摘要：分析伺服機(jī)構(gòu)配套活塞桿上復(fù)合密封結(jié)構(gòu)的力學(xué)模型，采用有限元方法對壓裝過程中活塞桿密封疊加機(jī)構(gòu)、密封并列結(jié)構(gòu)和殼體密封疊加機(jī)構(gòu)的壓裝參數(shù)進(jìn)行仿真；設(shè)計(jì)引裝、配合、調(diào)平工裝，使壓裝進(jìn)給過程中平滑過渡，并保證殼體軸線與壓裝力同軸；配合壓裝設(shè)備進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證得到壓裝力與位移的對應(yīng)關(guān)系使壓裝過程量化；對不同尺寸減磨圈進(jìn)行試驗(yàn)，得到壓力曲線可表征復(fù)合密封件切損狀態(tài)的結(jié)論，證明了采用壓裝設(shè)備對伺服機(jī)構(gòu)活塞類零件壓裝工藝方法的可靠性，提高壓裝精度和合格率，具有廣泛的應(yīng)用前景。

關(guān)鍵詞：壓裝；密封；活塞桿

引言

伺服作動器活塞桿是伺服機(jī)構(gòu)對外做功的機(jī)械零件，其作用是將作動器兩腔壓差轉(zhuǎn)化為作動器線位移輸出[1]。活塞桿中間裝有復(fù)合密封件，其結(jié)構(gòu)屬于動密封形式。裝配時應(yīng)保證其密封可靠性，一旦動密封失效，會影響伺服機(jī)構(gòu)動態(tài)特性?；钊麠U裝配伺服作動器過程一直以來無量化參數(shù)控制工藝過程，傳統(tǒng)操作方式是操作者用橡皮錘敲擊裝入或手工推入作動器的方法，敲擊力度依賴操作者技能經(jīng)驗(yàn)，且安裝過程復(fù)合密封類零件的參數(shù)不易量化，極易切損，存在人為因素的不確定性，其質(zhì)量為不可檢項(xiàng)目[2]。本文研究采用數(shù)控壓裝設(shè)備對伺服作動器配套活塞桿進(jìn)行壓裝的工藝方法，提出伺服機(jī)構(gòu)活塞桿壓裝工藝判別方法，旨在使壓裝過程受控，提高裝配質(zhì)量。

1活塞桿壓裝過程機(jī)理分析

某型電液伺服作動器包括殼體、活塞桿、支承座、位移傳感器、伺服閥、壓力傳感器等。對活塞桿壓裝到殼體過程進(jìn)行研究，由于密封圈為超彈性體不易模擬其受力過程，故對模型中的密封圈進(jìn)行必要的假設(shè)及化簡[3]。假設(shè)密封圈安裝到密封槽內(nèi)受到均勻的壓縮，沒有卷、擰的現(xiàn)象。采用密封圈的預(yù)緊力與由活塞桿與密封圈發(fā)生相對位移而產(chǎn)生的接觸力相疊加的方式計(jì)算活塞桿與密封圈之間的接觸力，并用一個等效的集中力代替密封圈沿其表面分布的接觸力。在活塞桿與殼體、活塞桿與端蓋的間隙處采用Hertz接觸剛度并考慮阻尼效應(yīng)的影響建立接觸處的法向力-位移關(guān)系，采用修正的庫倫摩擦模型建立碰撞接觸處的切向力-位移關(guān)系模型[4]。

1.1接觸力模型

用彈簧模擬物體對變形的抵抗力，用阻尼模擬能量消散[5-7]。接觸過程中產(chǎn)生的接觸力與接觸點(diǎn)相互侵入的深度和侵入的速度之間的關(guān)系式為

其中，是與接觸點(diǎn)相互侵入的深度有關(guān)的彈性力；是與侵入速度有關(guān)的阻尼力。法向彈性接觸力表達(dá)為侵入深度的冪函數(shù)，即

對于壓裝過程與密封圈相關(guān)的接觸，式（2）中的參數(shù)通過有限元軟件對密封圈的接觸力進(jìn)行計(jì)算分析，對接觸力和侵入深度的函數(shù)關(guān)系進(jìn)行擬合得到。

