直線往復(fù)密封性能影響因素分析

張新標, 王志民

(北京天瑪智控科技股份有限公司, 北京 101300)

引言

液壓系統(tǒng)依靠流體介質(zhì)傳遞能量,良好的密封性能能夠防止流體介質(zhì)竄泄,提高液壓系統(tǒng)穩(wěn)定性及傳動精度[1]。O形橡膠密封圈由于具有可靠的通用密封性能,常應(yīng)用于各種動靜密封場合。在實際工程中,密封圈在預(yù)密封過程中易劃傷[2],在工作狀態(tài)下易間隙咬傷[3],導(dǎo)致密封失效。

針對密封問題,國內(nèi)外學者通過仿真和實驗的方法進行了大量研究和探索,NIKAS G K等[4]通過實驗研究了溫度、表面粗糙度、行程速度等因素對矩形圈密封性能的影響,給出密封結(jié)構(gòu)設(shè)計選型建議。KIM H K等[5]通過斷層掃描對O形圈擠出現(xiàn)象進行分析,得出峰值應(yīng)力及接觸長度變化規(guī)律。米雄偉[6]通過單軸拉伸實驗獲取橡膠材料特性,結(jié)合ANSYS軟件研究各項結(jié)構(gòu)參數(shù)對密封圈應(yīng)力分布規(guī)律的影響。易軍等[7]通過ANSYS APDL研究VL密封圈不同油側(cè)壓力下應(yīng)力、應(yīng)變情況。張曉東等[8]利用ABAQUS軟件分析了影響O形密封圈應(yīng)力松弛情況及應(yīng)力分布的因素。趙秀栩等[9]通過仿真分析Y形密封圈在不同磨損程度下摩擦應(yīng)力和失效概率變化規(guī)律,并通過試驗驗證了有限元計算結(jié)果的準確性。康家明等[10]分析了不同溝槽形狀對等效應(yīng)力、接觸壓力等參數(shù)的影響,結(jié)果表明燕尾溝槽密封性能優(yōu)于矩形槽。

密封問題在泄漏、磨損、擠壓、摩擦等方面都有涉及,主要研究結(jié)構(gòu)參數(shù)及工況參數(shù)對靜、動密封性能的影響。由于密封圈安裝在內(nèi)部,難以直接觀察到其工作狀態(tài),所以現(xiàn)有研究以仿真為主。大部分學者在模擬密封圈受流體載荷作用時,先預(yù)估密封接觸分離點,指定固定長度邊界加載,這種方式計算出的接觸狀態(tài)較實際工況存在偏差,本研究通過APDL命令施加流體壓力滲透載荷,模擬結(jié)果更為精準。現(xiàn)有文獻中多以接觸壓力和Von Mises應(yīng)力為密封判定條件,而在實際工程中發(fā)生較多的是“切圈”現(xiàn)象,這是因為密封圈所受最大剪應(yīng)力超出抗剪強度極限,因此用剪應(yīng)力作為判定條件更合適。橡膠材料表現(xiàn)為超彈性特點,高壓流體作用下常出現(xiàn)間隙擠出現(xiàn)象,而小于0.05 mm的配合間隙仿真計算容易發(fā)散,需反復(fù)調(diào)整網(wǎng)格及接觸參數(shù)才能獲得較好的收斂結(jié)果,現(xiàn)有研究中較少涉及。本研究基于ANSYS非線性有限元分析法模擬高壓、小間隙擠出現(xiàn)象,對密封圈結(jié)構(gòu)參數(shù)、性能參數(shù)、磨損及熱變形等影響因素進行系統(tǒng)性分析,為密封圈結(jié)構(gòu)優(yōu)化和失效分析提供參考。

1 密封結(jié)構(gòu)的有限元分析

1.1 幾何簡化模型

手動泵結(jié)構(gòu)簡單、占用空間小,常用于短距離液壓系統(tǒng)供液,通過活塞直線往復(fù)運動吸油、輸油,其密封性能是維持高效工作的關(guān)鍵。本研究以某型號手動泵為例,對直線往復(fù)密封性能進行研究。

圖1 手動泵密封結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 密封面微觀示意圖

1.2 有限元模型

壓縮率w是決定密封性能的重要參數(shù),其表達式為:

(1)

