双唇型油封的密封性能及其结构优化
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作者：张付英， 郭 威丨天津科技大学机械工程学院
利用ABAQUS软件建立了双唇型油封的三维有限元分析模型，模拟了双唇油封的静态接触压力，得到了主唇的压力分布和实际接触宽度、副唇唇尖的压力值和位移量等，并与单唇油封的接触压力分布进行了比较，分析了影响双唇型油封整体密封能力的结构参数，提出了双唇型油封的结构优化方案，对双唇油封的结构改进具有一定的现实意义。
1.1 油封的结构模型及参数
为了便于对比，文中研究选取的单唇和双唇油封均为带弹簧的内包骨架型，型号为60 mm×80 mm×8 mm，油封的主体材料均为丁 腈橡胶，如图1所示为初始安装的2种油封的结构图。由于弹簧的紧固作用，主唇口紧紧贴合在旋转轴上，油封主唇与旋转轴过盈装配，过盈量为0.4 mm。α为流体侧唇角，取值为35°；β为空气侧唇角，取值为15°；R为唇口与弹簧轴心的垂直距离，被称为理论接触宽度，其值为0.2 mm。
图1 单双唇油封结构
Fig 1 The structure of double lip oil seal(a) and single lip oil seal(b)
1.2 油封的有限元模型
建立油封的有限元模型时，由于油封材料为邵尔硬度为75的丁 腈橡胶，采用两参数的Mooney-Rivlin模型来描述橡胶材料的应力变化，参数分别取值为C10 =0.944 MPa，C01=0.236 MPa；用圆形钢圈来代替弹簧设置，并通过弹簧的劲度系数反求钢圈的材料属性，设置钢圈的弹性模量为1 225 MPa，换算为弹簧的劲度系数为15 N/mm。油封的骨架和旋转轴的材料均为45钢，因其变形相对于橡胶极小，在网格划分中将其设置为刚体。模型全部采用自动划分的六面体网格单元，由于与旋转轴接触的唇口是重点分析部位，所以在划分网格时对唇部进行细分，以保证模拟结果的精确性。建立的油封的有限元模型如图2所示。
图2 油封的有限元模型
Fig 2 Finite element model of oil seal
在进行油封的有限元分析时，边界条件设置如下：
(1)将油封外侧环形面完全固定，保证油封不会因其他原因产生位置变化。
(2)沿着油封的轴向施加适当的位移，使旋转轴与主唇接触达到预工作状态。
(3)在油封内侧，未与密封沟槽接触的表面施加系统油压p。
(4)将内骨架与密封圈的橡胶表面绑定，如此就形成了良好的边界约束。
2.1 主唇口的接触压力分析
油封密封性能的好坏主要取决于油封唇口与轴径间油膜的厚度及接触压力的分布状态。油封唇口的接触压力是油封主要密封性能指标之一，根据唇口接触压力分布可初步判断油封是否满足密封要求。油封唇口接触压力的大小及分布还影响油膜的形成及存在状态，即间接地影响着油封的密封性能和使用寿命。
通过对双唇型和单唇型2种油封的有限元模拟仿真，得到主唇口的压力变化曲线，如图3所示。可见，所分析的2种油封在相同的工作条件下，其唇口接触压力分布形状均满足油封的密封要求。这一分析结果与文献[11-13]的结果一致。
图3 双唇型和单唇型油封唇口接触压力的变化曲线
Fig 3 The curves of lip-mouth contact pressure of double lip oil seal and single lip oil seal
从图3可以看出，2种油封唇口的接触压力在轴向的分布趋势一致；在接触区域，流体侧压力最大，在空气侧又逐渐减少为0。由于2种油封拥有相同的理论接触宽度和空气侧与流体测唇角，使其在几乎相同的位置，即轴向0.73 mm处达到最大接触压力，单唇和双唇的最大接触压力分别为2.359和2.071 MPa，两者相差14%。在压力分布的末端，由于单唇油封接触压力下降的趋势突然放缓，使单唇油封的接触宽度比双唇油封宽了0.1 mm。在不考虑防尘散热等其他因素的条件下，从接触压力的变化曲线可以初步判断，单唇油封的密封效果比双唇型略好。这主要是因为单唇油封没有防尘唇，空气侧与油封主唇之间表现为缓慢渐进的连接结构，如图1(b)所示；而双唇型油封由于拥有防尘唇，在副唇与主唇之间的连接采用弓形连接结构(见图1(a))，使其拥有比单唇油封渐进性连接更细的腰部，其结果是骨架的应力由主唇和副唇承担，降低了双唇型油封主唇处的最大接触应力，但双唇型油封主唇的稳定性更强。
2.2 副唇变形及接触压力分析
