張付英　郭威

（天津科技大學機械工程學院）

利用ABAQUS軟件建立了雙唇型油封的三維有限元分析模型，模擬了雙唇油封的靜態接觸壓力，得到了主唇的壓力分布和實際接觸寬度、副唇唇尖的壓力值和位移量等，并與單唇油封的接觸壓力分布進行了比較，分析了影響雙唇型油封整體密封能力的結構參數，提出了雙唇型油封的結構優化方案，對雙唇油封的結構改進具有一定的現實意義。

1　油封的結構參數和有限元分析模型

1.1 油封的結構模型及參數

為了便于對比，文中研究選取的單唇和雙唇油封均為帶彈簧的內包骨架型，型號為60 mm×80 mm×8 mm，油封的主體材料均為丁腈橡膠，如圖1所示為初始安裝的2種油封的結構圖。由于彈簧的緊固作用，主唇口緊緊貼合在旋轉軸上，油封主唇與旋轉軸過盈裝配，過盈量為0.4 mm。α為流體側唇角，取值為35°；β為空氣側唇角，取值為15°；R為唇口與彈簧軸心的垂直距離，被稱為理論接觸寬度，其值為0.2 mm。

圖1 單雙唇油封結構

1.2 油封的有限元模型

建立油封的有限元模型時，由于油封材料為邵爾硬度為75的丁腈橡膠，采用兩參數的Mooney-Rivlin模型來描述橡膠材料的應力變化，參數分別取值為C10 =0.944 MPa，C01=0.236 MPa；用圓形鋼圈來代替彈簧設置，并通過彈簧的勁度系數反求鋼圈的材料屬性，設置鋼圈的彈性模量為1 225 MPa，換算為彈簧的勁度系數為15 N/mm。油封的骨架和旋轉軸的材料均為45鋼，因其變形相對于橡膠極小，在網格劃分中將其設置為剛體。模型全部采用自動劃分的六面體網格單元，由于與旋轉軸接觸的唇口是重點分析部位，所以在劃分網格時對唇部進行細分，以保證模擬結果的精確性。建立的油封的有限元模型如圖2所示。

圖2 油封的有限元模型

2　油封的靜態仿真結果及分析

在進行油封的有限元分析時，邊界條件設置如下：

(1)將油封外側環形面完全固定，保證油封不會因其他原因產生位置變化。

(2)沿著油封的軸向施加適當的位移，使旋轉軸與主唇接觸達到預工作狀態。

(3)在油封內側，未與密封溝槽接觸的表面施加系統油壓p。

(4)將內骨架與密封圈的橡膠表面綁定，如此就形成了良好的邊界約束。

2.1 主唇口的接觸壓力分析

油封密封性能的好壞主要取決于油封唇口與軸徑間油膜的厚度及接觸壓力的分布狀態。油封唇口的接觸壓力是油封主要密封性能指標之一，根據唇口接觸壓力分布可初步判斷油封是否滿足密封要求。油封唇口接觸壓力的大小及分布還影響油膜的形成及存在狀態，即間接地影響著油封的密封性能和使用壽命。

通過對雙唇型和單唇型2種油封的有限元模擬仿真，得到主唇口的壓力變化曲線，如圖3所示。可見，所分析的2種油封在相同的工作條件下，其唇口接觸壓力分布形狀均滿足油封的密封要求。這一分析結果與文獻[11-13]的結果一致。

圖3 雙唇型和單唇型油封唇口接觸壓力的變化曲線

從圖3可以看出，2種油封唇口的接觸壓力在軸向的分布趨勢一致；在接觸區域，流體側壓力Z大，在空氣側又逐漸減少為0。由于2種油封擁有相同的理論接觸寬度和空氣側與流體測唇角，使其在幾乎相同的位置，即軸向0.73 mm處達到Z大接觸壓力，單唇和雙唇的Z大接觸壓力分別為2.359和2.071 MPa，兩者相差14%。在壓力分布的末端，由于單唇油封接觸壓力下降的趨勢突然放緩，使單唇油封的接觸寬度比雙唇油封寬了0.1 mm。在不考慮防塵散熱等其他因素的條件下，從接觸壓力的變化曲線可以初步判斷，單唇油封的密封效果比雙唇型略好。這主要是因為單唇油封沒有防塵唇，空氣側與油封主唇之間表現為緩慢漸進的連接結構，如圖1(b)所示；而雙唇型油封由于擁有防塵唇，在副唇與主唇之間的連接采用弓形連接結構(見圖1(a))，使其擁有比單唇油封漸進性連接更細的腰部，其結果是骨架的應力由主唇和副唇承擔，降低了雙唇型油封主唇處的Z大接觸應力，但雙唇型油封主唇的穩定性更強。

