為了解決機械密封在高溫、高壓、高速等極端工況下的安全性問題，針對工作在高溫環境下的渦輪泵螺旋槽機械密封變形的量化及其影響問題，開展了熱變形方面的研究。首先，分析了渦輪泵機械密封的結構和使用工況;然后，建立了潤滑性能分析模型，并計算了機械密封在工作時動環和靜環之間的液膜力;最后，使用有限元仿真的方法獲得了機械密封在高溫和液膜力作用下的變形量，分析了變形對機械密封潤滑性能的影響，并將理論數據與試驗數據進行了對比。研究結果表明：液膜力為2 kN時，得到了機械密封動環和靜環的變形量，動環最大變形量為8.3 μm，靜環最大變形量為0.6 μm;考慮變形后，機械密封的最小潤滑膜厚(h_{min})較不考慮變形時的膜厚h要小，而流量Q較不考慮變形時要大;理論計算結果和試驗結果更加接近，證明了理論分析的正確性。該研究結果可為高參數機械密封的相關設計及性能仿真研究提供參考。

　　關鍵詞：渦輪泵;非接觸式機械密封;螺旋槽機械密封;SolidWorks實體建模;液膜力計算;開啟力;泄漏量

　　論文《機械密封熱變形仿真及其對潤滑性能的影響研究》發表在《機電工程》，版權歸《機電工程》所有。本文來自網絡平臺，僅供參考。

　　0 引言

　　機械密封是一種用于控制和防止流體泄漏的密封裝置，其特點是可靠性強、使用壽命長，被廣泛應用于石油、化工、能源、航空航天、核工業等領域[1-3]。機械密封可防止流體從設備內部泄漏或進入設備內部，起到保護設備和環境的作用[4-6]。

　　由于經常被應用于一些高溫、高壓等極端場合，機械密封在使用時的可靠性也越來越受到業界的廣泛重視[7-8]。與接觸式密封相比，非接觸式密封結構能夠在端面之間形成潤滑，從而提高其密封的實際性能[9-12]。

　　目前已有許多學者對機械密封變形等相關問題進行了研究。趙天琦等人[13]建立了超高速齒輪箱機械密封熱流-固耦合仿真模型，進行了超高速傳動系統徑向雙端面機械密封端面的溫升及變形研究，其結論可為渦輪泵機械密封的仿真計算提供參考。謝玉漢等人[14]針對機械密封的端面變形問題，進行了膜壓、膜厚、溫度和變形之間的耦合求解，研究了轉速、密封壓力和介質溫度對上游泵送機械密封端面變形的影響規律;但其結論缺少極端工況參數下的驗證。顧廣溪等人[15]采用有限差分法，求解了密封的壓力分布、開啟力和泄漏量，分析了端面波度幾何參數及密封工況參數對機械密封開啟力、泄漏率的影響規律;但其未將溫度的影響考慮在內，因此其結論存在一定的局限性。宋玉鵬[16]通過計算獲得了密封端面的溫度、應力、變形等變化規律，同時通過試驗證明了上述模型的準確性，該研究工作較為完整，對機械密封相關研究具有很好的參考價值。殷潤生等人[17]研究了機械密封的摩擦副密封環在干摩擦運轉時單力場及熱力變形下的磨損深度，并用磨損理論值對結論進行了驗證，其結果可作為機械密封磨損研究方面的參考。劉帥[18]采用有限元分析法和實驗法，研究了密封環組件的變形規律、應力分布和溫度分布，探討了導致密封環變形的主要因素;該結果對機械密封的有限元仿真研究具有較好的參考價值。李勇凡等人[19]采用實驗測試的方式，分析了機械密封端面磨損的形成機理，得到了兩種彈簧力條件下溫升和位移的演變數據，其結論可為機械密封的減磨設計提供參考。張文豪[20]進行了機械密封端面變形影響因素分析與調控方法研究，得到了不同結構密封端面的溫度、應力等分布情況，其結論可對相關密封試驗結果提供理論依據。張鵬高等人[21]基于窄槽理論，計算了磁流體潤滑螺旋槽機械密封的壓力場和磁流體膜開啟力，分析了結構參數對磁流體膜厚度、密封環角變形的影響，其可為螺旋槽機械密封相關研究提供參考。GLIENICKE J等人[22]進行了高壓、高速下機械密封的數值模擬和實驗研究，其結果表明，高壓、高速情況下，在密封端面形成穩定的全膜潤滑以避免局部干摩擦現象的方法是可行的，該研究可以為密封端面的減摩設計提供參考。LEBECK A O[23]在考慮了機械密封端面波度、錐度和粗糙度的基礎上，建立了機械密封的泄漏模型，研究結果證明，該密封泄漏模型對機械密封實際工況下的性能研究具有較好參考價值。

