摘要：針對大型模鍛壓機液壓缸的特點和技術條件，設計研發了整套液壓缸密封，解決大直徑、大膨脹量和大擠出間隙的高壓密封問題。根據對密封件的使用情況和密封失效的形式，分析密封失效的原因，指出液壓缸設計和失效密封存在的問題，提出相應的改善措施和更好的密封解決方案，以提高密封的可靠性和使用壽命。
0 、引言
大型模鍛壓機是衡量一個國家工業實力的重要標志。迄今為止，僅有中國、美國、俄羅斯、法國4個國家有類似設備，最大鍛造等級為俄羅斯的7.5萬噸和我國的8萬噸。大型模鍛壓機主要用于鋁合金、鈦合金、高溫合金、粉末合金等難變形材料進行熱模鍛和等溫超塑性成形。其鍛造特點是可通過大的壓力、長的保壓時間、慢的變形速度來改善變形材料的致密度，用細化材料晶粒來提高鍛件的綜合性能，提高整個鍛件的變形均勻性，使鍛件滿足設計要求，節約材料，是航空、航天及其他重要機械生產重要鍛件的關鍵設備。大型模鍛液壓機是隨著航空工業的需要而逐步發展起來的。目前，我國的大型模鍛壓機是應用最先進的預應力鋼絲纏繞剖分-坎合技術、機器人智能纏繞技術等設計而成，解決了壓機承載機架、主工作缸、動梁等關鍵部件的設計和制造問題，設備總體性能達到了國際領先水平，是我國擁有自主知識產權的重大裝配項目。大型模鍛壓機具有噸位大、壓制力集中、比壓高等特點。其鍛造比壓可達到1000～2000MPa。為了實現如此高的壓制比壓，最有效的方法就是提高液壓壓力，采用超高壓液壓(油壓為60～130MPa)，如此高的壓力，必須解決密封的技術難題，其主缸密封的保壓效果和可靠性至關重要，本文將以某大型模鍛壓機為例，結合主液壓缸的結構特點和技術參數對其成套密封進行研究分析。
1 、主液壓缸的結構特點和技術參數
主液壓缸特點：缸筒直徑大，壓力大，沖擊載荷大，偏載大，缸筒膨脹量大，液壓缸的活塞和缸底均設計有膨脹環，缸筒部分與缸底分離，結構如圖1所示。
圖1 主缸結構及密封溝槽示意圖
1、2、4-缸底軸向靜密封3、7-膨脹環端面徑向靜密封5-活塞主密封6、9-導向環8-導向套靜密封10-活塞桿密封11-防塵圈12-活塞膨脹環13-缸底膨脹環A-腔體
與密封相關的主液壓缸技術參數：缸筒內徑為2920mm，工作壓力≤60MPa，工作速度≤0.15m/s，介質溫度-20~70℃，扭矩約100mN·m，介質為液壓油。根據缸筒材料、直徑、壁厚和壓力等參數，忽略溫度變化對鋼材熱膨脹變形的影響，忽略缸體自重及缸筒和缸底摩擦力等影響因素，將鋼絲纏繞部分看成同等材料的實體鋼材，利用有限元軟件可計算出主缸在60MPa壓力下工作時缸筒的膨脹量在2.81~3.22mm之間，再加上裝配預留的間隙，單側缸壁與活塞及缸底之間的最大間隙可達到2mm。
2 、主液壓缸密封的研究
密封件需克服的技術難點：
（1）過盈量能夠補償缸筒在高壓下的膨脹變形量；
（2）避免在高壓下被擠入間隙而破壞；
（3）加工工藝的可行性和穩定性；
（4）可靠的密封性能。
為保證密封的可靠性，應以目前較成熟的密封結構為基礎進行產品設計改進和優化。
2.1 主密封
