殷圖源 魏大盛 索雙富

(1.北京航空航天大學(xué)能源動(dòng)力工程學(xué)院 北京 100191；2.清華大學(xué)機(jī)械工程系 北京 100084)

往復(fù)密封應(yīng)用于液壓柱塞泵、航空作動(dòng)器、活塞缸等多種場(chǎng)合，其密封可靠性對(duì)液壓設(shè)備至關(guān)重要[1]。單一密封零部件失效可能影響液壓設(shè)備整體運(yùn)行狀態(tài)，為避免單點(diǎn)失效引起的系統(tǒng)木桶效應(yīng)，需要了解其工作參數(shù)以及工程可靠性，而最直接評(píng)估方式是采取實(shí)驗(yàn)測(cè)試以揭示其工作性能[2]。

往復(fù)密封摩擦力測(cè)試裝置研究從20世紀(jì)50年代開始至今有較大的發(fā)展，如在結(jié)構(gòu)適用性、介質(zhì)壓力、往復(fù)速度、運(yùn)行模式、供壓方式、溫度環(huán)境等方面。其中，目前可測(cè)試的參數(shù)范圍為：介質(zhì)壓力0.1～150 MPa[3]；黏度0.7～100 mP·s[4]；柱塞往復(fù)速度0.1～10 m/s[5]；溫度10～50 ℃，并實(shí)現(xiàn)溫控反饋[6]。此外，密封結(jié)構(gòu)從單一O形圈發(fā)展到組合密封，供壓方式從靜壓發(fā)展到動(dòng)壓平衡。同時(shí)，測(cè)試摩擦力裝置精度也逐漸提高；測(cè)試方式由成對(duì)組合密封到單密封，而且采用液壓回路控制測(cè)試環(huán)境，以保持密封工作環(huán)境穩(wěn)定性。

通過往復(fù)密封摩擦力測(cè)試可以揭示不同狀況下往復(fù)密封工作性能與可靠性，以深化密封理論研究與壽命評(píng)估，從而實(shí)現(xiàn)更好的密封可靠性和工作性能[6-8]。

盡管關(guān)于往復(fù)密封摩擦力測(cè)試的相關(guān)文獻(xiàn)較多，但均未系統(tǒng)地闡述往復(fù)密封摩擦力測(cè)試裝置的發(fā)展，也未探討測(cè)試裝置摩擦力測(cè)試結(jié)果的精確性。本文作者論述往復(fù)密封摩擦力測(cè)試原理，綜述測(cè)試裝置的發(fā)展，分析測(cè)試裝置測(cè)試結(jié)果的精確度，對(duì)裝置后續(xù)改進(jìn)、密封性能優(yōu)化、提高測(cè)試精準(zhǔn)度、產(chǎn)生誤差分析及深化理論研究等起到了指導(dǎo)作用。

1 往復(fù)密封摩擦力測(cè)試裝置發(fā)展

1.1 測(cè)試原理

往復(fù)密封摩擦力測(cè)試最先由德國(guó)KANETA提出，作者通過力傳感器測(cè)試一對(duì)組合密封的摩擦力[9-10]。隨后斯圖加特大學(xué)米勒提出在柱塞之間加入拉壓傳感器，來定性測(cè)定單一密封摩擦力[11-12]。2002年Goerres大學(xué)對(duì)摩擦力2種測(cè)試原理特點(diǎn)做出定性分析，盡管均描述了密封測(cè)試原理，但總體未能揭示實(shí)際具體密封裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)測(cè)試過程細(xì)節(jié)、測(cè)試精準(zhǔn)度等，因此對(duì)后續(xù)裝置改進(jìn)缺乏參考指導(dǎo)作用。

1.2 密封測(cè)試系統(tǒng)

在闡述密封測(cè)試系統(tǒng)相關(guān)文獻(xiàn)中，2012年索雙富等設(shè)計(jì)了密封測(cè)試系統(tǒng)[13-14]，如圖1所示。

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

該密封結(jié)構(gòu)為O形圈，內(nèi)徑50 mm，介質(zhì)壓力7 MPa，往復(fù)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(wěn)定加壓方式。由于介質(zhì)處于低壓，往復(fù)運(yùn)動(dòng)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(yù)緊量且兩端未安裝支撐環(huán)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(cè)試一組O形圈結(jié)果較為精確。