　　從以上分析可見，對機械密封熱問題的分析很重要，并且已經有很多的仿真及試驗研究結果可供參考。針對螺旋槽機械密封變形的量化及其影響問題，筆者從設計的角度出發，針對機械密封的實際使用工況，使用流體潤滑計算和有限元仿真相結合的方法，討論機械密封的變形問題、動環設計尺寸的優化問題，以及變形對潤滑膜厚度、泄漏量的影響。

　　1 機械密封的使用背景及工況分析

　　相對于其他軸封裝置，機械密封的應用較為普遍，其原因在于機械密封的制造比較簡單，并且具有結構相對簡單、維護成本低且穩定性、密封性好等優點。

　　本研究的對象為螺旋槽機械密封，其主要應用對象是火箭發動機渦輪泵，而渦輪泵是液體火箭發動機的心臟。圖1(a)為火箭發動機渦輪泵工作原理圖，渦輪泵主要功能是把推進劑輸送到主推力室中生成燃氣，并高速從噴管中噴出從而產生推力。圖1(b)為渦輪泵機械密封的結構圖，機械密封主要由動環、靜環、波紋管等組成。

　　非接觸式機械密封端面之間的摩擦磨損極小，甚至不存在摩擦磨損，因此其使用壽命較長、密封性能可靠。此種密封在動環和靜環之間形成一層微米級的流體薄膜，這層薄膜將兩端面分開，使得密封的動環和靜環在旋轉時保持非接觸狀態。這層流體動壓液膜的存在使得機械密封端面避免了干磨損，降低了機械密封的摩擦磨損，提高了密封系統的抗干擾能力和使用壽命。

　　渦輪泵機械密封工況參數如表1所示。

　　表1 渦輪泵機械密封工況參數

　　| 參數/單位 | 數值 |

　　| 轉子轉速n/(r/min) | 0~30000 |

　　| 工作溫度T/℃ | 600~700 |

　　| 介質黏度μ/(Pa·S) | 0.6×10?³~1.5×10?³ |

　　| 壓差ΔP/MPa | 0.5~5.0 |

　　| 軸向載荷W/kN | 5~10 |

　　| 介質溫度T?/℃ | -252~-160 |

　　2 機械密封動、靜環變形仿真

　　在進行機械密封動環和靜環熱變形分析時，使用ANSYS Workbench軟件作為工具。熱變形的有限元仿真流程如圖2所示。根據圖2，首先根據流體潤滑理論以及機械密封的結構、使用工況，通過計算獲得機械密封在給定工作轉速n、工作間隙h下的液膜力F，再將計算結果帶入有限元模型中獲得液膜溫度T，最后通過有限元仿真獲得機械密封熱變形δ的大小和分布規律。

　　2.1 機械密封的數字化建模

　　渦輪泵機械密封動環的二維結構圖如圖3所示。機械密封主要參數包括內外徑及螺旋槽相關參數等，其中，與動環相關的結構尺寸參數如表2所示。

　　表2 機械密封的尺寸參數

　　| 參數/單位 | 數值 |

　　| 動環外徑D?/mm | 145 |

　　| 動環內徑d?/mm | 106 |

　　| 動環厚度H?/mm | 8 |

　　| 靜環外徑D?/mm | 145 |

　　| 靜環內徑d?/mm | 117 |

　　| 靜環厚度H?/mm | 10 |

　　| 槽底圓直徑d/mm | 115 |

　　| 螺旋槽數量N? | 12 |

　　| 螺旋槽深h?/μm | 5 |

　　| 螺旋角α/(°) | 15 |

　　| 螺旋槽寬比B | 0.5 |

　　螺旋槽的槽臺邊界曲線為對數螺旋線，其參數方程如下式所示(r為對數螺旋線半徑，α為對數螺旋線的螺旋角，即螺旋線的切線與動環圓柱面母線所夾的銳角;θ為沿坐標軸的極位夾角)。

