飛機(jī)起落架減震支柱用T形密封圈性能分析*

田 靜 朱倩慧 魏 戩 姚志宏 薛宇曦

(中國(guó)民航大學(xué)航空工程學(xué)院 天津 300300)

飛機(jī)起落架減震支柱用于吸收飛機(jī)著陸時(shí)的撞擊能量，并減弱在滑行和滑跑時(shí)的顛簸跳動(dòng)，對(duì)飛機(jī)安全著陸和提高乘客舒適性起到重要作用。減震支柱采用往復(fù)密封形式，其密封性能直接影響飛機(jī)起飛和降落的平穩(wěn)性和安全性。由于起落架支柱密封處于高壓(0～34.5 MPa)、寬溫(-55～135 ℃)、偏載、壓力沖擊、強(qiáng)腐蝕性介質(zhì)等苛刻工作環(huán)境，較普通工業(yè)密封提出了更高的質(zhì)量要求。大量研究數(shù)據(jù)表明，飛機(jī)減震支柱中由于動(dòng)密封泄漏或失效導(dǎo)致的故障率高達(dá)90%[1-2]，其密封失效會(huì)導(dǎo)致減震支柱漏油和飛機(jī)強(qiáng)烈顛簸跳動(dòng)，有造成飛機(jī)觸地的風(fēng)險(xiǎn)，嚴(yán)重時(shí)會(huì)引發(fā)人身安全事故[3-4]。飛機(jī)起落架減震支柱用密封件采用T形圈組合密封(如圖1所示)，T形密封圈具有良好的泄漏控制、抗擠壓性和高耐磨性[5]。因此，研究起落架減震支柱T形圈組合密封的工作機(jī)制，對(duì)起落架系統(tǒng)的可靠運(yùn)行具有重要意義。

圖1 起落架減震支柱用T形圈

近幾年，國(guó)內(nèi)外學(xué)者[6-13]對(duì)各類液壓密封從摩擦、泄漏、磨損、擠壓、失效機(jī)制等方面展開研究。ZHANG等[10]研究了O形圈在不同工作壓力和不同往復(fù)速度下的應(yīng)力分布和失效機(jī)制。蔡智媛[11]利用有限元分析研究了高壓下O形密封圈的靜、動(dòng)密封性能，并預(yù)測(cè)往復(fù)速度和介質(zhì)壓力對(duì)密封圈疲勞壽命的影響。歐陽(yáng)小平等[12]研究了壓力、溫度及速度等變量對(duì)VL封密封性能的影響。WEI等[13]研究了格萊圈在21 MPa工況下的密封特性，獲得在不同壓力和溫度下格萊圈密封靜態(tài)接觸壓力、膜厚和摩擦力的變化情況。綜上所述，對(duì)飛機(jī)液壓系統(tǒng)密封的研究主要集中在普通O形圈上，還有少量關(guān)于VL封、格萊圈等的研究，針對(duì)飛機(jī)起落架減震支柱用T形圈密封性能的研究目前尚未發(fā)現(xiàn)有公開文獻(xiàn)報(bào)道。T形圈采用較軟的橡膠材料，其密封可靠性優(yōu)于VL封、格萊圈等塑料環(huán)起密封效果的密封圈，結(jié)合兩側(cè)擋圈，使其在高壓下的抗扭轉(zhuǎn)、抗擠出性能優(yōu)于O形圈，具有極高的研究?jī)r(jià)值，但橡膠材料在高壓條件下的大變形問(wèn)題，則為仿真分析帶來(lái)了一定的難度。

本文作者以某型飛機(jī)起落架減震支柱用T形圈為研究對(duì)象，對(duì)密封結(jié)構(gòu)的裝配、加載以及往復(fù)運(yùn)動(dòng)進(jìn)行仿真，分析不同摩擦因數(shù)、工作壓力對(duì)T形圈接觸應(yīng)力、von Mises應(yīng)力的影響，獲得不同工況下密封圈的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D和接觸壓力分布圖，并建立往復(fù)密封T形圈的混合潤(rùn)滑模型，分析不同往復(fù)速度下T形圈的密封性能，為起落架減震支柱密封結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供一定的科學(xué)依據(jù)和理論支撐。

1 混合潤(rùn)滑模型的建立與計(jì)算

文中所述起落架減震支柱往復(fù)密封如圖2所示，密封結(jié)構(gòu)由T形圈和2個(gè)支撐環(huán)組成，往復(fù)密封系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)過(guò)程分為兩部分：緩沖支柱向上運(yùn)動(dòng)把油液帶出缸體的過(guò)程為外行程；緩沖支柱向下運(yùn)動(dòng)使桿上的油液部分反向泵回缸內(nèi)的過(guò)程為內(nèi)行程，內(nèi)外行程的流量之差即密封系統(tǒng)的泄漏量[14]。