但是該裝置在測(cè)試過程中，當(dāng)活塞運(yùn)動(dòng)到上下止點(diǎn)換向時(shí)，摩擦力未能及時(shí)變化，存在明顯的力與位移響應(yīng)滯后性，原因?yàn)閷?shí)際密封接觸有黏性滯后延時(shí)效應(yīng)。

為了探求高速瞬態(tài)運(yùn)動(dòng)情況下單密封摩擦力，HEIPL和MURRENHOFF[15]搭建了高速液壓往復(fù)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，該裝置驅(qū)動(dòng)形式為曲柄連桿運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)，如圖2所示。

圖2 一端間隙型密封摩擦力測(cè)試系統(tǒng)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(tǒng)工作環(huán)境穩(wěn)定，測(cè)試方式為一端為泄漏間隙密封，另一端為斯特封結(jié)構(gòu)。由于間隙密封在低壓保持微泄漏，故測(cè)試實(shí)際組合密封摩擦力可等效為斯特封摩擦力。該裝置可測(cè)試高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)條件下密封工作狀況，研究不同加速度、介質(zhì)壓力和溫度等對(duì)斯特封摩擦力影響，其最高往復(fù)速度可達(dá)10 m/s，最高壓力10 MPa，通過溫度控制回路可設(shè)置測(cè)試范圍為20～100 ℃。

但在實(shí)際測(cè)試過程中，間隙密封摩擦力與行程有很大相關(guān)性，并且當(dāng)間隙密封間隙較小時(shí)其摩擦力不能忽略，而副密封、支撐環(huán)摩擦力是否該考慮文獻(xiàn)中均未提及，因此該裝置測(cè)得的摩擦力數(shù)值較實(shí)際情況偏大。在液壓回路方面，文獻(xiàn)中對(duì)泄漏導(dǎo)致的壓降與供壓平衡未進(jìn)行分析，測(cè)試精度有待商榷。

此外，黃樂[16]對(duì)一組Y形密封往復(fù)摩擦力進(jìn)行了測(cè)試，通過兩端密封摩擦力相等的假設(shè)，得出單一密封摩擦力。PENG等[17]測(cè)量了組合密封往復(fù)摩擦力，并將該摩擦力數(shù)值作為有限元計(jì)算邊界，進(jìn)行實(shí)驗(yàn)與理論相結(jié)合的分析研究。盡管上述文獻(xiàn)涉及到密封測(cè)試系統(tǒng)，但未對(duì)測(cè)試裝置全面展開描述，尤其關(guān)于液壓部分等的影響，因此測(cè)試精度有待商榷。

1.3 密封摩擦力測(cè)試裝置

密封摩擦力測(cè)試裝置與液壓回路關(guān)系密切，前文單僅探討密封測(cè)試系統(tǒng)，為使密封摩擦力測(cè)試精度更高，有必要考慮液壓回路設(shè)計(jì)。2016年索雙富研究團(tuán)隊(duì)[18]對(duì)米勒提出的兩體柱塞結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，搭建了一種往復(fù)斯特密封實(shí)驗(yàn)臺(tái)。該裝置柱塞固定，密封腔體兩端往復(fù)運(yùn)動(dòng)避免之前產(chǎn)生慣性力問題，介質(zhì)壓力30 MPa，往復(fù)速度0.5 m/s，實(shí)現(xiàn)恒速與變速運(yùn)動(dòng)，裝置結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖3 斯特封摩擦力實(shí)驗(yàn)裝置Fig 3 Stirling friction force test device

該裝置對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行較全面設(shè)計(jì)，如圖4所示，液壓端安裝緩沖缸、換向閥等實(shí)現(xiàn)恒壓變壓方式，并且柱塞固定腔體往復(fù)運(yùn)動(dòng)以避免慣性力。通過該裝置的摩擦力測(cè)試結(jié)果，根據(jù)力系平衡計(jì)算可求出單密封摩擦力。該裝置的密封摩擦力實(shí)驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值計(jì)算結(jié)果基本吻合。

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

該測(cè)試裝置較完整地考慮了液壓測(cè)試回路的影響，與僅考慮密封系統(tǒng)相比，實(shí)現(xiàn)了液壓系統(tǒng)對(duì)密封環(huán)境控制，即實(shí)現(xiàn)溫度、壓力補(bǔ)償與裝置安全性提升等。該文獻(xiàn)研究結(jié)果也表明，密封測(cè)試裝置精度不僅與系統(tǒng)有關(guān)，更與液壓回路相關(guān)。

