直线往复密封性能影响因素分析.pdf

第48 卷第2 期2024年2 月doi:10.11832/j.issn.1000-4858.2024.02.022液压与气动Chinese Hydraulics&Pneumatics直线往复密封性能影响因素分析Vol.48 No.2February.2024张新标，王志民（北京天玛智控科技股份有限公司，北京10 130 0）摘要：以手动泵密封结构为研究对象，旨在获得直线往复运动过程中的密封性能。基于ANSYSWorkbench仿真平台，以接触压力和剪应力为密封失效判定依据，研究预密封过程中剪应力分布规律，分析工作过程中压缩率、流体压力、配合间隙、摩擦系数、材料硬度对密封性能影响，讨论磨损和热变形对失效形式的激励作用。结果表明：预密封过程中，密封圈在高压缩率时从内部出现断裂失效的概率较大；工作状态下，密封圈接触压力呈非对称分布，在高流体压力、大配合间隙、高摩擦系数及低材料硬度时导致间隙挤出，密封圈从挤出部分表面断裂失效；磨损增大泄漏失效风险，热变形增大剪切失效风险，高温增大油膜泄漏量。关键词：密封圈；非线性分析；剪切失效；磨损分析；热变形中图分类号：TH137文献标志码：B文章编号：10 0 0-48 58（2 0 2 4)0 2-0 17 4-10Influence Factors Analysis on Performance of Linear Reciprocating SealingZHANG Xin-biao,WANG Zhi-min(Beijing TianMa Intelligent Control Technology Co.,Ltd.,Beijing 101300)Abstract:Taking the sealing structure of manual pumps as the research object,the sealing performance duringlinear reciprocating motion was studied.Based on the ANSYS Workbench simulation platform,the contact pressureand Shear stress were used as the basis for sealing failure judgment.The influence of compression ratio,fluidpressure,fit clearance,friction coefficient and hardness on sealing performance was analyzed.The excitation effectof wear and thermal deformation on the failure form was discussed.The results showed that during the pre sealingprocess,the probability of internal fracture failure of the sealing ring was relatively high at high compression rates;Under working condition,the contact pressure of the sealing ring was distributed asymmetrically.Gap extrusionoccurs at high fluid pressure,large fit clearance,high friction coefficient and low hardness,and the sealing ringbroke from the surface of the extrusion part;Wear increased the risk of leakage failure,while thermal deformationincreases the risk of shear failure,and high temperatures increase the amount of oil film leakage.Key words:sealing ring,nonlinear analysis,shear failure,wear analysis,thermal deformation引言液压系统依靠流体介质传递能量，良好的密封性能能够防止流体介质窜泄，提高液压系统稳定性及传动精度。