機體桿端軸承油封磨損特性分析

張帥，杜學(xué)芳，胡忠會，陳芳華，鄧四二

(1.河南科技大學(xué) 機電工程學(xué)院，河南 洛陽 471003；2.河南工學(xué)院 機械工程學(xué)院，河南 新鄉(xiāng) 453003；3.中航工業(yè)第一飛機設(shè)計研究院，西安 710089；4.浙江省機電設(shè)計研究院有限公司，杭州 310022)

機體桿端軸承廣泛應(yīng)用于飛機機翼的活動部分,發(fā)動機或機翼的連接部分和艙門的開關(guān)部分，其動態(tài)性能對飛機的安全飛行至關(guān)重要。油封是機體桿端軸承的重要組成部分，其密封性能受磨損和溫升的影響，故有必要建立油封的熱-應(yīng)力-磨損模型。

國內(nèi)外學(xué)者對油封做了一定的研究：文獻(xiàn)[1]提出了用于模擬密封圈磨損的全局網(wǎng)格重構(gòu)法，該方法適用于模擬尺寸大于有限單元尺寸的磨損；文獻(xiàn)[2]基于有限元法對密封件進行建模和分析，并采用白光輪廓儀檢查了密封件的磨損表面，有限元分析結(jié)果與密封件磨損表面檢查結(jié)果一致；文獻(xiàn)[3]提出了一種徑向軸密封的綜合仿真方法，分析了運行過程中密封接觸面的接觸特性，并進行了試驗驗證，結(jié)果表明該模型僅限于與所述條件類似的徑向軸密封的宏觀分析；文獻(xiàn)[4]分析了O形和矩形密封圈的接觸特性，但未考慮軸承動力學(xué)特性對密封圈磨損的影響；文獻(xiàn)[5]采用理論分析和試驗驗證相結(jié)合的方法，分析了唇封磨損對其密封性能的影響，將唇封的粗糙度、接觸特性和接觸溫度隨唇封磨損的變化引入唇封動力潤滑模型中，并加以試驗驗證；文獻(xiàn)[6]通過試驗發(fā)現(xiàn)，在提高周向粗糙度的同時減小軸向粗糙度可有效降低旋轉(zhuǎn)油封的磨損；文獻(xiàn)[7]基于自適應(yīng)網(wǎng)格技術(shù)和Archard磨損模型提出了一種預(yù)測材料磨損的仿真技術(shù)，但該技術(shù)不能用于超彈性材料，無法模擬橡膠材料特性；文獻(xiàn)[8]研制了一種用于研究唇形密封圈磨損的試驗裝置，并給出了橡膠和聚氨酯唇形密封磨損程度的經(jīng)驗關(guān)系；文獻(xiàn)[9]提出了一種分析軸變形對密封圈磨損影響的數(shù)值方法，并加以試驗驗證；文獻(xiàn)[10]基于Archard磨損定律和熱彈性效應(yīng)，利用有限元軟件計算了密封環(huán)的磨損量；文獻(xiàn)[11]分析了氟橡膠徑向油封的磨損性能，并利用多軸試驗臺進行了耐久性試驗驗證；文獻(xiàn)[12]建立了密封圈與活塞桿接觸的有限元模型，利用生死單元技術(shù)模擬密封圈磨損，但該文獻(xiàn)中摩擦熱分配比為0.5，與實際情況不符；文獻(xiàn)[13]利用有限元技術(shù)建立了蓋封中C形密封圈與活塞桿間的磨損-熱-應(yīng)力耦合模型，分析了密封圈密封性能的變化規(guī)律，對密封圈關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)進行正交優(yōu)化設(shè)計，并加以試驗驗證；文獻(xiàn)[14]建立了多尺度的油封磨損模型，分析了油封磨損過程中油封唇口輪廓、溫度、泵吸率等密封性能參數(shù)，結(jié)果表明油封磨損導(dǎo)致密封區(qū)域的潤滑條件從混合潤滑變化為全流體潤滑，建議在設(shè)計和制造階段對油封唇尖部位進行扁平化處理。