2019年，彭旭東研究團(tuán)隊(duì)[19]設(shè)計(jì)了一種密封性能測(cè)試實(shí)驗(yàn)缸結(jié)構(gòu)和液壓往復(fù)密封實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，如圖5、圖6所示，可實(shí)現(xiàn)O形圈在0～5 MPa介質(zhì)工作壓力下以0～0.5 m/s速度往復(fù)運(yùn)動(dòng)的密封摩擦力測(cè)試。該裝置最大設(shè)計(jì)行程不低于50 mm。

圖5 密封性能測(cè)試實(shí)驗(yàn)缸結(jié)構(gòu)Fig 5 The cylinder structure of sealing performance test

圖6 液壓往復(fù)密封實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)Fig 6 The experimental system of hydraulic reciprocating seal

相比以前實(shí)驗(yàn)裝置，該雙缸體裝置最大特點(diǎn)是可同時(shí)測(cè)出內(nèi)外行程摩擦力，可以有效驗(yàn)證計(jì)算內(nèi)外行程結(jié)果。在測(cè)試精度方面，由于采用兩體柱塞結(jié)構(gòu)，中間有較多導(dǎo)向環(huán)，而文獻(xiàn)沒有考慮它們之間摩擦力的影響，因此測(cè)試結(jié)果與真實(shí)摩擦力可能有一定誤差。

1.4 密封摩擦力測(cè)試裝置改進(jìn)

為探求超高壓低黏度密封摩擦力以研究潤(rùn)滑機(jī)制，本文作者在低壓測(cè)試基礎(chǔ)上，搭建適于高壓的測(cè)試裝置，其原理如圖7所示。

圖7 高壓摩擦力測(cè)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(huán)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(jù)泄漏量用電磁閥不斷補(bǔ)液以維持壓力平衡。該裝置適用工況：介質(zhì)壓力100～200 MPa，黏度0.8 mPa·s，往復(fù)上限速度1.6 m/s。與低壓測(cè)試相比，高壓下介質(zhì)壓縮性不能忽略，因此需要考慮腔體與管路容積；同時(shí)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(zhì)容易氣化，因此排氣安全閥彈簧敏度設(shè)計(jì)是關(guān)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(shù)滿足以下關(guān)系：

圖8 改進(jìn)后安全閥結(jié)構(gòu)Fig 8 The modified structure of a safety valve

X1K1+X2K2=A1p

約束關(guān)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(jié)構(gòu)一端為間隙密封，一端為橡塑密封，需要實(shí)現(xiàn)高壓?jiǎn)蚊芊饽Σ亮怦?，如圖9a、9b所示。

圖9a 一端為間隙密封、一端為橡塑密封的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)Fig 9b The structure with a sleeve seal and a bearing

試驗(yàn)時(shí)，首先測(cè)試出空載運(yùn)行摩擦力f0和往復(fù)慣性力fg?？蛰d摩擦力f0包括支撐導(dǎo)向環(huán)、副密封等的摩擦力。慣性力fg表達(dá)式：

fg=-Msrω2(cosα+λcos2α)

式中：ω為曲柄角轉(zhuǎn)速度；λ為偏心半徑與連桿長(zhǎng)度比。

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

圖9c 內(nèi)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(jì)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(duì)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(shè)將兩端摩擦力數(shù)值相等。

最終橡塑密封摩擦力公式

而測(cè)試裝置具體實(shí)物如圖10所示。

圖10 密封測(cè)試實(shí)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(yīng)盡可能小，即死體積是設(shè)計(jì)的關(guān)鍵，也是影響測(cè)試精準(zhǔn)性關(guān)鍵指標(biāo)，應(yīng)滿足如下公式：

V腔≤0.1V柱塞；V柱塞=πds

其中，d為柱塞內(nèi)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(yīng)盡可能減少。

圖11 密封測(cè)試裝置系統(tǒng)Fig 11 Sealing test system

目前已公開密封摩擦力測(cè)試文獻(xiàn)見表1，由于篇幅所限不逐一論述。

表1 密封摩擦力相關(guān)測(cè)試文獻(xiàn)Table 1 Literature related to seal friction force test