形橡胶密封圈由于具有可靠的通用密封性能,常应用于各种动静密封场合。在实际工程中，密封圈在预密封过程中易划伤2 ,在工作状态下易间隙咬伤3,导致密封失效。针对密封问题，国内外学者通过仿真和实验的方法进行了大量研究和探索,NIKAS GK等4 通过实验研究了温度、表面粗糙度、行程速度等因素对矩形圈密封性能的影响,给出密封结构设计选型建议。KIM HK等5 通过断层扫描对O形圈挤出现象进行分析，得出峰值应力及接触长度变化规律。米雄伟6 通过单轴拉伸实验获取橡胶材料特性，结合ANSYS软件研究各项结构参数对密封圈应力分布规律的影响。易军等7 通过ANSYSAPDL研究VL密封圈不同油侧压力收稿日期:2 0 2 3-0 6-0 7作者简介：张新标（1997 一），男，山东济宁人，实习研究员，硕士研究生，主要从事液压元件结构及流体仿真工作。修回日期：2 0 2 3-0 7-2 22024年第2 期下应力、应变情况。张晓东等8 1利用ABAQUS软件分析了影响O形密封圈应力松弛情况及应力分布的因素。赵秀栩等9 通过仿真分析Y形密封圈在不同磨损程度下摩擦应力和失效概率变化规律，并通过试验验证了有限元计算结果的准确性。康家明等10 分析了不同沟槽形状对等效应力、接触压力等参数的影响，结果表明燕尾沟槽密封性能优于矩形槽。密封问题在泄漏、磨损、挤压、摩擦等方面都有涉及，主要研究结构参数及工况参数对静、动密封性能的影响。由于密封圈安装在内部,难以直接观察到其工作状态，所以现有研究以仿真为主。大部分学者在模拟密封圈受流体载荷作用时，先预估密封接触分离点，指定固定长度边界加载，这种方式计算出的接触状态较实际工况存在偏差，本研究通过APDL命令施加流体压力渗透载荷,模拟结果更为精准。现有文献中多以接触压力和Von Mises 应力为密封判定条件,而在实际工程中发生较多的是“切圈”现象，这是因为密封圈所受最大剪应力超出抗剪强度极限，因此用剪应力作为判定条件更合适。橡胶材料表现为超弹性特点，高压流体作用下常出现间隙挤出现象，而小于0.0 5mm的配合间隙仿真计算容易发散，需反复调整网格及接触参数才能获得较好的收敛结果，现有研究中较少涉及。本研究基于ANSYS非线性有限元分析法模拟高压、小间隙挤出现象,对密封圈结构参数、性能参数、磨损及热变形等影响因素进行系统性分析，为密封圈结构优化和失效分析提供参考。1密封结构的有限元分析1.1几何简化模型手动泵结构简单、占用空间小，常用于短距离液压系统供液，通过活塞直线往复运动吸油、输油，其密封性能是维持高效工作的关键。本研究以某型号手动泵为例,对直线往复密封性能进行研究。如图1所示，手动泵密封结构由泵体、活塞和密封圈组成，在活塞上加工有密封沟槽,泵孔和活塞之间配泵体密封圈活塞图1手动泵密封结构示意图Fig.1 Schematic diagram of manual pumpsealing structure液压与气动合公差为H8（0.0 3）/17（二8:2 0），在工作状态下活塞带动密封圈移动，流体从间隙渗透进来,密封圈受压堆积阻碍流体运动,活塞每冲程移动2 5mm。1.2有限元模型压缩率w是决定密封性能的重要参数,其表达式为：R-(h+G)w=R式中,R-密封圈线径h沟槽深度G一一单侧配合间隙密封圈材料为丁橡胶（NBR），其力学性能表现为高度非线性,选择二参数Mooney-Rivlin模型可以较好地模拟其性能,其表达式为：W=Cio(li-3)+Cor(l2-3)式中，W一一应变能密度i,l2一第一、第二Green 应变不变量Cio,ColRivlin系数,对于特定的材料均为常数，参照求解密封圈有限元问题的文献，Cio,Col 分别取 1.8 7 MPa,0.47 MPa1密封圈弹性模量E、硬度H和Rivlin系数之间存在如下关系：1gE=0.0198H-0.5432E=6(Clo+Co1)Cio=4Co1高压往复密封工况中，密封圈与泵孔之间摩擦导致材料磨损，使接触面间摩擦系数增大，压缩率减小，最终导致磨损失效。