圖2 起落架減震支柱往復(fù)密封系統(tǒng)示意

在實(shí)際加工過(guò)程中由于加工方法及工藝的限制，部件表面無(wú)法做到絕對(duì)光滑，故往復(fù)密封界面間同時(shí)存在流體潤(rùn)滑和粗糙峰接觸[15]。密封圈與緩沖支柱接觸時(shí)，緩沖支柱可以視為剛體，認(rèn)為其表面是絕對(duì)光滑的，只考慮密封圈表面的粗糙峰。圖3所示為減震支柱往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中密封接觸區(qū)示意圖，密封系統(tǒng)包含固體場(chǎng)、流場(chǎng)和微觀力學(xué)等物理要素，需要通過(guò)多物理場(chǎng)力學(xué)分析來(lái)將這些物理因素?cái)?shù)學(xué)量化。

圖3 減震支柱往復(fù)密封接觸區(qū)示意

數(shù)值仿真模型基于以下簡(jiǎn)化和假設(shè)：①T形圈往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中速度保持恒定，分析其穩(wěn)態(tài)下的密封特性；②T形圈結(jié)構(gòu)及受力均對(duì)稱；③密封接觸區(qū)粗糙峰波峰呈高斯分布；④密封接觸區(qū)兩側(cè)充滿流體，故可計(jì)算出內(nèi)外行程泄漏量。

1.1 固體力學(xué)分析

根據(jù)有限元原理，文中利用ABAQUS有限元軟件建立T形密封圈仿真模型并進(jìn)行分析。

起落架減震支柱密封系統(tǒng)中各部件均為軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，為了簡(jiǎn)化建模，建立T形圈、支撐環(huán)、緩沖支柱、密封槽的二維軸對(duì)稱模型。T形圈材料為丁腈橡膠，支撐環(huán)為PTFE材料。建立密封系統(tǒng)的接觸對(duì)：緩沖支柱與T形圈內(nèi)側(cè)的接觸、T形圈外側(cè)與密封槽之間的接觸、支撐環(huán)與T形圈的接觸、緩沖支柱與支撐環(huán)之間的接觸和密封槽與支撐環(huán)之間的接觸。文中的主要研究對(duì)象為T形圈，對(duì)其采用CAX4RH單元類型進(jìn)行網(wǎng)格劃分；支撐環(huán)部件網(wǎng)格使用CAX4R單元類型。在T形圈與緩沖支柱的關(guān)鍵接觸區(qū)以及應(yīng)力應(yīng)變較大位置對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化，以使得計(jì)算結(jié)果更加精準(zhǔn)。網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖4所示。

圖4 T形圈有限元模型

1.2 流體力學(xué)分析

基于PATIR和CHENG[16]推導(dǎo)的平均雷諾方程并引入流量因子，修正后可得：

將雷諾方程進(jìn)行量綱一化并在式中引入空化因子F和通用變量φ來(lái)考慮空化效應(yīng)，上述雷諾方程可寫為

在流體區(qū)域：φ≥0，F(xiàn)=1，Pf*=Fφ；

在空化區(qū)域：φ<0，F(xiàn)=0，Pf*=0。

對(duì)于式(2)，采用EHL(彈性流體動(dòng)壓理論)順解法求解雷諾方程，通過(guò)壓力p求解油膜厚度h。與密封圈接觸的緩沖支柱的直徑D=96 mm，初始空化因子F=1。

1.3 接觸力學(xué)分析

利用Greenwood-Williamson(G-W)統(tǒng)計(jì)性接觸模型來(lái)計(jì)算減震支柱與密封圈表面的粗糙峰接觸壓力，假設(shè)所有的接觸微凸體是純彈性的，且彼此相互獨(dú)立，則密封接觸區(qū)的粗糙峰接觸壓力計(jì)算公式為

式中：R為微凸體的曲率半徑；z是粗糙峰峰頂?shù)酱植诜宓钠骄叨戎g的距離；d為粗糙峰的平均高度與光滑剛性平面間的距離；η代表接觸面上的粗糙峰密度；φ(z)表示粗糙峰高度分布的概率密度函數(shù)。

1.4 流固耦合分析

流固耦合是將固體、流體、微觀力學(xué)等物理場(chǎng)進(jìn)行耦合分析，首先通過(guò)固體力學(xué)分析提取接觸區(qū)域的靜態(tài)接觸壓力，然后通過(guò)反復(fù)迭代修正油膜厚度，將油膜壓力與粗糙峰接觸壓力之和與靜態(tài)接觸壓力比較，達(dá)到三力平衡的狀態(tài)，最終計(jì)算出平衡膜厚。文中采用剛度矩陣法修正膜厚，與大多數(shù)研究所采用的影響系數(shù)法相比更加準(zhǔn)確[17]。剛度矩陣法的膜厚修正公式為