2.2 副唇變形及接觸壓力分析

雙唇型油封由于擁有防止微小顆粒直接破壞油膜結構的副唇，副唇使油封在整體結構上發生了變化。一般雙唇油封副唇的設計是緊貼旋轉軸，即安裝時的過盈量為0，旋轉軸與副?唇尖之間既沒有空隙也沒有過盈，這樣才能保持較好的防塵效果，另外還可減少副唇與旋轉軸間的摩擦。但在實際安裝過程中，由于主唇與旋轉軸之間為過盈配合，裝配后的主唇與自由狀態相比發生了變形，在主唇與副唇連接處出現了應力變化。因為丁腈橡膠擁有良好的彈性，使得防塵唇產生了相應的形狀與位移，如圖4所示。

圖4 油封應力云圖(MPa)

主唇過盈量過小，在軸向跳動量大時，容易造成流體泄漏；過盈量太大，又容易造成“干接觸”，加速唇口老化。主唇過盈量的變化，會改變主唇與副唇連接處的應力值，同時使防塵唇的形狀與位移發生變化，而防塵唇的應力和變形反過來也會影響主唇的彈性變形。

雖然副唇對流體的密封不起直接作用，但其因應力變化而產生的變形會影響主唇部位的接觸狀態，通過對副唇唇尖區域的壓力和變形分析，得出了如圖5所示的副唇唇尖徑向位移變化曲線。顯然，副唇徑向位移Z大值發生在副唇唇尖處，其值為0.037 mm，副唇越遠離空氣側，徑向位移值越小，這就意味著雙唇油封裝配成功后由于丁腈橡膠的變形作用，副唇和旋轉軸之間將產生0.037 mm的空隙。由于空隙的存在，微小顆粒將會滲入密封區域。文獻[14]的研究表明，存在灰塵時，油封唇口的磨損會更加嚴重，將會直接導致其使用壽命的減少。

圖5 副唇唇尖徑向位移曲線

3　雙唇型油封的結構優化

有限元分析結果表明，單唇油封具有比雙唇油封更好的密封效果；雙唇油封設計時由于忽略了橡膠在安裝過程中產生的變形現象，導致實際安裝后防塵唇與旋轉軸之間存在空隙，在動態的工作過程中，這一空隙將會因橡膠的微顫動進一步加大，不能起到較好的防塵作用。因此，文中在普通雙唇油封結構的基礎上，根據有限元分析的結果，提出雙唇油封的結構優化設計方案，如圖6所示。優化方案采用漸進式腰部替換弓形腰部結構，同時采用了更長的防塵唇，以保證安裝時防塵唇與旋轉軸之間有一定的過盈量。

圖6 雙唇油封的結構優化方案

為了驗證優化后油封的密封效果，優化后雙唇油封仍保持其尺寸為60 mm×80 mm×8 mm，主體材料為丁腈橡膠。配合彈簧的緊固作用，油封主唇與旋轉軸為過盈裝配，過盈量為0.4 mm。自由狀態時，流體側唇角為35°，空氣側唇角為15°，理論接觸寬度為0.2 mm。

對優化后的雙唇油封進行有限元建模，為了研究副唇的過盈量對防塵效果的影響，保持其他參數不變，對過盈量為0.05～0.15 mm進行了漸變分析，步長取0.01 mm。結果發現，防塵唇過盈量在0.05～0.08 mm之間時，安裝后副唇唇尖與旋轉軸無接觸；防塵唇過盈量為0.09～0.15 mm時，安裝后副唇唇尖與旋轉軸間產生了接觸壓力,Z小Z接觸壓力為0.55 MPa，Z大為1.32 MPa，且呈直線上升。基于此分析結果，新型雙唇油封的副唇過盈量設計時取0.08 mm。

如圖7所示為優化后的雙唇油封與單唇油封以及普通雙唇油封在主唇區域的接觸壓力曲線。由改良雙唇油封的唇口接觸壓力曲線可以看出：Z大接觸壓力出現在唇尖處，從唇尖往兩側油封Z大接觸壓力減少很快；Z大接觸壓力靠近油側，空氣側壓力梯度明顯小于油側壓力梯度。上述分析結果與文獻[15]的分析結果一致，可判斷優化后的雙唇油封其主唇口接觸壓力分布滿足密封要求。

圖7 各油封唇口接觸壓力曲線

改良雙唇油封的唇口Z大接觸壓力值逼近單唇油封，并比普通雙唇油封擁有更好的密封效果。改良后的雙唇油封在軸向位置0.73 mm處達到Z大接觸壓力，其值為2.28 MPa，比普通雙唇油封高出0.21 MPa，提升了大約10%。由于增加了防塵唇的過盈量，使得防塵唇在油封裝配變形后仍保持與旋轉軸接觸，減少了防塵唇唇尖與旋轉軸之間的空隙，有效地提升了防塵效果。

4　結論

(1)建立了單唇油封與雙唇油封的三維有限元模型，模擬了兩者主唇口的壓力變化分布曲線，結果表明，單唇油