主液壓缸工作時，尤其是保壓時，缸體的膨脹量較大，因此活塞主密封結構的設計綜合了唇形密封和擠壓型密封的特點，唇形密封過盈補償量大，擠壓型密封則可以提供足夠強壯的密封本體，有利于承受較高的壓力和側向力。整套活塞密封均采用高強度和高彈性材料，能提供初始的預緊力，并且能夠在工作過程中持續跟隨調整，使用過程中不需要調整密封腔體的尺寸，不需要進行維護。
主液壓缸的回程是靠回程缸完成的，活塞桿腔為零壓或低壓狀態，密封桿結構設計為具有彈性補償的Y形和O形彈性體組合的型式，如圖2所示，作用是封堵活塞腔泄漏的油液，防止其滴落在工件上。
2.2 靜密封
缸底軸向靜密封（圖1中的1、2、4）與活塞密封承受同樣的高壓。密封件為了起到密封作用，材料需要有較好的彈性，一般比較軟。當高壓作用且間隙較大時，就會被擠入間隙中，造成啃蝕破壞，最終導致密封失效。材料選擇的局限性是密封設計的一個較大難點，為使密封件克服被擠入間隙造成啃傷，選擇高強度聚氨酯材料，考慮密封需補償缸筒膨脹帶來的溝槽尺寸變化，缸底軸向靜密封結構設計為圖3a所示結構。
膨脹環端面徑向靜密封（圖1中的3、7）和導向套靜密封結構設計為圖3b所示結構，內外各有兩道密封唇，具有較好的密封效果和防扭曲作用，端面的大倒角，可使密封跟部遠離擠出間隙，避免擠出。
2.3 導向環
主液壓缸工作時，活塞下端存在較大偏心載荷，因此在活塞和缸蓋處設置多道導向環，導向環由強度較高的一種織物增強的聚酯樹脂復合材料制成，可以承受較高的徑向載荷，最大承載能力達到450N/mm2，具有非常好的耐磨性，并能吸收振動，表面有微小的凹陷，用于留存液壓油，對導向環提供潤滑作用。
3 、密封使用情況及分析
壓機使用前期，主缸運行狀況良好，后出現不保壓情況，缸底出現漏油現象。拆缸檢查密封件的狀況：
（1）活塞密封和活塞桿密封為動密封，未見明顯的磨損痕跡，無撕裂、啃傷等破損現象，密封唇過盈量較使用前變小；
（2）導向環局部有輕微磨痕，無明顯磨損和變形；
（3）導向套上的靜密封形狀和外觀完好，有一定的正常永久壓縮變形量；
（4）活塞膨脹環和缸底膨脹環端面的徑向靜密封，在背壓側有一定的擠邊現象，并不嚴重；
（5）缸底軸向靜密封出現焦燒、斷裂、啃傷、擠邊等現象，損壞嚴重，密封已失效。可見，造成壓機主缸運行不良的密封問題是液壓缸底部的軸向靜密封出現嚴重損毀，從而造成泄漏與密封失效。
為了解決問題，分析缸底軸向靜密封失效原因至關重要。
圖4、圖5中的失效密封為缸底軸向靜密封，從左至右的三道密封分別安裝在圖1中的4、2、1溝槽處。從損壞情況來看，第一道損壞最為嚴重，Y形圈從弧底開裂，背壓側跟部啃傷，壓力側有焦燒和熔融現象，如圖6和圖7所示，而壓機缸底膨脹環表面有黑色附著物和燃燒痕跡，如圖7所示。第二道密封損壞相對較輕，僅有輕微燒蝕和啃傷。第三道密封僅跟部有啃傷，而無燒蝕。
造成焦燒和熔融的原因為高溫，從液壓缸的技術參數和運行狀況看，摩擦產生的熱量不足以對密封件造成傷害，結合液壓系統和圖1所示液壓缸結構來看，液壓缸腔體A處易積存氣體，且無法排除干凈，聚積的氣體在高壓壓縮狀態下體積迅速變小，并通過密封間隙和密封件向外擴散，當氣體壓縮到極限值時會發生“爆裂”（見圖8），同時釋放大量熱能，即“狄塞爾”效應。對于液壓缸往復運動密封件而言“狄塞爾”效應經常發生在密封間隙和溝槽接合的拐角處。此處產生的高溫會導致密封件發生燒焦和熔融，同時引起油溫升高，導致油中的各種添加劑被破壞，產生游離碳、酸質和膠泥狀沉淀物，并造成油液發黑，加速了油質的劣化，同時還會使金屬產生化學腐蝕作用。
