一種航天器運動機構O形軸向動密封摩擦阻力研究

霍秀兵，王波，夏祥東，王鵬，蘇慕萍，李軒

(1.北京衛星制造廠有限公司，北京 100094；2.北京空間飛行器總體設計部，北京 100094；3.中國航發北京航空材料研究院，北京 100094)

把運動傳遞到密封隔絕容器中所需要的密封連接稱為動密封[1]。動密封技術廣泛應用于航空航天、化工行業、石油行業、泵送行業等。在宇航工程中，動密封環節是載人飛行器生命保障系統的重要組成部分，常用于艙門、泵閥類機構以及宇航服中。動密封環節是保證艙壓穩定的關鍵環節，因此，其可靠性和安全性直接影響航天器的可靠性和壽命，與航天員的生命安全息息相關[2]。隨著我國載人航天工程的推進，對動密封技術的長壽命和高可靠性提出了更為苛刻的要求。動密封分為往復密封和旋轉密封2種基本類型，本文作者以一種普遍應用于航天系統特定機構的軸向旋轉動密封結構為研究對象，其采用丁腈橡膠O形密封圈作為輔助密封連接介質，以滿足該結構旋轉過程氣密性要求。丁腈橡膠O形圈具有超彈性，通過補償和吸收因外界振動引起的密封端面的傾斜和軸的擺動，保證角振動和軸向振動保持在較低值，從而保證動密封性[3]。目前針對動密封的研究大多為失效分析、減磨分析及密封性能提升等方面，本文作者從航天器某活動密封機構工作中產生的實際問題入手，對密封圈與不同金屬副間的動摩擦因數進行仿真、試驗研究，并根據研究結果提出針對性改進措施，旨在提高動密封環節壽命及可靠性。

1 某航天O形軸向動密封結構及存在的問題

1.1 O形軸向動密封結構及材料

圖1所示為航天器某活動密封機構采用的O形軸向動密封結構，其孔套與主軸密封槽之間通過三道活動密封圈密封，運動形式為主軸在孔套中沿圓周方向滑動。活動密封圈采用徑向密封“O”形密封圈形式，理論壓縮率為16.7%。O形密封圈在徑向的初始壓縮量決定了O形密封圈的初始密封能力。該密封圈所用的材料為丁腈橡膠(NBR)，同時加入了減摩填料，具有較好的耐油性、耐磨性、耐熱性和黏接力，是制備密封器件較理想的原材料[4]，其性能如表1所示。主軸和孔套分別為不同材質的金屬材料，對其表面粗糙度提出一定要求。

表1 丁腈橡膠(NBR)性能

圖1 多道冗余O形軸向動密封結構示意

1.2 存在的問題

該O形軸向動密封結構在密封圈與主軸、孔套完成裝配后，常壓狀態下空載轉動發出不同程度的連續尖銳摩擦聲，并伴隨空載阻力偏大的現象。通過分析，確定摩擦聲為主軸密封圈和金屬摩擦產生的異響，檢測主軸空載轉動阻力矩為5.5 N·m，超出正常值4.5 N·m。

2 空載阻力影響分析

空載阻力的產生可用Coulomb模型表示：F=μN，其中N為密封圈作用于金屬副的軸向接觸應力，μ為密封圈與金屬副的動摩擦因數。橡膠摩擦是一種非常復雜的物理現象，與接觸表面的硬度、濕度、法向應力和相對滑動速度等特性有關。橡膠與剛體之間的摩擦由于接觸面發生了彈性變形，摩擦因數不再是一個固定值，而是受到垂直壓力、滑動速率以及溫度的顯著影響[5]。

文中針對影響空載阻力(即摩擦力)大小的直接因素(軸向接觸應力N及運動副之間的摩擦因數μ)，通過仿真分析、試驗驗證的方法進行研究。

2.1 軸向接觸應力的影響

為進一步研究密封圈壓縮率及密封圈尺寸參數的影響，文中通過相同軸套金屬副模擬件(基于工程實際軸孔高度差為定值)與不同主軸密封圈的交叉試驗，以密封圈的截面直徑和內徑為變量，獲得表2所示4組試驗數據。

表2 相同主軸模擬件與不同主軸密封圈的交叉試驗數據

圖2示出了密封圈參數與空載阻力的關系。可得出：在軸孔高度差為定值的情況下，密封圈截面直徑變化與空載阻力變化顯著相關(見圖2(a))；而密封圈內徑數據則呈離散分布，其變化與空載阻力變化弱相關(見圖2(b))；平均空載阻力隨密封圈壓縮率增大而增大(見圖2(c))，具體表現為：

