許昆朋，陳凱，陶鴻瑩，黃兆春，張貝，冉帆

（泛亞汽車(chē)技術(shù)中心有限公司，上海201201）

發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)張緊器O形密封圈擠出失效研究

許昆朋，陳凱，陶鴻瑩，黃兆春，張貝，冉帆

（泛亞汽車(chē)技術(shù)中心有限公司，上海201201）

基于某發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)張緊器O形圈的一實(shí)際問(wèn)題的分析處理，對(duì)O形圈典型的擠出失效展開(kāi)了研究，分析了嵌件間隙、圓角、材料特性、壓縮率、壓力循環(huán)等各因子對(duì)擠出失效的影響與作用。

正時(shí)張緊器,O形密封圈,擠出失效

1 概述

O形密封圈是液壓與氣壓傳動(dòng)系統(tǒng)中使用最廣泛的一種密封件。相比其他型式的密封圈，它的優(yōu)點(diǎn)為：（1）適合靜態(tài)密封和動(dòng)態(tài)密封2種密封形式；（2）尺寸和溝槽已標(biāo)準(zhǔn)化，易于互換；（3）可用于油、水、氣及其他化學(xué)介質(zhì)或混合介質(zhì)的密封場(chǎng)合；（4）適用的溫度范圍廣；（5）設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，裝拆方便，成本低廉。實(shí)際應(yīng)用中，它會(huì)發(fā)生剝落、損傷、擠出及壓力爆炸多種失效形態(tài)，其中擠出失效由于影響因素頗多，往往是研究的焦點(diǎn)所在[1]。

本文針對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)張緊器O形密封圈的一個(gè)實(shí)際問(wèn)題，對(duì)O形密封圈的擠出失效展開(kāi)了工程應(yīng)用方面的研究討論。

2 O形密封圈擠出失效

O形密封圈的作用是為了防止氣體或液體的泄漏，通常由O形密封圈與金屬溝槽相配合形成密封結(jié)構(gòu)。實(shí)際應(yīng)用大致分為2類(lèi)，一為靜密封，另一為動(dòng)密封[2]。靜密封指的是被O形密封圈間隔的兩相鄰表面無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的密封，如螺栓、管接頭和加油口蓋下面的密封。動(dòng)密封指的是被O形圈間隔的兩相鄰表面存在相對(duì)運(yùn)動(dòng)的密封，O形圈會(huì)發(fā)生位移。在動(dòng)密封下工作的O形密封圈在一定因素下會(huì)發(fā)生擠出，如圖1所示。

2.1 帶O形圈的發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)張緊器

正時(shí)張緊器在發(fā)動(dòng)機(jī)中的位置如圖2所示。在發(fā)動(dòng)機(jī)鏈輪系統(tǒng)中起到張緊鏈條，確保鏈條穩(wěn)定地帶動(dòng)凸輪軸運(yùn)轉(zhuǎn)。其內(nèi)需維持穩(wěn)定的油壓關(guān)系，張緊器中的O形圈長(zhǎng)期穩(wěn)定的密封功能是保證張緊器長(zhǎng)效工作的重要一環(huán)。如果O形密封圈失效，張緊器工作將不正常，一是引發(fā)鏈條跳齒，二是增大發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲。圖3為正時(shí)張緊器截面圖，從中可了解O形密封圈的安裝位置及其與周邊零部件的關(guān)系。

2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)張緊器O形密封圈失效

某正時(shí)張緊器被廣泛應(yīng)用于多個(gè)品牌的發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)鏈系統(tǒng)，應(yīng)用時(shí)間長(zhǎng)達(dá)十余年，為一成熟設(shè)計(jì)。在某一款車(chē)型應(yīng)用中，發(fā)現(xiàn)整車(chē)有異常噪音，經(jīng)聲源探查，是從發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)鏈系統(tǒng)中發(fā)出的。拆解發(fā)動(dòng)機(jī)后解剖正時(shí)張緊器，發(fā)現(xiàn)其中O形密封圈已失效，如圖4和圖5所示。該O形密封圈為典型的擠出啃咬失效。

圖1 O形密封圈擠出失效

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)張緊器

圖3 正時(shí)張緊器截面圖

2.3 正時(shí)張緊器O形密封圈失效分析

該款正時(shí)張緊器為一種長(zhǎng)時(shí)間以來(lái)被市場(chǎng)所肯定的成熟產(chǎn)品，因而對(duì)其O形密封圈失效原因分析沒(méi)有以常規(guī)的O形密封圈擠出失效機(jī)理來(lái)展開(kāi)，而是從其應(yīng)用的差異方面入手，后續(xù)的改進(jìn)方向也是以工程改動(dòng)最小化為目標(biāo)。