密封圈表面形态特征磨损变化通常使用Archard 模型进行表述12 ,其表达式为：(6)dtH式中，V一一磨损体积K一磨损系数P-一接触压力m接触压力指数0一滑移速度$3.55n一一速度指数RO.1H材料硬度4.4RO.2175100%(1)(2)(3)(4)(5)K定义K,=K/H为材料的磨损率,根据文献13 测得的实验数据,取K=5.5e-6mm/（Nm)。往复运动过程中，密封圈热源主要来自机械迟滞生热、摩擦生热和流体对流传热，其中对流传热为主要176热源。密封圈受热体积膨胀，由温度变化引起的应变方程为：g,-(g,+g.)8=E式中，8 方向上的应变E一弹性模量从一泊松比0 x,y,x,y,z方向上的应力从微观角度看，在密封圈表面随机分布粗糙峰 14 ,相对运动时会将部分液压油带人到密封面之间,并建立一层微米级油膜,反向运动时将油膜带离密封面造成泄漏。宏观接触压力P流体介质压力P_1油膜平均厚度粗糙峰接触压力Pc图2 密封面微观示意图Fig.2 Micro schematic diagram of sealing surface假设粗糙峰服从正态分布，采用GW模型可表示出粗糖峰接触压力：一(-h)d4Pcon=3nERJh/2T式中，一一微凸体面密度E一等效弹性模量R一微凸体曲率半径h一油膜平均高度z一粗糙峰峰顶到油膜平均高度之间的距离粗糙峰标准差泄漏模型表达式如下 15：TDh312ul式中,1一一泄漏量D一泵孔内径流体动力黏度一1一接触长度Ap一压差文献 15 提供了求解油膜平均厚度的方法,通过有限元仿真可以求解出宏观接触压力Psc，按照网格数量将接触面分为若干个微单元，假设流体介质侧压力到空气侧压力线性分布,可得到油膜压力分布Pr,根据Psc=Pecon+Pr可求出Peon，通过GW模型可求出油膜平均高度h,根据泄漏模型更新油膜压力分布Pr，根据三液压与气动力平衡更新Pcon，反复迭代直至收敛。求出所有微单元厚度计算平均值得到总体油膜平均厚度。根据手动泵结构尺寸，建立密封圈平面轴对称模(7)型，将模型导入ANSYSWorkbench平台。主要零件物性参数如表1所示，活塞及泵体弹性模量远大于密封圈,因此在仿真过程中可视为刚体,忽略其变形。由于密封圈泊松比接近0.5,表现为近似不可压缩性，仿真过程中易发生体积自锁，因此需要使用混合U-P单元技术来解除体积自锁。表1主要零件的材料物性参数Tab.1 Material properties parameters of main parts零件密封圈材料接触长度空气侧2A-A压力P泵体油膜压力P第4 8 卷第2 期活塞泵体密封圈3Cr13Y10Cr17E/Pa206e9泊松比0.3热膨胀系数/-112e-611.3e-66.9e-4热传导系数/Wm-1.-125.11.3接触设置与网格划分将涉及到与密封圈接触的部分添加摩擦接触,摩z(8)擦系数取0.2，密封圈大变形特征容易导致计算发散，因此在仿真过程中需要反复调试接触刚度、稳定阻尼系数等参数才能获得较好的收敛结果。所有零件均采用四边形结构网格，将密封圈及其接触部分加密,在高压作用下密封圈向间隙侧挤出，因此需要对挤出部分进一步加密，否则该部分网格将严重畸变。为了避免网格数量对计算结果产生影响，分别取不同数量网格进行仿真，将密封圈的最大剪应力Tmx和接触压力p作为评价参数，仿真结果对比如图3(9)所示，当网格数量大于4 6 7 3 时，最大剪应力和接触压力的结果变化差值小于0.5%，因此该网格数量满足无关性要求。划分后的网格模型如图4 所示，仿真过程中密封圈易出现大变形,导致节点扭曲而结果发散，通过自适应网格技术使网格畸变时重构。1.4加载边界条件将泵体添加固定约束,为了模拟安装及工作过程，添加2 个载荷步：第一个载荷步，使活塞位移2 5mm完成安装；第二个载荷步，通过SFE命令添加流体压力渗透载荷，动态地寻找接触分离点，当节点接触压力小于流体压力时，程序判定为渗透，直至接触压力大于流体压力，渗透停止。NBR194e914.04 e60.3210.495260.14652024年第2 期3.83.7edW/23.63.50图3网格数量与最大剪应力、接触压力之间的关系Fig.3Relationship between number of grids andmaximum shear stress,contact pressure液压与气动反的剪应力集中区，右侧局部最高剪应力始终大于左29.4侧。