考慮磨損的組合密封性能分析

王軍潤(rùn)， 閆曉亮， 常 凱

(航空工業(yè)慶安集團(tuán)有限公司航空設(shè)備研究所， 陜西 西安 710077)

引言

在飛機(jī)液壓系統(tǒng)中，組合密封為一種常見的外部動(dòng)密封形式，常應(yīng)用于飛機(jī)作動(dòng)系統(tǒng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)中。工作過程中密封圈在預(yù)壓縮和油壓的雙重作用下，接觸表面不可避免地存在磨損現(xiàn)象，隨著密封圈材料的不斷損失會(huì)引起密封效果下降、泄漏量增大，嚴(yán)重的泄漏會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)功能失效甚至?xí){飛行安全。因此，對(duì)密封圈磨損過程和基于密封圈磨損的使用壽命預(yù)測(cè)方法研究具有重要的實(shí)際意義。

目前對(duì)于密封材料磨損的研究多采用試驗(yàn)的方法，其中銷-盤試驗(yàn)為常用的試驗(yàn)方法。但是即使對(duì)于同一種材料，在不同工況下的邊界條件和初始工況也會(huì)存在顯著區(qū)別，因此僅靠銷-盤試驗(yàn)無(wú)法在設(shè)計(jì)階段預(yù)測(cè)密封壽命。采用全尺寸實(shí)物試驗(yàn)可以模擬真實(shí)的使用工況，并對(duì)密封圈的磨損進(jìn)行精確預(yù)測(cè)，但這樣非常耗時(shí)耗力。

磨損的數(shù)值模擬可以克服上述缺點(diǎn)而逐漸替代物理試驗(yàn)，而且在可靠的磨損試驗(yàn)數(shù)據(jù)支撐下可以進(jìn)行參數(shù)化研究。一些學(xué)者研究了密封圈磨損的數(shù)值仿真方法，其中有限元法應(yīng)用最為廣泛。PODRA P等[1]采用有限元軟件模擬了金屬和陶瓷之間的磨損行為。SODERBERG A[2]研究了鋼在粗糙表面滑過時(shí)表面材料的損失過程。王正磊等[3-5]研究了軸向柱塞泵配流副的摩擦磨損特性及使用性能的關(guān)系。GODA T等[6]采用有限元模型模擬了高分子材料的摩擦和磨損行為。但上述研究多集中在硬材料上，只模擬了表面單元層的材料損失，對(duì)于如橡膠、塑料等軟材料，需要模擬更大的體積損失才能有效預(yù)測(cè)密封圈的壽命。近年來，一些學(xué)者采用一種相對(duì)穩(wěn)定的不需改變ANSYS網(wǎng)格單元數(shù)的方法來模擬軟材料結(jié)構(gòu)的磨損過程，如LI X等[7-9]。

本研究針對(duì)由橡膠彈性體和塑料滑環(huán)組合而成的橡塑組合密封圈的磨損和密封性能分析方法進(jìn)行研究，基于密封材料摩擦磨損試驗(yàn)對(duì)模型參數(shù)進(jìn)行修正，并通過密封臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)仿真模型進(jìn)行驗(yàn)證。

1 研究對(duì)象及數(shù)值仿真模型

1.1 研究對(duì)象

橡塑組合密封圈一般由橡膠圈和塑料滑環(huán)組合而成，多應(yīng)用于動(dòng)密封場(chǎng)合。橡膠圈提供彈性預(yù)緊力，塑料滑環(huán)與運(yùn)動(dòng)的軸直接接觸，形成主要工作面。格萊圈為一種可應(yīng)用于旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封場(chǎng)合的橡塑組合密封圈，其密封系統(tǒng)示意圖如圖1所示。

圖1 旋轉(zhuǎn)密封結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structural sketch of rotary seal

組合密封圈的滑環(huán)由具有較低摩擦系數(shù)的改性聚四氟乙烯材料制成，且滑環(huán)可以做的較薄，在發(fā)生磨損后依靠橡膠圈提供的彈力可與軸保持較好的貼合，維持密封能力。

1.2 固體力學(xué)求解模型

旋轉(zhuǎn)格萊圈包含橡膠材料和塑料材料，橡膠材料為超彈性材料，可以用超彈性本構(gòu)模型通過應(yīng)變能密度函數(shù)來定義。本研究用Mooney-Rivlin模型來定義其本構(gòu)模型，其表達(dá)式如下：

w=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(1)

