往復密封摩擦力測試技術探討

殷圖源 魏大盛 索雙富

(1.北京航空航天大學能源動力工程學院 北京 100191；2.清華大學機械工程系 北京 100084)

往復密封應用于液壓柱塞泵、航空作動器、活塞缸等多種場合，其密封可靠性對液壓設備至關重要[1]。單一密封零部件失效可能影響液壓設備整體運行狀態，為避免單點失效引起的系統木桶效應，需要了解其工作參數以及工程可靠性，而最直接評估方式是采取實驗測試以揭示其工作性能[2]。

往復密封摩擦力測試裝置研究從20世紀50年代開始至今有較大的發展，如在結構適用性、介質壓力、往復速度、運行模式、供壓方式、溫度環境等方面。其中，目前可測試的參數范圍為：介質壓力0.1～150 MPa[3]；黏度0.7～100 mP·s[4]；柱塞往復速度0.1～10 m/s[5]；溫度10～50 ℃，并實現溫控反饋[6]。此外，密封結構從單一O形圈發展到組合密封，供壓方式從靜壓發展到動壓平衡。同時，測試摩擦力裝置精度也逐漸提高；測試方式由成對組合密封到單密封，而且采用液壓回路控制測試環境，以保持密封工作環境穩定性。

通過往復密封摩擦力測試可以揭示不同狀況下往復密封工作性能與可靠性，以深化密封理論研究與壽命評估，從而實現更好的密封可靠性和工作性能[6-8]。

盡管關于往復密封摩擦力測試的相關文獻較多，但均未系統地闡述往復密封摩擦力測試裝置的發展，也未探討測試裝置摩擦力測試結果的精確性。本文作者論述往復密封摩擦力測試原理，綜述測試裝置的發展，分析測試裝置測試結果的精確度，對裝置后續改進、密封性能優化、提高測試精準度、產生誤差分析及深化理論研究等起到了指導作用。

1 往復密封摩擦力測試裝置發展

1.1 測試原理

往復密封摩擦力測試最先由德國KANETA提出，作者通過力傳感器測試一對組合密封的摩擦力[9-10]。隨后斯圖加特大學米勒提出在柱塞之間加入拉壓傳感器，來定性測定單一密封摩擦力[11-12]。2002年Goerres大學對摩擦力2種測試原理特點做出定性分析，盡管均描述了密封測試原理，但總體未能揭示實際具體密封裝置結構參數測試過程細節、測試精準度等，因此對后續裝置改進缺乏參考指導作用。

1.2 密封測試系統

在闡述密封測試系統相關文獻中，2012年索雙富等設計了密封測試系統[13-14]，如圖1所示。

圖1 活塞缸兩端密封摩擦力測試裝置Fig 1 The friction force test device at both ends of piston cylinder seal

該密封結構為O形圈，內徑50 mm，介質壓力7 MPa，往復速度0.2 m/s，黏度50 mPa·s，在油氣入口與出口處保持恒壓方式，穩定加壓方式。由于介質處于低壓，往復運動活塞與腔體未有較高徑向傳遞精度要求，O形圈裝配保持一定預緊量且兩端未安裝支撐環等元件，避免了其與柱塞配合摩擦力之間干擾，因此該裝置測試一組O形圈結果較為精確。

但是該裝置在測試過程中，當活塞運動到上下止點換向時，摩擦力未能及時變化，存在明顯的力與位移響應滯后性，原因為實際密封接觸有黏性滯后延時效應。

為了探求高速瞬態運動情況下單密封摩擦力，HEIPL和MURRENHOFF[15]搭建了高速液壓往復實驗臺，該裝置驅動形式為曲柄連桿運動機構，如圖2所示。

圖2 一端間隙型密封摩擦力測試系統Fig 2 The friction force test system of sleeve seal at one end

該裝置采用溫控與壓力控制以保持系統工作環境穩定，測試方式為一端為泄漏間隙密封，另一端為斯特封結構。由于間隙密封在低壓保持微泄漏，故測試實際組合密封摩擦力可等效為斯特封摩擦力。該裝置可測試高速往復運動條件下密封工作狀況，研究不同加速度、介質壓力和溫度等對斯特封摩擦力影響，其最高往復速度可達10 m/s，最高壓力10 MPa，通過溫度控制回路可設置測試范圍為20～100 ℃。