当密封圈最右侧四分点与倒角钝角点接触时,剪应力达到最大值2.14 MPa,此时左右两侧剪应力集中29.2区局部最高应力差值最大（约1.0 8 MPa）,密封圈受剪edWid切作用最强。而后剪应力逐渐减小并趋于稳定,剪应29.0力分布梯度变化趋于平缓，此过程活塞共位移2.07 mm。一剪应力一接触压力40008000网格数量17728.812000160000.05 mm0.55 mm1.02 mm1.41 mm图5预密封过程中剪应力云图Fig.5Shear stress contours during pre sealing图4 密封结构网格模型图6 为不同压缩率密封圈预密封过程中及结束后Fig.4Grid model of sealing structure最大剪应力曲线，随着压缩率增大,最大剪应力逐渐增在进行磨损分析时，在前2 个载荷步的基础上再大，当压缩率为2 3%时，最大剪应力约3.9 9 MPa，安全添加3 个载荷步：第3 个载荷步，模拟输油过程，密封系数仅有1.15,过高的压缩率会导致预密封过程中被圈在高压作用下位移2 5mm;第4 个载荷步,将油压降划伤，影响后续加载密封性能。至-0.1MPa;第5个载荷步,模拟吸油过程，密封圈在4.0低压作用下位移2 5mm。3.5在进行热变形分析时,先计算出密封圈受热变形、3.0泵体和活塞受热及流体压力作用下变形，然后重构模2.5型,重复上述步骤分析密封性能。2.02仿真结果分析1.5密封圈主要有两种失效判定准则：最大接触压力1.0判定准则，当接触面上的接触压力小于流体压力时,密封圈因不能阻止流体渗透而泄漏失效 16 ；最大剪应力判定准则，当剪应力过大时密封圈发生剪切破坏失效，密封圈的抗剪强度为4.6 MPa17。2.1预密封过程分析图5为预密封过程的剪应力分布云图（正负号表示方向，其大小由数值决定），以倒角斜面刚开始与密封圈接触为位移零点,位移过程中随着密封圈被压缩剪应力逐渐增大,最大剪应力出现在右侧接触面的次表面,因此预密封过程中密封圈从接触面内部出现断裂失效的概率较大。位移过程中主要存在两个方向相1.77 mm预密封过程最大剪应力预密封结束最大剪应力812W/%图6不同压缩率下预密封过程中最大剪应力曲线Fig.6 Maximum shear stress during pre sealingunder different compression ratios2.2工作状态分析图7 为不同流体压力作用下剪应力分布云图，最大剪应力出现在密封圈下半部分，右侧剪应力略高于左侧，随着流体压力增大，两侧剪应力差值增大，密封圈填满沟槽下半部分，应力集中区由圆形向梭形过渡。当流体压力达到2 0 MPa时，密封圈开始向间隙侧挤2.07 mm162024178出，最大剪应力高度集中于挤出部分表面，该处剪应力梯度较大。随着进一步加压挤出程度越来越严重。当流体压力达到2 8 MPa时，最大剪应力已经超出抗剪强度极限，密封圈因强剪切作用自挤出部分表面断裂失效。若进一步加压,高剪应力区域向挤出部分内部扩展而产生更深的裂纹。5MPa液压与气动再次产生差异，8%压缩率时的剪应力甚至略高于11%压缩率,因此低压缩率并不一定能够起到降低剪应力的作用。施加2 5MPa流体压力时接触压力云图,如图9 所示。左侧密封面最大接触压力为2 8.3 9 MPa，右侧密封面最大接触压力为2 9.2 6 MPa,均大于流体压力，故能满足密封要求。由于右侧密封面与泵体之间存在相对滑移，右侧密封面上半部分有流体渗入，流体压力约12 MPa,因此两侧接触闭合点并不对称，右侧密封面接触长度较短,仅有1.57 mm。15MPa20MPa第4 8 卷第2 期接触闭合点26MPa图7不同流体压力作用下剪应力云图Fig.7Shear stress contours under differentfluid pressures9.07.56.0W/24.5W=20%3.01.50.0图8不同流体压力作用下剪应力曲线Fig.8Shear stress under different fluid pressures图8 为不同流体压力作用下的剪应力曲线，随着流体压力升高，剪应力先是缓慢增长，当密封圈不断向间隙侧挤出，最大剪应力出现在挤出部分时（如图7中2 6 MPa时剪应力云图所示）,剪应力曲线出现拐点而后陡升。