圖2 密封圈參數與空載阻力關系

(1)力矩值與密封圈壓縮率大小并非呈現線性關系，當密封圈壓縮率超出約17%時，隨著壓縮率增大，力矩增幅相對于壓縮率17%以下變大；

(2)密封圈壓縮率超出17%時，空載力矩超過4.8 N·m，并伴隨異響現象。

2.2 摩擦因數影響

在空載阻力公式F=μN中，另一影響因素為密封圈與金屬副的動摩擦因數μ，μ越大，摩擦阻力F越大。橡膠與金屬副的動摩擦因數影響因素較多，包括接觸力大小、接觸面積、表面處理情況等，各影響因素與動摩擦因數之間的變化關系較復雜，對不同工況下的橡膠密封件，不能簡單地通過公式計算，需通過試驗獲得[10]。

2.2.1 軸向動密封試驗

為研究該結構摩擦因數的影響機制，設計軸套模擬試驗件驗證密封圈與金屬摩擦副動摩擦因數，對密封圈、主軸、外套分別做標記后，將3道密封圈垂直無旋轉裝入主軸，圖3所示為將軸旋轉135°后垂直拉出外套后情況。圖3(a)顯示密封圈標記與主軸標記錯位，說明旋轉過程中密封圈與主軸發生相對滑動。圖3(b)顯示密封圈標記與外套標記重合，說明旋轉過程中密封圈與外套相對靜止。綜合圖3中結果，主軸旋轉過程密封圈未發生移動。

圖3 軸向動密封試驗結果

由于試驗空載力矩顯示為5.5 N·m，摩擦阻力偏大，文中使用體視顯微鏡和掃描電鏡分別對3道密封圈(1#、2#、3#)進行表面形貌檢測和能譜分析，結果發現：1#密封圈正面、外側和內側均無明顯磨損痕跡(見圖4)；2#密封圈正面、外側無明顯磨損，內側有磨損掉塊(見圖5)；3#密封圈正面、外側無明顯磨損，內側有磨損掉塊(見圖6)。檢測結果表明，摩擦阻力過大導致密封圈內側即密封圈與主軸接觸部位發生磨損。

圖4 1#密封圈宏觀形貌

圖5 2#密封圈宏觀形貌

圖6 3#密封圈宏觀形貌

2.2.2 軸向動密封仿真分析

鑒于橡膠與金屬材料動摩擦因數的復雜性，通過軸向動密封仿真進一步分析。采用含高階項的Mooney-Rivlin本構模型幾乎可以模擬所有橡膠材料的力學行為，能較好地模擬工程實際，而被廣泛應用于科學研究中[11]。文中具體仿真情況如下：

裝配體及參考點：根據O形密封圈、主軸與孔的位置關系完成裝配，其中O形密封圈與主軸為過盈配合，主軸與孔為間隙配合，尺寸均選擇理論尺寸。在參考點的選擇上，因主軸為旋轉運動，所以將主軸參考點選在頂面圓心處；孔為完全固定約束，因此孔參考點可以任意設置。仿真模型裝配情況如圖7(a)所示。

圖7(a) 主軸密封有限元模型裝配

圖7(c) 分析步設置

圖7(d) 接觸屬性設置

圖7(e) 邊界條件設置

網格劃分：為劃分出形狀規則的網格，對主軸進行分割，建立2個不同的切割面。算法采用中性軸算法。網格劃分結果如圖7(b)所示。

分析步設置：對于橡膠類大變形，為實現收斂性，選擇隱式算法進行分析，并采取適當的分析步設置。因考慮到主軸旋轉速度，將第二分析步時間設置為11 s。在實際主軸旋轉過程中，主軸旋轉速度為0.628 rad/s，為提高計算效率，將旋轉速度增加一倍，改為1.256 rad/s，在低速旋轉情況下，速度適當增大對結果影響有限。分析步的設置如圖7(c)所示。

接觸設置：密封圈與主軸初始為過盈裝配，為模擬密封圈形變產生的彈力，在接觸設置時要逐漸釋放密封圈的過盈量。因密封圈與主軸或者孔的相對移動較大，因此在選擇滑移公式時應選擇有限滑移公式進行計算。設置情況如圖7(d)所示。

