吳紅梅

（杭州職業(yè)技術(shù)學院信息工程學院，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)學院信息工程學院，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行測試，實驗結(jié)果表明，當摩擦系數(shù)≤0.1時，密封圈應(yīng)力分布最佳，腔體泄漏量＜5kPa；當摩擦系數(shù)＞0.1時，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

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，主要有試驗和模型仿真兩種主要手段。試驗法主要包括疲勞壽命預測和裂紋擴展預測［2-3］兩種途徑，這兩種途徑需要通過大量的實驗獲得密封圈的S/N曲線、平均壽命和損傷程度等先驗信息才能進行失效預測，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)化實車模型來實現(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)，受到彈簧缸活塞導管的預壓力P0作用，產(chǎn)生彈性變形而實現(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，使連接件和活塞導管之間的密封間隙r得到填充，從而加強密封。

此時，密封壓力由初始的活塞導管施加的預壓力，變?yōu)闅怏w和導管間的接觸壓力而達到最大，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，在活塞導管以速度U運動過程中，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，才能保證腔體密封，即P0≥P，則式（3）進一步化簡為

其中，f=μFN，F(xiàn)N為密封圈與活塞導管之間的接觸力，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。當密封圈的摩擦系數(shù)增加到使其應(yīng)力集中而變形時，密封圈失效而導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特性；

I1、I2——第1、第2 Green應(yīng)變常量。

根據(jù)第四強度理論［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　仿真實驗與結(jié)果分析

仿真實驗的對象為某型載重車輛的彈簧缸；實驗是根據(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。為了便于實驗仿真，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，隨著密封圈工作時間的增加，出現(xiàn)了應(yīng)力集中；同時，摩擦系數(shù)的增大會增加活塞導管的往復阻力，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)下的密封圈進行5次重復仿真實驗，繪制出等效應(yīng)力的曲線圖，如圖3所示。

可以看出，當μ＜0.1時，等效應(yīng)力值逐漸降低；當μ＞0.1時，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，得到最小應(yīng)力值為1.01 MPa；而當μ=0.24時，最大等效應(yīng)力值為2.76 MPa，此時密封圈出現(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行了氣密性測試。

彈簧缸氣密性檢儀主要由工控PC機、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、氣動馬達和伺服電機，用于提供試驗動力；支承系統(tǒng)主要由彈簧缸夾具、制動桿和被測彈簧缸組成，用于模擬實車制動環(huán)境。試驗時，通過對被測彈簧缸的連續(xù)加載，模擬其頻繁的制動效果，利用壓力傳感器實時檢測彈簧缸的腔壓。

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，彈簧缸的泄漏量均＜5kPa，表明此時彈簧缸密封性能合格。當其摩擦系數(shù)μ＞0.1時，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)果準確有效。因此，對既要實現(xiàn)密封性，又要執(zhí)行往復運動的彈簧缸而言，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，對其進行不同摩擦系數(shù)下的失效分析。分析結(jié)果表明，當μ＜0.1時，密封圈的等效應(yīng)力值隨著摩擦系數(shù)的增大而減?。划敠蹋?.1時，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，獲得最小應(yīng)力值為1.01 MPa；而當μ=0.24時，密封圈的最大等效應(yīng)力為2.76MPa，此時密封圈出現(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，彈簧缸的泄漏量均＜5 kPa，表明彈簧缸密封性能合格；當摩擦系數(shù)μ＞0.1時，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測提供可靠的技術(shù)指導。

3）彈簧缸密封效果的產(chǎn)生，得益于密封圈與活塞導管、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，研究方向為機電工程、應(yīng)用電子技術(shù)。