但在實際測試過程中，間隙密封摩擦力與行程有很大相關性，并且當間隙密封間隙較小時其摩擦力不能忽略，而副密封、支撐環摩擦力是否該考慮文獻中均未提及，因此該裝置測得的摩擦力數值較實際情況偏大。在液壓回路方面，文獻中對泄漏導致的壓降與供壓平衡未進行分析，測試精度有待商榷。

此外，黃樂[16]對一組Y形密封往復摩擦力進行了測試，通過兩端密封摩擦力相等的假設，得出單一密封摩擦力。PENG等[17]測量了組合密封往復摩擦力，并將該摩擦力數值作為有限元計算邊界，進行實驗與理論相結合的分析研究。盡管上述文獻涉及到密封測試系統，但未對測試裝置全面展開描述，尤其關于液壓部分等的影響，因此測試精度有待商榷。

1.3 密封摩擦力測試裝置

密封摩擦力測試裝置與液壓回路關系密切，前文單僅探討密封測試系統，為使密封摩擦力測試精度更高，有必要考慮液壓回路設計。2016年索雙富研究團隊[18]對米勒提出的兩體柱塞結構進行改進，搭建了一種往復斯特密封實驗臺。該裝置柱塞固定，密封腔體兩端往復運動避免之前產生慣性力問題，介質壓力30 MPa，往復速度0.5 m/s，實現恒速與變速運動，裝置結構如圖3所示。

圖3 斯特封摩擦力實驗裝置Fig 3 Stirling friction force test device

該裝置對液壓系統進行較全面設計，如圖4所示，液壓端安裝緩沖缸、換向閥等實現恒壓變壓方式，并且柱塞固定腔體往復運動以避免慣性力。通過該裝置的摩擦力測試結果，根據力系平衡計算可求出單密封摩擦力。該裝置的密封摩擦力實驗結果與數值計算結果基本吻合。

圖4 斯特封摩擦力測試裝置液壓系統Fig 4 Hydraulic system of Stirling friction force test device

該測試裝置較完整地考慮了液壓測試回路的影響，與僅考慮密封系統相比，實現了液壓系統對密封環境控制，即實現溫度、壓力補償與裝置安全性提升等。該文獻研究結果也表明，密封測試裝置精度不僅與系統有關，更與液壓回路相關。

2019年，彭旭東研究團隊[19]設計了一種密封性能測試實驗缸結構和液壓往復密封實驗系統，如圖5、圖6所示，可實現O形圈在0～5 MPa介質工作壓力下以0～0.5 m/s速度往復運動的密封摩擦力測試。該裝置最大設計行程不低于50 mm。

圖5 密封性能測試實驗缸結構Fig 5 The cylinder structure of sealing performance test

圖6 液壓往復密封實驗系統Fig 6 The experimental system of hydraulic reciprocating seal

相比以前實驗裝置，該雙缸體裝置最大特點是可同時測出內外行程摩擦力，可以有效驗證計算內外行程結果。在測試精度方面，由于采用兩體柱塞結構，中間有較多導向環，而文獻沒有考慮它們之間摩擦力的影響，因此測試結果與真實摩擦力可能有一定誤差。

