基于面压的轴承接触式密封通用设计方法

2014-07-21易奔郭长建李喜军张钢

轴承 2014年6期

易奔，郭长建，李喜军，张钢

(1.上海大学机电工程与自动化学院，上海 200072；2.人本集团技术中心，上海 201411)

密封轴承具有抗污染、防粉尘和简化主机结构等优点，并且便于安装和维护，在家电、电动机、车辆、冶金、工程机械、轻工机械等领域得到了广泛应用。近20年来，随着ZYB系列轴承优化设计方法的推广和钢铁冶炼水平的普遍提高，轴承因承载能力和材质问题出现的疲劳失效已不再是早期失效的主因；而不适应使用工况(如高温、潮湿、高速、粉尘等环境)出现的早期失效成为其主要的失效模式，故轴承设计已从单纯的主参数优化设计(载荷最大化)逐渐转变为满足轴承应用要求的个性化设计。对于密封轴承，密封设计成为轴承设计的重点工作。

针对密封轴承的通用设计，行业内进行了大量的研究，但大多是针对密封结构[1]、密封件与套圈的配合关系[2]，很多轴承公司也只是对密封圈和密封槽的制造方面进行相关的研究和改进[3-4]，而对密封件唇部设计参数的研究涉及较少。轴承密封结构形式较多[1]，其中接触式密封因其优良的密封性能而成为应用最广的密封结构。基于此，文中结合密封圈唇部设计参数对轴承接触式密封进行设计研究。

1 密封性能要求

影响轴承密封性能的相关因素很多，例如密封结构、密封圈与密封槽的设计与制造、油脂性能和填脂量等[5]。密封轴承性能要求主要包括摩擦力矩、温升、漏脂、防尘及耐磨损等指标。摩擦力矩、温升和耐磨损等指标往往相互关联，而又与漏脂、防尘等指标相互制约。因此在密封轴承设计中寻求一种平衡若干密封性能要求的设计和分析方法尤为重要。

2 接触式密封的设计

以6202-2RS轴承为例，参照ZYB2—1989设计出的密封圈外唇部及其骨架如图1所示。其中，密封圈材料为丁腈橡胶(70HRA)，密封圈外唇引导角β=30°～50°，外唇过盈量ε1=0.1～0.3 mm，密封外径间隙ε=0～0.2 mm；密封圈骨架由钢板冲压而成，其外径d1=d+(0.2～0.4)mm，d为外圈挡边直径，骨架厚度ε2=0.25～0.35 mm；外圈密封槽卡角θ=40°～60°。

图1 外圈密封槽和密封外唇部

参照文献[6]及经验设计的密封圈内唇部结构如图2所示(为便于软件分析，对密封结构作了简化处理，不影响分析方法和结果)。其中，腰部宽度δ=0.5～0.7 mm，挡油唇间隙δ1=0.3～0.6 mm，防尘唇间隙δ2=0.15～0.45 mm，主唇过盈量δ3=0.1～0.2 mm，主唇宽度δ4=0.2～0.4 mm，防尘唇厚度δ5=0.2～0.4 mm，主唇角度α=30°～50°。

图2 内圈密封槽和密封内唇部结构

该产品在应用中温升较高，而主唇过盈量在接触式密封设计中并不大。现对该接触式密封进行改进设计，改进目标是降低温升。以密封唇力为设计目标，目前没有参数化的函数，根据现有研究结果，建立模糊函数

F=f(δ,x,δ4,R,α,η)，

(1)

式中：F为密封唇力；x为腰部长度；R为腰部直径；η为橡胶材料系数。密封唇力是反映密封轴承密封性能的关键参数。密封唇力过小，密封圈接触内圈密封槽后，防尘唇将严重向外翘曲而失去作用，轴承将不能有效抵御外界杂质入侵；密封唇力过大，会使摩擦力矩和温升增大，内唇磨损加剧，能耗升高。

为方便分析，这里仅以腰部宽度δ作为自变量，其余参数作为常量。改进后，腰部宽度δ=0.2～0.4 mm。

3 密封唇力分析及试验验证

基于ANSYS分析平台，对上述改进前、后的接触式密封模型进行分析[7]。以密封圈模型端面为约束，分析密封唇力和密封主唇偏移量的关系，分析模型如图3所示，分析结果分别如图4中A1，A2曲线所示。

图3 密封唇力和密封主唇偏移量分析模型

采用SLFT-l型密封唇力测量仪[8]，对改进前、后的密封圈进行唇力测试(各测试3片，取均值)，测试结果分别如图4中T1，T2曲线所示。对比可知，ANSYS分析结果与测试结果基本拟合，在设计研究中ANSYS分析可作为密封唇力分析的手段。

图4 密封唇力与密封唇偏移量的关系曲线

4 性能试验

对6202-2RS轴承使用改进前、后的接触式密封圈进行密封性能试验，包括摩擦力矩、温升、漏脂、防尘和耐磨损等试验。摩擦力矩试验采用M9908B摩擦力矩测量仪；温升、漏脂和防尘试验参照JB/T 8571—2008进行。试验结果见表1(表中a为改进前结构，b为改进后结构)。由表1可知，改进后的密封圈在摩擦力矩和温升等密封性能上有较大程度改善。温升、漏脂和防尘试验后，在光学显微镜下观察密封圈发现，有若干个改进前的密封圈接触唇口存在轻微发毛磨损现象，而改进后的密封圈无此现象。改进前、后密封圈的其余密封性能相当。