2 密封摩擦力測(cè)試裝置測(cè)試精度探討

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

2.1 測(cè)試方案分析

目前摩擦力測(cè)試方法分為間隙與橡塑密封組合、柱塞兩體結(jié)構(gòu)和柱塞泵式結(jié)構(gòu)3種方式，其具體特點(diǎn)見表2。

表2 測(cè)試裝置方案特點(diǎn)Table 2 Characteristics of test equipment

2.2 測(cè)試裝置精度分析

影響摩擦力測(cè)試精度的因素主要有密封工作環(huán)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(cè)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(dòng)件4、5、6中出現(xiàn)徑向不對(duì)中則需要調(diào)節(jié)柱塞5來調(diào)整徑向間隙。柱塞軸系傳遞需要徑向浮動(dòng)間隙0.1 mm，以自動(dòng)徑向跳動(dòng)調(diào)節(jié)配合間隙。

圖12 傳動(dòng)軸系示意Fig 12 System schematic of a transmission shaft

2.3 密封摩擦力測(cè)試裝置改進(jìn)

對(duì)于后續(xù)測(cè)試裝置改進(jìn)，以一端間隙密封、一端橡塑密封測(cè)試為例，本文作者認(rèn)為測(cè)試裝置應(yīng)具有更好密封工作環(huán)境可控性，并降低測(cè)試誤差，如圖13a所示，液壓回路如圖13b所示。具體應(yīng)避免壓力下降與溫度上升帶來的環(huán)境干擾，應(yīng)通過安全閥釋放與信號(hào)控制控制電動(dòng)供液泵，以控制工作環(huán)境。

圖13a 改進(jìn)的摩擦力測(cè)試系統(tǒng)Fig 13a Improvement system of friction force test

圖13b 改進(jìn)的摩擦力測(cè)試的液壓系統(tǒng)Fig 13b Improvement on hydraulic system of friction force test

在傳動(dòng)結(jié)構(gòu)上，通過釋放柱塞與柱塞座徑向精度，并且柱塞座應(yīng)為弧形，以自動(dòng)調(diào)節(jié)徑向精度，同時(shí)對(duì)于密封系統(tǒng)應(yīng)考慮冷卻流道，保持穩(wěn)定冷卻與支撐導(dǎo)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(yīng)用有限元計(jì)算求出，得出最佳參數(shù)。如圖13d所示，應(yīng)計(jì)算出冷卻流道，同時(shí)以內(nèi)冷與外冷共同作用。

圖13d 密封系統(tǒng)結(jié)構(gòu)Fig 13d The seal system structure

在控制改進(jìn)方面，運(yùn)行時(shí)裝置摩擦力若異常突變，說明密封發(fā)生磨損或泄漏，應(yīng)根據(jù)泄漏量設(shè)定供液泵制動(dòng)以停止供液，根據(jù)摩擦力異常設(shè)定PLC伺服控制電機(jī)減速與停止，并做好正常運(yùn)行記錄，維護(hù)密封可靠性，見圖13e、13f。

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

圖13f 改進(jìn)的摩擦力測(cè)試監(jiān)測(cè)回路Fig 13f Improvement on communication loop of friction force test

同時(shí)針對(duì)PLC控制，應(yīng)做好其控制與摩擦力關(guān)系，不應(yīng)盲目一致運(yùn)行以維護(hù)密封可靠性；當(dāng)摩擦力、溫度等超標(biāo)，PLC應(yīng)控制運(yùn)行方式，進(jìn)行減速與自動(dòng)復(fù)位，并且實(shí)際過程PLC測(cè)試應(yīng)具備如圖13g所示流程，根據(jù)輸出信號(hào)異常行應(yīng)調(diào)節(jié)速度，形成閉環(huán)測(cè)試回路，如圖13h所示。

圖13g PLC控制測(cè)試驅(qū)動(dòng)Fig 13g PLC control test drive

圖13h PLC測(cè)試流程Fig 13h PLC control program

2.4 減少測(cè)試裝置誤差傳遞分析

在以往文獻(xiàn)中，盡管對(duì)測(cè)試裝置有描述，但測(cè)試誤差傳遞分析較少，因此應(yīng)有必要對(duì)其分析。如圖14所示，建立誤差數(shù)學(xué)傳遞模型，考慮包絡(luò)設(shè)計(jì)，同時(shí)應(yīng)該建立間隙誤差傳遞關(guān)系函數(shù)，以明晰與減少誤差。限于篇幅，具體方式不再詳細(xì)闡述。