式中,R—— 密封圈線徑

h—— 溝槽深度

G—— 單側(cè)配合間隙

密封圈材料為丁腈橡膠(NBR),其力學性能表現(xiàn)為高度非線性,選擇二參數(shù)Mooney-Rivlin模型可以較好地模擬其性能,其表達式為:

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

(2)

式中,W—— 應(yīng)變能密度

I1,I2—— 第一、第二Green應(yīng)變不變量

C10,C01—— Rivlin系數(shù),對于特定的材料均為常數(shù),參照求解密封圈有限元問題的文獻,C10,C01分別取1.87 MPa,0.47 MPa[11]

密封圈彈性模量E、硬度H和Rivlin系數(shù)之間存在如下關(guān)系:

lgE=0.0198H-0.5432

(3)

E=6(C10+C01)

(4)

C10=4C01

(5)

高壓往復(fù)密封工況中,密封圈與泵孔之間摩擦導(dǎo)致材料磨損,使接觸面間摩擦系數(shù)增大,壓縮率減小,最終導(dǎo)致磨損失效。密封圈表面形態(tài)特征磨損變化通常使用Archard模型進行表述[12],其表達式為:

(6)

式中,V—— 磨損體積

K—— 磨損系數(shù)

p—— 接觸壓力

m—— 接觸壓力指數(shù)

vs—— 滑移速度

n—— 速度指數(shù)

H—— 材料硬度

定義Kh=K/H為材料的磨損率,根據(jù)文獻[13]測得的實驗數(shù)據(jù),取Kh=5.5e-6 mm3/(N·m)。

往復(fù)運動過程中,密封圈熱源主要來自機械遲滯生熱、摩擦生熱和流體對流傳熱,其中對流傳熱為主要熱源。密封圈受熱體積膨脹,由溫度變化引起的應(yīng)變方程為:

(7)

式中,εx——x方向上的應(yīng)變

E—— 彈性模量

μ—— 泊松比

σx,σy,σz——x,y,z方向上的應(yīng)力

從微觀角度看,在密封圈表面隨機分布粗糙峰[14],相對運動時會將部分液壓油帶入到密封面之間,并建立一層微米級油膜,反向運動時將油膜帶離密封面造成泄漏。

假設(shè)粗糙峰服從正態(tài)分布,采用GW模型可表示出粗糙峰接觸壓力pcon[14]:

(8)

式中,η—— 微凸體面密度

E′ —— 等效彈性模量

R—— 微凸體曲率半徑

h—— 油膜平均高度

z—— 粗糙峰峰頂?shù)接湍て骄叨戎g的距離

σ—— 粗糙峰標準差

泄漏模型表達式如下[15]:

(9)

式中,q—— 泄漏量

D—— 泵孔內(nèi)徑

μ—— 流體動力黏度

l—— 接觸長度

Δp—— 壓差

文獻[15]提供了求解油膜平均厚度的方法,通過有限元仿真可以求解出宏觀接觸壓力psc,按照網(wǎng)格數(shù)量將接觸面分為若干個微單元,假設(shè)流體介質(zhì)側(cè)壓力到空氣側(cè)壓力線性分布,可得到油膜壓力分布pf,根據(jù)psc=pcon+pf可求出pcon,通過GW模型可求出油膜平均高度h,根據(jù)泄漏模型更新油膜壓力分布pf,根據(jù)三力平衡更新pcon,反復(fù)迭代直至收斂。求出所有微單元厚度計算平均值得到總體油膜平均厚度。

根據(jù)手動泵結(jié)構(gòu)尺寸,建立密封圈平面軸對稱模型,將模型導(dǎo)入ANSYS Workbench平臺。主要零件物性參數(shù)如表1所示,活塞及泵體彈性模量遠大于密封圈,因此在仿真過程中可視為剛體,忽略其變形。由于密封圈泊松比接近0.5,表現(xiàn)為近似不可壓縮性,仿真過程中易發(fā)生體積自鎖,因此需要使用混合U-P單元技術(shù)來解除體積自鎖。

表1 主要零件的材料物性參數(shù)

1.3 接觸設(shè)置與網(wǎng)格劃分

將涉及到與密封圈接觸的部分添加摩擦接觸,摩擦系數(shù)取0.2,密封圈大變形特征容易導(dǎo)致計算發(fā)散,因此在仿真過程中需要反復(fù)調(diào)試接觸剛度、穩(wěn)定阻尼系數(shù)等參數(shù)才能獲得較好的收斂結(jié)果。

