車輛傳動裝置密封環摩擦狀態辨識的試驗研究*

宮 燃，葛如海，張學榮，徐 宜

(1.江蘇大學汽車與交通工程學院，鎮江 212013; 2.中國北方車輛研究所，北京 100072)

前言

重載車輛綜合傳動裝置和乘用車機械式自動變速器均使用浮動密封環作為動態密封裝置，主要解決旋轉件與固定件之間的密封問題［1］。在實際運行過程中，重載車輛綜合傳動裝置濕式離合器中的密封環由于受到各種因素的影響，使其密封性能變差，壽命縮短，最終出現提早失效的現象，直接影響到整個傳動裝置的使用性能，具體表現為油壓無法正常建立，密封環端面嚴重磨損，泄漏量增多等失效現象。因此，研究密封環接觸狀態與摩擦行為，就成為重載車輛傳動系統設計開發過程中必須解決的關鍵問題。從傳動系統的使用情況看，它頻繁變更運行條件，使密封環處于交變的負荷工況中。從設計和試驗角度考慮，辨識摩擦狀態變化的技術參數，充分掌握重載車輛傳動裝置密封環的工作狀態，對改善密封性能，提高使用壽命具有重要意義。

端面摩擦因數是表征密封端面摩擦狀態的主要參數之一，在不同的摩擦狀態下，密封摩擦因數各不相同，國內外學者大多通過密封性能試驗，根據摩擦因數來判斷密封的摩擦狀態［2-5］。而密封的摩擦狀態可通過工況參數這個摩擦學特性相似準數來表征，一般情況下單一使用工況參數并不能完全表征端面摩擦狀況［6］，但可通過摩擦因數與工況參數的聯合分析來辨別摩擦狀況。為全面分析密封環在不同工況下的密封性能，須考慮在不同溫度下密封端面摩擦狀態和密封性能轉變特征。因此，本文中通過幾個溫度條件下摩擦因數與工況參數的聯合分布曲線分析臨界工況的辨識特征，掌握不同條件下密封性能與摩擦性能的關系，為設計重載車輛的高可靠性和高壽命密封環提供依據。

1 密封環試驗

重載車輛綜合傳動裝置采用的密封環是一種應用在旋轉部件的剖分式彈性密封圈，它帶有切口形式，依靠自身彈力和油壓作用漲開，密封環的主要密封界面是其端面，外圓柱面是輔助密封界面。密封工作示意圖如圖1所示。在一定的負荷p下，密封環與旋轉軸組成一對摩擦副，正常工作時相互緊密貼合并相對轉動，實現旋轉軸的軸向流體密封。

試驗在自主研制的密封綜合性能試驗臺上進行，如圖2所示。密封環安裝在主軸上，傳動主軸貫穿于試驗油腔，另一端與變頻電動機相連。轉矩和轉速傳感器與主軸連為一體。油腔加熱器、油溫傳感器和溫度控制器組成密封油腔的溫度控制與傳感系統，選用電阻式溫度傳感器沿著密封環周向均勻布置，對摩擦副溫度進行測試。試驗油腔由專門的液壓站供壓，泄漏量由超聲流量計測定。試驗系統的轉速、壓力和油溫設定值由上位機進行設置與控制，通過各個傳感器反饋轉速、轉矩、壓力、油溫變化和密封環溫度等測量值。

密封環采用填充改性的聚四氟乙烯(PTFE)復合材料，其外半徑 r1=62.5mm，內半徑 r2=59.6mm，軸向厚度B=2.6mm。摩擦對偶件旋轉軸的外徑與密封環外徑相同，材料是38CrSi合金鋼。試驗條件:主軸的旋轉速度為50～5000r/min，試驗壓力為0.5～2.5MPa，本文中考察pv值(即壓力p×速度v)的變化范圍為8～79.6MPa·m/s。測試時試驗室環境溫度為18.5℃。

2 試驗結果與分析

2.1 摩擦因數-工況參數試驗曲線

在密封系統中，工況參數G根據相似原理推導而來［2］，定義為油膜黏性力與油膜負載的比值，即

式中:μ為密封介質的動力黏度，Pa·s;v為密封環端面的相對平均線速度，m/s;WR為密封端面的徑向寬度，m;FN為密封端面的總載荷，N。工況參數的大小說明了密封環的運行工況和流體油膜的承載能力，是衡量油膜形成難易程度的無量綱特性值［7-8］。

密封摩擦副的摩擦因數根據轉矩傳感器檢測的摩擦力矩和施加的正壓力獲得，即

式中:T為摩擦力矩。

由式(1)可見，工況參數G與介質黏度、速度成正比，與壓力成反比，其中介質黏度又與溫度有關，所以工況參數G能反映出油溫、pv值這些體現密封系統運行狀況的參數。一般認為摩擦因數的大小可以概略說明不同的潤滑狀態，而工況參數的大小說明油膜有多大承載能力［9］。因此，可采用試驗得到的摩擦因數與工況參數的關系曲線(簡稱f-G關系曲線)來反映摩擦工況及其變化規律。

利用上述的密封綜合性能試驗臺進行試驗，試驗前對密封環進行磨合，在試驗數據采集時，經過300～350s數據保持平穩后，按照式(1)和式(2)計算并記錄工況參數與摩擦因數值。油溫分別為40℃、80℃和120℃的條件下獲得的試驗結果即f-G曲線如圖3所示，圖中曲線由試驗離散值通過四次多項式擬合得到。