Δh=(pf+pcon-psc)/(Kf+Kcon-Ksc)

(4)

1.5 往復(fù)密封數(shù)值計(jì)算流程

往復(fù)密封混合潤(rùn)滑模型的計(jì)算流程如圖5所示。首先通過(guò)固體力學(xué)分析獲得T形圈工作時(shí)密封接觸區(qū)的靜態(tài)接觸壓力大小，然后假定初始膜厚求解密封接觸區(qū)的油膜壓力pf和粗糙峰接觸壓力pcon。

圖5 往復(fù)密封混合潤(rùn)滑模型的計(jì)算流程

之后，將油膜壓力與粗糙峰接觸壓力之和與靜態(tài)接觸壓力比較，通過(guò)變形力學(xué)分析來(lái)修正油膜厚度，達(dá)到三力平衡狀態(tài)，得到平衡膜厚h和油膜壓力分布pf。最后，通過(guò)計(jì)算求得內(nèi)、外行程泄漏量Qin、Qout和摩擦力Ff。

密封系統(tǒng)的泄漏量即內(nèi)外行程的流量之差：

Q=Qout-Qin

(5)

密封系統(tǒng)的摩擦力即粗糙峰接觸摩擦力和油膜黏性摩擦力之和：

Ff=Fc+Fh

(6)

式中：Fc為粗糙峰接觸摩擦力；Fh為油膜黏性摩擦力。

2 仿真結(jié)果及分析

密封圈的最大應(yīng)力應(yīng)變是導(dǎo)致密封失效的關(guān)鍵因素，其松弛失效將直接降低密封性能。因此通過(guò)仿真分析獲得最大應(yīng)力及應(yīng)變出現(xiàn)的區(qū)域，以及不同工作壓力和摩擦因數(shù)等工況下的變化情況，可以預(yù)測(cè)容易發(fā)生失效的部位；以摩擦力和泄漏量作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，分析往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度對(duì)T形圈密封性能的影響，可為密封圈結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

取摩擦因數(shù)f=0.2，工作壓力p=10 MPa，往復(fù)速度v=0.5 m/s，采用控制變量法，分別改變其中一個(gè)變量研究不同工況條件對(duì)密封圈性能的影響。并基于上述求解流程對(duì)T形圈進(jìn)行計(jì)算，各項(xiàng)參數(shù)設(shè)置如下：環(huán)境溫度T=25 ℃；密封面微凸體的曲率半徑R=4 μm；粗糙峰標(biāo)準(zhǔn)差σ=1 μm；流體黏壓系數(shù)α=2×10-8Pa。

2.1 不同壓力工況下應(yīng)力應(yīng)變和接觸壓力分布

分別選取5、10、15、20、25 MPa的工作壓力，通過(guò)仿真分析得到圖6和圖7所示的不同工作壓力下T形圈的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D。圖6結(jié)果表明，最大von Mises應(yīng)力集中在上部支撐環(huán)右側(cè)與T形圈的接觸區(qū)域，且隨著工作壓力的增大，應(yīng)力范圍逐漸擴(kuò)散。由仿真結(jié)果可知，工作壓力每增加5 MPa，最大von Mises應(yīng)力增加1.2倍左右，當(dāng)工作壓力達(dá)到25 MPa時(shí)，最大von Mises應(yīng)力為10.81 MPa。由圖7可知，出現(xiàn)較大應(yīng)變的位置位于T形圈高壓側(cè)，隨著壓力增大，最大應(yīng)變區(qū)域由T形圈與支撐環(huán)接觸處轉(zhuǎn)移到T形圈與槽接觸部位，當(dāng)工作壓力為25 MPa時(shí)，最大應(yīng)變量達(dá)到0.394。

圖6 不同工作壓力下T形圈應(yīng)力云圖(MPa)

圖7 不同工作壓力下T形圈應(yīng)變?cè)茍D

圖8所示為不同壓力下T形圈接觸壓力分布?？芍?，密封接觸區(qū)的靜態(tài)接觸壓力隨著工作壓力的增加而增加，且最大接觸壓力分布在靠近油側(cè)的區(qū)域，在空氣側(cè)壓力會(huì)發(fā)生突變。

圖8 不同壓力下T形圈接觸壓力分布

2.2 不同摩擦因數(shù)工況下應(yīng)力應(yīng)變和接觸壓力分布

在實(shí)際加工過(guò)程中，密封圈的表面粗糙度會(huì)存在一定差異，因此不同的摩擦因數(shù)也可能對(duì)密封特性產(chǎn)生影響。在10 MPa工作壓力下，選取摩擦因數(shù)f=0.1～0.3，分析不同摩擦因數(shù)對(duì)T形圈密封性能的影響。

