发动机正时张紧器O形密封圈挤出失效研究

许昆朋，陈凯，陶鸿莹，黄兆春，张贝，冉帆

（泛亚汽车技术中心有限公司，上海201201）

发动机正时张紧器O形密封圈挤出失效研究

许昆朋，陈凯，陶鸿莹，黄兆春，张贝，冉帆

（泛亚汽车技术中心有限公司，上海201201）

基于某发动机正时张紧器O形圈的一实际问题的分析处理，对O形圈典型的挤出失效展开了研究，分析了嵌件间隙、圆角、材料特性、压缩率、压力循环等各因子对挤出失效的影响与作用。

正时张紧器,O形密封圈,挤出失效

1 概述

O形密封圈是液压与气压传动系统中使用最广泛的一种密封件。相比其他型式的密封圈，它的优点为：（1）适合静态密封和动态密封2种密封形式；（2）尺寸和沟槽已标准化，易于互换；（3）可用于油、水、气及其他化学介质或混合介质的密封场合；（4）适用的温度范围广；（5）设计简单，装拆方便，成本低廉。实际应用中，它会发生剥落、损伤、挤出及压力爆炸多种失效形态，其中挤出失效由于影响因素颇多，往往是研究的焦点所在[1]。

本文针对某发动机正时张紧器O形密封圈的一个实际问题，对O形密封圈的挤出失效展开了工程应用方面的研究讨论。

2 O形密封圈挤出失效

O形密封圈的作用是为了防止气体或液体的泄漏，通常由O形密封圈与金属沟槽相配合形成密封结构。实际应用大致分为2类，一为静密封，另一为动密封[2]。静密封指的是被O形密封圈间隔的两相邻表面无相对运动的密封，如螺栓、管接头和加油口盖下面的密封。动密封指的是被O形圈间隔的两相邻表面存在相对运动的密封，O形圈会发生位移。在动密封下工作的O形密封圈在一定因素下会发生挤出，如图1所示。

2.1 带O形圈的发动机正时张紧器

正时张紧器在发动机中的位置如图2所示。在发动机链轮系统中起到张紧链条，确保链条稳定地带动凸轮轴运转。其内需维持稳定的油压关系，张紧器中的O形圈长期稳定的密封功能是保证张紧器长效工作的重要一环。如果O形密封圈失效，张紧器工作将不正常，一是引发链条跳齿，二是增大发动机噪声。图3为正时张紧器截面图，从中可了解O形密封圈的安装位置及其与周边零部件的关系。

2.2 发动机正时张紧器O形密封圈失效

某正时张紧器被广泛应用于多个品牌的发动机正时链系统，应用时间长达十余年，为一成熟设计。在某一款车型应用中，发现整车有异常噪音，经声源探查，是从发动机正时链系统中发出的。拆解发动机后解剖正时张紧器，发现其中O形密封圈已失效，如图4和图5所示。该O形密封圈为典型的挤出啃咬失效。

图1 O形密封圈挤出失效

图2 发动机正时张紧器

图3 正时张紧器截面图

2.3 正时张紧器O形密封圈失效分析

该款正时张紧器为一种长时间以来被市场所肯定的成熟产品，因而对其O形密封圈失效原因分析没有以常规的O形密封圈挤出失效机理来展开，而是从其应用的差异方面入手，后续的改进方向也是以工程改动最小化为目标。

图4 失效O形密封圈

图5 张紧器解剖图

张紧器的工作原理如图6所示。发动机正时链施压于柱塞（图中的F1和F2），柱塞向左移动，从而引起主、副高压油腔内的机油压力升高。当压力大于进口油压时，单向阀关闭。机油被封在主、副高压腔内，因而主、副高压腔内压力迅速升高到与推力F平衡的水平。壳体内径与密封嵌件外径的间隙为0.17～0.28 mm，副高压腔的机油会以此间隙为通道进入密封圈腔，密封圈腔的机油压力推动O形圈向右运动及变形。柱塞外径与密封嵌件内径间的间隙为0.008～0.05 mm，副高压腔的机油也会以此间隙作为通道泄漏到外部。

发动机工况变化带来的正时链冲击，作为压力传递到张紧器柱塞，柱塞向左的微量移动（其行程最大为1 mm）使高压腔油压发生变化。高压腔油压影响副高压腔的油压，副高压腔的机油通过小间隙通道影响密封圈腔油压，最后密封圈腔的油压作用于O形密封圈，使其发生移动或变形。后面小节将依此关系作用链对各个环节逐一展开分析。