所有零件均采用四邊形結(jié)構(gòu)網(wǎng)格,將密封圈及其接觸部分加密,在高壓作用下密封圈向間隙側(cè)擠出,因此需要對擠出部分進一步加密,否則該部分網(wǎng)格將嚴重畸變。為了避免網(wǎng)格數(shù)量對計算結(jié)果產(chǎn)生影響,分別取不同數(shù)量網(wǎng)格進行仿真,將密封圈的最大剪應(yīng)力τmax和接觸壓力p作為評價參數(shù),仿真結(jié)果對比如圖3所示,當網(wǎng)格數(shù)量大于4673時,最大剪應(yīng)力和接觸壓力的結(jié)果變化差值小于0.5%,因此該網(wǎng)格數(shù)量滿足無關(guān)性要求。劃分后的網(wǎng)格模型如圖4所示,仿真過程中密封圈易出現(xiàn)大變形,導(dǎo)致節(jié)點扭曲而結(jié)果發(fā)散,通過自適應(yīng)網(wǎng)格技術(shù)使網(wǎng)格畸變時重構(gòu)。

圖3 網(wǎng)格數(shù)量與最大剪應(yīng)力、接觸壓力之間的關(guān)系

圖4 密封結(jié)構(gòu)網(wǎng)格模型

1.4 加載邊界條件

將泵體添加固定約束,為了模擬安裝及工作過程,添加2個載荷步:第一個載荷步,使活塞位移25 mm完成安裝;第二個載荷步,通過SFE命令添加流體壓力滲透載荷,動態(tài)地尋找接觸分離點,當節(jié)點接觸壓力小于流體壓力時,程序判定為滲透,直至接觸壓力大于流體壓力,滲透停止。

在進行磨損分析時,在前2個載荷步的基礎(chǔ)上再添加3個載荷步:第3個載荷步,模擬輸油過程,密封圈在高壓作用下位移25 mm;第4個載荷步,將油壓降至-0.1 MPa;第5個載荷步,模擬吸油過程,密封圈在低壓作用下位移25 mm。

在進行熱變形分析時,先計算出密封圈受熱變形、泵體和活塞受熱及流體壓力作用下變形,然后重構(gòu)模型,重復(fù)上述步驟分析密封性能。

2 仿真結(jié)果分析

密封圈主要有兩種失效判定準則:最大接觸壓力判定準則,當接觸面上的接觸壓力小于流體壓力時,密封圈因不能阻止流體滲透而泄漏失效[16];最大剪應(yīng)力判定準則,當剪應(yīng)力過大時密封圈發(fā)生剪切破壞失效,密封圈的抗剪強度為4.6 MPa[17]。

2.1 預(yù)密封過程分析

圖5為預(yù)密封過程的剪應(yīng)力分布云圖(正負號表示方向,其大小由數(shù)值決定),以倒角斜面剛開始與密封圈接觸為位移零點,位移過程中隨著密封圈被壓縮剪應(yīng)力逐漸增大,最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在右側(cè)接觸面的次表面,因此預(yù)密封過程中密封圈從接觸面內(nèi)部出現(xiàn)斷裂失效的概率較大。位移過程中主要存在兩個方向相反的剪應(yīng)力集中區(qū),右側(cè)局部最高剪應(yīng)力始終大于左側(cè)。當密封圈最右側(cè)四分點與倒角鈍角點接觸時,剪應(yīng)力達到最大值2.14 MPa,此時左右兩側(cè)剪應(yīng)力集中區(qū)局部最高應(yīng)力差值最大(約1.08 MPa),密封圈受剪切作用最強。而后剪應(yīng)力逐漸減小并趨于穩(wěn)定,剪應(yīng)力分布梯度變化趨于平緩,此過程活塞共位移2.07 mm。

圖5 預(yù)密封過程中剪應(yīng)力云圖

圖6為不同壓縮率密封圈預(yù)密封過程中及結(jié)束后最大剪應(yīng)力曲線,隨著壓縮率增大,最大剪應(yīng)力逐漸增大,當壓縮率為23%時,最大剪應(yīng)力約3.99 MPa,安全系數(shù)僅有1.15,過高的壓縮率會導(dǎo)致預(yù)密封過程中被劃傷,影響后續(xù)加載密封性能。

