汽車彈簧缸的密封性仿真與測試研究

吳紅梅

（杭州職業(yè)技術(shù)學(xué)院信息工程學(xué)院，浙江 杭州 310018）

汽車彈簧缸的密封性仿真與測試研究

吳紅梅

（杭州職業(yè)技術(shù)學(xué)院信息工程學(xué)院，浙江 杭州 310018）

由于汽車彈簧缸長期制動造成的氣密性衰減，很難動態(tài)分析不同摩擦系數(shù)的密封圈對腔壓泄露的影響。因此，該文利用雙參數(shù)Mooney-Rivlin分析法，建立汽車彈簧缸的腔體密封性失效模型。該模型能根據(jù)密封圈的摩擦系數(shù)，動態(tài)計(jì)算出彈簧缸的氣體泄漏量，通過腔壓和泄漏量的比較，判斷出密封圈是否失效。利用汽車彈簧缸氣密性檢測儀對某型彈簧缸進(jìn)行測試，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，當(dāng)摩擦系數(shù)≤0.1時(shí)，密封圈應(yīng)力分布最佳，腔體泄漏量＜5kPa；當(dāng)摩擦系數(shù)＞0.1時(shí)，密封圈應(yīng)力集中而產(chǎn)生氣密性失效，腔體泄漏量超過5kPa。失效模型的仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相同，該失效模型正確有效。

彈簧缸；密封性測試；失效模型；有限元仿真；疲勞試驗(yàn)

0　引　言

作為載重汽車氣制動系統(tǒng)的施力部件，彈簧缸的密封圈主要用于消除氣體泄露，保證彈簧缸有效的力輸出。密封圈良好的密封性為制動輪轂提供合適的制動效果。因此，密封圈一旦失效，彈簧缸會因漏氣而導(dǎo)致制動不足［1］。因此，建立彈簧缸密封圈密封性失效模型，能夠有效地預(yù)測和判斷彈簧缸的性能狀態(tài)，防止其失效的發(fā)生。

目前，針對氣制動系統(tǒng)中使用的密封圈，國內(nèi)外較為常用的密封性失效分析方法，主要有試驗(yàn)和模型仿真兩種主要手段。試驗(yàn)法主要包括疲勞壽命預(yù)測和裂紋擴(kuò)展預(yù)測［2-3］兩種途徑，這兩種途徑需要通過大量的實(shí)驗(yàn)獲得密封圈的S/N曲線、平均壽命和損傷程度等先驗(yàn)信息才能進(jìn)行失效預(yù)測，顯然不太適合工程上的批量失效檢測。另外，模型仿真法是通過建立研究對象之間的參數(shù)化實(shí)車模型來實(shí)現(xiàn)對研究對象失效模擬的一種手段［4］。由于該方法無需先驗(yàn)信息，且為全參數(shù)化仿真，因此能較好地應(yīng)用于失效檢測。

由于汽車彈簧缸在制動過程中的氣密性衰減，工程上很難動態(tài)分析出不同摩擦系數(shù)的密封圈對腔壓泄露的影響。因此，需要根據(jù)彈簧缸的工作機(jī)理，研究其氣密性衰減特性；利用雙參數(shù)Mooney-Rivlin分析法，對彈簧缸建立全參數(shù)化的腔體密封性失效模型。通過改變密封圈的摩擦系數(shù)來模擬氣密性失效，模擬不同摩擦系數(shù)下的密封圈應(yīng)力分布與應(yīng)力水平；動態(tài)評估出不同摩擦系數(shù)的密封圈對腔壓泄漏量的影響，計(jì)算出密封圈失效的臨界值。