　　在使用SolidWorks軟件進行實體建模的過程中，將機械密封動環和靜環的主體結構視為圓柱，再通過拉伸基體操作建立其模型;在繪制螺旋槽時，選擇將密封動環上表面作為基準面，并選擇圓周陣列，將螺旋線旋轉15°，以獲得單周期的螺旋槽，選擇“拉伸切除”命令，切除深度為5 μm，最后生成螺旋槽。

　　渦輪泵機械密封固體域動、靜環模型如圖4所示(仿真計算之前已對動、靜環模型結構進行了簡化，以方便后續的仿真計算)。動環模型選擇圓周陣列，以Y軸為旋轉中心陣列目標;靜環通常鑲嵌在靜環座上，材料采用強度較高的環氧樹脂浸漬石墨，建模時進行了簡化。

　　2.2 機械密封的液膜力計算

　　非接觸式機械密封的液膜厚度h、液膜力F和泄漏量Q等是反映其性能的主要因素，因此在進行機械密封熱變形分析之前，首先需獲知液膜力F的大小。

　　非接觸式機械密封的理論分析模型如圖5所示。當主軸不工作時，靜環受到彈性元件的壓緊力作用，其與動環緊密貼合在一起，起到阻止密封介質泄漏的作用;當主軸開始轉動，密封介質通過動環端面動壓槽的泵送效應被輸送到密封端面處，增強了動環和靜環表面的動壓效應，強化了機械密封的開啟性，并使動、靜環端面分離脫開。

　　用于分析的廣義雷諾方程極坐標形式如下式所示(h為機械密封的動環和靜環之間的密封間隙;ρ為動環和靜環之間潤滑介質的密度;μ為潤滑介質的動力黏度;n為動環的轉速;V為動環與靜環之間的擠壓速度;p為動環和靜環之間形成液膜的壓力)。

　　取一參考平面與靜環表面相重合，當動、靜環平面距離為(h?)時，動環和靜環間的密封間隙可由下式獲得(φ為動環軸線與z軸的夾角在y-z平面上的投影角;γ為動環軸線與z軸在x-z平面上的投影角;(h?)為螺旋槽的深度;θ的起始線與y軸重合，當動環上開有深度(h_c)的螺旋槽時，在非槽區中(h?=0)，在槽區中(h?=h_c))。

　　對液膜壓力P求端面面積上的積分得到潤滑膜力F，如下式所示：(F = ?_Ω P dΩ)。

　　螺旋槽機械密封液膜力的計算流程如圖6所示。根據前期研究中獲得的機械密封快速啟停的試驗數據，結合理論進行計算，獲得了機械密封液膜力F。

　　機械密封快速啟停試驗的時間t為250s，試驗時測得了渦輪泵轉子的轉速n和機械密封的液膜厚度h。n和h隨t的變化關系以及機械密封液膜力F隨t的變化關系如圖7所示。

　　從圖7(a)中可以看出：在試驗開始的階段，短時間內轉速n迅速升至3×10? r/min的額定轉速，150s后轉速逐漸降低直至為0。從圖7(b)中可以看出，液膜厚度h的大小跟轉速n密切相關，當試驗時間t在50~150s之間時，h的大小為6 μm左右，而后h隨n的降低逐漸減小至0。從圖7(c)中可以看出，機械密封在工作時F的變化范圍在0 kN~2.1 kN之間。在運行的開始和結束階段，因為轉速較低，所以動壓產生的液膜力很小;在中間運行階段，轉速達到了幾萬轉，此時機械密封靜環和動環之間的液膜力達到了最大值。

　　2.3 螺旋槽機械密封的變形分析

　　機械密封動環和靜環的相關材料參數如表3所示。

　　表3 機械密封的相關材料參數

　　| 參數/單位 | 動環數值 | 靜環數值 |

　　| 彈性模量E/GPa | 213 | 120 |

　　| 泊松比μ | 0.254 | 0.27 |

　　| 線膨脹系數γ/K?¹ | 11.8×10?? | 4.8×10?? |

　　| 導熱系數λ/(W·m?¹·K?¹) | 20 | 10.8 |

　　| 比熱容C?/(J·kg?¹·K?¹) | 434.6 | 748 |

　　實體模型導入后，需要指定分析對象的特征，即定義單元類型，用來模擬工程中的各種結構和材料。結構分析中應該考慮的參數有彈性模量、泊松比，熱分析應該考慮導熱系數等。

　　從“穩態熱”模塊中打開已導入的模型，選擇“工程數據”，對動環模型的材料和相關材料系數進行定義(研究對象的動環材料為9Cr18，靜環采用浸漬石墨);在進行有限元分析時，先將機械密封動環表面的螺旋槽進行簡化。