压缩率为8%17%时，拐点随着压缩率增大逐渐在较低流体压力时出现，剪应力超限出现在拐点之后。压缩率为2 0%2 3%时，拐点在高流体压力时出现,剪应力超限出现在拐点之前,剪切失效发生在密封圈下半部分剪应力集中区，此时尚未出现间隙挤出现象。压缩率为8%和11%时，随着流体压力升高,因预密封产生的剪应力差异逐渐缩小,在流体压力为10 MPa时二者剪应力曲线逐渐重合,在出现拐点后28MPaW-23%W=-14%W=17%W=8%0510152025Pr/MPa30MPaw=11%3022222.M45444接触长度13002ia)Contact pressure图9 接触压力及流体压力云图Fig.9Contours of contact pressure and fluid pressure34.5接触压力一接触长度33.031.530.028.5图10不同压缩率下接触压力及接触长度曲线Fig.10Contact pressure and contact length underdifferent compression rates图10 为施加2 5MPa流体压力，不同压缩率下接触压力和接触长度曲线。随着密封圈受挤压程度的增大,接触压力呈上升趋势,均大于流体压力。由图8 可知，压缩率为2 0%和2 3%的密封圈虽然能够密封，但在2 5MPa流体压力作用下已经受剪破坏，也认为密封失效。当压缩率为8%时，密封圈沟槽填充率不足，接触压力较低，接触长度较短，当受到瞬时高压冲击时容a)接触压力812w/%b)流体压力b)Fluid pressure1.81.71.6Wuu/l1.51.41620242024年第2 期易密封失效。故密封圈压缩率不宜太大或太小，在11%17%为最优范围。图11为施加2 5MPa流体压力，不同配合间隙、不同压缩率下剪应力曲线。在配合间隙小于0.0 3 mm时,剪应力对配合间隙敏感性较低,剪应力差异主要由压缩率决定。当配合间隙大于0.0 3 mm时,剪应力陡增，这是由于配合间隙增大，间隙挤出量增大（如图13所示），导致挤出部分处于高剪切强度状态，尽管接触压力大于流体压力，密封圈已出现裂痕，在循环往复过程中裂口越来越大，最终导致断裂失效。当配合间隙大于0.0 7 mm时,剪应力对压缩率敏感性较低,此时所有压缩率下剪应力均超限。接触压力在低压缩率下随配合间隙变化较小，高压缩率下在配合间隙为0.03mm时接触压力最大。高精度加工难度大、成本高,综合考虑各方面因素,配合间隙宜选择0.0 3 mm左右。沟槽和密封圈表面粗糙度不同、流体中含有杂质、往复运动过程中对密封圈造成磨损等因素会对接触面10.5-G-0.005 mmG=0.01 mm G=0.03 mmG-0.05 mm+G=0.07 mmG=0.09 mm9.0aN/7.56.04.5图11不同配合间隙下剪应力曲线Fig.11Shear stress under different fit gaps34-G=0.005 mmG-0.01 mmG=0.03 mm33G=0.05 mm-G-0.07 mm 32-G=0.09 mm31302928图12 不同配合间隙下接触压力曲线Fig.12 Contact pressure under different fit gaps液压与气动G-0.005 mmG=0.05 mm图13不同配合间隙下的间隙挤出情况Fig.13Gap extrusion under different fit gaps6.5F-0.05F-0.106.0-0.15F-0.20F-0.255.5-0.304.54.03.5图14 不同摩擦系数下剪应力曲线Fig.14 Shear stress under different friction coefficients间摩擦系数产生较大影响。图14 为施加2 5MPa流体812812W/%179G=0.01 mmG=0.03 mmG-0.07 mmG=0.09 mm812W/%1620w/%161624压力，不同压缩率、不同摩擦系数下剪应力曲线。摩擦系数小于0.15时,剪应力对压缩率敏感性较低，随着摩擦系数增大剪应力呈下降趋势，几乎所有压缩率下都小于抗剪强度极限。