上述研究主要通過理論、數(shù)值及試驗的方法分析油封磨損，缺乏軸承動力學(xué)特性對油封磨損影響的研究。油封磨損是一個動態(tài)變化過程，軸承振動和溫升會影響油封的密封性能和可靠性。在此建立油封磨損有限元模型，分析軸承動力學(xué)特性和油封結(jié)構(gòu)參數(shù)對油封磨損的影響。

1 油封磨損有限元模型

機體桿端軸承由外圈、內(nèi)圈、鋼球和油封組成，如圖1所示。油封由金屬骨架和橡膠密封圈粘接而成，如圖2所示，主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1，材料參數(shù)見表2[15]。

圖1 機體桿端軸承Fig.1 Airframe rod end bearing

圖2 油封結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structure diagram of oil seal

表1 油封主要結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Main structural parameters of oil seal

表2 油封材料參數(shù)

1.1 密封圈磨損分析

根據(jù)Archard模型[16]，時間dt內(nèi)材料磨損體積為

dV=KhF·dL,

(1)

式中：Kh為材料磨損率；F為接觸面上的法向載荷；dL為運動副表面的相對運動距離。

(1)式除以磨損面積S可得磨損深度增量為

dh=Khp(t)v·dt，

(2)

式中：p(t)為壓力；v為油封與套圈的相對滑動速度。

材料磨損率[15]為

(3)

式中：ω為角速度；dm為磨損質(zhì)量；r為旋轉(zhuǎn)半徑；ρ為材料密度。

1.2 模型重構(gòu)

1.2.1 分析流程

模型重構(gòu)流程如圖3所示：首先,根據(jù)原始尺寸進行有限元建模和網(wǎng)格劃分，得到摩擦接觸面上節(jié)點的磨損深度，從而得到下一個磨損循環(huán)中節(jié)點的新坐標(biāo)；然后，利用節(jié)點新坐標(biāo)進行模型重構(gòu)，對重構(gòu)后的模型進行網(wǎng)格劃分和計算，得到節(jié)點新的磨損深度；依次循環(huán)，即可進行材料磨損動態(tài)仿真分析。

圖3 模型重構(gòu)流程圖Fig.3 Flow chart of model and mesh reconstruction

1.2.2 油封輪廓關(guān)鍵點坐標(biāo)的計算

油封輪廓關(guān)鍵點坐標(biāo)如圖4所示，假設(shè)油封某一關(guān)鍵點在第i次循環(huán)時的磨損量為dhi，則第i次循環(huán)關(guān)鍵點的初始坐標(biāo)為

(4)

圖4 油封輪廓關(guān)鍵點坐標(biāo)Fig.4 Coordinate of oil seal profile key points

1.3 油封磨損有限元模型及分析流程

采用兩參數(shù)的Mooney-Rivlin模型[17]描述橡膠材料，有限元分析模型和邊界條件如圖5所示。

圖5 有限元分析模型及邊界條件Fig.5 Finite element analysis model and boundary conditions

參考文獻(xiàn)[16,18-20]：橡膠材料磨損率為5.5×10-6mm3/(N·m)，空氣強迫對流換熱系數(shù)為9.7+5.33(25πn/60 000)0.8W/(m2·K)(n為相對旋轉(zhuǎn)速度)，自然對流換熱系數(shù)為9.7 W/(m2·K)，油脂對流換熱系數(shù)為200 W/(m2·K)。根據(jù)文獻(xiàn)[21]可得摩擦熱分配系數(shù)為17.87。

油封磨損耦合特性有限元分析流程如圖6所示。

圖6 油封磨損有限元分析流程Fig.6 Finite element analysis flow chart of wear of oil seal

2 結(jié)果與分析

橡膠材料穆尼常數(shù)[22]C10=1.84，C01=0.47，軸承腔內(nèi)溫度為60 ℃，環(huán)境溫度為30 ℃，油封與套圈的摩擦因數(shù)為0.3，軸承擺動頻率為10 Hz，擺動幅值為45°。

