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液压缸密封的基础理论来源于流体动力学，流体动力学是流体力学的一部分，是一门研究流体的运动和流体与边界相互作用的科学技术。
1.环形缝隙轴向流动
因为本节采用流体动力学理论说明液压缸密封与泄漏，其中涉及流体力学常用术语、词汇与液压缸密封相关术语、词汇的含（定）义不同，如缝隙、缝隙流动、缝隙长度等，敬请读者注意。
在流体力学中，将黏性流体在狭缝内流动称为缝隙流动，而密封的作用就是封住偶合面间隙，切断泄漏通道或增加泄漏通道的阻力，以减少或阻止这种流动，进而减少或阻止泄漏。此处的偶合面间隙只有在极少情况下，如活塞间隙密封，才需要研究密封与泄漏问题，绝大多数情况是靠密封圈封住偶合件之间的间隙，也就是液压缸密封所要研究的问题。因此，流体力学中的缝隙流动与液压缸密封中密封圈与偶合件之间的间隙泄漏是相对应的。在液压缸密封中，液压工作介质在环形缝隙中的轴向流动就是泄漏。
在绝大多数密封圈与偶合件所形成的刃口接触宽度内，其间隙或缝隙都是均匀的。因为密封圈刃口处直接接触偶合件表面且形成变形，如密封圈刃口处与缸筒内径或活塞杆直径接触。同时需要说明两点：一般密封圈与偶合件所形成的刃口接触宽度是以毫米计的，而缝隙是以微米计的；除了方（矩）形圈，密封圈在刃口接触宽度内对偶合件表面接触应力不同，即压力梯度d p /d l 或d p /d x 不同。
刃口接触宽度，即流体力学中的缝隙长度
l
（
x
）远大于缝隙高度
h
，并且这个环形缝隙是均匀的，即平行的；液压缸使用的工作介质一般为液压油，液压缸缸进程或缸回程速度
U
一般小于0.5m/s，因此其雷诺数
，所以液压缸密封中泄漏是小雷诺数轴向一维流动。
当液压缸静止时，活塞杆与导向套、活塞与缸筒间泄漏因其没有相对运动，工作介质的流动仅是因密封压力亦即流体力学中的压差作用而产生，所以把这种流动称为压差流动。
压差流动在工程上的意义就是液压缸静密封（处）泄漏。
液压缸在缸进程或缸回程中，即有活塞杆与导向套、活塞与缸筒（体）间相对运动造成剪切流，同时又有压差流，这种流动被称为“一般库埃特流”（M.Couette），简称“库埃特流”。
库埃特流在工程上的意义就是液压缸动密封（处）泄漏，而没有压差流，只有（纯）剪切流的称为“简单库埃特流”。
设长度方向为 x 轴，高度方向为 y 轴，压差为Δ p ，导向套内径为 D ，则有
式中 q v ——（外）泄漏量；
D ——导向套内径；
h ——缝隙高度；
Δ p ——缝隙两侧压力差；
μ ——液压油动力黏度；
l ——缝隙长度；
U ——活塞杆运动速度。
当活塞杆伸出（缸进程）时，活塞杆动密封处的泄漏量为
当活塞杆缩回（缸回程）时，活塞杆动密封处的泄漏量为
当活塞杆静止时，活塞杆静密封处的泄漏量为
由式（1-2）和式（1-3）中可以看出，当活塞杆伸出时，泄漏量较大，是压力流与剪切流的合流（叠加）；当活塞杆缩回时，泄漏量较小，甚至可能出现泄漏量 q v ≤0的情况。其在工程上的意义在于，不但在缸回程时液压缸没有外泄漏，而且可能在缸进程时将泄漏的液压油带回，使液压缸在一个缸进程和一个缸回程中总的泄漏量为零，即所谓液压缸密封“零”泄漏。
2.雷诺方程
1886年，英国物理学家雷诺（O.Reynolds）首先对渐缩平面缝隙中不可压缩牛顿黏性流体流动的研究导致建立了流体动力学润滑理论。
同心环形缝隙轴向流动如图1-5所示。
设活塞杆半径为 r ，导向套内孔半径为 R ，缝隙高度 h = R-r ，缝隙长度为 l ，密封压力（压差）为Δ p ，液压缸静止，则有
令 R = r + h ，式（1-5）可进一步化为
图1-5 同心环形缝隙轴向流动
再设 h 不变，令 r →∞，进一步求单位周长上的泄漏量 q 0 。经进一步简化，则得