当摩擦系数大于0.15时则相反,剪应力对压缩率敏感性较高,摩擦系数较大时密封圈发生周向扭转,加剧内部剪切程度,因此随着摩擦系数增大剪应力呈上升趋势，且剪应力相对于压缩率的增益也随着摩擦系数的增大而增大。图15为不同摩擦系数下密封圈所受摩擦力F曲线,摩擦力随着摩擦系数增大而增大,且对压缩率的敏感性越来越高,高摩擦会加剧密封圈磨损失效，也会增大往复过程中的阻力,因此在实际工况中应辅以润滑措施以减少摩擦对202420密封圈的损伤。密封圈在生产过程中加人不同比例的填料表现出不同硬度，根据式（3）式（5)可计算出不同硬度下的24180360300F24018012060图15不同摩擦系数下摩擦力曲线Fig.15Friction force under different friction coefficients表2 不同材料硬度的Rivlin系数Tab.2Rivlin coefficient under different hardness材料硬度/HS弹性模量/MPa655.40707.53758.748010.988513.809017.336HS65+HS70HS75HS80+HS85HS905edN/2432图16不同材料硬度下剪应力曲线Fig.16 Shear stress under different material hardnessRivlin 系数(如表2 所示)。图16 为施加15MPa流体压力，不同压缩率、不同硬度下剪应力曲线。当硬度小于HS75时，在15MPa流体压力作用下，密封圈从间隙挤出，最大剪应力出现在挤出部分，随着硬度增大挤出部分逐渐减小（如图17所示）,因此剪应力随着硬度增大而降低。当硬度液压与气动F-0.05f-0.10F-0.20-0.25812w/%Cio/MPa0.720.911.161.461.842.30812W/%第4 8 卷第2 期F-0.15大于HS75时，密封圈挤出部分较少，最大剪应力出现F-0.30在密封圈下半部分。密封圈硬度越高则弹性模量越大,产生相同剪应变时剪应力更大,因此剪应力随着硬度增大而增大,但密封圈抗剪强度也随着硬度增大而增大,因此高硬度密封圈在高压工况下抵抗间隙咬伤、剪切失效的能力更强。1620162024Col/MPa0.180.210.290.370.460.5824HS65HS80图17 不同材料硬度的间隙挤出情况Fig.17 Gap extrusion under different hardness2.3磨损量分析图18 为施加2 5MPa流体压力下的磨损高度hw和磨损体积曲线，高压输油和真空吸油为1次往复循环。在高压输油阶段接触压力较大,磨损较为严重。1次循环过程中密封圈产生近似线性磨损积累,磨损体积约3.9 6 e-4mm，磨损高度约4.9 2 e-6mm，假定磨损过程中接触压力不变，5万次往复循环后，密封圈压缩率降低约6.9 3%。实际工况中随着运动进行密封圈压缩率降低，接触压力降低，磨损量逐渐减小，如图19 所示，因此5万次循环后压缩率降低程度略低于 6.9 3%。5e-6预密封4e-63e-6L2e-61e-600HS70HS85高压输油真空吸油磨损高度磨损体积012t/s图18 一次循环的磨损曲线Fig.18Wear in one cycleHS75HS904e-43e-42e-41e-432024年第2 期5.2e-6一磨损高度一磨损体积5.0e-64.8e-6wu/4.6e-64.4e-64.2e-68图19不同压缩率的磨损曲线Fig.19Wear under different compression rates不同磨损次数下的密封圈形状如图2 0 所示，与接触压力云图相对应，在高压输油阶段密封圈右下部分与泵体处于高接触压力状态，磨损最为严重，密封圈形状变得不规则,压缩率降低,接触面间摩擦系数增大。从图2 1、图2 2 不同磨损次数下的剪应力和接触压力曲线可以看出，随着磨损次数的积累,剪应力和接触压力逐渐减小，密封圈剪切失效风险降低，泄漏失效风险增大。接触压力云图液压与气动5e-4压缩率增大。各零件径向变形量如表3 所示,随着温度升高热变形量越来越大，由于活塞和泵体热膨胀系数接近，所以热变形量差异较小，配合间隙主要受流体载荷影响，活塞前端径向压缩，泵体前端径向扩张，4e-4uu/43e-41012W/%10000次20000次18125MPa流体压力作用下配合间隙增大了约0.0 0 7 6 mm。