油封與套圈的接觸應(yīng)力反映油封在深度方向(接觸面法向方向)的磨損程度，接觸寬度反映油封在廣度方向(接觸面切線方向)的磨損程度。

2.1 油封磨損動態(tài)變化過程

油封唇口磨損動態(tài)變化過程如圖7所示，唇尖先磨損，主要原因是在磨損初期，離唇尖近的區(qū)域變形大，接觸應(yīng)力大，磨損嚴(yán)重。

圖7 油封唇口磨損動態(tài)變化過程Fig.7 Dynamic change process of wear of oil seal lip

油封接觸應(yīng)力動態(tài)變化過程如圖8所示，最大接觸應(yīng)力變化曲線如圖9所示，運行過程中，接觸應(yīng)力逐步減小，中間有波動。主要原因是密封圈不斷磨損，導(dǎo)致油封與內(nèi)圈的過盈量減小，接觸應(yīng)力減小。由于內(nèi)圈表面為圓弧面，最大接觸應(yīng)力并非線性減小。

油封接觸寬度變化曲線如圖10所示，軸承運行過程中，接觸寬度非線性增加。這是因為隨密封圈磨損，密封圈與內(nèi)圈接觸區(qū)域增大，接觸寬度增大。由于內(nèi)圈接觸面為圓弧面，接觸寬度出現(xiàn)波動。運行110 min內(nèi)，接觸寬度變化不大，110 min后接觸寬度急劇增大，與最大接觸應(yīng)力急劇變化的時間節(jié)點相同。

2.2 結(jié)構(gòu)參數(shù)對油封磨損的影響

2.2.1 密封圈內(nèi)徑

密封圈內(nèi)徑對油封最大接觸應(yīng)力的影響如圖11所示：內(nèi)徑為9.2 mm時，最大接觸應(yīng)力變化平穩(wěn)，密封性能較好；內(nèi)徑為9.6 mm時，最大接觸應(yīng)力變化較大，密封可靠性低。主要原因是隨內(nèi)徑增大，密封圈與內(nèi)圈球形表面的接觸位置發(fā)生變化，過盈量增大，磨損加劇。

密封圈內(nèi)徑對油封接觸寬度的影響如圖12所示：內(nèi)徑為9.4 mm時接觸寬度急劇增大的時間最早，而內(nèi)徑為9.2和9.6 mm時接觸寬度急劇增大的時間較晚。

圖8 油封接觸應(yīng)力動態(tài)變化云圖

圖9 油封最大接觸應(yīng)力變化曲線Fig.9 Change curve of maximum contact stress of oil seal

圖10 油封接觸寬度變化曲線Fig.10 Change curve of contact width of oil seal

圖11 密封圈內(nèi)徑對油封最大接觸應(yīng)力的影響

圖12 密封圈內(nèi)徑對油封接觸寬度的影響

2.2.2 密封圈厚度

密封圈厚度對油封最大接觸應(yīng)力的影響如圖13所示：隨厚度增大，最大接觸應(yīng)力增大，且厚度越大，隨著運行時間增加，最大接觸應(yīng)力減小梯度越大。主要原因是厚度越大，密封圈與內(nèi)圈的過盈量越大，接觸應(yīng)力越大。厚度為0.4 mm時，油封最大接觸應(yīng)力變化平穩(wěn)，密封性能較好。

圖13 密封圈厚度對油封最大接觸應(yīng)力的影響

密封圈厚度對油封接觸寬度的影響如圖14所示：隨厚度增大，接觸寬度增大,主要原因是隨厚度增大，磨損越快，接觸寬度越大。

圖14 密封圈厚度對油封接觸寬度的影響

2.2.3 金屬骨架軸向尺寸

金屬骨架軸向尺寸對油封最大接觸應(yīng)力的影響如圖15所示：隨軸向尺寸增大，接觸應(yīng)力減??；軸向尺寸為2.2 mm時最大接觸應(yīng)力變化梯度最小，密封可靠性高。

