飞机起落架减震支柱用T形密封圈性能分析*

2023-07-28朱倩慧姚志宏薛宇曦

润滑与密封 2023年7期

田静朱倩慧魏戬姚志宏薛宇曦

(中国民航大学航空工程学院天津 300300)

飞机起落架减震支柱用于吸收飞机着陆时的撞击能量，并减弱在滑行和滑跑时的颠簸跳动，对飞机安全着陆和提高乘客舒适性起到重要作用。减震支柱采用往复密封形式，其密封性能直接影响飞机起飞和降落的平稳性和安全性。由于起落架支柱密封处于高压(0～34.5 MPa)、宽温(-55～135 ℃)、偏载、压力冲击、强腐蚀性介质等苛刻工作环境，较普通工业密封提出了更高的质量要求。大量研究数据表明，飞机减震支柱中由于动密封泄漏或失效导致的故障率高达90%[1-2]，其密封失效会导致减震支柱漏油和飞机强烈颠簸跳动，有造成飞机触地的风险，严重时会引发人身安全事故[3-4]。飞机起落架减震支柱用密封件采用T形圈组合密封(如图1所示)，T形密封圈具有良好的泄漏控制、抗挤压性和高耐磨性[5]。因此，研究起落架减震支柱T形圈组合密封的工作机制，对起落架系统的可靠运行具有重要意义。

图1 起落架减震支柱用T形圈

近几年，国内外学者[6-13]对各类液压密封从摩擦、泄漏、磨损、挤压、失效机制等方面展开研究。ZHANG等[10]研究了O形圈在不同工作压力和不同往复速度下的应力分布和失效机制。蔡智媛[11]利用有限元分析研究了高压下O形密封圈的静、动密封性能，并预测往复速度和介质压力对密封圈疲劳寿命的影响。欧阳小平等[12]研究了压力、温度及速度等变量对VL封密封性能的影响。WEI等[13]研究了格莱圈在21 MPa工况下的密封特性，获得在不同压力和温度下格莱圈密封静态接触压力、膜厚和摩擦力的变化情况。综上所述，对飞机液压系统密封的研究主要集中在普通O形圈上，还有少量关于VL封、格莱圈等的研究，针对飞机起落架减震支柱用T形圈密封性能的研究目前尚未发现有公开文献报道。T形圈采用较软的橡胶材料，其密封可靠性优于VL封、格莱圈等塑料环起密封效果的密封圈，结合两侧挡圈，使其在高压下的抗扭转、抗挤出性能优于O形圈，具有极高的研究价值，但橡胶材料在高压条件下的大变形问题，则为仿真分析带来了一定的难度。

本文作者以某型飞机起落架减震支柱用T形圈为研究对象，对密封结构的装配、加载以及往复运动进行仿真，分析不同摩擦因数、工作压力对T形圈接触应力、von Mises应力的影响，获得不同工况下密封圈的应力应变云图和接触压力分布图，并建立往复密封T形圈的混合润滑模型，分析不同往复速度下T形圈的密封性能，为起落架减震支柱密封结构设计提供一定的科学依据和理论支撑。

1 混合润滑模型的建立与计算

文中所述起落架减震支柱往复密封如图2所示，密封结构由T形圈和2个支撑环组成，往复密封系统的运动过程分为两部分：缓冲支柱向上运动把油液带出缸体的过程为外行程；缓冲支柱向下运动使杆上的油液部分反向泵回缸内的过程为内行程，内外行程的流量之差即密封系统的泄漏量[14]。

图2 起落架减震支柱往复密封系统示意

在实际加工过程中由于加工方法及工艺的限制，部件表面无法做到绝对光滑，故往复密封界面间同时存在流体润滑和粗糙峰接触[15]。密封圈与缓冲支柱接触时，缓冲支柱可以视为刚体，认为其表面是绝对光滑的，只考虑密封圈表面的粗糙峰。图3所示为减震支柱往复运动过程中密封接触区示意图，密封系统包含固体场、流场和微观力学等物理要素，需要通过多物理场力学分析来将这些物理因素数学量化。

图3 减震支柱往复密封接触区示意

数值仿真模型基于以下简化和假设：①T形圈往复运动过程中速度保持恒定，分析其稳态下的密封特性；②T形圈结构及受力均对称；③密封接触区粗糙峰波峰呈高斯分布；④密封接触区两侧充满流体，故可计算出内外行程泄漏量。