圖8 氣體爆炸現象
“狄塞爾”效應所產生的高溫計算公式如下：
式中T1 ——氣體壓縮前絕對溫度（K）；
T2 ——氣體壓縮后絕對溫度（K）；
p1 ——氣體壓縮前壓力（MPa）；
p2 ——氣體壓縮后壓力（MPa）；
V1 ——氣體壓縮前體積（cm3）；
V2 ——氣體壓縮后體積（cm3）；
K——絕熱系數（空氣絕熱系數，K=1.4）。
假設空氣在常溫20℃被壓縮至60MPa時，不計算熱傳導等影響因素，通過上述公式可計算發生“狄塞爾”效應所產生的瞬時溫度可達到670.9℃。氣體在高溫高壓下爆裂后使密封件發生點蝕，重復發生則導致密封出現熔化、碳化以至于燒毀。
密封跟部啃傷和擠邊是因為密封材料的抗擠出性能無法承受當下的擠出間隙，對密封件的燒蝕導致密封材料性能的下降。此外，缸筒與缸底采用螺栓連接，螺栓在高壓下會發生變形，導致工作時缸筒在缸底側仍然有較大的膨脹，再加上裝配預留的間隙和偏心，單側缸壁與缸底膨脹環之間的間隙約0.6mm，單側缸壁與缸底之間的的間隙達到1.5mm左右，如此大的間隙，密封件很容易被擠出從而破損，同時，密封件發生變形，在高壓作用下，Y形圈槽底被撕裂。間隙越大，則密封件越容易被擠出、啃傷，從缸底三道軸向靜密封根部
的損壞程度也可以看出，因此，當缸底膨脹環上的第一道靜密封失效以后，第二道和第三道靜密封也會很快失效。
此外，液壓缸在經過一段時間的使用后，缸筒存在變形的可能，這也加劇了缸筒與缸底之間的間隙或者局部間隙變大的可能。由于這些因素的存在，共同造成了缸底靜密封的損壞失效。
4 、失效密封的改進
密封件被擠入間隙而破壞是大間隙高壓密封失效的主要原因之一。防止密封件被擠入間隙是解決問題的關鍵。在分析缸底軸向靜密封的失效原因后，決定對密封結構和配置進行改進，改進后的密封結構如圖9所示，密封為實體的啞鈴型雙唇結構，其優點是接觸力更加均勻，不易扭曲、斷裂，過盈量根據缸筒與缸底膨脹環、缸底之間的相對膨脹量做適當的增加，并在密封跟部增加可隨缸筒膨脹的擋環，工作時高壓油作用在密封件上，使密封件發生變形，通過密封件的傳遞，力將作用在擋環上，使其始終緊貼在缸壁上，保證缸筒和缸底之間無間隙，從而有效地保護密封件，防止其被擠出。此擋環可用強度較高的塑料材料或軟金屬材料制成。同時可在膨脹環上增加一道密封，如圖10所示，以提高密封的可靠性和液壓缸的使用壽命。
在液壓系統和液壓缸的設計中，盡管采取了各種預防措施，但是空氣污染仍然難以完全避免，系統運行過程中會有空氣進入和氣泡產生，因此在運行過程中不斷排除空氣對于系統的正常運行非常重要。
5 、結束語
大型模鍛壓機液壓缸需要解決大直徑、大膨脹量、大間隙的高壓密封問題。針對液壓缸的特點和技術條件，設計研發了整套液壓缸密封。根據密封件的使用情況和密封失效的形式，分析密封失效的原因，指出液壓缸設計和失效密封存在的問題，提出改善措施和更好的密封解決方案，以提高密封的可靠性和使用壽命，確保壓機安全高效運行。
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