為產(chǎn)品的放寬修理提供了依據(jù)，同時(shí)研究過(guò)程具有可延展性，對(duì)孔軸配合類產(chǎn)品的容差研究具有一定的指導(dǎo)意義。相關(guān)總結(jié)如下：

(1)從密封的形式和原理分析，結(jié)合產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)形式確定仿真通用模型；

(2)結(jié)合本構(gòu)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行仿真，針對(duì)大變形收斂困難問(wèn)題，可在多數(shù)據(jù)點(diǎn)情況下，利用回歸方程對(duì)小數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合，再進(jìn)行趨勢(shì)分析預(yù)測(cè),42 MPa壓力載荷情況下產(chǎn)品的容限為0.18 mm，利用試驗(yàn)驗(yàn)證，最終將容差上限確定為0.14 mm，既有效的保證了產(chǎn)品修理質(zhì)量，又節(jié)省修理成品；

(3)采用仿真分析、回歸方程預(yù)測(cè)、實(shí)物試驗(yàn)驗(yàn)證的方法，為孔軸類產(chǎn)品密封容差容限研究提供了一種參考。