1　密封圈的失效建模

根據(jù)彈簧缸工作機(jī)理和結(jié)構(gòu)特征，其密封圈采用徑向活塞的形式密封，與周邊連接件的機(jī)械接觸關(guān)系如圖1所示。密封圈安裝在連接件的溝槽內(nèi)，受到彈簧缸活塞導(dǎo)管的預(yù)壓力P0作用，產(chǎn)生彈性變形而實(shí)現(xiàn)自密封。隨著駐車腔的腔壓P的升高，密封圈在高壓氣體作用下從高壓側(cè)向低壓側(cè)移動擠壓溝槽側(cè)壁，使連接件和活塞導(dǎo)管之間的密封間隙r得到填充，從而加強(qiáng)密封。

此時(shí)，密封壓力由初始的活塞導(dǎo)管施加的預(yù)壓力，變?yōu)闅怏w和導(dǎo)管間的接觸壓力而達(dá)到最大，即Pm［5-6］，則有：

其中，材料泊松比ν=0.480～0.490；P為彈簧缸的腔體內(nèi)壓。

另外，在活塞導(dǎo)管以速度U運(yùn)動過程中，為防止密封圈被擠出溝槽而破壞密封性，密封圈必須有足夠的壓縮率和拉伸率。由預(yù)壓力P0和初始壓縮率β0，密封圈的彈性模量E滿足［7-8］：

其中，g（f，β0）為初始壓縮率β0與作用在密封圈上的摩擦力f之間的正比例關(guān)系。將式（2）代入到式（1）得：

顯然，最大接觸壓力不小于彈簧缸的腔壓時(shí)，才能保證腔體密封，即P0≥P，則式（3）進(jìn)一步化簡為

其中，f=μFN，F(xiàn)N為密封圈與活塞導(dǎo)管之間的接觸力，μ為摩擦系數(shù)。由于FN僅與裝配尺寸有關(guān)，因此，F(xiàn)N和β0在工作過程中設(shè)為定值，使P僅與摩擦系數(shù)μ有關(guān)。

圖1　彈簧缸及其密封圈的工作模型

顯然，要保證腔體密封，式（4）即為密封圈的失效模型。一旦獲知密封圈摩擦系數(shù)μ，即可由式（4）的模型判斷彈簧缸是否漏氣。

活塞導(dǎo)管與密封圈的頻繁摩擦，增加了其與連接件之間的摩擦系數(shù)，逐漸導(dǎo)致其應(yīng)力的集中。由于與密封圈接觸的其他連接件均為鑄鐵，因此可以忽略其他密封件的磨損以簡化模型。當(dāng)密封圈的摩擦系數(shù)增加到使其應(yīng)力集中而變形時(shí)，密封圈失效而導(dǎo)致彈簧缸的腔體漏氣。因此，根據(jù)式（4）的彈簧缸氣密性失效模型，能有效分析密封圈摩擦系數(shù)的改變對彈簧缸氣密性的影響。

2　有限元仿真分析

采用雙參數(shù)Mooney-Rivlin超彈性模型分析法，對上述彈簧缸密封性失效模型建立ANSYS Workbench仿真模型。雙參數(shù)Mooney-Rivlin模型［9-10］可以表示為

式中：C10、C01——Mooney-Rivlin常數(shù)，表征密封圈的材料力學(xué)特性；

I1、I2——第1、第2 Green應(yīng)變常量。

根據(jù)第四強(qiáng)度理論［10］，若保證密封圈不失效，其材料的應(yīng)力σ必須小于其許用應(yīng)力［σ］，即：

由式（6）可以看出，等效應(yīng)力越大，密封圈越容易變形失效，彈簧缸泄露量也越大。

3　仿真實(shí)驗(yàn)與結(jié)果分析

仿真實(shí)驗(yàn)的對象為某型載重車輛的彈簧缸；實(shí)驗(yàn)是根據(jù)雙參數(shù)Mooney-Rivlin分析法建立的彈簧缸密封性失效模型，將式（6）作為彈簧缸泄露的評估依據(jù)，通過有限元仿真分析，模擬不同摩擦系數(shù)的密封圈對彈簧缸泄漏量的影響。