1.1 固体力学分析

根据有限元原理，文中利用ABAQUS有限元软件建立T形密封圈仿真模型并进行分析。

起落架减震支柱密封系统中各部件均为轴对称结构，为了简化建模，建立T形圈、支撑环、缓冲支柱、密封槽的二维轴对称模型。T形圈材料为丁腈橡胶，支撑环为PTFE材料。建立密封系统的接触对：缓冲支柱与T形圈内侧的接触、T形圈外侧与密封槽之间的接触、支撑环与T形圈的接触、缓冲支柱与支撑环之间的接触和密封槽与支撑环之间的接触。文中的主要研究对象为T形圈，对其采用CAX4RH单元类型进行网格划分；支撑环部件网格使用CAX4R单元类型。在T形圈与缓冲支柱的关键接触区以及应力应变较大位置对网格进行细化，以使得计算结果更加精准。网格划分结果如图4所示。

图4 T形圈有限元模型

1.2 流体力学分析

基于PATIR和CHENG[16]推导的平均雷诺方程并引入流量因子，修正后可得：

将雷诺方程进行量纲一化并在式中引入空化因子F和通用变量φ来考虑空化效应，上述雷诺方程可写为

在流体区域：φ≥0，F=1，Pf*=Fφ；

在空化区域：φ<0，F=0，Pf*=0。

对于式(2)，采用EHL(弹性流体动压理论)顺解法求解雷诺方程，通过压力p求解油膜厚度h。与密封圈接触的缓冲支柱的直径D=96 mm，初始空化因子F=1。

1.3 接触力学分析

利用Greenwood-Williamson(G-W)统计性接触模型来计算减震支柱与密封圈表面的粗糙峰接触压力，假设所有的接触微凸体是纯弹性的，且彼此相互独立，则密封接触区的粗糙峰接触压力计算公式为

式中：R为微凸体的曲率半径；z是粗糙峰峰顶到粗糙峰的平均高度之间的距离；d为粗糙峰的平均高度与光滑刚性平面间的距离；η代表接触面上的粗糙峰密度；φ(z)表示粗糙峰高度分布的概率密度函数。

1.4 流固耦合分析

流固耦合是将固体、流体、微观力学等物理场进行耦合分析，首先通过固体力学分析提取接触区域的静态接触压力，然后通过反复迭代修正油膜厚度，将油膜压力与粗糙峰接触压力之和与静态接触压力比较，达到三力平衡的状态，最终计算出平衡膜厚。文中采用刚度矩阵法修正膜厚，与大多数研究所采用的影响系数法相比更加准确[17]。刚度矩阵法的膜厚修正公式为

Δh=(pf+pcon-psc)/(Kf+Kcon-Ksc)

(4)

1.5 往复密封数值计算流程

往复密封混合润滑模型的计算流程如图5所示。首先通过固体力学分析获得T形圈工作时密封接触区的静态接触压力大小，然后假定初始膜厚求解密封接触区的油膜压力pf和粗糙峰接触压力pcon。

图5 往复密封混合润滑模型的计算流程

之后，将油膜压力与粗糙峰接触压力之和与静态接触压力比较，通过变形力学分析来修正油膜厚度，达到三力平衡状态，得到平衡膜厚h和油膜压力分布pf。最后，通过计算求得内、外行程泄漏量Qin、Qout和摩擦力Ff。

密封系统的泄漏量即内外行程的流量之差：

Q=Qout-Qin

(5)

密封系统的摩擦力即粗糙峰接触摩擦力和油膜黏性摩擦力之和：

Ff=Fc+Fh

(6)

式中：Fc为粗糙峰接触摩擦力；Fh为油膜黏性摩擦力。

2 仿真结果及分析

密封圈的最大应力应变是导致密封失效的关键因素，其松弛失效将直接降低密封性能。因此通过仿真分析获得最大应力及应变出现的区域，以及不同工作压力和摩擦因数等工况下的变化情况，可以预测容易发生失效的部位；以摩擦力和泄漏量作为评价指标，分析往复运动速度对T形圈密封性能的影响，可为密封圈结构设计提供依据。

