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通過流體分析驗證低摩擦力矩密封圈

為進一步降低摩擦力矩和減少漏油,NTN開發(fā)了汽車變速器用帶V形潤滑槽密封圈,較常規(guī)密封圈摩擦力矩降低60%。


外徑為15~60 mm的多種樹脂密封圈在汽車變速器(自動變速器、無級變速器等)上使用。為實現(xiàn)汽車的低油耗,這些密封圈要求具有低摩擦力矩和低漏油性能。為響應這一要求,NTN開發(fā)了帶V形潤滑槽的聚醚醚酮(PEEK)樹脂低摩擦力矩密封圈(圖1),并開始批量生產(chǎn)。

圖1 低摩擦力矩密封圈

通過流體分析和試驗優(yōu)化V形潤滑槽的數(shù)量和形狀進一步降低低摩擦力矩密封圈的力矩。本文介紹了關于低摩擦力矩密封圈力矩降低的流體分析驗證結(jié)果。

1、密封圈的功能和應用

密封圈安裝在變速器的油壓回路內(nèi)相對運動的軸與殼體之間,起到密封作用。當密封圈滑動時,通過密封油的油壓將密封圈推向殼體內(nèi)表面和軸槽側(cè)壁上,并保持油壓回路內(nèi)部的壓力。


密封圈需要具有低摩擦力矩、低漏油性能高耐磨性。當摩擦力矩降低時,傳動效率提高,以實現(xiàn)更高的能源效率。減少漏油使油壓泵的效率更高,體積更小,從而使能源效率更高。為了保持低摩擦力矩和低漏油運行,并實現(xiàn)長使用壽命,密封圈需要耐磨,同時防止密封圈滑動配合件的磨損。


帶矩形橫截面的NTN常規(guī)密封圈的應用如圖2所示。由于密封圈與軸槽側(cè)壁的接觸面積小于密封圈與殼體內(nèi)表面的接觸面積,當軸或殼體旋轉(zhuǎn)時,軸槽側(cè)壁的滑動阻力較小,密封圈在軸槽側(cè)壁上滑動。密封圈與軸槽側(cè)壁是面接觸,因此漏油較少。

圖2 密封圈的應用


2、低摩擦力矩密封圈

2.1 特征

通過在軸槽側(cè)壁上滑動的密封圈表面設置V形潤滑槽,實現(xiàn)低摩擦力矩密封圈的低摩擦力矩和低漏油。密封圈采用在 PEEK樹脂中加入特殊添加劑制成的 BEAREEPK5301材料,側(cè)面有注塑成型的V形潤滑槽,且對接臺階形狀復雜。通過對接臺階的復雜形狀減少對接臺階處的漏油。


與NTN常規(guī)產(chǎn)品相比,低摩擦力矩密封圈具有以下特征:

1)摩擦力矩降低達60%;

2)1/10的磨損率;

3)相當?shù)牡吐┯托浴?/span>


2.2 潤滑槽形狀的比較

2.2.1摩擦力矩測量結(jié)果

具有不同潤滑槽形狀和無潤滑槽的3種密封圈對比見表1。試驗設備示意圖如圖3所示。通過安裝在軸槽上的2個密封圈之間的循環(huán)油施加油壓并旋轉(zhuǎn)殼體,從而實現(xiàn)摩擦力矩的測量。

表1 試驗密封圈


注:密封圈外徑50 mm,厚度1.6 mm,寬度1.5 mm。

圖3 試驗設備示意圖

油壓與摩擦力矩的關系如圖4所示。將測得的2個密封圈的摩擦力矩除以2得到1個密封圈的摩擦力矩。帶V形潤滑槽密封圈的摩擦力矩比無潤滑槽密封圈(NTN的常規(guī)產(chǎn)品)的低60%~70%,比帶方形潤滑槽密封圈的低20%。


2.2.2 流體分析結(jié)果

摩擦力矩降低的原因被認為是V形潤滑槽的應用減小了密封圈與軸槽側(cè)壁的接觸面積,改善了滑動表面的潤滑。2種形狀潤滑槽摩擦力矩的差異歸因于潤滑條件的不同。流體分析證實了這點。


1個潤滑槽流體區(qū)域模型的分析結(jié)果如圖5所示。采用V形潤滑槽時,由于流體動力效應,潤滑槽一端的油膜壓力高。油膜壓力產(chǎn)生的軸向力與通過油壓將密封圈壓在軸槽側(cè)壁上的力方向相反,因此可減小油壓。還假設由于壓力差,油從潤滑槽端部流到潤滑槽之間的滑動表面,有助于降低摩擦力矩。另一方面,在V形潤滑槽中觀察到的高油膜壓力在方形潤滑槽中觀察不到。

圖4 油壓與摩擦力矩的關系

圖5 滑動表面的油膜壓力分布

3、通過優(yōu)化V形潤滑槽降低摩擦力矩的驗證

3.1 流體分析條件

摩擦力矩測量結(jié)果和滑動表面的油膜壓力分布顯示,出現(xiàn)在V形潤滑槽端部的力與由于油膜壓力(油膜反作用力)導致摩擦力矩降低的力方向相反。油膜反作用力越大,摩擦力矩越低。因此,可認為V形潤滑槽數(shù)量越多,寬度越寬,油膜反作用力越大。流體分析證實了這點。