　　模型導入后，劃分好網格的動環模型、靜環模型如圖8所示。對于劃分網格部分，選擇Mesh模塊，定義實體網格尺寸為0.5 mm。由于不存在比例過大的問題，因此，對于動環的網格劃分采用常用的六面體網格或者混合網格皆可。

　　為了方便密封環的溫度場仿真計算，進行如下假設：

　　1) 密封環端面間為理想水平間隙，熱量均勻地分布在模型表面;

　　2) 密封環材料物性參數為恒定值，不隨邊界條件的變化而變化;

　　3) 密封介質和外部空氣的流體對流換熱系數不隨流體的溫度變化而改變;

　　4) 忽略密封環端面間的碰磨和摩擦磨損熱，密封端面間為完全流體潤滑;

　　5) 密封端面與潤滑液膜充分接觸，不存在空隙，并且液膜與壁面間充分換熱;

　　6) 不考慮熱輻射影響和重力因素的影響。

　　完成網格劃分后，開始進行熱變形量的分析。根據密封環的工作狀況，可得到動環和靜環的邊界條件設置情況、動環端面施加載荷后的模型圖，如圖9所示。

　　因為動、靜環端面與液膜接觸，承受端面液膜動壓力，所以在計算時，將動環和靜環端面設置為流固耦合面;靜環后端外側和內側通過靜環座進行固定，采用環形約束的形式進行固定，并在其背側添加軸向位移約束;動環外側和背側加載壓力與密封介質壓力相同，內側設置為標準大氣壓，動環內側因為需要與轉子進行固定，所以計算中對動環內側采用環形約束，并在其背側進行固定約束。

　　動環和靜環的工作端面施加均布載荷為2 kN，溫度邊界條件按照靜環和動環內側-160 ℃、外側500 ℃、工作端面-160 ℃、背面500 ℃進行施加。

　　由圖9可知：給動環模型施加溫度和載荷后，溫度和載荷最大的區域為螺旋槽所在區域;動環的內側和外側相比其他區域，受到的溫度和載荷都較低。

　　動環和靜環的熱變形有限元分析結果如圖10所示。圖10(a)為考慮壓力和溫度時動環的仿真結果，從中可以看出：動環產生較大變形的地方是在外側，最大變形量為8.3 μm，此時最大變形量已和機械密封工作時的液膜厚度相當，這對渦輪泵機械密封性能會產生重要影響。

　　圖10(b)為靜環的仿真結果，從中可以看出：因渦輪泵機械密封靜環為浸漬石墨材料，線膨脹系數為4.8×10?? K?¹，遠遠小于金屬熱膨脹系數，所以受熱后的變形量很小;并且石墨材料的塑性不強，受力后的變形量也很小，因此，靜環仿真得到的變形量非常小，且為靜環的固體邊界約束點偏內側方向，所以靜環的最大變形量在其外側，最大變形量為0.6 μm。

　　由以上的變形結果分析可知，靜環在端面壓力和溫差的作用下產生的變形極小。機械密封的潤滑膜厚一般在微米量級，其軸向的變形量遠小于工作膜厚，因此，變形對密封流場的影響可忽略不計。

　　3 機械密封熱變形對其潤滑性能影響

　　由前面的有限元仿真結果可知：機械密封在工作時，動環比靜環產生的變形要大得多，動環的變形量沿著外徑的方向越來越大，最大變形量可達8.3 μm。動環的外側產生了較大變形，最大變形區為大溫差下外側軸向變形，內側變形量較小，使整個密封端面呈現為錐形的結構。

　　在變形后，機械密封的動環表面和靜環表面將不再平行，因此前面介紹的機械密封潤滑性能計算模型中的膜厚公式需要進行修正，此時機械密封的液膜厚度可用兩個量表達，即最小膜厚(h_{min})和最大膜厚(h_{max})。根據動環的變形特點可知，(h_{min})在機械密封的最里端，(h_{max})在機械密封的最外端。