式中，w—— 應(yīng)變能密度

C10,C01—— 橡膠材料常數(shù)

I1,I2—— 分別為第1，第2 Green應(yīng)變不變量

針對(duì)所使用的某航空橡膠材料，通過力學(xué)試驗(yàn)測(cè)得其材料常數(shù)為C10=1.92，C01=0.58。

旋轉(zhuǎn)格萊圈的滑環(huán)使用改性聚四氟乙烯(PTFE)塑料，由于密封圈在使用過程中處于小變形狀態(tài)，塑料材料可認(rèn)為處于小變形、線彈性接觸狀態(tài)，因此采用Boussinesq提出的積分式來進(jìn)行表面彈性變形的近似求解，其二維表達(dá)式如下：

(2)

式中，p—— 流體或固體接觸壓力

E′ —— 等效彈性模量

在數(shù)值求解時(shí)，一般可將上式離散成如下形式[10]：

(3)

式中，Dk為相關(guān)系數(shù)，根據(jù)所取的無(wú)量綱參數(shù)來確定；Di,j為有量綱影響系數(shù)。

1.3 流體力學(xué)求解模型

密封圈在工作狀態(tài)下，會(huì)在密封區(qū)域形成穩(wěn)定的油膜。因油膜厚度遠(yuǎn)小于軸的曲率半徑，可忽略軸曲率的影響，建立描述流體特性的二維Reynolds方程如下所示：

(4)

式中，ρ—— 油液密度

h—— 油膜厚度

p—— 流體壓力

η—— 油液黏度

ue—— 2個(gè)表面運(yùn)動(dòng)速度的平均值

邊界條件采用雷諾邊界條件，具體如下：

(5)

式中,ps—— 密封壓力

pa—— 大氣壓力

yin—— 油壓側(cè)邊界坐標(biāo)

yout—— 大氣側(cè)邊界坐標(biāo)

如果密封間隙中充滿油液，軸在旋轉(zhuǎn)時(shí)將產(chǎn)生流體動(dòng)壓潤(rùn)滑油膜，此時(shí)密封接觸面任意點(diǎn)間的間隙為：

h(x,y)=havg+zseal(x,y)+zshaft(x,y)+ν(x,y)

(6)

式中，havg—— 中心油膜厚度

zseal—— 密封唇表面粗糙度

zshaft—— 軸表面粗糙度

ν—— 油膜壓力下密封唇表面彈性變形量

表面彈性變形由Boussinesq積分表達(dá)式得到。油液的黏度采用Roelands黏-壓關(guān)系式：

η=η0exp{(lnη0+9.67)[(1+5.1×10-9p)z0-1]}

(7)

式中，α—— 黏-壓系數(shù)

η0—— 潤(rùn)滑油的環(huán)境黏度

式(7)中,無(wú)量綱常數(shù)z0的表達(dá)式為：

(8)

潤(rùn)滑油的密度采用Dowson-Higginson密-壓公式來計(jì)算：

(9)

式中，ρ0—— 潤(rùn)滑油的環(huán)境密度

1.4 磨損仿真分析模型

磨損速率的通用表達(dá)式為[11]：

(10)

式中，h—— 磨損高度

k—— 無(wú)量綱磨損速率

p—— 接觸壓力

u—— 相對(duì)滑動(dòng)速度

H—— 運(yùn)動(dòng)副中較軟材料的硬度

α，β，γ—— 與采用的磨損理論有關(guān)

Archard磨損模型對(duì)黏著磨損、磨粒磨損和疲勞磨損等形式具有通用性，只是式中的磨損系數(shù)的意義不同。當(dāng)采用Archard磨損模型時(shí)，上式中α=β=γ=1。

定義Kh=K/H為材料的磨損速率，則式(7)可寫成：

dh=Kh×p×dL

(11)

一般情況下，接觸壓力p是隨時(shí)間變化的，式(11)可寫成：

dh=Kh×p(t)×u×dt

(12)