分析用密封圈V形潤滑槽的長度、寬度、深度、角度以及間距的定義如圖6所示。密封圈尺寸為:外徑44 mm,厚度2 mm,寬度2.3 mm?;诹黧w分析對密封圈的1個V形潤滑槽的流體區(qū)域建模,并對由于流體動力效應產(chǎn)生的油膜壓力進行積分得到1個潤滑槽的油膜反作用力。將該力與槽數(shù)的乘積定義為1個密封圈的油膜反作用力,并進行了不同條件的比較。需注意的是,與V形潤滑槽的油膜壓力相比,密封圈側(cè)面與軸槽側(cè)壁接觸區(qū)的油膜壓力非常小,可忽略不計。在分析中為便于計算,滑動表面的油膜厚度假定為恒定值5 μm。工作條件設定為:ATF壓力0.6 MPa,溫度20 ℃,轉(zhuǎn)速1 000r/min。

圖6 密封圈的分析(24個槽)


3.2 流體分析結(jié)果

3.2.1 V形潤滑槽的數(shù)量

通過對一側(cè)有12和24個V形潤滑槽的密封圈進行流體分析,得到1個密封圈的油膜反作用力。V形潤滑槽的間距相同,12和24個槽的長度變化。槽的角度也相同,但12和24個槽的深度不同。


帶12和24個V形潤滑槽密封圈的油膜反作用力如圖7所示。正如所估計的,槽數(shù)越多,油膜反作用力越大。因此,槽數(shù)越多,摩擦力矩降低越多。


然而,當槽數(shù)增加時,槽間的空格數(shù)也增加,這增加了密封圈側(cè)面與軸槽側(cè)壁的接觸面積,從而導致摩擦力矩升高。因此,應有最優(yōu)槽數(shù)使摩擦力矩最小。為證實這點,制作了不同槽數(shù)的密封圈并測量摩擦力矩。密封圈尺寸為:外徑51 mm,厚度2.4 mm,寬度2.3 mm。一側(cè)槽數(shù)為12~30。槽間距、槽寬、槽角相同,因此槽長和槽深隨著槽數(shù)不同而不同。測量條件為:ATF壓力1 MPa,溫度80 ℃,轉(zhuǎn)速2 000 r/min。

圖7 槽數(shù)與油膜反作用力

槽數(shù)與摩擦力矩的關系如圖8所示。槽數(shù)由12向24增加時,摩擦力矩逐漸降低,但槽數(shù)為30時,摩擦力矩增大。測量結(jié)果與前述觀點一致,證明槽數(shù)存在最優(yōu)值。由于槽數(shù)受到設計和制造的限制,從而取決于外徑,因此,NTN低摩擦力矩密封圈按照外徑尺寸排列了最優(yōu)數(shù)量的V形潤滑槽。

圖8 槽數(shù)與摩擦力矩的關系

3.2.2 V形潤滑槽的寬度

通過對帶寬度為0.2~0.7 mm 的V形潤滑槽的密封圈進行流體分析,得到油膜反作用力。密封圈一側(cè)的槽數(shù)為24,除槽寬外,其他尺寸都相同。


槽寬與油膜反作用力的關系如圖9所示。驗證結(jié)果與估算結(jié)果一致,油膜反作用力隨著槽寬增加而增大,但過大的槽寬會導致漏油量增大。因此,必須針對每種情況確定槽寬,要考慮軸和殼體的尺寸、偏心率、密封圈和殼體的磨損量等。

圖9 槽寬與油膜反作用力的關系

3.2.3 V形潤滑槽的角度

基于4.2.1節(jié)中描述的一側(cè)有24個槽的密封圈,通過增大或減小V形潤滑槽的角度,采用流體分析得到油膜反作用力。槽間距、槽寬和槽長相同,只有槽角變化而導致的槽深不同。


槽角與油膜反作用力的關系如圖10所示。在試驗的角度范圍內(nèi),無論槽角如何,油膜反作用力幾乎相同。同樣地,槽深也沒有影響。這些結(jié)果表明在V形潤滑槽的設計中必須關注槽數(shù),如果槽深和槽角在適當?shù)姆秶鷥?nèi),則不需要考慮。

圖10 槽角與油膜反作用力的關系

3.3 帶最優(yōu)V形潤滑槽密封圈的摩擦力矩

測量結(jié)果

基于上面的流體分析優(yōu)化了V形潤滑槽的數(shù)量和形狀。優(yōu)化后的帶24個V形潤滑槽密封圈與3.2節(jié)中討論的帶12個V形潤滑槽密封圈的摩擦力矩對比結(jié)果如圖11所示。優(yōu)化后的帶24個V形潤滑槽密封圈的摩擦力矩比帶12個槽的降低了10%~15%。測量中選用外徑45 mm、厚度2 mm、寬度2.4 mm的密封圈進行比較。

圖11 油壓與摩擦力矩的關系

4、結(jié)束語

介紹了關于低摩擦力矩密封圈摩擦力矩降低的流體分析驗證結(jié)果?;诹黧w分析和試驗,優(yōu)化了V形潤滑槽的數(shù)量和形狀,進一步降低了摩擦力矩。低摩擦力矩密封圈的采用進展良好,因為其能響應車輛低油耗的要求。未來將致力于進一步降低摩擦力矩。


在許多領域?qū)δ茉葱实囊蟛粩嗵岣?,將采?strong style="margin: 0px; padding: 0px; outline: 0px; max-width: 100%; box-sizing: border-box; overflow-wrap: break-word !important;">流體分析等分析方法加快開發(fā)速度,提高樹脂滑動部件的性能。

(參考文獻略)

Verification of Torque Reduction for Low Torque Seal Ring by Fluid Analysis

來源:NTN TECHNICAL REVIEW》     

作者:Takuya ISHII等

翻譯:侯萬果

校對:曾獻智

整理、排版:軸承雜志社


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