图6 张紧器工作示意图

3 副高压腔与密封圈腔压力关系

因为能在张紧器副高压腔埋置传感器，用试验方式测量记录张紧器副高压腔的压力变化情况，所以在分析环节中，可以不必去建立正时链对张紧器柱塞的作用力与高压腔的关系，以及高压腔与副高压腔的关系，直接以实测的副高压腔压力变化情况为起始点，对后续展开分析。

3.1 副高压腔压力和压力循环截取

通过台架试验，可获发动机各工况下时副高压腔压力波动，如图7所示。为给后续分析副高压腔压力与密封腔压力之间关系的一最恶劣输入，需从实测的副高压腔压力数据中截取一循环。经对数据筛选，寻求到张紧器副高压腔油压最大上升波的一个波形循环，其发生在发动机转速为4 000 r/min的某个工况下，如图8所示。

3.2 副高压腔压力与密封腔压力模型建立

基于前面选取的副高压腔最大上升波循环，让其按发动机的工况频率进行周期作用，建立CAE模型，分别对40℃、90℃和120℃机油温度展开分析。图9为用于CAE建模的结构示意。CAE分析结果如图10、图11和图12所示，用以研究密封圈压力在不同泄漏间隙和不同机油温度下对副高压腔压力的跟随情况[3]。

图7 张紧器副高压腔压力

图8 副高压腔最大上升波循环

图9 副高压腔与密封圈腔局部放大

图10 副高压腔压力与密封圈腔压力关系（机油温度120℃时)

3.3 副高压腔压力与密封圈腔压力关系

当密封嵌件与壳体内径之间的通道间隙大于0.055 mm时，机油温度分别为40℃、90℃和120℃，密封圈腔压力基本同步于副高压腔压力。以密封圈腔相对于副高压腔压力降为50%为比较条件，机油温度为40℃时通道间隙为0.047 mm，90℃时通道间隙为0.037 mm，机油温度达到120℃时通道间隙为0.03mm。可得出这样的结论，若在同一通道间隙下，机油温度低则压降大，或密封圈腔压力相对于副高压腔有建立压力的时间滞后。因目前设计间隙为0.17～0.28mm，远大于能产生压力降效果所需的间隙值，故可认为密封圈腔压力与副高压腔压力实际是相同的。

图11 副高压腔压力与密封圈腔压力关系（机油温度90℃时)

图12 副高压腔压力与密封圈腔压力关系（机油温度40℃时)

4 作用在O密封形圈上导致挤出失效的极限压力

基于前面的密封圈腔压力与副高压腔压力二者相同的结论，实测所得的副高压腔波动数据即可用于密封圈腔压力与O形密封圈挤出失效的分析。实测副高压腔压力波动范围为0～10 MPa，下面的分析以0～20 MPa为输入压力范围。

4.1 O形密封圈挤出失效CAE模型建立

如图13所示，通过输入O形密封圈材料特性曲线、机油温度、间隙范围及圆角倒角，建立O形密封圈挤出失效CAE模型，分析研究O形密封圈的变形方式、密封压力及应变，来确定主要改进措施。

4.2 圆角倒角分析

图14所示的分析结果表明，在相同条件下，密封嵌件为圆角，O形密封圈的最大应变为69.1%；如为倒角，则最大应变为115.2%。可得出这样的结论：圆角相比倒角能降低应变近50%。经对张紧器嵌件的测量统计，R0.2圆角与0.2倒角所占比例基本相同。而失效件中几乎全为倒角的产品件，圆角的失效产品件仅出现1例。而供应商的实际工艺中，圆角是通过打磨修整得到的，而并非通过模具获得的，即目前的工艺为不可控，产品质量无法得到有效保证。基于这一点，后续分析都基于0.2倒角进行展开。

4.3 不同材料特性曲线输入的比较

用2组材料特性曲线对模型进行输入。图15为材料邵A硬度70的应变分析结果，图16为材料邵A硬度80的应变分析结果。通过比对，可获得提升O形密封圈的材料硬度属性，可改善O形密封圈受压变形后的应变状态。失效张紧器所使用的O形密封圈为邵A硬度80的材料。

图13 O形圈挤出失效模型框架

图14 圆角和倒角对O形圈应变的影响

图15 O形圈应变（邵A硬度70）

图16 O形圈应变（邵A硬度80）

4.4 不同压缩率输入的O形密封圈应变比较

如图17所示，O形密封圈最大应变对压缩率的改变不敏感。

4.5 极限油压与密封嵌件到壳体内壁间隙的关系

经CAE模拟与实际破坏性试验之间的相互不断修正，CAE模型帮助探明了极限油压与密封嵌件到壳体内壁间隙的关系曲线，如图18所示。发动机工况在9 MPa附近，原设计间隙范围为0.17～0.28 mm，现调整为0.045～0.155 mm，就能保证在不会发生挤出的安全区间内。此曲线最终帮助确定在发动机实际工况下确保不发生挤出的间隙范围。