1.4 密封摩擦力測試裝置改進

為探求超高壓低黏度密封摩擦力以研究潤滑機制，本文作者在低壓測試基礎上，搭建適于高壓的測試裝置，其原理如圖7所示。

圖7 高壓摩擦力測試裝置示意Fig 7 High pressure seal friction force test prototype

該裝置一端采用間隙密封，另一端采用橡塑密封，以避免支撐環與柱塞間摩擦力干擾。采用高壓增壓泵增壓，利用安全閥控制壓力上限；根據泄漏量用電磁閥不斷補液以維持壓力平衡。該裝置適用工況：介質壓力100～200 MPa，黏度0.8 mPa·s，往復上限速度1.6 m/s。與低壓測試相比，高壓下介質壓縮性不能忽略，因此需要考慮腔體與管路容積；同時在高壓下柱塞與密封相比低壓下摩擦生熱較大，使液體介質容易氣化，因此排氣安全閥彈簧敏度設計是關鍵。將圖7中安全閥彈簧改為組合剛度彈簧，以增加開啟敏度，如圖8所示。

圖8中安全閥參數滿足以下關系：

圖8 改進后安全閥結構Fig 8 The modified structure of a safety valve

X1K1+X2K2=A1p

約束關系：X1K1+X2K2-X1p

式中：K1、K2分別為彈簧1和彈簧2剛度；X1、X2分別為彈簧1和彈簧2變形位移；p為液體壓力；p0為泄壓后液體壓力。

由于密封結構一端為間隙密封，一端為橡塑密封，需要實現高壓單密封摩擦力解耦，如圖9a、9b所示。

圖9a 一端為間隙密封、一端為橡塑密封的結構Fig 9a The structure with a sleeve seal and a rubber seal

圖9b 一端為間隙密封、一端為間隙軸承的結構Fig 9b The structure with a sleeve seal and a bearing

試驗時，首先測試出空載運行摩擦力f0和往復慣性力fg。空載摩擦力f0包括支撐導向環、副密封等的摩擦力。慣性力fg表達式：

fg=-Msrω2(cosα+λcos2α)

式中：ω為曲柄角轉速度；λ為偏心半徑與連桿長度比。

柱塞受力分析簡化見圖9c、圖9d，其中f0可分成支撐環f01、副密封f02以及液體剪力f03；在高壓工作狀況下，f03<

圖9c 內行程柱塞受力分析Fig 9c Instroke plunger force analysis

圖 9d 外行程柱塞受力分析Fig 9d Outstroke plunger force analysis

求解單密封計算：

fr+fc=f1-f0±fg;fb+fc=f2-f0±fg;fb+fr=f3-f0±fg

式中：fc為間隙密封摩擦力；fr為橡塑密封摩擦力；fb為間隙軸承摩擦力；f1為間隙密封與橡塑密封組合摩擦力；f2為間隙密封與軸承組合摩擦力；f3為一對軸承摩擦力。