利用f-G關系曲線區分摩擦狀態的關鍵在于獲得摩擦狀態改變的臨界點。密封環的f-G曲線存在著兩個狀態轉折點，分別標志著由流體摩擦轉變為混合摩擦和由混合摩擦轉變為邊界摩擦［10］。圖3的曲線形狀各不相同，但都有相似的趨勢:曲線都先下降，到達一個最低點后又上升。

圖3(a)曲線在起始處有一小段f變化平緩的線段，此處摩擦因數處于較低水平，而工況參數G也不大，它表征了這段區域易處于邊界摩擦狀態。隨后曲線開始下降，直到最低點。接著曲線呈現線性上升的趨勢，摩擦因數和工況參數都在不斷增大，表明這段工況狀態中油膜承載能力最大，而油膜間的內阻力矩也隨之增大，轉速較高。曲線上升的這段區域符合流體摩擦狀態的特征;而對應于從變化平緩轉為較快下降直到最低點的這段曲線，摩擦狀態相應地從邊界摩擦轉為混合摩擦。

圖3(b)和圖3(c)曲線趨勢狀態與圖3(a)類似，其基本特征在于:(1)油溫在大于等于80℃以后，曲線的下凹程度隨著油溫的升高而加劇，進一步證實了油溫對摩擦狀態的影響，油溫升高造成了介質運動黏度的減小，油膜最大承載能力降低;(2)曲線的轉折點逐漸左移，與此對應的摩擦因數也相對減小，符合密封流體潤滑區間值隨著油溫的升高而逐漸減小的基本規律;(3)在油溫較低的工況，邊界摩擦區域與混合摩擦區域的轉折點不太明顯;隨著油溫的提高區分3種摩擦狀態區域的兩個轉折點逐漸明朗。

由試驗數據可以分析得出:在重載、低速和低介質黏度的工況下，密封環易處于邊界摩擦狀態;在輕載、高速和高黏度工況下，密封環基本處于流體摩擦狀態;除此之外的工況基本處于混合摩擦狀態，也易處于混合摩擦狀態。而且在變工況的密封系統中，摩擦狀態隨著油溫、轉速和壓力這些工況條件的變化而改變。

2.2 密封性能轉變規律

研究密封環臨界工況的摩擦狀態轉變特征，進行相關試驗研究，不但要獲得密封環工作狀態變化規律，還須得到在實際工況下密封環的各項性能，主要是泄漏量和密封環溫度等指標。在油溫80℃的工況下，通過試驗獲得密封性能與摩擦因數的對應關系和規律。圖4為密封環摩擦因數、溫升和泄漏量隨pv值的變化關系。

由圖可見:在pv值的變化范圍內，反映密封端面摩擦狀態的參量摩擦因數與試件溫升和泄漏量均呈現出一定的對應關系，但并不成嚴格的比例;在pv值小于40MPa·m/s時，摩擦因數曲線變化幅度較大，密封環溫升與泄漏量均有輕微波動，但下降趨勢明顯;pv值大于50MPa·m/s時，摩擦因數、密封環溫升和泄漏量的變化減緩，其幅值保持在一定的范圍內，不再有明顯的上升或下降的趨勢，盡管密封環溫度繼續升高，但升高幅度卻大大降低，變化維持在較小的范圍內。

通過變化曲線可知，摩擦因數與試件溫度的對應關系相對比較清晰，隨著pv值的增大，即轉速越高、壓力越大，單位時間內密封摩擦副摩擦次數和劇烈程度相應增加，摩擦熱效應增強，密封摩擦副所產生的摩擦熱量越多，待pv值到達一定程度時，熱量的產生與耗散基本處于一個平衡狀態，摩擦引起的溫度變化趨于穩定，此時摩擦因數的降幅亦趨平緩，泄漏量也變化不大，表示磨損機制由于摩擦熱、工況改變等外部條件的影響發生了轉變。由分析可知，在低速低壓的運行工況(pv值＜40MPa·m/s)時，反映密封性能的各項指標變化比較劇烈，性能不十分穩定;在高速高壓(pv值＞65MPa·m/s)時，盡管密封溫升和泄漏量趨于穩定，但數值較高，不利于密封環長周期的服役，而pv值在45～55MPa·m/s之間時，摩擦因數較小，密封表面溫升相對不高，從密封環減小磨損角度和傳動系統運行條件方面考慮這是相對適宜的運行工況。

3 結論

通過密封性能試驗臺進行試驗，獲得幾種典型溫度下摩擦因數-工況參數關系曲線，獲得液體摩擦轉變到混合摩擦和由混合摩擦轉變到邊界摩擦時摩擦狀態改變的臨界點，通過試驗和比較分析的方法，可以基本掌握密封環在高速重載工況下摩擦狀態的轉變規律及其辨識特征。

研究重載車輛傳動系統密封環摩擦狀態轉變對密封性能的影響，通過試驗獲得密封環溫升和泄漏量與摩擦因數的對應關系和規律，表明摩擦狀態的變化都會帶來密封環性能的改變，其中泄漏量主要受到工況條件的影響，密封環溫升受摩擦狀態的影響更為明顯。

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