式(12)即為密封圈磨損仿真分析的數(shù)學(xué)模型。

2 仿真的實(shí)現(xiàn)方法

2.1 仿真求解流程

考慮密封圈材料磨損的動(dòng)密封性能仿真分析時(shí)，需進(jìn)行磨損仿真分析和流體力學(xué)仿真分析，磨損仿真分析用于模擬特定潤(rùn)滑狀態(tài)下密封圈材料的磨損過程，流體力學(xué)仿真分析用于模擬密封圈磨損后的潤(rùn)滑性能。兩個(gè)仿真分析依次迭代求解，每完成一輪迭代后判斷是否滿足收斂條件。其中，磨損仿真分析中包括節(jié)點(diǎn)的磨損高度計(jì)算、磨損后的密封圈結(jié)構(gòu)建模和新的接觸壓力求解；流體力學(xué)仿真分析包括油膜壓力的迭代求解和油膜厚度的迭代求解，仿真求解流圖如圖2所示。

圖2 仿真求解流程Fig.2 Simulation solution flow

在流體力學(xué)數(shù)值求解時(shí)，采用有限差分法對(duì)Reynolds方程進(jìn)行求解，其中對(duì)Reynolds方程的左端項(xiàng)采用中心差分，對(duì)右端項(xiàng)采用向后差分，壓力和膜厚的收斂準(zhǔn)則為相對(duì)誤差小于1.0×10-5。

2.2 接觸壓力求解

在密封圈磨損的仿真分析過程中，接觸壓力隨著材料的逐漸磨損而不斷變化。現(xiàn)有的商用有限元軟件可以對(duì)密封圈的接觸壓力進(jìn)行求解，但無(wú)法模擬材料的損失過程，所以需要找到一種模擬密封圈材料不斷損失的仿真方法。BéKéSI N等[12]提出了一種針對(duì)材料磨損的全局網(wǎng)格重構(gòu)法，但該方法在尖角處存在網(wǎng)格重劃分困難的缺點(diǎn)。有些學(xué)者采用“殺死單元法”，即當(dāng)某個(gè)單元上的接觸壓力超過壓力極限時(shí)，將該單元“殺死”。這種方法也存在一定的局限性，即在磨損的模擬過程中材料的損失是以單元為最小單位，無(wú)法對(duì)微小的磨損量進(jìn)行模擬，而且“殺死”單元極易造成網(wǎng)格邊緣出現(xiàn)尖角、尖邊等異常情況，導(dǎo)致不收斂。LI X等[7]提出了一種不改變網(wǎng)格數(shù)量，只調(diào)整參與磨損的單元和單元尺寸的新方法。采用該方法需要特別注意單元尺寸調(diào)整方法的選擇，否則也容易導(dǎo)致網(wǎng)格畸形。

本研究采用有限元軟件ANSYS進(jìn)行接觸壓力求解和磨損仿真分析，對(duì)磨損后的密封圈采用LI X等[7]提出的模型重構(gòu)方法解決了磨損仿真不易收斂的問題。

2.3 摩擦熱的處理

當(dāng)軸高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于密封圈摩擦發(fā)熱引起密封圈的膨脹變形進(jìn)而導(dǎo)致磨損的現(xiàn)象不可忽略，因此需在磨損仿真過程中考慮摩擦熱的影響。

在計(jì)算時(shí)考慮到軸的體積比密封接觸區(qū)域的體積要大很多，且金屬的熱傳導(dǎo)系數(shù)要顯著大于橡膠和塑料，因此忽略軸的熱膨脹變形，只考慮密封圈的熱變形。

2.4 仿真終止條件

對(duì)于O形橡膠圈，有國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)和行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的最小壓縮率作為判斷密封性能是否有效的依據(jù)，而對(duì)于由橡膠圈和塑料滑環(huán)組合而成的組合密封圈，則沒有相關(guān)的評(píng)判標(biāo)準(zhǔn)。

本研究中將密封圈磨損后的泄漏量預(yù)測(cè)結(jié)果作為評(píng)價(jià)組合密封圈是否有效的評(píng)價(jià)指標(biāo)。當(dāng)泄漏量預(yù)測(cè)結(jié)果大于設(shè)定的最小泄漏量時(shí)，中止計(jì)算，輸出結(jié)果。