對活塞桿與殼體的接觸，根據(jù)赫茲彈性接觸理論可計(jì)算出式（2）中的參數(shù)為：

式中：k彈性系數(shù)；侵入深度；泊松系數(shù)；楊氏模量；，軸和孔的半徑。

非線性彈簧阻尼模型中的阻尼為表示為：

其中，阻尼系數(shù)常取如下形式：

式中：為切向速度，為阻尼系數(shù)。

1.2摩擦力模型

摩擦力計(jì)算模型采用庫倫摩擦模型。庫倫摩擦定律認(rèn)為摩擦力的方向與相對運(yùn)動速度相反，其大小滿足不等式。由于摩擦力的功率取最小值時，，，摩擦力與相對速度的關(guān)系與庫倫摩擦定律一致，由于摩擦系數(shù)的定義導(dǎo)致在速度正負(fù)轉(zhuǎn)換時刻的數(shù)值積分困難，因此，修正摩擦力的模型為

式中：摩擦系數(shù)；法向力；相對切向速度；動態(tài)修正系數(shù)。

1.3壓裝仿真分析

伺服作動器殼體及活塞桿壓裝初始位置剖面圖如圖1所示?；诮佑|力和摩擦力模型利用有限元方法，對活塞桿壓裝過程中三個密封槽處的復(fù)合密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行受力分析，即密封并列結(jié)構(gòu)，殼體密封疊加結(jié)構(gòu)和活塞桿密封疊加結(jié)構(gòu)。

圖1壓裝初始位置示意圖

殼體密封疊加結(jié)構(gòu)是壓裝經(jīng)過的第一道密封結(jié)構(gòu)。該疊加結(jié)構(gòu)密封在伺服作動器殼體上，由一組減磨圈-密封圈組成，因密封圈材料為丁腈，彈性模數(shù)為0.00784GPa，泊松系數(shù)為0.47，減磨圈材料為聚四氟乙烯，彈性模數(shù)為1.14~1.42GPa，密封圈彈性模數(shù)小于檔圈，密封圈發(fā)生彈性形變，密封結(jié)構(gòu)產(chǎn)生了與壓裝力相平衡的作用力，該作用力為接觸力的法向力與摩擦力的和。壓裝距離為2.8mm時，密封圈受力云圖如圖2(a)，變形阻力達(dá)到最大，約為52N；通過壓裝距離4mm后，受力云圖如圖2(b)；

a)壓裝距離2.8mm

b)壓裝距離4mm

圖2殼體密封疊加結(jié)構(gòu)接觸力與位移云圖

密封并列結(jié)構(gòu)是壓裝經(jīng)過的第二道密封結(jié)構(gòu)。該并列結(jié)構(gòu)密封在伺服作動器殼體上，由一組密封圈-擋圈組成，密封圈材料為丁腈，擋圈材料為聚四氟乙烯。當(dāng)壓裝距離2.3mm時，密封圈受力云圖如圖3(a)，活塞桿和殼體接觸力與摩擦力合計(jì)達(dá)到約80N。通過壓裝距離4mm后，受力云圖如圖3(b)；

a)壓裝距離2.3mm

b)壓裝距離4mm

圖3殼體密封并列結(jié)構(gòu)接觸力與位移云圖

活塞桿密封疊加結(jié)構(gòu)是壓裝過程經(jīng)過的第三道密封結(jié)構(gòu)。該疊加結(jié)構(gòu)密封在活塞桿主活塞上，由一組密封圈-減磨圈疊加組成，壓裝距離共3mm。當(dāng)壓裝距離2.3mm時，密封圈受力云圖如圖4(a)，活塞桿和殼體內(nèi)壁接觸力與摩擦力合計(jì)達(dá)到約70N。壓裝經(jīng)過3mm后，受力云圖如圖4(b)。

a)壓裝距離2.3mm

b)壓裝距離3mm

圖4活塞桿密封疊加結(jié)構(gòu)接觸力與位移云圖

2活塞桿壓裝試驗(yàn)研究

采用精密數(shù)控壓裝設(shè)備進(jìn)行壓裝，壓裝過程為定位移壓裝，根據(jù)位移傳感器實(shí)測位移，按固定速率進(jìn)給勻速壓入，并實(shí)時監(jiān)測正壓力受力情況，得到位移與壓裝力對應(yīng)關(guān)系[8]。