34一未磨损磨损10 0 0 0 次32磨损2 0 0 0 0 次磨损3 0 0 0 0 次edW/d1416182030000次3028268图2 2不同磨损次数下的接触压力曲线Fig.3.22Contact pressure under different wear times:Statie sStructuralTetalDedormationType Total DeformatbionUnitmmTime:10.047156Max0.0419370.0367180.0314390.026280.0210610.0158430.0106240.00540470.00018575Min12W/%1620图2 0 不同磨损次数下的密封圈形状Fig.20Sealing ring shape under different wear times4.8r一未磨损磨损10 0 0 0 次4.4磨损2 0 0 0 0 次磨损3 0 0 0 0 次Bd/24.03.63.28图2 1不同磨损次数下的剪应力曲线Fig.21SShear stress under different wear times2.4热变形分析密封圈的热传导系数与刚体材料比很小，但由于其热膨胀系数大，因此热变形较大。如图2 3 所示，在高温作用下密封圈受热径向均匀膨胀，线径增大导致图2 3 容密封圈热变形云图Fig.23Thermal deformation contours ofsealing ring图2 4活塞及泵体配合间隙变化示意图Fig.24Schematic diagram of changes in fittgap between piston and pump1216W/%20表3 各零件径向热变形量Tab.3Radial thermal deformation of each componentmm零件40活塞0.0029泵体0.0031密封圈0.022360 0.00580.00620.047480 0.00910.00960.0724182不同温度下剪应力曲线如图2 5所示，由前文分析可知增大配合间隙和增大压缩率均会导致剪应力增大,在二者共同作用下,低压缩率时剪应力变化不明显,8%压缩率时温度每升高2 0 剪应力平均增大约0.5%；高压缩率时剪应力对温度敏感性较高,2 0%压缩率时温度每升高2 0 剪应力平均增大约1.7%。随着温度升高剪应力逐渐增大，尤其是处于剪应力临界点的工况,应注意采取冷却措施，降低剪切失效风险。不同温度下L-HM46液压油黏度如表4 所示 18 O常温404.860804.44.03.68图2 5不同温度下剪应力曲线Fig.25SShear stress under different temperature表4 不同温度下液压油黏度Tab.4 Hydraulic oil viscosity under different temperatures温度80运动黏度/cSt1170.240.200.160.12F8图2 6 不同温度下的油膜平均厚度Fig.26 Average oil film thickness under differenttemperatures根据GW模型和泄漏模型计算出不同温度下油膜平均厚度和泄漏量如图2 6、图2 7 所示，油膜厚度小于0.3m,随着压缩率增大和温度升高,接触压力增大，密封圈受压更加贴紧泵体表面,因此油膜厚度减小。液压与气动随着温度升高，液压油黏度减小，分子间相互作用力减小，流体更容易逃窜，因此泄漏量增大，密封圈相对运动过程中不可避免地造成泄漏，但其量级较小，对密封性能影响较小,因此仅用宏观层面的接触压力和剪应力即可判断密封性能。0.12F0.08-S.euu/b0.040.008图2 7 不同温度下的泄漏量Fig.27 Leakage rate under different temperatures1216W/%常温(2 2）40461216W/%第4 8 卷第2 期常温4060801216w/%203结论（1）通过对手动泵密封结构在预密封过程进行有限元分析,得出密封圈在与泵体倒角接触时最大剪应力出现在接触面的次表面，密封圈在高压缩率时从内部出现断裂失效的概率较大，设计时要注意倒角角度，减缓剪应力集中现象。