单位周长上的泄漏量 q 0 计算公式在工程上的意义在于，可以估算液压缸静止时活塞杆处的局部泄漏量，或者根据泄漏量估计局部缝隙大小。
设活塞杆运动速度为 U ，则同心圆环缝隙中的流量为
式（1-8）与式（1-1）相同，但式（1-8）在推导过程中进行了假设和简化。
式（1-8）和式（1-1）皆为同心环形缝隙流动（泄漏）计算公式。
3.偏心环形缝隙轴向泄漏
当液压缸静止时，如果活塞杆与导向套偏心，即同轴度存在偏差，则泄漏情况将更加严重。实际上，以导向套内孔轴线为基准要素，活塞杆轴线对其一定存在偏差，但在密封圈与偶合件所形成的刃口接触宽度内，其间隙或缝隙是均匀的，但偏心会影响刃口在圆周上与偶合件的接触宽度和压力梯度。
固定偏心环形缝隙轴向流动如图1-6所示。
设偏心量为 e ，偏心比为 ε ， ε = e/h ，其他符号含义与上述相同，包括 h = R-r 。经过推导，则有
比较式（1-9）与式（1-4），在其他条件相同情况下，偏心比为 ε 的活塞杆密封处的泄漏量大；当 ε = e / h =1，即最大偏心比时，则有
图1-6 固定偏心环形缝隙轴向流动
同样，如果液压缸在缸进程或缸回程中，剪切流也可能有一定变化，但一般估算仍可以采用式（1-10）进行，即
式（1-10）中的符号含义同上。
1.密封的基本要求
密封的功能是减少或阻止泄漏，有效地减少或阻止泄漏是对密封装置的首要要求。密封性能反映密封（件）装置对泄漏的控制水平。对动密封而言，摩擦力是与运动质量有关的重要因素。摩擦和密封总是相互制约，一般情况是，提高密封性就会带来摩擦力的增加，摩擦力的增加直接导致运动能力与质量的降低，密封件的加速磨损，液压缸输出力的降低。密封装置的耐压性能反映了密封装置可以密封的液压工作介质的最高压力，即密封压力，它是液压密封的重要指标。
需要说明的是，现在理解的耐压性能还应包括耐低压性能，但通常讲的耐压性能不包括耐低压性能。
液压密封是一门专业性很强的工程技术，对其有基本的技术要求。在一定的条件下，液压密封必须符合相关标准规定的技术要求。对液压（缸）密封的基本要求可归纳为：
1）密封性能要求。
2）摩擦性能要求。
3）耐压性能要求。
4）使用寿命即耐久性要求。
5）安装性能要求。
6）经济性要求。
其中，密封性能、摩擦性能、耐压性能是独立性能，这三项组合就是密封的综合性能。综合性能的保持时间就是液压（缸）密封的使用寿命，安装性能、经济性在实际设计中也是两项重要指标。
密封的综合性能不仅与密封件本身的性能（或称为单体性能）有关，还与密封件的使用条件有关，最为重要的是与密封设计有关。密封的综合性能好坏，最终还是要用密封件装入液压缸后的实际密封性能（或称为实机密封性能）来评价。这符合钱学森先生提出的关于工程科学的有关论述，即理论、设计需要工程实际检验，因此液压密封还是一门技术科学。
参考文献[21]给出的对液压密封的基本要求为：应具有密封性，即零泄漏、无“粘、滑”现象；抗环境能力，即耐化学品、耐油、耐寒；保护性，即防止灰尘等其他异物进入系统；耐磨性，即低磨损、防结碳；经济性，即密封件、安装、维护费用低。参考文献[47]给出的“对液压密封的基本要求”与参考文献[21]完全相同。
参考文献[62]中给出的“对密封装置的基本要求”中包括：在一定的压力和温度范围内具有良好的密封性能。为避免出现运动件卡紧或运动不均匀现象，要求密封装置的摩擦力小、摩擦因数稳定。磨损少、工作寿命长，磨损后在一定程度上能自动补偿等。
2.挤压型密封机理
区分挤压型密封的意义在于，这一类型密封件被挤压压缩是形成密封能力的关键，包括初始密封能力及工作密封能力（对大于最低压力工作介质的密封能力）。
在液压缸密封中，初始密封能力关系到最低压力下的液压缸密封性能，工作密封能力关系到耐压试验压力（按现行标准即为1.5倍公称压力）下的液压缸密封性能。