双唇型油封由于拥有防止微小颗粒直接破坏油膜结构的副唇，副唇使油封在整体结构上发生了变化。一般双唇油封副唇的设计是紧贴旋转轴，即安装时的过盈量为0，旋转轴与副唇唇尖之间既没有空隙也没有过盈，这样才能保持较好的防尘效果，另外还可减少副唇与旋转轴间的摩擦。但在实际安装过程中，由于主唇与旋转轴之间为过盈配合，装配后的主唇与自由状态相比发生了变形，在主唇与副唇连接处出现了应力变化。因为丁 腈橡胶拥有良好的弹性，使得防尘唇产生了相应的形状与位移，如图4所示。
图4 油封应力云图(MPa)
Fig 4 Oil seal stress nephogram (MPa)
主唇过盈量过小，在轴向跳动量大时，容易造成流体泄漏；过盈量太大，又容易造成“干接触”，加速唇口老化。主唇过盈量的变化，会改变主唇与副唇连接处的应力值，同时使防尘唇的形状与位移发生变化，而防尘唇的应力和变形反过来也会影响主唇的弹性变形。
虽然副唇对流体的密封不起直接作用，但其因应力变化而产生的变形会影响主唇部位的接触状态，通过对副唇唇尖区域的压力和变形分析，得出了如图5所示的副唇唇尖径向位移变化曲线。显然，副唇径向位移最大值发生在副唇唇尖处，其值为0.037 mm，副唇越远离空气侧，径向位移值越小，这就意味着双唇油封装配成功后由于丁 腈橡胶的变形作用，副唇和旋转轴之间将产生0.037 mm的空隙。由于空隙的存在，微小颗粒将会渗入密封区域。文献[14]的研究表明，存在灰尘时，油封唇口的磨损会更加严重，将会直接导致其使用寿命的减少。
图5 副唇唇尖径向位移曲线
Fig 5 Minor lip radial displacement curve
有限元分析结果表明，单唇油封具有比双唇油封更好的密封效果；双唇油封设计时由于忽略了橡胶在安装过程中产生的变形现象，导致实际安装后防尘唇与旋转轴之间存在空隙，在动态的工作过程中，这一空隙将会因橡胶的微颤动进一步加大，不能起到较好的防尘作用。因此，文中在普通双唇油封结构的基础上，根据有限元分析的结果，提出双唇油封的结构优化设计方案，如图6所示。优化方案采用渐进式腰部替换弓形腰部结构，同时采用了更长的防尘唇，以保证安装时防尘唇与旋转轴之间有一定的过盈量。
图6 双唇油封的结构优化方案
Fig 6 Structural optimization of double lip seal
为了验证优化后油封的密封效果，优化后双唇油封仍保持其尺寸为60 mm×80 mm×8 mm，主体材料为丁 腈橡胶。配合弹簧的紧固作用，油封主唇与旋转轴为过盈装配，过盈量为0.4 mm。自由状态时，流体侧唇角为35°，空气侧唇角为15°，理论接触宽度为0.2 mm。
对优化后的双唇油封进行有限元建模，为了研究副唇的过盈量对防尘效果的影响，保持其他参数不变，对过盈量为0.05～0.15 mm进行了渐变分析，步长取0.01 mm。结果发现，防尘唇过盈量在0.05～0.08 mm之间时，安装后副唇唇尖与旋转轴无接触；防尘唇过盈量为0.09～0.15 mm时，安装后副唇唇尖与旋转轴间产生了接触压力,最小最接触压力为0.55 MPa，最大为1.32 MPa，且呈直线上升。基于此分析结果，新型双唇油封的副唇过盈量设计时取0.08 mm。
如图7所示为优化后的双唇油封与单唇油封以及普通双唇油封在主唇区域的接触压力曲线。由改良双唇油封的唇口接触压力曲线可以看出：最大接触压力出现在唇尖处，从唇尖往两侧油封最大接触压力减少很快；最大接触压力靠近油侧，空气侧压力梯度明显小于油侧压力梯度。上述分析结果与文献[15]的分析结果一致，可判断优化后的双唇油封其主唇口接触压力分布满足密封要求。
图7 各油封唇口接触压力曲线
Fig 7 The curves of lip-mouth contact pressure of each oil seal
改良双唇油封的唇口最大接触压力值逼近单唇油封，并比普通双唇油封拥有更好的密封效果。改良后的双唇油封在轴向位置0.73 mm处达到最大接触压力，其值为2.28 MPa，比普通双唇油封高出0.21 MPa，提升了大约10%。由于增加了防尘唇的过盈量，使得防尘唇在油封装配变形后仍保持与旋转轴接触，减少了防尘唇唇尖与旋转轴之间的空隙，有效地提升了防尘效果。
(1)建立了单唇油封与双唇油封的三维有限元模型，模拟了两者主唇口的压力变化分布曲线，结果表明，单唇油封在密封效果上优于双唇油封的结果，且两者的密封效果差异主要是由于2种油封在腰部结构上的差异引起的。
(2)通过对双唇油封在装配完成时的副唇进行应力和变形分析，发现在实际运行中副唇与旋转轴存在空隙。
(3)对普通双唇油封的腰部和防尘唇进行了优化，提出一种改良型双唇油封结构方案。模拟结果表明，改良型油封比原有普通双唇油封具有更好的密封效果和防尘效果。
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