活塞桿壓裝設(shè)計(jì)方案如下：①設(shè)計(jì)引裝工裝保證產(chǎn)品壓裝進(jìn)給過程中復(fù)合密封結(jié)構(gòu)不切損且活塞桿與殼體保持同軸，如圖1所示。引裝工裝I內(nèi)孔口尺寸Φ38mm保證與腔體一致，外孔口尺寸Φ44mm，保證壓裝進(jìn)給過程中平滑過渡。引裝工裝II保護(hù)活塞桿螺紋，保證活塞桿頂端進(jìn)給時平滑過渡；②通過設(shè)計(jì)壓頭和底座保證壓裝設(shè)備正壓力與活塞桿同軸，同時限定殼體位置；③通過設(shè)計(jì)壓盤和基座在壓裝進(jìn)給時的自平衡動作，基座為凹面并安裝壓裝設(shè)備底部平臺接口，壓盤球面直徑為160mm，表面帶刻度，可以進(jìn)行球面調(diào)平。保證殼體軸線與正壓力同軸，最終保證“三軸同一”，如圖5所示。試驗(yàn)時，先將產(chǎn)品安裝引裝工裝，再將殼體放入底座凹槽，然后操作壓裝設(shè)備進(jìn)行自動壓裝，如圖6所示。

圖5活塞桿壓裝試驗(yàn)方案組合圖

圖6精密數(shù)控壓裝實(shí)物圖

3活塞類零件壓裝試驗(yàn)驗(yàn)證

測試10套伺服作動器和活塞桿進(jìn)行壓裝試驗(yàn)如圖7所示，實(shí)測出各個局部極值點(diǎn)，并得到了壓裝力的范圍：

圖7活塞桿壓裝力與位移曲線圖

試驗(yàn)結(jié)果表明壓裝過程具有一致性，從圖中可以看到摩擦力變化產(chǎn)生了5個峰值，壓裝過程分析如下：

①在3～7mm處產(chǎn)生了第一個峰值，由于作動器活塞桿頂端開始接觸殼體上的密封疊加結(jié)構(gòu)，因此產(chǎn)生了第一個峰值，應(yīng)力約為45N～55N；通過壓裝距離為4mm后變形阻力消失，恢復(fù)滑動摩擦力約35N~40N；

②在13～16mm處產(chǎn)生了第二個峰值，由于作動器活塞桿頂端開始接觸殼體上的密封并列結(jié)構(gòu)，密封圈受到減磨圈擠壓變形，壓裝力上升，因此在活塞桿頂端接觸減磨圈的瞬間產(chǎn)生了一個極值點(diǎn)，應(yīng)力為100N～135N；通過壓裝距離為4mm后變形阻力迅速消失，滑動摩擦力降到約70N，此后進(jìn)入平穩(wěn)滑動摩擦期；

③在23mm～26mm處產(chǎn)生了第三個峰值，此處由于殼體和引裝工裝的影響，活塞桿密封疊加結(jié)構(gòu)進(jìn)入殼體內(nèi)，由于彈性形變與摩擦力相疊加產(chǎn)生了局部極值點(diǎn)，約為124N～145N；通過壓裝距離為3mm后變形阻力迅速消失，滑動摩擦力降到約90N，此后進(jìn)入平穩(wěn)滑動摩擦期；

④在36mm～37mm處產(chǎn)生了第四個峰值，此處活塞桿密封疊加結(jié)構(gòu)經(jīng)過殼體內(nèi)斜孔進(jìn)行密封圈的彈性形變釋放后又被擠壓，產(chǎn)生了極低點(diǎn)約為50N～75N和極高點(diǎn)約為120N～170N，該處為安全隱患點(diǎn)，通過該處曲線也能清楚的看到活塞桿密封疊加結(jié)構(gòu)是否被切損；