尽管一般挤压型密封也具有自封作用（或称自紧作用），即随着密封工作介质压力的增高，密封件的密封能力也一同有所增强，但挤压型密封的自封作用不起主要作用，起主要作用的是密封件的压缩率。
因此，挤压型密封的定义应该是通过密封沟槽及配合件偶合面挤压密封件形成主要密封能力的一类密封形式。
最典型的挤压型密封是液压缸缸盖处静密封用O形橡胶密封圈，它属于活塞径向静密封。如图1-7a所示，当O形圈装入密封沟槽后，根据O形圈沟槽设计准则，所选用的O形圈内径 d 1 应小于或等于沟槽槽底直径 d 3 ，因此O形圈处于预拉伸状态。
图1-7 O形圈径向静密封
当缸盖装入缸筒后，密封沟槽同配合件偶合面（缸内径）一起将O形圈径向压缩，O形圈截面产生弹性变形，即形成径向初始静密封，亦即形成挤压型密封。
静密封就是要阻断泄漏通道，此时配合间隙（密封件装配后，密封装置中配偶件之间的间隙）并没有被封死，只是在配合间隙前多了一道密封（相当于配合间隙被盖住），此时密封接触区没有太大变化。
当被密封的液压工作介质作用于O形圈上后，O形圈被推向密封沟槽侧面；当工作介质压力升高，O形圈被进一步推向密封沟槽侧面并被轴向挤压，O形圈随密封沟槽截面形状变形，并开始填充配合间隙（相当于密封间隙被堵住），即发生挤出（密封件某一部分被挤入相邻的缝隙而产生的永久的或暂时的位移），此时密封接触区可能明显增大。
下面以O形圈为例，对挤压型密封件进行受力分析。
设定如下前提：
1）假定用于径向静密封的O形圈密封没有泄漏，即所谓“零泄漏”。
2）假定在密封失效前密封接触区没有太大变化。
3）假定O形圈发生挤出的只是O形圈的一部分暂时的位移。
4）为了分析方便，没有加装挡圈。
如图1-7b所示，此时因O形圈没有受到被密封的工作介质作用或密封压力 p =0，O形圈对密封沟槽槽底面及偶合面的作用力来自O形圈弹性变形力（弹力），其接触应力最大值决定最高密封压力。由于O形圈的截面形状，最大应力作用在O形圈中心轴截面处，此时的接触应力与O形圈的密封材料、压缩率（含预拉伸率）等有关；同时，密封接触区越大，接触应力越小。这也是密封压力越高，就应使用越硬的O形圈的理论基础。
当被密封的工作介质压力升高后，即 p ＞0，克服了摩擦力，推动O形圈抵靠密封沟槽侧面，如图1-7c所示。此时O形圈形成的密封能力称为初始密封能力，其密封条件是工作介质压力小于最大接触应力，否则即发生泄漏。这也是挤压型密封件必须有足够大的压缩率的理论基础。
当工作介质压力进一步升高，O形圈被进一步推向密封沟槽侧面并被轴向挤压，O形圈随密封沟槽截面形状变形，并发生挤出，O形圈形成工作密封能力。在O形圈一部分发生永久位移前，认为此时为O形圈最高工作密封能力或最高密封压力，如图1-7d和图1-7e所示。此时O形圈的密封能力由两部分组成，一部分为初始密封能力，另一部分为自封作用产生的密封能力，但随着密封接触区增大，自封作用不再增加，反而可能下降，因此可能发生泄漏。实践中发生在耐压试验时的瞬间窜（穿、串）漏就是这种情况。
按参考文献[21]给出的接触应力 σ p 、初始接触应力 σ 0 、被密封的介质压力 p 和密封件弹性体材料泊松比 μ 的关系式为
若弹性体材料的泊松比 μ ≈0.5，将 μ =0.5代入式（1-11），则
参考文献[21]提出，这表明只要弹性体材料的泊松比 μ 维持在0.5附近（弹性体在其玻璃化温度以上，即处于高弹态时就几乎都具有这一特征），密封的接触应力 σ p 总比介质压力 p 高 σ 0 ，因此具有自动适应流体压力变化的能力。
参考文献[21]同时提出，值得注意的是，如发泡橡胶的泊松比明显小于0.5，故不能产生自动密封作用。