圖9和圖10所示分別為不同摩擦因數(shù)下的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D?？芍畲髒on Mises應(yīng)力隨著摩擦因數(shù)的增加而增加，增加趨勢(shì)較緩慢；最大應(yīng)變量受摩擦因數(shù)影響較小，主要出現(xiàn)在下部支撐環(huán)與T形圈接觸的圓角位置，當(dāng)摩擦因數(shù)f=0.3時(shí)，最大應(yīng)變?yōu)?.295。

圖9 不同摩擦因數(shù)下T形圈應(yīng)力云圖(MPa)

圖10 不同摩擦因數(shù)下T形圈應(yīng)變?cè)茍D

圖11所示為不同摩擦因數(shù)下T形圈接觸壓力分布?？梢钥闯?，隨著摩擦因數(shù)的增加，密封區(qū)域首尾兩側(cè)接觸壓力也變大，中間區(qū)域接觸壓力減小，并且減少量逐漸遞減。

圖11 不同摩擦因數(shù)下T形圈接觸壓力分布

2.3 不同往復(fù)速度對(duì)摩擦力與泄漏量的影響

減震支柱往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度的變化會(huì)對(duì)密封界面處油膜的形成產(chǎn)生影響，進(jìn)而影響密封系統(tǒng)的泄漏量和摩擦力。為了使T形圈能夠適應(yīng)多變的工作環(huán)境，開展了往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度對(duì)T形圈影響的研究。

圖12所示為不同運(yùn)動(dòng)速度下密封接觸區(qū)內(nèi)行程與外行程的流體壓力、粗糙峰接觸壓力和密封面的靜態(tài)接觸壓力分布。圖中流體壓力與粗糙峰接觸壓力之和等于靜態(tài)接觸壓力，表明流固耦合計(jì)算中密封系統(tǒng)的受力達(dá)到平衡。

圖12 不同速度下內(nèi)外行程壓力分布

圖13所示為不同往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度下密封接觸區(qū)內(nèi)行程與外行程的油膜厚度分布情況?？芍瑑?nèi)行程的油膜厚度隨速度的增加而變大，且變化的梯度逐漸減小，這主要是流體動(dòng)壓支承影響的結(jié)果；外行程的油膜厚度均大于內(nèi)行程的油膜厚度，表明外行程比內(nèi)行程的潤(rùn)滑效果好；油膜厚度在密封接觸區(qū)首尾區(qū)域發(fā)生突變，與壓力突變相吻合。

圖13 不同速度下內(nèi)外行程油膜厚度分布

圖14所示為不同往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度下密封接觸區(qū)流體流量的變化曲線。可以看出，隨著往復(fù)速度的增加，凈泄漏量也增加，但增加的趨勢(shì)減緩。主要原因是隨著往復(fù)速度的提高，流體動(dòng)壓效應(yīng)加劇，緩沖支柱上攜帶的油液增加，導(dǎo)致泄漏量變大。

圖14 密封區(qū)流體流量隨速度變化

圖15所示為密封接觸區(qū)摩擦力隨速度變化的曲線?？芍?，當(dāng)往復(fù)速度為0.5 m/s時(shí)，內(nèi)、外行程的摩擦力分別為393.83、324.55 N；當(dāng)往復(fù)速度達(dá)到2.0 m/s時(shí)，內(nèi)、外行程的摩擦力分別為346.93、326.87 N。內(nèi)行程的摩擦力隨速度的增加而明顯減小，外行程的摩擦力受速度變化的影響較小，主要是由于在內(nèi)行程時(shí)隨著速度的增加，跟隨支柱活動(dòng)的油液增多，膜厚增大。

圖15 密封區(qū)摩擦力隨速度變化

3 結(jié)論

(1)對(duì)于某型飛機(jī)起落架減震支柱用T形圈，工作壓力每增加5 MPa，最大von Mises應(yīng)力增加1.2倍左右，上部支撐環(huán)與T形圈右側(cè)的接觸區(qū)域?yàn)橐装l(fā)生密封失效部位。

(2)T形圈最大von Mises應(yīng)力隨著摩擦因數(shù)的增加而增加，但增加趨勢(shì)較緩慢；最大應(yīng)變量受摩擦因數(shù)影響較小，主要出現(xiàn)在下部支撐環(huán)與T形圈接觸的圓角位置。

(3)隨著緩沖支柱運(yùn)動(dòng)速度的提高，T形圈凈泄漏量增加，摩擦力減?。唤档屯鶑?fù)速度可以減少泄漏，但是對(duì)油膜的形成產(chǎn)生影響，會(huì)增大摩擦。

(4)T形圈隨著壓力、速度、摩擦因數(shù)增大，未出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)、擠出現(xiàn)象，密封性能優(yōu)異。