根據(jù)該型載重車輛的彈簧缸尺寸，密封圈在連接件中的密封間隙r=0.2mm。為了便于實(shí)驗(yàn)仿真，將密封圈的摩擦系數(shù)μ分別設(shè)定為0.02，0.05，0.10，0.15，0.20，0.24，以模擬彈簧缸不同使用壽命下的摩擦系數(shù)。仿真得到的等效應(yīng)力如圖2所示。

顯然，活塞導(dǎo)管與密封圈接觸部位的等效應(yīng)力值最大；另外，隨著摩擦系數(shù)的增大，最大等效應(yīng)力的分布區(qū)域逐漸減小，而應(yīng)力值逐漸增大。這表明，隨著密封圈工作時(shí)間的增加，出現(xiàn)了應(yīng)力集中；同時(shí)，摩擦系數(shù)的增大會增加活塞導(dǎo)管的往復(fù)阻力，使其表面產(chǎn)生褶皺而加快失效。最終，密封圈會因塑性變形而失效，造成腔壓泄露而破壞密封性。

利用相同的分析方法，對不同摩擦系數(shù)下的密封圈進(jìn)行5次重復(fù)仿真實(shí)驗(yàn)，繪制出等效應(yīng)力的曲線圖，如圖3所示。

可以看出，當(dāng)μ＜0.1時(shí)，等效應(yīng)力值逐漸降低；當(dāng)μ＞0.1時(shí)，最大等效應(yīng)力值隨著摩擦系數(shù)的增大而增加；在μ=0.1時(shí)，得到最小應(yīng)力值為1.01 MPa；而當(dāng)μ=0.24時(shí)，最大等效應(yīng)力值為2.76 MPa，此時(shí)密封圈出現(xiàn)應(yīng)力集中而產(chǎn)生了塑性變形失效，彈簧缸出現(xiàn)腔體泄露。

圖2　不同摩擦系數(shù)下的等效應(yīng)力圖

為了驗(yàn)證仿真模型的正確性，本文利用汽車彈簧缸氣密性檢測儀對上述型號的彈簧缸進(jìn)行了氣密性測試。

彈簧缸氣密性檢儀主要由工控PC機(jī)、氣路系統(tǒng)，數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、伺服加載系統(tǒng)、支承系統(tǒng)組成。其中，數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)主要由多功能數(shù)據(jù)采集卡、壓力傳感器、位移傳感器以及信號調(diào)理電路組成；伺服加載系統(tǒng)主要包括氣缸、氣動馬達(dá)和伺服電機(jī)，用于提供試驗(yàn)動力；支承系統(tǒng)主要由彈簧缸夾具、制動桿和被測彈簧缸組成，用于模擬實(shí)車制動環(huán)境。試驗(yàn)時(shí)，通過對被測彈簧缸的連續(xù)加載，模擬其頻繁的制動效果，利用壓力傳感器實(shí)時(shí)檢測彈簧缸的腔壓。

測試過程為：彈簧缸通過夾具安裝在支承系統(tǒng)上，控制其對模擬制動系統(tǒng)進(jìn)行連續(xù)加/卸載，測試每次加/卸載過程中的內(nèi)腔壓力，并記錄其最大值、最小值及二者的差值，該差值即為密封腔的泄漏量。一旦泄漏量超過5kPa即為失效［11］，測試結(jié)果如表1所示。

由表結(jié)果可知，密封圈的摩擦系數(shù)μ在［0.02，0.10］之間時(shí)，彈簧缸的泄漏量均＜5kPa，表明此時(shí)彈簧缸密封性能合格。當(dāng)其摩擦系數(shù)μ＞0.1時(shí)，彈簧缸泄漏量超過5kPa，并且隨著密封圈摩擦系數(shù)的增大，泄漏量呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢，說明彈簧缸因密封圈的失效而發(fā)生密封性失效。上述結(jié)論與彈簧缸氣密性檢測儀的仿真結(jié)果完全吻合。顯然，本文構(gòu)建的彈簧缸密封性失效模型的仿真結(jié)果準(zhǔn)確有效。因此，對既要實(shí)現(xiàn)密封性，又要執(zhí)行往復(fù)運(yùn)動的彈簧缸而言，其密封圈的最佳摩擦系數(shù)為0.1。