這里由于間隙密封摩擦力較大且受到柱塞行程影響，因此不能忽略；而由于軸承不存在行程且摩擦力較小，可假設將兩端摩擦力數值相等。

最終橡塑密封摩擦力公式

而測試裝置具體實物如圖10所示。

圖10 密封測試實物Fig 10 Sealing test prototype

但需要說明的是，由于超高壓工況密封考慮液體壓縮性與死體積，腔體容積應盡可能小，即死體積是設計的關鍵，也是影響測試精準性關鍵指標，應滿足如下公式：

V腔≤0.1V柱塞；V柱塞=πds

其中，d為柱塞內徑；s為柱塞行程，如圖11所示。可知，中間部分液體為死體積V腔，應盡可能減少。

圖11 密封測試裝置系統Fig 11 Sealing test system

目前已公開密封摩擦力測試文獻見表1，由于篇幅所限不逐一論述。

表1 密封摩擦力相關測試文獻Table 1 Literature related to seal friction force test

2 密封摩擦力測試裝置測試精度探討

下面探討密封摩擦力測試方案，測試裝置精度及誤差原因，后續改進措施以提高測試精確性及減少誤差。

2.1 測試方案分析

目前摩擦力測試方法分為間隙與橡塑密封組合、柱塞兩體結構和柱塞泵式結構3種方式，其具體特點見表2。

表2 測試裝置方案特點Table 2 Characteristics of test equipment

2.2 測試裝置精度分析

影響摩擦力測試精度的因素主要有密封工作環境、加工零部件誤差、裝配操作工序誤差、通信誤差等，具體見表3。

表3 測試裝置精度影響因素分析Table 3 The accuracy affecting analysis of test equipment

如圖12所示，傳動件4、5、6中出現徑向不對中則需要調節柱塞5來調整徑向間隙。柱塞軸系傳遞需要徑向浮動間隙0.1 mm，以自動徑向跳動調節配合間隙。

圖12 傳動軸系示意Fig 12 System schematic of a transmission shaft

2.3 密封摩擦力測試裝置改進

對于后續測試裝置改進，以一端間隙密封、一端橡塑密封測試為例，本文作者認為測試裝置應具有更好密封工作環境可控性，并降低測試誤差，如圖13a所示，液壓回路如圖13b所示。具體應避免壓力下降與溫度上升帶來的環境干擾，應通過安全閥釋放與信號控制控制電動供液泵，以控制工作環境。

圖13a 改進的摩擦力測試系統Fig 13a Improvement system of friction force test

圖13b 改進的摩擦力測試的液壓系統Fig 13b Improvement on hydraulic system of friction force test

在傳動結構上，通過釋放柱塞與柱塞座徑向精度，并且柱塞座應為弧形，以自動調節徑向精度，同時對于密封系統應考慮冷卻流道，保持穩定冷卻與支撐導向作用，見圖13c、13d。

圖13c 柱塞密封組合Fig 13c The plunger and plunger support

如圖13c所示，柱塞與柱塞座初始間隙以及柱塞座弧度建議應用有限元計算求出，得出最佳參數。如圖13d所示，應計算出冷卻流道，同時以內冷與外冷共同作用。

圖13d 密封系統結構Fig 13d The seal system structure

在控制改進方面，運行時裝置摩擦力若異常突變，說明密封發生磨損或泄漏，應根據泄漏量設定供液泵制動以停止供液，根據摩擦力異常設定PLC伺服控制電機減速與停止，并做好正常運行記錄，維護密封可靠性，見圖13e、13f。

圖13e 摩擦力測試傳感器回路Fig 13e The friction force test sensor circuit

圖13f 改進的摩擦力測試監測回路Fig 13f Improvement on communication loop of friction force test

同時針對PLC控制，應做好其控制與摩擦力關系，不應盲目一致運行以維護密封可靠性；當摩擦力、溫度等超標，PLC應控制運行方式，進行減速與自動復位，并且實際過程PLC測試應具備如圖13g所示流程，根據輸出信號異常行應調節速度，形成閉環測試回路，如圖13h所示。

圖13g PLC控制測試驅動Fig 13g PLC control test drive

圖13h PLC測試流程Fig 13h PLC control program

2.4 減少測試裝置誤差傳遞分析

在以往文獻中，盡管對測試裝置有描述，但測試誤差傳遞分析較少，因此應有必要對其分析。如圖14所示，建立誤差數學傳遞模型，考慮包絡設計，同時應該建立間隙誤差傳遞關系函數，以明晰與減少誤差。限于篇幅，具體方式不再詳細闡述。

圖14a 誤差傳遞分析Fig 14a Analysis of error transmission

圖14b 誤差傳遞關系Fig 14b Relationship of error transmission

圖14c 具體誤差表述Fig 14c The specific analysis of error

2.5 測試環境控制

在工作環境中如壓力與溫度控制應考慮對其影響，而相關文獻較少提及這方面。以常規測試法對于壓力控制應該一致調節泄漏量、安全閥敏度及緩沖缸、增壓缸與空壓機供氣頻率，以保持供壓平衡，使測試壓力數值真實且有效，如圖15a所示。

圖15a 供壓控制流程Fig 15a Supply pressure control process

影響壓力平衡參數有空壓機功率Pow、安全閥彈簧開器等效剛度k、間隙密封初始間隙h0、電機轉速ω、緩沖缸壓力參數(壓力p、增壓比i)、電磁閥開啟延時(dt)等參數。

