液压系统静密封结构漏油故障分析

祖挥程，王舒，何磊

（国营芜湖机械厂 机电部，安徽 芜湖 241007）

0 引言

液压系统的执行部件液压缸主要用来完成往复直线运动，控制执行相关动作。液压缸在往复运动较长时间后会在活塞杆端部出现渗油，渗油严重时甚至会导致液压系统泄压。一般渗油部位为静密封配合[1]。飞机在高空飞行过程中，液压缸在低温环境下易出现该故障。目前国内外研究主要集中在密封圈有限元理论分析，研究结果显示：无油压作用时，当压缩量增大、间隙减小时，密封圈的各应力随之增大；在不同压力载荷下，密封圈存在一个最优的压缩量，既能有效密封，又可使密封圈本体尽可能小、改善应力疲劳。但试验验证相关的研究较少，对实际工作指导性差。

本研究通过理论计算分析，不同尺寸O形密封圈制造，低温试验验证等方式，提出漏油故障直接原因和有效改进措施，以解决液压缸漏油问题，提高飞行安全水平，为防止类似现象重复发生提供重要依据[2]。

1 漏油故障因素分析

对液压缸在试验台上进行常温密封性试验，在高压下保持3 min、静压保持 2 h，未发现渗漏油现象（图1a）。为进一步验证故障现象，模拟工作中极端环境，对液压缸进行低温试验，在−55 ℃环境中，高压下保持 3 min、静压保持 2 h，检查产品密封性，发现液压缸后端衬套密封处出现不同程度油液聚集现象，故障复现（图1b）。

图1 密封性试验结果Fig.1 Sealing test results

1.1 密封原理分析

液压缸主要由活塞杆、衬套、筒体、滑块、接管嘴和帽盖等组成。当对液压缸进油管嘴供压时，在油压作用下，活塞杆收缩进液压缸；当对液压缸放出管嘴供压时，活塞杆在油压作用下放出。液压缸渗漏部位密封结构见图2，A处密封圈用于活塞杆处活动密封，B处为后端筒体处静密封。此次渗油是液压缸内部油液通过静密封部位B后渗漏至外部，此处密封圈为O型密封圈。

图2 密封结构图Fig.2 Seal structure drawing

1.2 密封圈分析

O型密封圈装入密封槽后，其截面因承受接触压缩应力而产生弹性形变，对接触面产生一定的不均匀的初始接触密封压力。即使没有介质压力或者压力很小，密封圈靠自身弹力作用也能实现密封。当容腔内充入有压力的介质后，在压力作用下，密封圈沿作用力方向移动，移向低压端，并改变其截面形状，填充和封闭密封间隙[3]。此时，作用于密封副耦合面的接触压力上升，并大大增强密封效果，实现无泄漏密封。这种靠介质本身压力来改变密封圈接触状态，使之实现密封的性质，称为自密封作用。实践证明，这种自密封可以起到很好的防泄漏作用[4]。

密封圈在密封使用过程属于静密封形式，密封过程见图3。

图3 密封示意图Fig.3 Seal diagram

在温度为−55 ℃时，丁腈橡胶含电负性较强的腈基（－CN），故耐热性较好，而低温性、弹性较差。此时密封圈主要靠对轴的抱紧力进行密封，若密封圈截面压缩后与外筒内壁平齐，橡胶低温收缩后与轴存在间隙[5]，导致出现漏油现象。

对液压缸进一步分解检查发现，外筒、衬套零件表面状态良好，无毛刺、划伤等现象，A处密封圈及氟塑料圈未发现有剪切、扭曲的现象，B处衬套固定部位密封圈无扭曲、剪切等损伤，排除密封圈、筒体缺陷及安装不当因素影响。对各种可能的原因列出故障树，如图4所示。

图4 故障树分析Fig.4 Fault tree analysis

因此，O型密封圈密封效果的影响因素主要包括压缩率、槽宽、密封圈硬度。压缩率是指完成装配后密封圈被压缩的程度，槽宽是指密封圈压缩时横向可容纳的空间，密封圈硬度较大时变形和低温收缩均较小[6]。

1.3 压缩率计算

经查HB/Z 4—1995《O型密封圈及密封结构的设计要求》中相关要求，密封结构的密封性是由密封圈与被密封表面间的接触压力（压缩）来达到的。正确的计算与选择压缩率是保证密封性的重要因素[7]。同时，根据密封性质选择不同的压缩率，详见表1。