圖4 失效O形密封圈

圖5 張緊器解剖圖

張緊器的工作原理如圖6所示。發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)鏈?zhǔn)河谥▓D中的F1和F2），柱塞向左移動(dòng)，從而引起主、副高壓油腔內(nèi)的機(jī)油壓力升高。當(dāng)壓力大于進(jìn)口油壓時(shí)，單向閥關(guān)閉。機(jī)油被封在主、副高壓腔內(nèi)，因而主、副高壓腔內(nèi)壓力迅速升高到與推力F平衡的水平。殼體內(nèi)徑與密封嵌件外徑的間隙為0.17～0.28 mm，副高壓腔的機(jī)油會(huì)以此間隙為通道進(jìn)入密封圈腔，密封圈腔的機(jī)油壓力推動(dòng)O形圈向右運(yùn)動(dòng)及變形。柱塞外徑與密封嵌件內(nèi)徑間的間隙為0.008～0.05 mm，副高壓腔的機(jī)油也會(huì)以此間隙作為通道泄漏到外部。

發(fā)動(dòng)機(jī)工況變化帶來(lái)的正時(shí)鏈沖擊，作為壓力傳遞到張緊器柱塞，柱塞向左的微量移動(dòng)（其行程最大為1 mm）使高壓腔油壓發(fā)生變化。高壓腔油壓影響副高壓腔的油壓，副高壓腔的機(jī)油通過(guò)小間隙通道影響密封圈腔油壓，最后密封圈腔的油壓作用于O形密封圈，使其發(fā)生移動(dòng)或變形。后面小節(jié)將依此關(guān)系作用鏈對(duì)各個(gè)環(huán)節(jié)逐一展開(kāi)分析。

圖6 張緊器工作示意圖

3 副高壓腔與密封圈腔壓力關(guān)系

因?yàn)槟茉趶埦o器副高壓腔埋置傳感器，用試驗(yàn)方式測(cè)量記錄張緊器副高壓腔的壓力變化情況，所以在分析環(huán)節(jié)中，可以不必去建立正時(shí)鏈對(duì)張緊器柱塞的作用力與高壓腔的關(guān)系，以及高壓腔與副高壓腔的關(guān)系，直接以實(shí)測(cè)的副高壓腔壓力變化情況為起始點(diǎn)，對(duì)后續(xù)展開(kāi)分析。

3.1 副高壓腔壓力和壓力循環(huán)截取

通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)，可獲發(fā)動(dòng)機(jī)各工況下時(shí)副高壓腔壓力波動(dòng)，如圖7所示。為給后續(xù)分析副高壓腔壓力與密封腔壓力之間關(guān)系的一最?lèi)毫虞斎耄鑿膶?shí)測(cè)的副高壓腔壓力數(shù)據(jù)中截取一循環(huán)。經(jīng)對(duì)數(shù)據(jù)篩選，尋求到張緊器副高壓腔油壓最大上升波的一個(gè)波形循環(huán)，其發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為4 000 r/min的某個(gè)工況下，如圖8所示。

3.2 副高壓腔壓力與密封腔壓力模型建立

基于前面選取的副高壓腔最大上升波循環(huán)，讓其按發(fā)動(dòng)機(jī)的工況頻率進(jìn)行周期作用，建立CAE模型，分別對(duì)40℃、90℃和120℃機(jī)油溫度展開(kāi)分析。圖9為用于CAE建模的結(jié)構(gòu)示意。CAE分析結(jié)果如圖10、圖11和圖12所示，用以研究密封圈壓力在不同泄漏間隙和不同機(jī)油溫度下對(duì)副高壓腔壓力的跟隨情況[3]。

圖7 張緊器副高壓腔壓力

圖8 副高壓腔最大上升波循環(huán)

圖9 副高壓腔與密封圈腔局部放大

圖10 副高壓腔壓力與密封圈腔壓力關(guān)系（機(jī)油溫度120℃時(shí))

3.3 副高壓腔壓力與密封圈腔壓力關(guān)系

當(dāng)密封嵌件與殼體內(nèi)徑之間的通道間隙大于0.055 mm時(shí)，機(jī)油溫度分別為40℃、90℃和120℃，密封圈腔壓力基本同步于副高壓腔壓力。以密封圈腔相對(duì)于副高壓腔壓力降為50%為比較條件，機(jī)油溫度為40℃時(shí)通道間隙為0.047 mm，90℃時(shí)通道間隙為0.037 mm，機(jī)油溫度達(dá)到120℃時(shí)通道間隙為0.03mm?？傻贸鲞@樣的結(jié)論，若在同一通道間隙下，機(jī)油溫度低則壓降大，或密封圈腔壓力相對(duì)于副高壓腔有建立壓力的時(shí)間滯后。因目前設(shè)計(jì)間隙為0.17～0.28mm，遠(yuǎn)大于能產(chǎn)生壓力降效果所需的間隙值，故可認(rèn)為密封圈腔壓力與副高壓腔壓力實(shí)際是相同的。