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

圖14b 誤差傳遞關(guān)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(cè)試環(huán)境控制

在工作環(huán)境中如壓力與溫度控制應(yīng)考慮對(duì)其影響，而相關(guān)文獻(xiàn)較少提及這方面。以常規(guī)測(cè)試法對(duì)于壓力控制應(yīng)該一致調(diào)節(jié)泄漏量、安全閥敏度及緩沖缸、增壓缸與空壓機(jī)供氣頻率，以保持供壓平衡，使測(cè)試壓力數(shù)值真實(shí)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(shù)有空壓機(jī)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(jī)轉(zhuǎn)速ω、緩沖缸壓力參數(shù)(壓力p、增壓比i)、電磁閥開啟延時(shí)(dt)等參數(shù)。

對(duì)于圖15b，斜率K受到空壓機(jī)功率影響，脈動(dòng)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(shù)保持穩(wěn)壓，減少壓力脈動(dòng)帶來的測(cè)試誤差，是提高測(cè)試摩擦力精準(zhǔn)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(cè)試摩擦力精準(zhǔn)性，但一般通過外冷卻、制冷機(jī)、安全閥開啟供液等降低溫度，如圖15c所示；同時(shí)升溫可以研究密封熱彈流理論等，恒溫可以做壽命實(shí)驗(yàn)，如圖15d所示，探究溫度對(duì)密封摩擦力、潤(rùn)滑流態(tài)等影響。

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

綜上，改進(jìn)密封摩擦力測(cè)試裝置以保持工作環(huán)境恒定，建立測(cè)試信號(hào)反饋功能，并同時(shí)對(duì)于控制壓力與溫度應(yīng)建立函數(shù)關(guān)系，并優(yōu)化參數(shù)得出解集域。

3 摩擦力測(cè)試裝置的作用

3.1 改進(jìn)與優(yōu)化密封結(jié)構(gòu)

根據(jù)摩擦力測(cè)試結(jié)果，可對(duì)密封結(jié)構(gòu)提出優(yōu)化改進(jìn)。目前，密封結(jié)構(gòu)已由O形圈結(jié)構(gòu)、Y形密封、斯特封、泛塞封發(fā)展到智能密封結(jié)構(gòu)，其目的是通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)以降低往復(fù)摩擦力。

圖16a揭示密封結(jié)構(gòu)演化過程，其基于降低摩擦力而對(duì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)。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(yīng)力，造成了應(yīng)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(diào)節(jié)，因此設(shè)計(jì)了彈簧補(bǔ)償位移的泛塞封(見圖Ⅳ)。但泛賽封更多耐低壓，且僅可調(diào)節(jié)壓力，對(duì)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(shè)定彈性反饋，當(dāng)加載時(shí)膜厚減少，生成摩擦熱使密封表面溫度升高時(shí)，材料彈性補(bǔ)償，膜厚減少到一定程度后不再下降，從而避免磨損；同時(shí)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(duì)工程研究有很大意義，說明摩擦力測(cè)試裝置促進(jìn)密封實(shí)際結(jié)構(gòu)改進(jìn)。

圖16a 密封結(jié)構(gòu)演化Fig 16a Seal structure improvement

圖16b 智能密封結(jié)構(gòu)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(cè)試可研究潤(rùn)滑流態(tài)特性，根據(jù)測(cè)試結(jié)果可驗(yàn)證目前GW模型在密封的適用性，同時(shí)根據(jù)長(zhǎng)時(shí)間測(cè)試摩擦力可建立壽命與磨損密封模型，為后續(xù)理論研究提供了硬件平臺(tái)與數(shù)據(jù)參考，也為理論指導(dǎo)實(shí)驗(yàn)提供了可行性。

4 結(jié)束語

綜述往復(fù)密封摩擦力測(cè)試裝置發(fā)展，并對(duì)其測(cè)試誤差進(jìn)行分析。具體如下：

(1)目前往復(fù)密封摩擦力測(cè)試通過間隙微泄漏、分體柱塞或柱塞泵3種結(jié)構(gòu)方式實(shí)現(xiàn)測(cè)試單密封摩擦力。

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

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

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

(5)對(duì)液路壓力與溫度控制提出參數(shù)關(guān)系，并提出利用優(yōu)化算法得出合理參數(shù)解集域。