對于圖15b，斜率K受到空壓機功率影響，脈動衰減受到緩沖缸與安全閥敏度共同決定，因此控制供壓參數保持穩壓，減少壓力脈動帶來的測試誤差，是提高測試摩擦力精準性必要前提。

圖15b 液體壓力曲線Fig 15b Liquid pressure curve

溫度控制可以避免液體升溫而降低測試摩擦力精準性，但一般通過外冷卻、制冷機、安全閥開啟供液等降低溫度，如圖15c所示；同時升溫可以研究密封熱彈流理論等，恒溫可以做壽命實驗，如圖15d所示，探究溫度對密封摩擦力、潤滑流態等影響。

圖15c 溫度控制流程Fig 15c Temperature control process

綜上，改進密封摩擦力測試裝置以保持工作環境恒定，建立測試信號反饋功能，并同時對于控制壓力與溫度應建立函數關系，并優化參數得出解集域。

3 摩擦力測試裝置的作用

3.1 改進與優化密封結構

根據摩擦力測試結果，可對密封結構提出優化改進。目前，密封結構已由O形圈結構、Y形密封、斯特封、泛塞封發展到智能密封結構，其目的是通過優化結構以降低往復摩擦力。

圖16a揭示密封結構演化過程，其基于降低摩擦力而對結構優化改進。最初采用的O形圈模型，存在較大摩擦力(見圖Ⅰ)；為降低摩擦力，采用了斯特封(見圖Ⅱ)；但由于斯特封存在較大的接觸應力，造成了應力集中，隨后Y形密封以低副接觸特性而被采用(見圖Ⅲ)；但Y形密封徑向膜厚位移無法調節，因此設計了彈簧補償位移的泛塞封(見圖Ⅳ)。但泛賽封更多耐低壓，且僅可調節壓力，對溫度不敏感，因此提出智能密封(見圖Ⅴ)，其填充SMA材料，具有雙程記憶功能[20]。即將主密封材料作為兩體，接觸柱塞部分與柱塞間隙設定彈性反饋，當加載時膜厚減少，生成摩擦熱使密封表面溫度升高時，材料彈性補償，膜厚減少到一定程度后不再下降，從而避免磨損；同時減速過程中，溫度下降，抑制膜厚過大形變，避免泄漏。反饋見圖16b、16c，提高了其工作壽命，對工程研究有很大意義，說明摩擦力測試裝置促進密封實際結構改進。

圖16a 密封結構演化Fig 16a Seal structure improvement

圖16b 智能密封結構Fig 16b Intellectual seal structure

圖16c 智能密封工作反饋流程Fig 16c Seal feedback procedure

3.2 提供理論研究工具

密封摩擦力測試可研究潤滑流態特性，根據測試結果可驗證目前GW模型在密封的適用性，同時根據長時間測試摩擦力可建立壽命與磨損密封模型，為后續理論研究提供了硬件平臺與數據參考，也為理論指導實驗提供了可行性。

4 結束語

綜述往復密封摩擦力測試裝置發展，并對其測試誤差進行分析。具體如下：

(1)目前往復密封摩擦力測試通過間隙微泄漏、分體柱塞或柱塞泵3種結構方式實現測試單密封摩擦力。

(2)采用間隙與橡塑密封組合方案應考慮間隙密封行程，適用于低壓場合，而在高壓場合液路恒溫溫控需要考慮，保持恒溫也是技術難點。

(3)對于兩體柱塞結構，在高壓工況應考慮液體壓縮性影響，因此回路腔體容積與管路長度需要校正；另外中間聯接部分的同軸度及跳度，也是保證測試精度的重要因素。

(4)分析影響摩擦力測試精度原因，建立誤差傳遞數學模型，為量化誤差來源，減少測試誤差提供參考依據。

(5)對液路壓力與溫度控制提出參數關系，并提出利用優化算法得出合理參數解集域。