取摩擦因数f=0.2，工作压力p=10 MPa，往复速度v=0.5 m/s，采用控制变量法，分别改变其中一个变量研究不同工况条件对密封圈性能的影响。并基于上述求解流程对T形圈进行计算，各项参数设置如下：环境温度T=25 ℃；密封面微凸体的曲率半径R=4 μm；粗糙峰标准差σ=1 μm；流体黏压系数α=2×10-8Pa。

2.1 不同压力工况下应力应变和接触压力分布

分别选取5、10、15、20、25 MPa的工作压力，通过仿真分析得到图6和图7所示的不同工作压力下T形圈的应力应变云图。图6结果表明，最大von Mises应力集中在上部支撑环右侧与T形圈的接触区域，且随着工作压力的增大，应力范围逐渐扩散。由仿真结果可知，工作压力每增加5 MPa，最大von Mises应力增加1.2倍左右，当工作压力达到25 MPa时，最大von Mises应力为10.81 MPa。由图7可知，出现较大应变的位置位于T形圈高压侧，随着压力增大，最大应变区域由T形圈与支撑环接触处转移到T形圈与槽接触部位，当工作压力为25 MPa时，最大应变量达到0.394。

图6 不同工作压力下T形圈应力云图(MPa)

图7 不同工作压力下T形圈应变云图

图8所示为不同压力下T形圈接触压力分布。可知，密封接触区的静态接触压力随着工作压力的增加而增加，且最大接触压力分布在靠近油侧的区域，在空气侧压力会发生突变。

图8 不同压力下T形圈接触压力分布

2.2 不同摩擦因数工况下应力应变和接触压力分布

在实际加工过程中，密封圈的表面粗糙度会存在一定差异，因此不同的摩擦因数也可能对密封特性产生影响。在10 MPa工作压力下，选取摩擦因数f=0.1～0.3，分析不同摩擦因数对T形圈密封性能的影响。

图9和图10所示分别为不同摩擦因数下的应力应变云图。可知，最大von Mises应力随着摩擦因数的增加而增加，增加趋势较缓慢；最大应变量受摩擦因数影响较小，主要出现在下部支撑环与T形圈接触的圆角位置，当摩擦因数f=0.3时，最大应变为0.295。

图9 不同摩擦因数下T形圈应力云图(MPa)

图10 不同摩擦因数下T形圈应变云图

图11所示为不同摩擦因数下T形圈接触压力分布。可以看出，随着摩擦因数的增加，密封区域首尾两侧接触压力也变大，中间区域接触压力减小，并且减少量逐渐递减。

图11 不同摩擦因数下T形圈接触压力分布

2.3 不同往复速度对摩擦力与泄漏量的影响

减震支柱往复运动速度的变化会对密封界面处油膜的形成产生影响，进而影响密封系统的泄漏量和摩擦力。为了使T形圈能够适应多变的工作环境，开展了往复运动速度对T形圈影响的研究。

图12所示为不同运动速度下密封接触区内行程与外行程的流体压力、粗糙峰接触压力和密封面的静态接触压力分布。图中流体压力与粗糙峰接触压力之和等于静态接触压力，表明流固耦合计算中密封系统的受力达到平衡。

图12 不同速度下内外行程压力分布

图13所示为不同往复运动速度下密封接触区内行程与外行程的油膜厚度分布情况。可知，内行程的油膜厚度随速度的增加而变大，且变化的梯度逐渐减小，这主要是流体动压支承影响的结果；外行程的油膜厚度均大于内行程的油膜厚度，表明外行程比内行程的润滑效果好；油膜厚度在密封接触区首尾区域发生突变，与压力突变相吻合。

图13 不同速度下内外行程油膜厚度分布

图14所示为不同往复运动速度下密封接触区流体流量的变化曲线。可以看出，随着往复速度的增加，净泄漏量也增加，但增加的趋势减缓。主要原因是随着往复速度的提高，流体动压效应加剧，缓冲支柱上携带的油液增加，导致泄漏量变大。

图14 密封区流体流量随速度变化

图15所示为密封接触区摩擦力随速度变化的曲线。可知，当往复速度为0.5 m/s时，内、外行程的摩擦力分别为393.83、324.55 N；当往复速度达到2.0 m/s时，内、外行程的摩擦力分别为346.93、326.87 N。内行程的摩擦力随速度的增加而明显减小，外行程的摩擦力受速度变化的影响较小，主要是由于在内行程时随着速度的增加，跟随支柱活动的油液增多，膜厚增大。