圖15 金屬骨架軸向尺寸對油封最大接觸應(yīng)力的影響

金屬骨架軸向尺寸對油封接觸寬度的影響如圖16所示：隨軸向尺寸增大，接觸寬度減??；軸向尺寸為2.2 mm時，接觸寬度保持時間最長。

圖16 金屬骨架軸向尺寸對油封接觸寬度的影響

2.2.4 金屬骨架內(nèi)徑

金屬骨架內(nèi)徑對油封最大接觸應(yīng)力的影響如圖17所示：內(nèi)徑為11.0 mm時最大接觸應(yīng)力變化梯度最大，內(nèi)徑為10.5 mm時最大接觸應(yīng)力變化梯度最小。

圖17 金屬骨架內(nèi)徑對油封最大接觸應(yīng)力的影響

金屬骨架內(nèi)徑對油封接觸寬度的影響如圖18所示：內(nèi)徑為10.5 mm時接觸寬度最大，內(nèi)徑為11.5和12.0 mm時接觸寬度較小，所有接觸寬度變化梯度不大。主要原因是內(nèi)圈表面為球形，內(nèi)徑為11.0 mm時，油封在深度方向磨損嚴(yán)重，而廣度方向磨損較輕，接觸應(yīng)力變化梯度大，而接觸寬度變化梯度小;內(nèi)徑為10.5 mm時，受金屬骨架限制，密封圈與套圈的過盈量較大，接觸寬度也較大但磨損均勻，接觸應(yīng)力和接觸寬度變化梯度不大。

圖18 金屬骨架內(nèi)徑對油封接觸寬度的影響

2.3 軸承動力學(xué)特性對油封磨損的影響

2.3.1 軸承腔內(nèi)溫度

軸承腔內(nèi)溫度對油封最大接觸應(yīng)力的影響如圖19所示：隨溫度升高，最大接觸應(yīng)力減小，但變化不大；運行110 min后，接觸應(yīng)力急劇下降。軸承腔內(nèi)溫度對油封接觸寬度的影響如圖20所示：隨軸承腔內(nèi)溫度升高，接觸寬度變化不大；運行110 min后，接觸寬度急劇增加，時間節(jié)點與接觸應(yīng)力變化的時間節(jié)點相同。主要原因是隨軸承腔內(nèi)溫度升高，油封向外膨脹，與套圈的過盈量減小，接觸應(yīng)力減小，油封磨損減??；但溫度影響有限，接觸應(yīng)力和接觸寬度受其影響較小。

圖19 軸承腔內(nèi)溫度對油封最大接觸應(yīng)力的影響

圖20 軸承腔內(nèi)溫度對油封接觸寬度的影響

2.3.2 軸承擺動頻率

軸承擺動頻率對油封最大接觸應(yīng)力的影響如圖21所示：隨軸承擺動頻率增大，最大接觸應(yīng)力減??；擺動頻率越大，接觸應(yīng)力急劇減小的時間節(jié)點越小。軸承擺動頻率對油封接觸寬度的影響如圖22所示：軸承擺動頻率越大，接觸寬度急劇增大的時間節(jié)點越小，且與接觸應(yīng)力急劇變化的時間節(jié)點一致。主要原因是隨軸承擺動頻率增加，油封與套圈的相對運動速度增加，油封磨損增大，接觸寬度增大，從而使接觸應(yīng)力減小。

圖21 擺動頻率對油封最大接觸應(yīng)力的影響

圖22 軸承擺動頻率對油封接觸寬度的影響

2.3.3 軸承擺動幅值

軸承擺動幅值對油封最大接觸應(yīng)力的影響如圖23所示：隨擺動幅值增大，接觸應(yīng)力減小；擺動幅值越大，接觸應(yīng)力急劇減小的時間節(jié)點越小。軸承擺動幅值對油封接觸寬度的影響如圖24所示：隨擺動幅值增大，接觸寬度變化不大；擺動幅值越大，接觸寬度急劇增大的時間節(jié)點越小。原因同上節(jié)。