图17 不同压缩率时O形密封圈应变比较

图18 极限油压与嵌件间隙的关系曲线

5 结论

针对O形密封圈挤出失效，也有文献指出增加一挡圈结构为另一种可行的改进方案。但本案例中为一成熟且广泛应用的产品，失效源于应用匹配的正时链系统振动差异所导致的，从而如何不改变其原有结构和原有装配工艺，仅调整其设计控制区间来达到改进目的，是工程应用考虑的出发点。本文研究讨论了对张紧器O形密封圈挤出失效的一系列基于工程应用角度的分析过程，可得出如下3个结论：

（1）密封嵌件圆角、O形密封圈材料特性和密封嵌件到壳体内壁间隙对O形密封圈挤出的难易程度都有贡献，O形密封圈压缩率相比其他几个因子贡献较小。

（2）选用调整间隙控制区间作为最终被实施的改进方案是基于工程应用的角度。

（3）试验能帮助减少CAE分析环节，CAE模型分析能帮助减少试验的次数，并帮助方案的选择及优化。

1顾永泉．机械密封实用技术[M]．北京：机械工业出版社，2001．

2 Muller H K，Nau B S．Fluid Sealing Technology：Principles and Applications.CRC Press，1998．

3 George A F，Strozzi A，Rich J I．.Stress Fields in a Compressed Unconstrained Elastomeric O-ring Seal and a Comparison of Computer Predictions and Experimental Results[J]．Tribology International，1987，20(5)：237-247．

4任全彬，陈汝训．橡胶O形密封圈的变形及应力分析［J］．航空动力学报，1995，10（3）：241-244．

图13 声品质改善验证图

4.3 主客观分析模型验证

将优化前和优化后的汽车客观物理参量数值代入式（5）中，客观计算值的评分等级从控制前的13.64下降至控制后的10.88，降幅达20%；而主观评价值也由13.32降至10.68，降幅为19.8%，见图13。因此通过试验结果数据的比较可以得出，噪声被动控制方法对提高怠速状态下车内噪声声品质有明显的效果。分析模型的结果进一步验证了模型的有效性。

5 总结

在对8辆汽车怠速下的车内噪声样本采集试验和主观评价试验的基础上，建立了车内声品质的客观评价模型。对声品质最差的7号车实施噪声被动控制试验，试验数据表明，7号车的车内噪声响度和尖锐度降低明显，抖动度相当。通过主观评价分析对比，车内噪声等级较控制前降低了3级，说明噪声被动控制对车内声品质的改善是明显的。

实施控制后的主观评价结果和客观计算结果基本上是一致的。这也验证了在进行类似的车内噪声品质分析中，可以用简化了的主客观评价模型来代替繁琐复杂的主观评价试验。

参考文献

1 Bodden M，Heinrichs R，Linow A．Sound Quality Evaluation of Interior Vehicle Noise Using an Efficient Psychoacoustic Method[C].Proceedings of Euronoise 98,1998:609-614.

2 Schneider M，Wilhelm M，Alt N．Development of Vehicle Sound Quality-targets and Methods[C].SAE 951283．

3庞剑，湛刚，何华．汽车噪声与振动-理论与应用[M]．北京：北京理工大学出版社，2006．

4洪宗辉，潘仲麟编．环境噪声控制工程（第3版）.北京：高等教育出版社，2002．

5陈双籍，陈端石．基于心理声学参数的车内声品质偏好性评价[J]．噪声与振动控制，2005，6（3）：45-47．

Research of Extrusion Failure on O-ring of Engine Timing Chain Tensioner

Xu Kunpeng,Chen Kai,Tao Hongying,Huang Zhaochun,Zhang Bei,Ran Fan
（Pan Asia Technology Automotive Center,Shanghai 201201,China）

Based on the analysis and solution implementation for an O-ring extrusion failure of an engine timing chain Tensioner,this paper investigated this typical failure of O-ring and discussed the influence or affection of some known factors,such as seal quad clearance,fillet,material characteristics of O-ring,compression ratio of O-ring,pressure cycle etc on the failure.

timing chain tensioner,O-ring;extrusion failure

10.3969/j.issn.1671-0614.2012.03.009

来稿日期：2012-05-22

许昆朋（1975-），男，工程师，主要研究方向为发动机紧固密封及材料应用。