邊界條件設置：將孔進行完全約束，軸按照1.256 rad/s的旋轉速度進行正向旋轉和逆向旋轉各360°。設置情況如圖7(e)所示。

超彈性材料設置：丁腈密度為1.2 g/cm3，本構關系采用Mooney-Rivlin進行描述，在Abaqus中設置如表3所示。

表3 密封圈的超彈性材料設置

定義密封圈與主軸之間動摩擦因數為μ1，密封圈與門體孔壁動摩擦因數為μ2。通過摩擦因數定性定量對比建立如下3種工況進行仿真分析。

(1)摩擦因數相等：μ1=μ2

依據金屬與橡膠摩擦因數經驗數據，分別選擇μ為0.1、0.2、0.3、0.4、0.5和0.6進行仿真分析，得出不同摩擦因數下主軸扭矩情況如圖8所示，不同摩擦因數下密封圈與主軸貼合的2個節點在X軸(切向)方向上的位移變化情況如圖9所示。

圖8 不同摩擦因數下扭矩輸出值

圖9 不同摩擦因數主軸與密封圈上的2個節點在X方向上的位移

從圖8可得出，摩擦因數越大扭矩越大。在正轉與反轉過程中，扭矩值相等，且在啟動時操作力有較大波動；當μ=0.3時，扭矩值為5.400 N·m，與試驗測量值相近，說明在真實測量條件下，密封圈與軸之間的摩擦因數μ1，密封圈與孔之間的摩擦因數μ2，可能存在摩擦因數均為0.3的情況。

從圖9可得出，在6種摩擦因數且μ1=μ2條件下，密封圈始終保持X方向位移為0，主軸上的節點位移發生波動，且6種摩擦因數下波動情況相同。說明主軸旋轉過程中，密封圈與主軸發生旋轉滑動，在仿真中設定孔壁完全固定約束，說明密封圈與孔保持靜止。該仿真結果與試驗結果一致，說明實際工況中可能存在μ1=μ2=0.3的情況。

(2)內側摩擦因數小于外側：μ1<μ2

在μ1<μ2條件下，分別選擇如表4所示摩擦因數組合進行仿真分析，得出不同組合摩擦因數下主軸扭矩情況如圖10所示，不同組合摩擦因數下密封圈與主軸貼合的2個節點在X軸方向上的位移變化情況如圖11所示。

表4 摩擦因數組合(μ1<μ2)

圖10 不同摩擦因數組合下扭矩值(μ1<μ2)

圖11 不同摩擦因數組合下軸與密封圈X軸向位移情況

從圖10可得出，在μ1=0.2、μ2=0.3和μ1=0.2、μ2=0.6工況下，扭矩輸出約為3.6 N·m；而在μ1=0.3、μ2=0.5工況下，扭矩值為5.3 N·m，與試驗測量值相近，說明在真實測量條件下，可能存在摩擦因數μ1=0.3、μ2=0.5的情況。

從圖11可得出，3種摩擦因數組合下，密封圈節點位移均保持不變，說明密封圈與孔保持靜止，只有主軸旋轉，該仿真結果與試驗結果一致。

(3)內側摩擦因數大于外側μ1>μ2

在μ1>μ2條件下，分別選擇如表5所示摩擦因數組合進行仿真分析，得出不同摩擦因數組合下主軸扭矩情況如圖12所示，不同組合摩擦因數組合下密封圈與主軸貼合的2個節點在X軸方向上的位移變化情況如圖13所示。

表5 摩擦因數組合(μ1>μ2)

圖12 不同摩擦因數組合下扭矩值(μ1>μ2)

圖13 不同摩擦因數組合下軸與密封圈X軸向位移

從圖12可得出，μ1=0.6、μ2=0.2和μ1=0.3、μ2=0.2工況下，扭矩輸出值基本相等，約為4.5 N·m；μ1=0.5、μ2=0.3工況下，扭矩值為6.3 N·m。

從圖13可得出，3種摩擦因數組合下，密封圈節點與軸節點在X軸向位移趨勢一致，但密封圈節點與主軸節點在X軸上位移存在不相等的情況，說明密封圈與主軸共同旋轉過程中發生了不同步旋轉運動，該仿真結果與試驗結果不一致，說明該結構中摩擦因數μ1>μ2的情況不成立。