圖3　不同摩擦系數(shù)下的等效應(yīng)力曲線圖

表1　不同摩擦系數(shù)下的泄漏量

4　結(jié)束語

1）利用本文構(gòu)建的彈簧缸密封性失效模型，對其進(jìn)行不同摩擦系數(shù)下的失效分析。分析結(jié)果表明，當(dāng)μ＜0.1時(shí)，密封圈的等效應(yīng)力值隨著摩擦系數(shù)的增大而減小；當(dāng)μ＞0.1時(shí)，密封圈的等效應(yīng)力值隨著摩擦系數(shù)增大而急劇增大，彈簧缸泄漏量超過5kPa；在μ=0.1時(shí)，獲得最小應(yīng)力值為1.01 MPa；而當(dāng)μ=0.24時(shí)，密封圈的最大等效應(yīng)力為2.76MPa，此時(shí)密封圈出現(xiàn)應(yīng)力集中而產(chǎn)生了塑性變形，彈簧缸腔壓降低幅度超過5kPa。

2）利用彈簧缸氣密性檢儀對同型號的彈簧進(jìn)行氣密性測試。測試結(jié)果表明，密封圈的摩擦系數(shù)在［0.02，0.10］之間時(shí)，彈簧缸的泄漏量均＜5 kPa，表明彈簧缸密封性能合格；當(dāng)摩擦系數(shù)μ＞0.1時(shí)，彈簧缸泄漏量超過5kPa，并隨著密封圈的摩擦系數(shù)的增大，泄漏量逐漸增大。說明彈簧缸因密封圈的失效而發(fā)生密封性失效。該結(jié)論與本文構(gòu)建模型的仿真結(jié)果完全吻合。顯然，本文構(gòu)建的彈簧缸密封性失效模型能夠準(zhǔn)確分析彈簧缸的氣體泄漏量，這一技術(shù)能為汽車彈簧缸的失效預(yù)測提供可靠的技術(shù)指導(dǎo)。

3）彈簧缸密封效果的產(chǎn)生，得益于密封圈與活塞導(dǎo)管、連接件溝槽之間的過盈配合。而本文僅考慮了產(chǎn)生主要形變作用的密封圈的磨損，忽略了活塞導(dǎo)管和連接件溝槽等剛性材料的微小形變。因此，在后續(xù)工作中，可以重點(diǎn)分析上述剛性材料的磨損對彈簧缸氣密性的影響。

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（編輯：李妮）

Numerical simulation on sealing test model of brake chamber

WU Hongmei
（College of Information Engineering，Hangzhou Vocational and Technical College，Hangzhou 310018，China）

Due to the attenuation of air impermeability，the gas leakiness of a brake chamber cannot be dynamically analyzed by its friction coefficient.Therefore，a sealing model of brake chamber is proposed based on the double parameters Mooney-Rivlin algorithm and the Von-Mises stress distribute model.The leakage rate，solved by this sealing model under different friction coefficient，isusedforevaluatingsealingfailureofbrakechamber.Besides，thesealing performance of a brake chamber is detected by a sealing tester of brake chamber to verify this sealing model.The experimental result shows that the leakage is less than 5 kPa when μ≤0.1 and the stress distribution of the seal ring is optimal.However，the leakage is greater than 5 kPa when μ＞0.1 by reason of the seal ring failure.It indicates that the sealing model of brake chamber is valid.

brake chamber；sealing test；failure model；finite element simulation analysis；fatigue test

A

1674-5124（2016）07-0141-04

10.11857/j.issn.1674-5124.2016.07.029

2016-01-16；

2016-02-12

吳紅梅（1981-），女，浙江金華市人，講師，碩士，研究方向?yàn)闄C(jī)電工程、應(yīng)用電子技術(shù)。