圖6 不同壓縮率下預(yù)密封過程中最大剪應(yīng)力曲線

2.2 工作狀態(tài)分析

圖7為不同流體壓力作用下剪應(yīng)力分布云圖,最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在密封圈下半部分,右側(cè)剪應(yīng)力略高于左側(cè),隨著流體壓力增大,兩側(cè)剪應(yīng)力差值增大,密封圈填滿溝槽下半部分,應(yīng)力集中區(qū)由圓形向梭形過渡。當流體壓力達到20 MPa時,密封圈開始向間隙側(cè)擠出,最大剪應(yīng)力高度集中于擠出部分表面,該處剪應(yīng)力梯度較大。隨著進一步加壓擠出程度越來越嚴重。當流體壓力達到28 MPa時,最大剪應(yīng)力已經(jīng)超出抗剪強度極限,密封圈因強剪切作用自擠出部分表面斷裂失效。若進一步加壓,高剪應(yīng)力區(qū)域向擠出部分內(nèi)部擴展而產(chǎn)生更深的裂紋。

圖7 不同流體壓力作用下剪應(yīng)力云圖

圖8為不同流體壓力作用下的剪應(yīng)力曲線,隨著流體壓力升高,剪應(yīng)力先是緩慢增長,當密封圈不斷向間隙側(cè)擠出,最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在擠出部分時(如圖7中26 MPa時剪應(yīng)力云圖所示),剪應(yīng)力曲線出現(xiàn)拐點而后陡升。壓縮率為8%～17%時,拐點隨著壓縮率增大逐漸在較低流體壓力時出現(xiàn),剪應(yīng)力超限出現(xiàn)在拐點之后。壓縮率為20%～23%時,拐點在高流體壓力時出現(xiàn),剪應(yīng)力超限出現(xiàn)在拐點之前,剪切失效發(fā)生在密封圈下半部分剪應(yīng)力集中區(qū),此時尚未出現(xiàn)間隙擠出現(xiàn)象。壓縮率為8%和11%時,隨著流體壓力升高,因預(yù)密封產(chǎn)生的剪應(yīng)力差異逐漸縮小,在流體壓力為10 MPa時二者剪應(yīng)力曲線逐漸重合,在出現(xiàn)拐點后再次產(chǎn)生差異,8%壓縮率時的剪應(yīng)力甚至略高于11%壓縮率,因此低壓縮率并不一定能夠起到降低剪應(yīng)力的作用。

圖8 不同流體壓力作用下剪應(yīng)力曲線

施加25 MPa流體壓力時接觸壓力云圖,如圖9所示。左側(cè)密封面最大接觸壓力為28.39 MPa,右側(cè)密封面最大接觸壓力為29.26 MPa,均大于流體壓力,故能滿足密封要求。由于右側(cè)密封面與泵體之間存在相對滑移,右側(cè)密封面上半部分有流體滲入,流體壓力約12 MPa,因此兩側(cè)接觸閉合點并不對稱,右側(cè)密封面接觸長度較短,僅有1.57 mm。

圖9 接觸壓力及流體壓力云圖

圖10為施加25 MPa流體壓力,不同壓縮率下接觸壓力和接觸長度曲線。隨著密封圈受擠壓程度的增大,接觸壓力呈上升趨勢,均大于流體壓力。由圖8可知,壓縮率為20%和23%的密封圈雖然能夠密封,但在25 MPa流體壓力作用下已經(jīng)受剪破壞,也認為密封失效。當壓縮率為8%時,密封圈溝槽填充率不足,接觸壓力較低,接觸長度較短,當受到瞬時高壓沖擊時容易密封失效。故密封圈壓縮率不宜太大或太小,在11%～17%為最優(yōu)范圍。

圖10 不同壓縮率下接觸壓力及接觸長度曲線

圖11為施加25 MPa流體壓力,不同配合間隙、不同壓縮率下剪應(yīng)力曲線。在配合間隙小于0.03 mm時,剪應(yīng)力對配合間隙敏感性較低,剪應(yīng)力差異主要由壓縮率決定。當配合間隙大于0.03 mm時,剪應(yīng)力陡增,這是由于配合間隙增大,間隙擠出量增大(如圖13所示),導(dǎo)致擠出部分處于高剪切強度狀態(tài),盡管接觸壓力大于流體壓力,密封圈已出現(xiàn)裂痕,在循環(huán)往復(fù)過程中裂口越來越大,最終導(dǎo)致斷裂失效。當配合間隙大于0.07 mm時,剪應(yīng)力對壓縮率敏感性較低,此時所有壓縮率下剪應(yīng)力均超限。接觸壓力在低壓縮率下隨配合間隙變化較小,高壓縮率下在配合間隙為0.03 mm時接觸壓力最大。高精度加工難度大、成本高,綜合考慮各方面因素,配合間隙宜選擇0.03 mm左右。