⑤在44mm～47mm處產(chǎn)生了第五個峰值壓力值趨于穩(wěn)定，三處密封結(jié)構(gòu)摩擦力作用在整個活塞桿上，約為260N～285N直至最后安裝完畢。

綜上，可以給出壓裝合格判據(jù)：

1.局部極值點(diǎn)對應(yīng)的特征區(qū)間應(yīng)清晰對應(yīng)并可識別；

2.曲線走勢應(yīng)與試驗(yàn)結(jié)果大體一致，不應(yīng)再有影響局部極值點(diǎn)的峰值存在；

3.每個特征區(qū)間對應(yīng)的局部極值點(diǎn)的峰值力應(yīng)在要求范圍之內(nèi)。

4對比試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證采用該方法得到判據(jù)的可靠性，驗(yàn)證減磨圈切損后壓裝曲線變化情況，訂做特殊規(guī)格減磨圈，聚四氟乙烯減磨圈外徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸為mm，選取極限、平均尺寸和超差尺寸進(jìn)行試驗(yàn)，并實(shí)測出整個峰值力，結(jié)果如下表1所示。

表1實(shí)際測量尺寸、過盈量及峰值力

經(jīng)過試驗(yàn)，在尺寸范圍內(nèi)壓裝曲線符合圖7中曲線趨勢，超差結(jié)果曲線輸出如下圖8所示：

圖8超差規(guī)格減磨圈對應(yīng)活塞桿壓裝對應(yīng)曲線

試驗(yàn)結(jié)果表明，在合格尺寸內(nèi)的復(fù)合密封件，均符合合格判據(jù)，但超差尺寸密封件前三個特征區(qū)間勉強(qiáng)可以辨認(rèn)，第④時刻局部極值點(diǎn)峰值為1500N以上，此時密封件被切損。超差尺寸密封件切損后實(shí)物圖如圖9所示。

a)減磨圈切損實(shí)物圖

b)活塞桿內(nèi)密封圈切損實(shí)物圖

圖9超差尺寸密封件切損后實(shí)物圖

5結(jié)論

通過仿真和試驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)采用精密數(shù)控壓裝設(shè)備進(jìn)行壓裝可以模擬出壓裝過程中壓裝力與位移的變化趨勢，對不同尺寸密封件壓裝曲線的對比，驗(yàn)證了該種方法可以監(jiān)測密封件切損情況，通過壓裝曲線得到的壓裝力可作為活塞類零件壓裝的工藝判據(jù)。

參考文獻(xiàn)

[1]鄭大維.變速器裝配壓裝工藝研究[D].合肥工業(yè)大學(xué),2010.

[2]高立義.發(fā)動機(jī)活塞連桿壓裝模設(shè)計(jì)[J].汽車制造技術(shù),2013,4,144-146.

[3]于潤生.液壓密封圈有限元分析與研究[D].天津理工大學(xué),2012.

[4]鐘柱,陳軍,程靳,王興貴,劉兵.液壓伺服作動器密封圈的有限元分析[J].潤滑與密封2010,9.Vol35,No9,31-35.

[5]鐘柱.飛控系統(tǒng)液壓作動器動態(tài)仿真及密封性能分析[D].哈爾濱工業(yè)大學(xué),2010.

[6]張振巖,查宏民,丁昕,胡世廣.偏航制動器壓裝滑阻氣密檢測系統(tǒng)研究[J].測控技術(shù).2012,31.Vol5,No136-138.

[7]布圖格奇.軸承壓裝仿真與試驗(yàn)以及液力變矩器導(dǎo)輪的熱裝配變形分析研究[D].浙江大學(xué),2016.

[8]龔俊,楊東亞.斯特林發(fā)動機(jī)活塞桿密封結(jié)構(gòu)與材料研究[D].蘭州理工大學(xué),2012.