3 模型參數(shù)的獲取

在磨損仿真分析時(shí)，摩擦系數(shù)和材料磨損率的準(zhǔn)確選擇至關(guān)重要。采用SRV-4高溫摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)，由填充玻璃纖維改性聚四氟乙烯塑料棒和表面鍍硬鉻的不銹鋼盤，以銷盤式線接觸方式開展往復(fù)摩擦磨損試驗(yàn)；潤(rùn)滑介質(zhì)采用15號(hào)軍用航空液壓油，試驗(yàn)件接觸和運(yùn)動(dòng)方式如圖3所示，磨損仿真分析時(shí)所選用的主要材料參數(shù)和物理參數(shù)如表1所示。

圖3 試驗(yàn)件的接觸和運(yùn)動(dòng)方式Fig.3 Contact and movement mode of test piece

表1 材料和物理參數(shù)Tab.1 Material and physical parameters

使用電子天平測(cè)量試驗(yàn)前后試驗(yàn)件質(zhì)量的變化，通過式(16)計(jì)算磨損率Kh：

(16)

式中，ρ為塑料材料的密度。

4 仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果分析

4.1 仿真結(jié)果分析

下面以某旋轉(zhuǎn)作動(dòng)器的軸用旋轉(zhuǎn)格萊圈為研究對(duì)象，對(duì)其密封性能和磨損過程進(jìn)行數(shù)值模擬分析。該旋轉(zhuǎn)格萊圈的內(nèi)徑為64.5 mm，外徑為80 mm，寬度為6.3 mm。

旋轉(zhuǎn)格萊圈的工作油壓為21 MPa，工作時(shí)軸的表面穩(wěn)定旋轉(zhuǎn)速度為0.2 m/s，其有限元模型如圖4所示。

圖4 旋轉(zhuǎn)格萊圈的有限元模型Fig.4 Finite element model of rotating seal ring

圖5所示為格萊圈沒有發(fā)生磨損時(shí)，由有限元軟件求解得到的干接觸壓力分布情況，以及由流體力學(xué)分析得到的密封間隙的油膜厚度在y-o-z平面的分布情況。從圖5可以看出，由于旋轉(zhuǎn)格萊圈在圓周方向開有兩道矩形溝槽，因此接觸壓力分布不連續(xù)，在溝槽部位壓力為零。而且由于溝槽的存在，使得接觸區(qū)的壓力梯度變得很大。

圖5 格萊圈初始狀態(tài)的壓力和油膜厚度分布Fig.5 Pressure and oil film thickness distribution of seal ring in initial state

圖6所示為密封圈表面相對(duì)運(yùn)動(dòng)距離為100 m，經(jīng)過磨損后求解得到的干接觸壓力分布情況，以及密封間隙的油膜厚度在y-o-z平面的分布情況。

比較圖5和圖6中壓力分布情況可以看出，磨損前后格萊圈的干接觸壓力差別較大。磨損后，格萊圈的干接觸最高壓力明顯減小，密封圈不同部位壓力承載更加均勻。從油膜厚度分布來看，密封圈未發(fā)生磨損時(shí)的油膜厚度比較平坦，這與密封圈的幾何結(jié)構(gòu)有關(guān)。而運(yùn)動(dòng)100 m經(jīng)歷磨損后，密封間隙的最小油膜厚度增大，密封間隙的油膜厚度波動(dòng)比較劇烈。

圖6 格萊圈磨損后的壓力和油膜厚度分布Fig.6 Distribution of pressure and oil film thickness after seal ring wear

4.2 試驗(yàn)條件

為了考察旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封性能、驗(yàn)證仿真分析模型，搭建了動(dòng)密封性能試驗(yàn)臺(tái)，試驗(yàn)臺(tái)原理如圖7所示。該試驗(yàn)臺(tái)由液壓系統(tǒng)、機(jī)械系統(tǒng)和控制系統(tǒng)組成，轉(zhuǎn)速范圍為0～9600 r/min，壓力范圍為0～5 MPa，油液溫度最高+150 ℃，工作介質(zhì)為Shell RF555潤(rùn)滑油。