圖11 不同配合間隙下剪應(yīng)力曲線

圖12 不同配合間隙下接觸壓力曲線

圖13 不同配合間隙下的間隙擠出情況

溝槽和密封圈表面粗糙度不同、流體中含有雜質(zhì)、往復(fù)運動過程中對密封圈造成磨損等因素會對接觸面間摩擦系數(shù)產(chǎn)生較大影響。圖14為施加25 MPa流體壓力,不同壓縮率、不同摩擦系數(shù)下剪應(yīng)力曲線。摩擦系數(shù)小于0.15時,剪應(yīng)力對壓縮率敏感性較低,隨著摩擦系數(shù)增大剪應(yīng)力呈下降趨勢,幾乎所有壓縮率下都小于抗剪強度極限。當摩擦系數(shù)大于0.15時則相反,剪應(yīng)力對壓縮率敏感性較高,摩擦系數(shù)較大時密封圈發(fā)生周向扭轉(zhuǎn),加劇內(nèi)部剪切程度,因此隨著摩擦系數(shù)增大剪應(yīng)力呈上升趨勢,且剪應(yīng)力相對于壓縮率的增益也隨著摩擦系數(shù)的增大而增大。圖15為不同摩擦系數(shù)下密封圈所受摩擦力F曲線,摩擦力隨著摩擦系數(shù)增大而增大,且對壓縮率的敏感性越來越高,高摩擦會加劇密封圈磨損失效,也會增大往復(fù)過程中的阻力,因此在實際工況中應(yīng)輔以潤滑措施以減少摩擦對密封圈的損傷。

圖14 不同摩擦系數(shù)下剪應(yīng)力曲線

圖15 不同摩擦系數(shù)下摩擦力曲線

密封圈在生產(chǎn)過程中加入不同比例的填料表現(xiàn)出不同硬度,根據(jù)式(3)～式(5)可計算出不同硬度下的Rivlin系數(shù)(如表2所示)。

表2 不同材料硬度的Rivlin系數(shù)

圖16為施加15 MPa流體壓力,不同壓縮率、不同硬度下剪應(yīng)力曲線。當硬度小于HS75時,在15 MPa流體壓力作用下,密封圈從間隙擠出,最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在擠出部分,隨著硬度增大擠出部分逐漸減小(如圖17所示),因此剪應(yīng)力隨著硬度增大而降低。當硬度大于HS75時,密封圈擠出部分較少,最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在密封圈下半部分。密封圈硬度越高則彈性模量越大,產(chǎn)生相同剪應(yīng)變時剪應(yīng)力更大,因此剪應(yīng)力隨著硬度增大而增大,但密封圈抗剪強度也隨著硬度增大而增大,因此高硬度密封圈在高壓工況下抵抗間隙咬傷、剪切失效的能力更強。

圖16 不同材料硬度下剪應(yīng)力曲線

圖17 不同材料硬度的間隙擠出情況

2.3 磨損量分析

圖18為施加25 MPa流體壓力下的磨損高度hw和磨損體積V曲線,高壓輸油和真空吸油為1次往復(fù)循環(huán)。在高壓輸油階段接觸壓力較大,磨損較為嚴重。1次循環(huán)過程中密封圈產(chǎn)生近似線性磨損積累,磨損體積約3.96e-4 mm3,磨損高度約4.92e-6 mm,假定磨損過程中接觸壓力不變,5萬次往復(fù)循環(huán)后,密封圈壓縮率降低約6.93%。實際工況中隨著運動進行密封圈壓縮率降低,接觸壓力降低,磨損量逐漸減小,如圖19所示,因此5萬次循環(huán)后壓縮率降低程度略低于6.93%。

