张 峰，夏 敏，孙同明

(国营芜湖机械厂 机电部，安徽 芜湖 241007)

0 引言

液压密封技术在工程应用中非常广泛，常见的液压密封包括带有橡胶、塑料等高分子材料的“填充式”密封以及靠机械结构隔离密封分界面的“机械密封”。以橡胶密封圈为代表的填充式密封在液压密封技术中占有重要地位，其主要利用密封圈耐油、超弹性等特性，密封圈在装配过程凸出量的压缩变形产生接触力，利用密封圈弹性变形填充密封间隙抵御液压力，隔离、切断液压流体的流动通道。

液压产品在制造过程会根据孔径配合公差给定配合间隙，正常情况密封圈的凸出量为装配间隙的10倍左右，考虑不同压力工作环境还要严格减小配合间隙。机械液压产品经过一定使用周期后，产品孔径会因为工作磨损使得配合间隙相对超差。航空产品在配合间隙控制方面非常严格，特别是航空液压附件修理过程对超差的使用，主要采用保守分析，即在保证密封圈足够的凸出量，尽可能小的减少尺寸超差使用。关于超差间隙的使用，近年来的容差容限研究较少，这就造成产品修理控制成本较大，同时也造成因尺寸超差报废零件的浪费。对某产品转动部位O形密封圈的容差间隙与密封性能关系研究，通过对比不同的放宽间隙的密封性能，根据使用寿命评估出最大容差范围，为产品的修理提供依据，有利于产品的修理成本控制，同时也可以为航空修理容差分析基础研究提供思路与方法。

1 橡胶密封形式与模型

1.1 橡胶密封形式与原理

橡胶件“填充式”密封圈密封原理如图1所示，在不受工作压力时，密封圈凸出量压缩产生接触应力；在受工作压力后，密封圈向背压一侧压缩变形，密封圈大变形产生大的接触应力抵御工作压力。因此，密封圈的密封性能取决于密封圈和接触构件之间的接触压力，当密封圈周围的液压压力差超过接触所提供的抵抗力时，发生泄露，密封圈失效。

图1 橡胶件“填充式”密封圈密封原理

根据密封耦合面之间的运动关系可以分为：静密封、往复伸缩式密封、旋转式密封。

根据耦合面承受的压力大小可以分为：低压密封、中高压密封、超高压密度。一般情况下低压密封压力在10 MPa以下，中高压压力在10～35 MPa，超高压压力在35 MPa以上。

根据HB 7520-1997，按密封圈沟槽所在位置可以分为孔沟槽密封和轴沟槽密封。

由于航空密封有别于一般工业应用：具有宽温(-55 ℃～135 ℃)、高压(21 MPa、28 MPa、35 MPa)、复杂的振动环境等，这些因素也给液压密封带来挑战。关于孔轴配合的某转动接头，使用磨损带来的配合间隙超过设计标准，很大程度上影响了该部位的密封性能、密封圈的使用寿命。

1.2 物理模型

图2 转动接头结构形式

1.3 超弹性体本构试验的数据拟合

产品密封圈材料牌号为2-5013，对应的参考标准为Q/SX6-250-2000，材料伸长率≥110%。将2-5013橡胶材料制作成标准样块进行橡胶本构试验测试，对单轴、双轴、剪切试验的实验数据进行处理后选取Neo-HooKean模型进行数据拟合，2-5013材料曲线拟合如图3所示。采用最小二乘法模型进行曲线拟合。

图3 2-5013材料曲线拟合

1.4 建模

由于转动接头工作时转动缓慢，转动对密封的影响较少，主要还是以静密封为主，可将模型转化为通用孔轴形式。正常孔轴配合的三维建模要考虑橡胶预装配过程，并且还要施加压力载荷，计算量比较大。为了便于进行有限元分析，将模型简化为平面二维图形。孔轴配合通用模型如图4所示，上部为活塞杆(零件1)，圆形为O形密封圈(零件2)，下部为壳体(零件3)。