因为弹性体应力分布复杂，受力分析、检测困难，所以一般对密封件只做定性分析。作者曾与几家单位合作，对汽车制动系统用负载感载比例阀的比例油封做过（变形）定量分析，前前后后近两年，花费了大量时间和经费，最后结果仍不理想。
比较有实际意义的挤压型密封条件（判据）是，平均挤压应力应大于工作介质压力。
3.唇形密封圈密封机理
将唇形密封圈与挤压型密封件区分的意义在于，这一类型的密封件具有至少一个挠性的密封凸起部分（密封刃口或密封唇口），作用于唇部一侧的流体压力保持其另一侧与相配表面接触紧贴形成密封。也就是说，唇形密封圈主要是靠自封作用（自紧作用）形成密封能力的一类密封形式。
（1）特征 唇形密封圈的特征如下：
1）必须具有至少一个密封唇口。
2）密封（防尘）凸起部分（密封刃口或密封唇口）与具有挠性部分相连且可挠动。
3）工作介质压力作用于唇口侧，可使唇口另一侧变形且与相配表面接触并紧贴。
4）工作介质压力越高，唇口与相配表面接触贴得越紧，贴的面积（密封接触面）越大。
（2）密封机理 以用于往复运动用活塞杆 L 2 密封沟槽的（不等高唇）Y形圈密封（见图1-8）为例，说明唇形密封圈的密封机理。
图1-8 活塞杆 L 2 密封沟槽的Y形圈密封
Y形圈是一种单向密封圈，有一对密封唇口且不等高，长唇口安装在密封沟槽内，并与沟槽底面接触且有一定预压缩量（只在唇口部发生）；当与活塞杆装配后（见图1-8a），短唇口与活塞杆直径接触且有一定压缩量（只在唇口部发生，一般在 d-d 1 =1～3mm。 d 是活塞杆直径； d 1 是密封圈唇部内径）。此时密封接触面很小（一般接触宽度约为0.25mm），甚至可能是一条密封线。由此Y形圈具有了一定的初始密封能力，但因唇口压缩量不大且具有挠动特征，所以初始密封能力不高。这也是一般唇形密封圈不能用作静密封的原因。
当工作介质压力作用于唇口侧后（见图1-8b），唇形密封圈底面抵靠密封沟槽侧面，一对密封唇口径向扩张，即密封唇口被激活，一对密封唇口分别紧贴密封沟槽槽底面和活塞杆直径表面，而且随着工作介质压力升高，其紧贴得越紧，其底面对沟槽侧面挤压越重。此时一对密封唇口径向扩张变形的部位主要发生在非工作介质作用的另一侧，由此在更高工作介质压力作用下，可能导致密封接触面过大，接触应力小于工作介质压力，发生泄漏；可能伴随着的另一种情况是在更高工作介质压力作用下，唇形密封圈底部发生挤出，甚至密封失效。
在一定工作介质压力、温度作用下，唇形密封圈会发生明显的整体轴向压缩，其密封唇口另一侧也与密封沟槽底部和活塞杆直径表面接触，并可能在间隙处发生严重的挤出。这种情况实践中多次遇到，后文中还有具体实例介绍。
唇形密封圈密封条件（判据）也是唇口部分的接触应力应大于工作介质压力。
在目前的液压缸密封中，唇形密封圈翻转情况很少发生，采用支撑环形式的更少。
在此作者提示，在GB/T 17446—2012中给出了术语“唇形密封件”的定义，即“一种密封件，它具有一个挠性的密封凸起部分；作用于唇部一侧的流体压力保持其另一侧与相配表面接触贴紧形成密封。”有问题。又如在JB/T 6612—2008中的密封唇“与内外配合面之间均为过盈配合，装入（沟槽）后就形成初始密封，受介质压力后，密封唇就向（内）外张开并与相应的配合面初接触，压力升高时，由于自紧密封的原理而自动密封。”都没有表述清楚。
（3）杆带出和杆带回 在液压缸密封中，唇形密封圈主要用于往复运动活塞和活塞杆密封。还以上述活塞杆密封为例，说明往复运动中存在的“杆带出”（泄漏）和“杆带回”现象。
所谓“杆带出”是因黏性流体附着在运动件表面随运动件一起通过密封的一种现象，表现为泄漏。这种现象在往复运动密封中或多或少都会发生且普遍存在，发生在活塞密封时表现为内泄漏，发生在活塞杆密封时表现为外泄漏。
作者注：在GB/T 4016—2019《石油产品术语》中给出了术语“黏附性”的定义，即一种物料（如油或脂等）黏附在其他物体表面的能力。