　　機械密封液膜厚度如圖11所示。因機械密封變形前后的載荷不變，所以對液膜進行積分所得的液膜力是相等的，未考慮變形的膜厚h介于(h_{max})和(h_{min})之間。

　　假設機械密封沿著半徑方向的變形增量是相同的，那么就有變形后任意一點的膜厚(h')如下式所示(R為密封動環外半徑，r為動環上任意一點位置處的半徑)。圖11中的( heta?)可根據有限元仿真結果和機械密封動環的變形量計算獲得。

　　在進行潤滑性能的計算分析時，將變形后的最小膜厚(h_{min})與變形前的膜厚h進行對比，同時對比變形前后泄漏量的變化。

　　膜厚和泄漏量隨轉速變化的計算結果如圖12所示。圖12(a)為膜厚隨轉速變化的計算結果，從中可以看出，變形前后的潤滑膜厚均隨著轉速n的增加而增大;在n相同時，h介于(h_{max})和(h_{min})之間;如果在計算時未考慮變形影響，獲得的膜厚計算結果會比實際最小膜厚值大1.5 μm左右，這樣的設計會使機械密封在低轉速時發生磨損。

　　圖12(b)為泄漏量Q隨轉速n變化的計算結果，從中可以看出，在考慮變形后的Q比不考慮變形時的值要大，原因在于變形后動環和靜環之間的間隙增大，使得Q也增大。

　　接下來，在機械密封試驗系統中進行密封的性能測試。其中，機械密封試驗系統實物如圖13所示。該試驗測試系統主要由驅動系統、試驗腔體、加載裝置和密封介質等幾部分組成。試驗條件及機械密封試驗件的結構和尺寸與前面理論計算時相同。

　　機械密封膜厚和泄漏量的試驗測試數據，如圖14所示。從圖14(a)中可以看出，隨著轉速的增加，h從5000 r/min時的2 μm，逐漸增大到了30000 r/min時的8 μm;試驗獲得的膜厚數據介于圖12(a)中的變形后最小膜厚(h_{min})和最大膜厚(h_{max})之間，符合實際情況。

　　從圖14(b)中泄漏量Q的試驗測試數據可以看出：隨n的增大，Q的值也在逐漸增大，從5000 r/min時的0.7 mL/s，逐漸增大到了30000 r/min時的3.3 mL/s。

　　與圖12(b)中的泄漏量理論計算數據相比，試驗獲得的泄漏量值與考慮變形的泄漏量計算結果更為接近，這也證明了理論分析的正確性[26]。

　　4 結束語

　　為了解決機械密封在高溫、高壓、高速等極端工況下的安全性問題，針對工作在高溫環境下的渦輪泵螺旋槽機械密封變形的量化及其影響問題，開展了熱變形方面的研究。

　　使用流體潤滑計算和有限元仿真相結合的方法，討論了機械密封的變形問題、動環設計尺寸的優化問題，以及變形對潤滑膜厚度、泄漏量的影響。

　　研究結論如下：

　　1) 靜環在端面壓力和溫差的作用下產生的最大變形量在靜環的外側，變形極小，僅0.6 μm。其軸向的變形量遠小于工作膜厚，因此，其變形對密封流場的影響可忽略不計;

　　2) 動環產生較大變形的地方是在外側，最大變形量為8.3 μm，最大變形量已和機械密封工作時的液膜厚度相當，這對渦輪泵機械密封性能產生了重要影響;

　　3) 在轉速相同時，不考慮機械密封變形獲得的膜厚h在考慮變形時獲得的最大膜厚和最小膜厚之間;如果在計算時未考慮變形影響，那么膜厚計算結果會比實際最小膜厚大1.5 μm左右，這樣的設計會使機械密封在低轉速時發生磨損;

　　4) 對于機械密封，在試驗臺上進行了性能測試，從試驗結果可知，測得的膜厚數據h在考慮變形時計算獲得的最大膜厚和最小膜厚之間，泄漏量Q的試驗測試數據與考慮變形的泄漏量計算結果更為接近，證明了理論分析的正確性。

　　上述理論和試驗研究結果可為高參數機械密封的設計和試驗提供參考。

　　后續，將繼續探索機械密封在高溫下變形量的實測技術，以期對機械密封靜環和動環的變形量進行理論和試驗對比。

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