圖11 副高壓腔壓力與密封圈腔壓力關(guān)系（機(jī)油溫度90℃時(shí))

圖12 副高壓腔壓力與密封圈腔壓力關(guān)系（機(jī)油溫度40℃時(shí))

4 作用在O密封形圈上導(dǎo)致擠出失效的極限壓力

基于前面的密封圈腔壓力與副高壓腔壓力二者相同的結(jié)論，實(shí)測(cè)所得的副高壓腔波動(dòng)數(shù)據(jù)即可用于密封圈腔壓力與O形密封圈擠出失效的分析。實(shí)測(cè)副高壓腔壓力波動(dòng)范圍為0～10 MPa，下面的分析以0～20 MPa為輸入壓力范圍。

4.1 O形密封圈擠出失效CAE模型建立

如圖13所示，通過(guò)輸入O形密封圈材料特性曲線(xiàn)、機(jī)油溫度、間隙范圍及圓角倒角，建立O形密封圈擠出失效CAE模型，分析研究O形密封圈的變形方式、密封壓力及應(yīng)變，來(lái)確定主要改進(jìn)措施。

4.2 圓角倒角分析

圖14所示的分析結(jié)果表明，在相同條件下，密封嵌件為圓角，O形密封圈的最大應(yīng)變?yōu)?9.1%；如為倒角，則最大應(yīng)變?yōu)?15.2%。可得出這樣的結(jié)論：圓角相比倒角能降低應(yīng)變近50%。經(jīng)對(duì)張緊器嵌件的測(cè)量統(tǒng)計(jì)，R0.2圓角與0.2倒角所占比例基本相同。而失效件中幾乎全為倒角的產(chǎn)品件，圓角的失效產(chǎn)品件僅出現(xiàn)1例。而供應(yīng)商的實(shí)際工藝中，圓角是通過(guò)打磨修整得到的，而并非通過(guò)模具獲得的，即目前的工藝為不可控，產(chǎn)品質(zhì)量無(wú)法得到有效保證?；谶@一點(diǎn)，后續(xù)分析都基于0.2倒角進(jìn)行展開(kāi)。

4.3 不同材料特性曲線(xiàn)輸入的比較

用2組材料特性曲線(xiàn)對(duì)模型進(jìn)行輸入。圖15為材料邵A硬度70的應(yīng)變分析結(jié)果，圖16為材料邵A硬度80的應(yīng)變分析結(jié)果。通過(guò)比對(duì)，可獲得提升O形密封圈的材料硬度屬性，可改善O形密封圈受壓變形后的應(yīng)變狀態(tài)。失效張緊器所使用的O形密封圈為邵A硬度80的材料。

圖13 O形圈擠出失效模型框架

圖14 圓角和倒角對(duì)O形圈應(yīng)變的影響

圖15 O形圈應(yīng)變（邵A硬度70）

圖16 O形圈應(yīng)變（邵A硬度80）

4.4 不同壓縮率輸入的O形密封圈應(yīng)變比較

如圖17所示，O形密封圈最大應(yīng)變對(duì)壓縮率的改變不敏感。

4.5 極限油壓與密封嵌件到殼體內(nèi)壁間隙的關(guān)系

經(jīng)CAE模擬與實(shí)際破壞性試驗(yàn)之間的相互不斷修正，CAE模型幫助探明了極限油壓與密封嵌件到殼體內(nèi)壁間隙的關(guān)系曲線(xiàn)，如圖18所示。發(fā)動(dòng)機(jī)工況在9 MPa附近，原設(shè)計(jì)間隙范圍為0.17～0.28 mm，現(xiàn)調(diào)整為0.045～0.155 mm，就能保證在不會(huì)發(fā)生擠出的安全區(qū)間內(nèi)。此曲線(xiàn)最終幫助確定在發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工況下確保不發(fā)生擠出的間隙范圍。

圖17 不同壓縮率時(shí)O形密封圈應(yīng)變比較

圖18 極限油壓與嵌件間隙的關(guān)系曲線(xiàn)