綜上，通過仿真分析計算結合動密封試驗、交叉試驗得出，μ1≤μ2即μ主軸≤μ外套時，可導致實際工況的發生。但由于主軸和外套原材料的差異性及動摩擦因數的復雜性，μ1=μ2為特殊條件下的理想狀態或臨界狀態，μ1<μ2偏向為實際工況常見狀態，即主軸與密封圈之間的摩擦因數μ1對摩擦阻力起主要作用。

3 降低摩擦阻力改進措施

活動機構動密封狀態下軸向運動時轉動力矩過大造成密封圈發生磨損的主要因素為密封圈壓縮率偏大造成接觸應力過大及主軸與密封圈之間的動摩擦因數偏大。依據空載阻力影響因素及影響機制分析結果，可從密封圈壓縮率及金屬副動摩擦因數兩方面進行優化改進，以降低摩擦阻力，減小密封圈磨損。

3.1 壓縮率控制

與密封圈內徑相比，截面直徑對壓縮率的影響較大[8]，且截面直徑與密封圈壓縮率成正比，由此可得出，在主軸與外套直徑一定的情況下，選取截面直徑較小密封圈可降低軸向壓力以降低摩擦阻力，提高密封圈使用壽命。同理，密封圈截面直徑一定的情況下，可選取軸孔直徑差較大的金屬副降低摩擦阻力。

3.2 摩擦因數控制

通常配副材料、表面粗糙度、潤滑條件、滑動速度等對橡膠材料摩擦學性能都有著重要的影響[12]。在橡膠原材料對摩擦性能改善方面，陸明等人[13]研究不同減磨配合體系對橡膠密封材料性能的影響，結果顯示隨著石墨用量的增加，摩擦因數減小，而PTFE用量增加摩擦因數并未產生顯著變化。畢蓮英[14]提出可以通過對橡膠表面進行改性處理來減小摩擦因數，方法有鹵化、涂覆聚合物涂層，或采用專門物理方法如加熱、紫外線照射、輝光放電處理等。

除密封圈表面狀態外，金屬材料表面粗糙度對摩擦因數也會產生較大影響。為降低表面粗糙度，金屬表面可涂覆一層牢固結合的抗摩擦涂層以增強其抗摩擦性能。在相同環境下，文中分別對金屬副表面涂覆4種潤滑膜層，摩擦因數檢測試驗發現，即使改變摩擦速度、改變金屬配副牌號、改變橡膠材料，摩擦因數均呈現一致表現，即濺射沉積MoS2復合薄膜摩擦因數最大，然后依次為PF3中溫固化PTFE樹脂黏結涂層、聚四氟乙烯膜層、PF4高溫固化PTFE樹脂黏結涂層。

針對摩擦因數最小的PF4膜層，文中進一步進行了工程試驗。結果表明，在軸端密封面涂覆PF4高溫固化PTFE樹脂黏結涂層改善了μ主軸，相同條件下轉動力矩減小20%且未發生異響現象。通過氦質譜檢漏試驗考慮了其密封性能，發現漏率與涂覆前相比未發生明顯變化，說明PF4膜層在保證機構密封性能的同時降低了摩擦阻力，可以為工程應用提供參考。

金屬表面涂覆抗摩擦膜層可以降低摩擦因數，優化機加工參數也能達到同樣的目的。MENEZES和 KAILAS[15]研究了在干摩擦以及潤滑條件下配副表面不同紋理方向對摩擦因數的影響，發現紋理方向對摩擦因數的影響大于粗糙度參數對摩擦因數的影響。因此，軸孔密封結構機加工參數的優化不能僅限于刀具材質、刀具結構、切削參數、機床精度等措施降低金屬基底粗糙度，也應注意在主軸密封槽加工時保證單向環狀刀紋避免產生接刀痕跡以降低配副間摩擦因數。

4 結論

通過研究軸孔動密封結構分析了航天器某機構活動部位密封圈與主軸裝配后空載阻力偏大伴隨異響現象的原因，分析影響空載阻力的因素和降低摩擦阻力的措施，主要結論如下：

(1)密封圈壓縮率與摩擦阻力呈非線性關系，摩擦阻力隨壓縮率的增大而增大，當壓縮率超過17%時，摩擦阻力變化幅度增大。因此，降低密封圈壓縮率可有效降低摩擦阻力。

(2)影響該結構摩擦阻力的關鍵因素在于軸與密封圈之間的摩擦因數，通過在軸表面涂覆潤滑膜層，可有效降低主軸摩擦因數，從而降低摩擦阻力。