图4 孔轴配合通用模型

主要分析步骤为固定零件3外圈，零件1向下侧移动一定距离达到规定的装配间隙状态，用来模拟O形圈预装配过程；在预装配过程的基础上给O形圈添加一个向右的压力载荷，用来模拟O形圈在承受载荷时的变形和受力情况。由于不同的组成部分需要进行不同的属性设置。活塞杆和壳体为刚体，属性设置为“hard”；O形圈为弹性体，属性设置为“soft”。该转动接头在舱门作动筒、起落架和减速板作动筒活动连接处的供、回油，属于一定角度低速转动，旋转过程摩擦系数影响较小。将密封圈边线与活塞杆和壳体接触边设置为摩擦接触，摩擦系数为0.15，大变形打开，非对称行为接触刚度为1。设置后进行网格生成，网格划分如图5，然后检查密封圈的接触压力。0.02 MPa时仿真结果如图6所示，仿真结果统计如表1所示。

图5 网格划分

图6 0.02 MPa时仿真结果

表1 仿真结果统计

2 仿真结果的对比分析

密封圈保证密封的必要条件是最大接触压力大于油压。考虑本构试验数据不完整，在大压力大变形过程容易造成不收敛，选取8 MPa压力之前数据，通过数据拟合曲线进行预测性分析。

不同压力载荷下接触密封压力如图7所示。0.1 mm配合间隙时，压力分别在0.02 MPa、2 MPa、4 MPa、5 MPa、6 MPa、7 MPa、8 MPa下密封圈表面的接触应力值分别为7.088 MPa、10.15 MPa、13.673 MPa、15.33 MPa、16.962 MPa、18.467 MPa、19.934 MPa，接触应力均大于工作压力，即在该条件下满足密封要求。利用相同的方法与步骤，分别验证配合间隙为0.12 mm、0.14 mm、0.16 mm、0.18 mm、0.2 mm时各压力接触情况，仿真结果统计如表1所示。

图7 不同压力载荷下接触密封压力

3 容差间隙的趋势性分析

将表1数据采用二次多项式回归建立回归方程，要求回归准确度占比99%以上，仿真拟合曲线及方程如图8所示。计算不同配合间隙下，密封圈的密封接触压力与压力载荷之间的关系趋势，根据拟合公式，将42 MPa压力代入计算，预测载荷压力在42 MPa时活塞杆处密封圈的接触压力，42 MPa时接触压力计算结果如表2所示。考虑到粗糙度等实际因素和仿真结果，可以初步确定在42 MPa静压情况下，转动接头容差间隙可以放宽到0.18 mm，能够保证有效的密封接触压力。

图8 仿真拟合曲线及方程

表2 42 MPa时接触压力计算结果

4 试验验证

利用人工打磨将配合间隙达到规定值进行装配，验证配合间隙在0.18 mm和0.2 mm时的密封性能。装配时要仔细检查选用的密封圈表面状态、胶圈槽的表面质量，排除密封圈自身缺陷和胶圈槽的划伤等对试验的影响，转动接头装配如图9所示。

图9 转动接头装配

按试验要求进行2 h磨合试验后，对转动接头进行强度试验,验证有无泄漏。0.2 mm时转动接头强度试验如图10所示。0.2 mm配合间隙时出现渗漏，即转动接头容差极限为0.18 mm。考虑密封圈具有老化、性能衰退，给定1.2的安全系数，此时密封压力要求为50.4 MPa以上。在实际工程应用中，可将配合间隙容限上限确定为0.14 mm，将配合间隙由设计的0.10 mm放宽到0.14 mm，既有效的保证了产品修理质量，又节省修理成品。

图10 0.2 mm时转动接头强度试验

5 结论

本文主要从转动接头的修理容限角度分析配合间隙与密封性能之间的关系，为产品的放宽修理提供了依据，同时研究过程具有可延展性，对孔轴配合类产品的容差研究具有一定的指导意义。相关总结如下：

(1)从密封的形式和原理分析，结合产品的结构形式确定仿真通用模型；

(2)结合本构试验数据进行仿真，针对大变形收敛困难问题，可在多数据点情况下，利用回归方程对小数据进行拟合，再进行趋势分析预测,42 MPa压力载荷情况下产品的容限为0.18 mm，利用试验验证，最终将容差上限确定为0.14 mm，既有效的保证了产品修理质量，又节省修理成品；

(3)采用仿真分析、回归方程预测、实物试验验证的方法，为孔轴类产品密封容差容限研究提供了一种参考。