圖7 試驗(yàn)設(shè)備原理圖Fig.7 Schematic diagram of test equipment

最終搭建的試驗(yàn)臺(tái)如圖8所示，該試驗(yàn)臺(tái)具有旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封和往復(fù)動(dòng)密封試驗(yàn)功能，油液壓力、油液溫度、轉(zhuǎn)速和扭矩通過傳感器自動(dòng)測(cè)量和記錄，試驗(yàn)臺(tái)通過自動(dòng)控制水冷散熱器的開合來實(shí)現(xiàn)溫度的自動(dòng)控制，泄漏量由量杯進(jìn)行收集和計(jì)量。

圖8 動(dòng)密封試驗(yàn)設(shè)備實(shí)物圖Fig.8 Test equipment of dynamic sealing

旋轉(zhuǎn)密封試驗(yàn)所選取的轉(zhuǎn)軸直徑為φ80.0 mm，密封圈安裝于轉(zhuǎn)軸的槽中，外徑為φ80.1 mm。密封圈為橡膠O形圈與改性聚四氟乙烯材質(zhì)的矩形截面滑環(huán)組成的同軸密封圈。為了增加潤(rùn)滑性能減小摩擦，滑環(huán)的外圓表面開有兩道油槽，如圖9所示。

圖9 外表面開槽的密封環(huán)實(shí)物圖Fig.9 Sealing ring with slotted on outer surface

試驗(yàn)前，測(cè)量并記錄在不同轉(zhuǎn)速下不安裝密封圈時(shí)的轉(zhuǎn)矩，經(jīng)測(cè)試不同轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)矩在1.1～1.3 N·m范圍內(nèi)。密封件及試驗(yàn)臺(tái)安裝調(diào)試完成后，先在200 r/min 轉(zhuǎn)速下對(duì)密封圈進(jìn)行約20 min的磨合運(yùn)轉(zhuǎn)，待轉(zhuǎn)速和扭矩等參數(shù)穩(wěn)定后開始試驗(yàn)。分別在0.42 MPa和1.8 MPa油壓，油液溫度為常溫、80 ℃和110 ℃，不同轉(zhuǎn)速下開展了動(dòng)密封性能試驗(yàn)，并開展了耐久性試驗(yàn)。

4.3 仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

圖10所示為常溫(23 ℃)工況下，油壓分別為0.42 MPa和1.8 MPa，不同轉(zhuǎn)速n對(duì)應(yīng)的密封圈扭矩T測(cè)量值與理論值的比較。從圖10可以看出，密封圈的摩擦扭矩隨著轉(zhuǎn)速增大而呈現(xiàn)近似單調(diào)增大的趨勢(shì)。1.8 MPa油壓對(duì)應(yīng)的摩擦扭矩明顯大于0.42 MPa油壓對(duì)應(yīng)的摩擦扭矩。

圖10 常溫下扭矩值對(duì)比Fig.10 Comparison of torque values at room temperature

圖11所示為油液溫度為110 ℃，在0.42 MPa和1.8 MPa油壓下，不同轉(zhuǎn)速下密封圈的扭矩測(cè)量值與理論值的比較?？梢钥闯?10 ℃高溫時(shí)密封圈的摩擦扭矩與常溫時(shí)的變化趨勢(shì)一致，不同的是110 ℃高溫時(shí)對(duì)應(yīng)的摩擦扭矩要明顯大于常溫時(shí)的扭矩。

圖11 高溫110 ℃時(shí)扭矩值對(duì)比Fig.11 Comparison of torque values at 110 ℃

圖12所示為常溫下，油液壓力為0.42 MPa和1.8 MPa，不同轉(zhuǎn)速下密封圈的泄漏量Q實(shí)測(cè)值與理論值的比較。從圖12可以看出，油液壓力對(duì)泄漏量的影響較為明顯，1.8 MPa油壓對(duì)應(yīng)的泄漏量要明顯大于0.42 MPa油壓下的泄漏量。從試驗(yàn)測(cè)量結(jié)果看，泄漏量會(huì)存在一定的波動(dòng)，但是總體趨勢(shì)是，泄漏量會(huì)隨著轉(zhuǎn)速的增大而增大，在低壓時(shí)轉(zhuǎn)速的影響更加明顯。