表1 压缩率分布表Table 1 Compressibility distribution table %

为保证密封性能，密封圈一般都有拉伸变形。密封圈的拉伸率为：

式中：D1为槽的公称直径，D为密封圈的公称内径，d为密封圈的截面公称直径。

密封圈在拉伸变形后，截面直径d在径向方向减小，呈椭圆形（图5），压缩率Y为：

图5 轴沟槽密封形式Fig.5 Shaft groove sealing form

式中：r为椭圆短轴与槽深的差值，h为槽深，b为椭圆短轴。

椭圆的长短轴可按式（3）、式（4）计算。

对图2中B处渗漏部位的密封圈压缩率进行检查，根据压缩率公式计算截面直径d及对应的压缩率Y（表2）。

表2 密封圈截面直径与压缩率Table 2 Sealing ring cross section diameter d and compression rate

若是考虑孔、轴的配合偏差，截面直径3.5 mm密封圈的实际压缩率仅是16.90%（装配同心位置，如有不同心，其局部压缩率减小[8]）。按航空工业标准要求固定密封压缩率为18%~22%，截面直径为3.5 mm的压缩率密封性较差，而故障产品该部位密封圈截面直径多为3.5~3.6 mm，密封性能较差。而截面直径为3.7 mm的密封圈压缩率较好，且密封性能较好，因此通过增大O形橡胶密封圈截面直径可有效提高低温压缩率，进而改进漏油故障。

1.4 密封槽宽度

密封槽的宽度非常重要，密封槽太宽，则限制不了保护圈的倾斜，失去保护作用且会增加空行程；密封槽太窄，则会产生很大的摩擦力。根据HB/Z 4—1995，密封圈的理论槽宽Bt计算公式为：

式中，K为槽宽系数。取K=1.2，d=3.6 mm时，理论槽宽Bt=4.4 mm。

实际允许槽宽B为：

式中，W为氟塑料圈宽度，L为密封圈与槽侧隙。取W=1.0 mm，L=0.3~0.6 mm，计算得B=5.7~6.0 mm。

现衬套密封槽宽为6.2 mm，比允许槽宽B大0.2~0.5 mm，密封圈槽的宽度较宽，密封效果较差，因此需要增大密封圈压缩率（通过加大密封圈截面直径实现）。

根据以上压缩率和槽宽计算可知，截面直径3.5、3.6 mm对应压缩率的密封效果不理想，实际槽宽比设计标准大0.2~0.5 mm会进一步降低密封圈压缩率，密封效果进一步下降。

1.5 密封圈硬度分析

测量失效密封圈和新密封圈的橡胶国际硬度分别为IRHD 74、76，两种密封圈硬度基本相同，经查询相关标准可知，该硬度值符合标准要求[9]。

2 密封圈有限元仿真分析

在安装O形橡胶密封圈时，密封圈的接触应力不足会导致密封失效，接触应力过大将造成表面裂纹，引起深层次的破裂。通过对密封圈不同压缩量的应力分析，可为密封改进提供理论支撑。

密封圈材料为丁腈橡胶，采用Mooney-Rivlin模型构建材料参数，其中，丁腈橡胶弹性模量E为14 MPa，泊松比μ为 0.499。根据对称性，三维密封圈有限元模型可简化为二维平面有限元模型[10]（图6）。

图6 平面有限元模型Fig.6 Plane finite element model

由于密封圈槽以及活塞杆的材料硬度远高于密封圈，因此不考虑其形变，设定其为解析刚体[11]。完全固定密封圈槽，使活塞杆向下位移，直至二者间隙达到规定极值0.015 mm，分析此时密封圈应力。

选取密封圈截面直径分别为3.5、3.6、3.7、3.8 mm进行应力分析，不同压缩量下密封圈内部Von Mises应力呈哑铃状（图7）。根据有限元分析结果可知，截面直径越大，内部等效应力σ、接触压应力p越大，密封圈的密封效果越好[12]（图8）。

图7 有限元仿真分析结果Fig.7 Finite element simulation analysis results

图8 等效应力和接触压应力对比Fig.8 Comparison of equivalent stress and contact compressive stress

3 试验验证

选取8件截面直径为3.7~3.8 mm的密封圈安装于作动筒，密封圈外径为44.9~45.2 mm、内径为37.4~37.6 mm，并进行低温密封性试验、常温密封性试验、磨合试验。

在环境和工作液初始温度处于−(60±3) ℃，以液体柱H=2 m向液压作动筒的2个管嘴供给压力，并在压力状态下保持3 h，检查外部密封性。试验如图9所示。

图9 低温试验Fig.9 Low temperature

常温试验：在 27.4 MPa 压力下保持 3 min，在19.6 kPa 压力下保持 2 h，均未发现渗漏油现象。

磨合试验：利用试验台进行磨合，磨合时供(27.4±0.49) MPa压力，使活塞杆组件完成 100 次双行程，每经25次循环，将活塞杆组件旋转90°，检查外部密封性和分解检查情况。

通过以上试验，均未发现渗漏现象。

4 结论

1） 液压缸低温渗油故障原因是O形橡胶密封圈截面直径为3.5、3.6 mm时，尺寸偏下限。

2） 截面直径为3.7 mm的O形橡胶密封圈密封性能较好，通过增大O形橡胶密封圈截面直径可有效提高低温下压缩率，进而改进漏油故障。

3）低温环境下密封圈收缩率大于金属结构，导致密封圈压缩率不足，密封圈与外筒间出现间隙，引起渗漏。