运动件可以将黏性流体“杆带出”，当然也可将黏性流体“杆带回”，如果“杆带出”量与“杆带回”量相等，那么在一个杆伸出和一个杆缩回的泄漏量之和为零，即为“零”泄漏。
当只有杆伸出时，“杆带出”的泄漏量一定大于“零”。工程上对应的就是一般情况下的活塞杆伸出（缸进程）和活塞的往复运动。
如图1-8所示，一层薄油膜附着在活塞杆表面，当活塞杆伸出（缸进程）时，尽管唇形密封圈唇口将这层油膜尽量刮薄，但还是有这样一层薄油膜随活塞杆一起通过了密封唇口，即“杆带出”。活塞杆运动速度越快，“杆带出”造成的泄漏量越大。“杆带出”这层油膜能将唇形密封圈密封唇口推（抬）离接触紧贴的活塞杆直径表面，当活塞杆运动速度很快时，这种推力作用更强，甚至可能超过密封唇口接触应力，造成大量泄漏，这也是密封件使用条件中需要限定最高速度的原因之一。
当唇形密封圈前密封偶合件配合间隙很小时，也会在唇形密封圈唇口侧形成这种因“杆带出”产生的高压。有参考资料介绍，其形成的压力与配合单边间隙平方成反比，且称为“拖压”。此后文中还有较为详细介绍，这也是一般活塞杆唇形密封圈密封唇口前需要留有足够大的配合间隙的原因之一。
当这层薄油膜通过唇口时，由于受密封唇口挤压、摩擦、刮薄作用，液压油黏度下降，附着力也有所下降，再加上密封唇口两侧形状不尽相同，运动件往复速度、油膜压力等的不同，一般每次“杆带出”量和“杆带回”量很难相等。有参考资料把“杆带回”也称为“泵回吸”。
当液压缸活塞杆往复运动（缸进程）时，唇形密封圈唇口部分的接触应力由3部分组成：
1）密封件截面径向（尺寸、形状）压缩形成对密封面的接触应力。
2）密闭腔（液压缸有杆腔背压）工作介质压力作用于密封件形成的对密封面的接触应力，有参考资料称为“泵压”。
3）因运动件（活塞杆）表面带出黏性流体通过缝隙形成的“拖压”。
有参考资料给出了唇形密封圈密封唇（刃口）接触面宽度 x 下这层（最小）油膜厚度 h 的计算公式
式中 h ——活塞杆上油膜厚度；
μ ——液压油动力黏度；
u ——活塞杆运动速度；
|d p /d x | max ——刃口接触宽度中最大接触应力梯度绝对值。
当活塞杆伸出（缸进程）时，活塞杆上的油膜厚度 h p 为
当活塞杆缩回（缸回程）时，活塞杆上的油膜厚度 h M 为
式（1-14）和式（1-15）中 u p ——活塞杆伸出速度；
u M ——活塞杆缩回速度；
|d p /d x | max p ——活塞杆伸出时刃口接触宽度中最大接触应力梯度绝对值；
|d p /d x | max M ——活塞杆缩回时刃口接触宽度中最大接触应力梯度绝对值。
由式（1-13）可以看出，为了使这层油膜更薄，可以提高接触应力梯度最大值，降低液压油黏度和活塞杆运动速度。如果通过式（1-14）和式（1-15）计算活塞杆伸出（缸进程）时的油膜厚度和活塞杆缩回（缸回程）时的油膜厚度，当活塞杆伸出时的油膜厚度 h p 比缩回时的油膜厚度 h M 薄时，即可密封，否则，即有泄漏，因此式（1-14）和式（1-15）可用作部分说明密封机理，或者用来估算唇形密封圈密封性能。
作者注：参考文献[21]指出：“往复运动密封与纯粹旋转运动密封不同之处在于，往复运动密封的泄漏率构成一个循环的两个行程中是彼此不相同的。”
式（1-14）和式（1-15）应用于实际计算还有很多困难，主要是在活塞杆伸出和缩回时无法取得|d p /d l | max 值。有参考文献提出，采用逆向工程（也称反向设计）方法，即先测量出油膜厚度，然后再求解|d p /d l | max 值。在液压缸密封设计中，如果可以预先测量出活塞杆伸出和缩回时的油膜厚度，作者认为大概也没有必要再求解|d p /d l | max 值了。
另外，作者认为式（1-13）～式（1-15）值得商榷
。