（2）通过施加流体压力渗透载荷研究密封圈在工60 作过程中剪应力及接触压力分布规律，发现密封圈接189.5常温40一60-802020触压力呈非对称分布；间隙挤出时剪应力陡增，在高流体压力、大配合间隙、高摩擦系数及低材料硬度时，密封圈最容易从挤出部分表面断裂失效，在实际应用时应注意安装挡圈阻止挤出。（3）磨损导致压缩率减小、摩擦系数增大,随着摩擦积累剪切失效风险降低，泄漏失效风险增大；热变形导致压缩率增大、配合间隙增大，随着温度升高剪切失效风险升高，油膜泄漏量增大。参考文献：1 徐同江.基于ANSYS的O形密封圈的有限元分析 D.济南：山东大学,2 0 12.XU Tongjiang.Ansys Analysis of The Sealing Performance ofO-Sealing Ring D.Jinan:Shandong University,2012.2 蔡智媛,王冰清，彭旭东，等.基于安装过程的形圈安装结构优化分析 J.中国机械工程，2 0 19,3 0（2 2）：2 6 9 1-2697.CAI Zhiyuan,WANG Bingqing,PENG Xudong,et al.Optimization Analysis of O-ring Installation Structures withInstallation Processes J.China Mechanical Engineering,2024年第2 期2019,30(22):2691-2697.3 陈江涛，赵礼辉，徐侃峰，等.复杂工况下电子制动助力器密封圈间隙咬伤机制研究 J.润滑与密封,2 0 2 2,4 7(6):123-131.CHEN Jiangtao,ZHAO Lihui,XU Kanfeng,et al.Researchon Clearance Damage Mechanism of Electric Brake BoosterSeal Ring under Complicated Working Conditions J.Lubrication Engineering,2022,47(6):123-131.4NIKAS G K,ALMOND R V,BURRIDGE G.ExperimentalStudy of Leakage and Friction of Rectangular,ElastomericHydraulic Seals for Reciprocating Motion from-54 to+135 a n d Pr e s s u r e s f r o m 3.4 t o 3 4.5 M Pa J.T r i b o l o g yTransactions,2014,57(5):846-865.5 1KIM H K,NAM J H,HAWONG J S,et al.Evaluation ofO-ring Stresses Subjected to Vertical and One Side LateralPressure by Theoretical Approximation Comparing withPhotoelastic Experimental Results J.Engineering FailureAnalysis,2009,16(6):1876-1882.6米雄伟.安装状态的0 形橡胶密封圈非线性有限元分析J.液压与气动,2 0 2 2,4 6(12):18 -2 3.MI Xiongwei.Nonlinear Finite Element Analysis of O-ringSealing Considering Installation Condition J.ChineseHydraulics&Pneumatics,2022,46(12):18-23.7易军，周清和，张鹏飞.直线往复运动VL型密封圈性能分析 J.兵工自动化,2 0 2 0,8(3 9)：8.YI Jun,ZHOU Qinghe,ZHANG Pengfei.PerformanceAnalysis of Linear Reciprocating VL Seal Ring J.Ordnance Industry Automation,2020,8(39):8.8 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