圖18 一次循環(huán)的磨損曲線

圖19 不同壓縮率的磨損曲線

不同磨損次數(shù)下的密封圈形狀如圖20所示,與接觸壓力云圖相對應(yīng),在高壓輸油階段密封圈右下部分與泵體處于高接觸壓力狀態(tài),磨損最為嚴重,密封圈形狀變得不規(guī)則,壓縮率降低,接觸面間摩擦系數(shù)增大。從圖21、圖22不同磨損次數(shù)下的剪應(yīng)力和接觸壓力曲線可以看出,隨著磨損次數(shù)的積累,剪應(yīng)力和接觸壓力逐漸減小,密封圈剪切失效風險降低,泄漏失效風險增大。

圖20 不同磨損次數(shù)下的密封圈形狀

圖21 不同磨損次數(shù)下的剪應(yīng)力曲線

圖22 不同磨損次數(shù)下的接觸壓力曲線

2.4 熱變形分析

密封圈的熱傳導(dǎo)系數(shù)與剛體材料比很小,但由于其熱膨脹系數(shù)大,因此熱變形較大。如圖23所示,在高溫作用下密封圈受熱徑向均勻膨脹,線徑增大導(dǎo)致壓縮率增大。各零件徑向變形量如表3所示,隨著溫度升高熱變形量越來越大,由于活塞和泵體熱膨脹系數(shù)接近,所以熱變形量差異較小,配合間隙主要受流體載荷影響,活塞前端徑向壓縮,泵體前端徑向擴張,25 MPa 流體壓力作用下配合間隙增大了約0.0076 mm。

表3 各零件徑向熱變形量

圖23 密封圈熱變形云圖

圖24 活塞及泵體配合間隙變化示意圖

不同溫度下剪應(yīng)力曲線如圖25所示,由前文分析可知增大配合間隙和增大壓縮率均會導(dǎo)致剪應(yīng)力增大,在二者共同作用下,低壓縮率時剪應(yīng)力變化不明顯,8%壓縮率時溫度每升高20 ℃剪應(yīng)力平均增大約0.5%;高壓縮率時剪應(yīng)力對溫度敏感性較高,20%壓縮率時溫度每升高20 ℃剪應(yīng)力平均增大約1.7%。隨著溫度升高剪應(yīng)力逐漸增大,尤其是處于剪應(yīng)力臨界點的工況,應(yīng)注意采取冷卻措施,降低剪切失效風險。

圖25 不同溫度下剪應(yīng)力曲線

不同溫度下L-HM46液壓油黏度如表4所示[18]。

表4 不同溫度下液壓油黏度

根據(jù)GW模型和泄漏模型計算出不同溫度下油膜平均厚度和泄漏量如圖26、圖27所示,油膜厚度小于0.3 μm,隨著壓縮率增大和溫度升高,接觸壓力增大,密封圈受壓更加貼緊泵體表面,因此油膜厚度減小。隨著溫度升高,液壓油黏度減小,分子間相互作用力減小,流體更容易逃竄,因此泄漏量增大,密封圈相對運動過程中不可避免地造成泄漏,但其量級較小,對密封性能影響較小,因此僅用宏觀層面的接觸壓力和剪應(yīng)力即可判斷密封性能。

圖26 不同溫度下的油膜平均厚度

圖27 不同溫度下的泄漏量

3 結(jié)論

(1) 通過對手動泵密封結(jié)構(gòu)在預(yù)密封過程進行有限元分析,得出密封圈在與泵體倒角接觸時最大剪應(yīng)力出現(xiàn)在接觸面的次表面,密封圈在高壓縮率時從內(nèi)部出現(xiàn)斷裂失效的概率較大,設(shè)計時要注意倒角角度,減緩剪應(yīng)力集中現(xiàn)象。

(2) 通過施加流體壓力滲透載荷研究密封圈在工作過程中剪應(yīng)力及接觸壓力分布規(guī)律,發(fā)現(xiàn)密封圈接觸壓力呈非對稱分布;間隙擠出時剪應(yīng)力陡增,在高流體壓力、大配合間隙、高摩擦系數(shù)及低材料硬度時,密封圈最容易從擠出部分表面斷裂失效,在實際應(yīng)用時應(yīng)注意安裝擋圈阻止擠出。

(3) 磨損導(dǎo)致壓縮率減小、摩擦系數(shù)增大,隨著摩擦積累剪切失效風險降低,泄漏失效風險增大;熱變形導(dǎo)致壓縮率增大、配合間隙增大,隨著溫度升高剪切失效風險升高,油膜泄漏量增大。