圖12 常溫下泄漏量的對(duì)比Fig.12 Comparison of leakage at room temperature

圖13所示為油液溫度110 ℃，油液壓力為0.42 MPa 和1.8 MPa，不同轉(zhuǎn)速下密封圈的泄漏量實(shí)測(cè)值與理論值的比較。

比較圖12和圖13可以看出，常溫下，密封圈的泄漏量要明顯高于110 ℃高溫工況下，這主要是由于密封圈在高溫下體積膨脹引起的。相比于常溫工況，在高溫時(shí)轉(zhuǎn)速變化對(duì)泄漏量的影響作用減弱。

圖13 高溫110 ℃時(shí)泄漏量的對(duì)比Fig.13 Comparison of leakage at 110 ℃

圖14所示為油液溫度110 ℃、軸轉(zhuǎn)速為6000 r/min工況下，油液壓力分別為0.42 MPa和1.8 MPa，對(duì)密封圈開展耐久性試驗(yàn)的扭矩實(shí)測(cè)值與理論值的比較。在0.42 MPa油壓下，當(dāng)試驗(yàn)進(jìn)行至約18.3 h，陸續(xù)出現(xiàn)異常響聲、黑色粉末狀物質(zhì)隨油液流出、冒煙、力矩和泄漏量突然增大現(xiàn)象。將試驗(yàn)裝置拆解后，發(fā)現(xiàn)一側(cè)的密封圈直徑已經(jīng)明顯小于軸直徑，如圖15所示，說明密封已失效。在1.8 MPa油壓下，當(dāng)試驗(yàn)進(jìn)行至約17 h，出現(xiàn)類似的失效現(xiàn)象，遂停止試驗(yàn)。

圖14 扭矩隨著時(shí)間的變化Fig.14 Torque change of different time

圖15 失效后的密封件Fig.15 Failed sealing ring

圖16所示為油液溫度110 ℃，軸轉(zhuǎn)速為6000 r/min工況下，開展耐久性試驗(yàn)的密封圈泄漏量的理論值和試驗(yàn)測(cè)量值隨著時(shí)間的變化。

圖16 泄漏量隨著時(shí)間的變化Fig.16 Change of leakage with time

表2所示為不同試驗(yàn)工況下，密封圈的扭矩和泄漏量的試驗(yàn)結(jié)果和仿真分析結(jié)果的誤差。從表2可以看出， 摩擦扭矩的誤差相對(duì)較小， 平均誤差都在10%以下，而泄漏量的誤差相對(duì)較大。在0.42 MPa 油壓下，兩個(gè)不同溫度對(duì)應(yīng)的泄漏量的平均誤差分別為25.6%和27.3%，雖然誤差值相對(duì)較大，但是經(jīng)分析，其泄漏量的絕對(duì)偏差值相對(duì)較小，在可接受范圍內(nèi)。

表2 試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果誤差分析表Tab.2 Error analysis of test results and simulation results

從上述密封圈的摩擦扭矩和泄漏量的試驗(yàn)結(jié)果與仿真分析結(jié)果對(duì)比可以看出，雖然理論值和試驗(yàn)值存在一定的偏差，但是總體來說變化趨勢(shì)一致，理論值與實(shí)驗(yàn)值的差別在可接受范圍內(nèi)，一定程度上驗(yàn)證了本研究提出的考慮磨損的組合密封圈的摩擦扭矩和泄漏量預(yù)測(cè)模型，具有一定的實(shí)用性。

5 結(jié)論

對(duì)旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封圈的磨損仿真和密封性能預(yù)測(cè)方法開展研究。針對(duì)組合旋轉(zhuǎn)密封的材料力學(xué)特性，建立了雙向流-固耦合數(shù)值求解模型和程序，并在流-固耦合數(shù)值求解過程中，引入材料磨損的計(jì)算，比較了旋轉(zhuǎn)格萊圈磨損前、磨損后的潤(rùn)滑和密封性能。搭建了旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封試驗(yàn)臺(tái)，開展了不同轉(zhuǎn)速和不同溫度下的旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封性能試驗(yàn)和耐久性試驗(yàn)。結(jié)果表明，提出的基于密封圈磨損仿真的泄漏量預(yù)測(cè)和摩擦力矩預(yù)測(cè)模型具有較好的精度。該密封性能仿真方法可應(yīng)用在航空旋轉(zhuǎn)密封性能分析中，為液壓產(chǎn)品的密封設(shè)計(jì)和參數(shù)選擇提供指導(dǎo)。