5 結(jié)論

針對(duì)O形密封圈擠出失效，也有文獻(xiàn)指出增加一擋圈結(jié)構(gòu)為另一種可行的改進(jìn)方案。但本案例中為一成熟且廣泛應(yīng)用的產(chǎn)品，失效源于應(yīng)用匹配的正時(shí)鏈系統(tǒng)振動(dòng)差異所導(dǎo)致的，從而如何不改變其原有結(jié)構(gòu)和原有裝配工藝，僅調(diào)整其設(shè)計(jì)控制區(qū)間來(lái)達(dá)到改進(jìn)目的，是工程應(yīng)用考慮的出發(fā)點(diǎn)。本文研究討論了對(duì)張緊器O形密封圈擠出失效的一系列基于工程應(yīng)用角度的分析過(guò)程，可得出如下3個(gè)結(jié)論：

（1）密封嵌件圓角、O形密封圈材料特性和密封嵌件到殼體內(nèi)壁間隙對(duì)O形密封圈擠出的難易程度都有貢獻(xiàn)，O形密封圈壓縮率相比其他幾個(gè)因子貢獻(xiàn)較小。

（2）選用調(diào)整間隙控制區(qū)間作為最終被實(shí)施的改進(jìn)方案是基于工程應(yīng)用的角度。

（3）試驗(yàn)?zāi)軒椭鷾p少CAE分析環(huán)節(jié)，CAE模型分析能幫助減少試驗(yàn)的次數(shù)，并幫助方案的選擇及優(yōu)化。

1顧永泉．機(jī)械密封實(shí)用技術(shù)[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001．

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圖13 聲品質(zhì)改善驗(yàn)證圖

4.3 主客觀分析模型驗(yàn)證

將優(yōu)化前和優(yōu)化后的汽車(chē)客觀物理參量數(shù)值代入式（5）中，客觀計(jì)算值的評(píng)分等級(jí)從控制前的13.64下降至控制后的10.88，降幅達(dá)20%；而主觀評(píng)價(jià)值也由13.32降至10.68，降幅為19.8%，見(jiàn)圖13。因此通過(guò)試驗(yàn)結(jié)果數(shù)據(jù)的比較可以得出，噪聲被動(dòng)控制方法對(duì)提高怠速狀態(tài)下車(chē)內(nèi)噪聲聲品質(zhì)有明顯的效果。分析模型的結(jié)果進(jìn)一步驗(yàn)證了模型的有效性。

5 總結(jié)

在對(duì)8輛汽車(chē)怠速下的車(chē)內(nèi)噪聲樣本采集試驗(yàn)和主觀評(píng)價(jià)試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，建立了車(chē)內(nèi)聲品質(zhì)的客觀評(píng)價(jià)模型。對(duì)聲品質(zhì)最差的7號(hào)車(chē)實(shí)施噪聲被動(dòng)控制試驗(yàn)，試驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，7號(hào)車(chē)的車(chē)內(nèi)噪聲響度和尖銳度降低明顯，抖動(dòng)度相當(dāng)。通過(guò)主觀評(píng)價(jià)分析對(duì)比，車(chē)內(nèi)噪聲等級(jí)較控制前降低了3級(jí)，說(shuō)明噪聲被動(dòng)控制對(duì)車(chē)內(nèi)聲品質(zhì)的改善是明顯的。

實(shí)施控制后的主觀評(píng)價(jià)結(jié)果和客觀計(jì)算結(jié)果基本上是一致的。這也驗(yàn)證了在進(jìn)行類(lèi)似的車(chē)內(nèi)噪聲品質(zhì)分析中，可以用簡(jiǎn)化了的主客觀評(píng)價(jià)模型來(lái)代替繁瑣復(fù)雜的主觀評(píng)價(jià)試驗(yàn)。

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Research of Extrusion Failure on O-ring of Engine Timing Chain Tensioner

Xu Kunpeng,Chen Kai,Tao Hongying,Huang Zhaochun,Zhang Bei,Ran Fan
（Pan Asia Technology Automotive Center,Shanghai 201201,China）

Based on the analysis and solution implementation for an O-ring extrusion failure of an engine timing chain Tensioner,this paper investigated this typical failure of O-ring and discussed the influence or affection of some known factors,such as seal quad clearance,fillet,material characteristics of O-ring,compression ratio of O-ring,pressure cycle etc on the failure.

timing chain tensioner,O-ring;extrusion failure

10.3969/j.issn.1671-0614.2012.03.009

來(lái)稿日期：2012-05-22

許昆朋（1975-），男，工程師，主要研究方向?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)緊固密封及材料應(yīng)用。