圖23 軸承擺動幅值對油封最大接觸應(yīng)力的影響

圖24 軸承擺動幅值對油封接觸寬度的影響

3 密封結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析及試驗

根據(jù)上述分析優(yōu)化密封結(jié)構(gòu)并進行仿真分析和密封試驗。優(yōu)化后(優(yōu)化條件同2.2節(jié))油封的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表3。

表3 優(yōu)化后油封的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

3.1 仿真分析

優(yōu)化前后油封變形如圖25所示，優(yōu)化前后油封最大變形量分別為0.58，0.29 mm，優(yōu)化后油封的變形量減小。

圖25 優(yōu)化前后油封變形Fig.25 Deformation of oil seal before and after optimization

優(yōu)化前后油封最大接觸應(yīng)力如圖26所示，由于優(yōu)化后油封的變形量減小，優(yōu)化后油封初始接觸應(yīng)力減小，最大接觸應(yīng)力變化梯度減小。油封工作壓差一般小于0.05 MPa，當(dāng)最大接觸應(yīng)力小于0.15 MPa時密封會失效。根據(jù)這一原則，推斷出優(yōu)化前、后油封分別運行700，950 min時，潤滑劑開始泄漏。

3.2 密封試驗

漏脂率是軸承密封性能的重要指標(biāo)，檢測優(yōu)化前后的油封漏脂率，以檢測結(jié)構(gòu)優(yōu)化后油封的密封效果和壽命。

溫濕環(huán)境軸承動態(tài)模擬試驗機如圖27所示，密封試驗試驗頭如圖28所示。

圖27 溫濕環(huán)境軸承模擬動態(tài)試驗機和結(jié)構(gòu)圖

1—I型六角螺母；2—機體軸承；3—隔離環(huán)；4—試驗軸；5—外圈固定塊；6—固定底座。

試驗方法如下：

1) 擦拭試件，稱重，記為W(涂有潤滑脂的桿端質(zhì)量，外表面已擦去潤滑脂)。

2) 將試件安裝到測試工具的水平驅(qū)動軸上，加熱測試箱，溫度保持在121～126 ℃。

3) 徑向載荷為4 970 N，軸向載荷為0 N，驅(qū)動內(nèi)圈以(3±1) r/min的轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)，運行100 h后停止加熱，自然冷卻至室溫(20～30 ℃)。

4) 擦拭軸承外表面，稱重，記為Wpt(試驗后機體桿端軸承的質(zhì)量，外表面涂脂)。

5) 用溶劑汽油浸泡清洗、干燥、稱重，記為Wd(清洗后機體桿端軸承的質(zhì)量)。

密封試驗結(jié)果如圖29所示，運行100 h后，與原油封相比優(yōu)化后油封的平均潤滑脂保持率由53.7%提高至63.0%，提高了17.3%。

圖29 試驗后潤滑脂保持率Fig.29 Retention rate of grease after test

4 結(jié)論

建立了機體桿端軸承油封磨損有限元模型，分析了油封結(jié)構(gòu)參數(shù)和軸承動力學(xué)特性對油封磨損特性的影響，并對密封結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化和相關(guān)漏脂試驗，得到如下結(jié)論：

1)隨軸承運行時間增加，油封與套圈的最大接觸應(yīng)力減小，接觸寬度增大，且接觸應(yīng)力和接觸寬度變化梯度急劇變化的時間節(jié)點相同。

2)油封磨損受密封圈內(nèi)徑、金屬骨架軸向尺寸和內(nèi)徑的影響較大且比較復(fù)雜。密封圈內(nèi)徑9.2 mm、厚度0.4 mm及金屬骨架軸向尺寸為2.2 mm的油封，磨損較為平緩。

3)油封磨損隨軸承擺動頻率和擺動幅值增大而增大，受軸承腔內(nèi)溫度影響較小。