轴承腔环瓣式浮环密封摩擦热分析*

2020-09-22王佳星李双喜马文杰冯瑞鹏刘志伟

机电工程 2020年9期

王佳星，李双喜*，马文杰，冯瑞鹏，刘志伟

(1.北京化工大学流体密封技术研究中心，北京 100029；2.北京航天动力研究所，北京 100076)

0 引言

航空发动机主轴承腔处于高温、高速、变载荷等较为恶劣的工况中[1]，对密封的要求较高。环瓣式浮环密封具有适应工况范围广、密封性能稳定性强的特点，因此已经成为航空航天领域重要密封形式之一[2]。工作状态下过高的温度会导致润滑油在密封处产生碳化，增大密封面摩擦磨损，导致密封寿命减小，甚至密封环损坏，因此摩擦生热的冷却降温尤其关键。

韩国的Kyung Won University机械工程系对液体火箭涡轮泵中浮环密封进行了研究分析[3]。美国航天局在1978年对液体火箭涡轮泵转轴中的分瓣浮环密封做了NASA分析报告[4-5]，认为分瓣浮环密封在高速、低压、极端温度的条件下，具有更低的磨损和泄漏量，并且具有很长的使用寿命。苏令[6]根据Ng和Pan湍流润滑理论，修正并完善了内开动压槽结构的环瓣式浮环密封数值计算模型，模型加入了结构参数对密封性能的影响；王飞[7]在此基础上分析了密封的性能，并对密封的结构参数进行了优化，使密封在保证最小泄漏量的条件，尽可能地减少摩擦磨损；郑利胜[8]通过建立三维模型，将热载荷与密封环结构耦合，得到了受摩擦热影响下的密封应力状态；闫玉涛[9]利用摩擦磨损试验机研究了石墨M210在高温状态下的摩擦磨损性能，这种石墨材料的摩擦因数在高温下先增大后减小，最后保持稳定；胡亚非[10]研究了不同浸渍石墨和人造石墨的摩擦磨损特性，发现浸锑石墨比较容易形成稳定的膜润滑状态。

本文将针对航空发动机主轴承腔高转速、变压差下摩擦生热问题，通过有限元软件，将密封摩擦发热以热边界条件的方式施加到跑道模型上，模拟跑道的温度分布及冷却油散热效果，找出不同参数对密封发热量的影响，得出影响密封发热的主要参数，为环瓣式浮环密封的性能优化提供改进思路。

1 环瓣式浮环密封热边界条件

1.1 环瓣式浮环密封工作原理和热环境

环瓣式浮环密封作为一种具有自动补偿功能的径向密封，可以在高温、高速的工况下，很好地抵消轴膨胀和轴跳动。

密封分为接触式环瓣式浮环密封和流体动压型环瓣式浮环密封。接触式环瓣式浮环密封环内径与转子处于接触状态，流体动压型环瓣式浮环密封环内径与转子处于非接触状态。密封结构主要包括：密封环、跑道、密封座、压缩弹簧、环形箍紧弹簧、防转销[11]。

环瓣式浮环密封结构如图1所示。

图1 环瓣式浮环密封结构图

由图1可以看出：密封环的内径表面与装在转轴上的跑道外径面配合接触，形成主密封面，承受高速转动摩擦；密封环侧面的凸边与密封座的端面贴合，形成辅助密封界面；环瓣密封环与跑道的初始载荷接触状态靠环形箍紧弹簧实现，与密封的初始接触载荷靠压缩弹簧或者波形弹簧实现。

停车工况下，通过弹簧提供的闭合力和高精度的配合面，密封环可以形成比较良好的静密封。封环的环瓣中间位置开定位槽，与密封座上的防转销配合，既可以防止密封随轴转动，又允许密封径向移动，可以补偿轴的偏心和转动时的径向跳动。密封环的主副密封面凸缘均设置在靠近低压侧，这样可以有效地降低压差引起的不平衡力，减小接触载荷，减少摩擦磨损，增加使用寿命。密封环的分段数一般为3～5段，具体的数量主要由石墨材料的强度决定[12]，强度高，分段数可以增加。增加密封环的分段数，可以减小密封环运转时的扭转力矩，使密封环受力摩擦均匀。密封环两个分段搭接部分留有一定间隙余量，可以对主密封面磨损时以及在制造、安装过程的误差进行径向补偿，防止搭接头顶撞而使主密封面出现接触不良[13]。

轴承腔工作状态下，密封面会因为摩擦生热，同时润滑油会不可避免泄漏到密封面上，过高的温度会导致润滑油在密封处产生碳化，增大密封面摩擦磨损，导致密封寿命减小，甚至密封环损坏，因此散热就很重要。

轴承润滑和降温多采用喷射供油和环下供油的方式[14]，跑道喷油散热的方式主要有3种，分别是跑道外径直喷式、环下油孔冷却式、悬臂环下冷却式。笔者将以悬臂环下冷却式作为分析对象，研究跑道的温度分布及散热情况。

1.2 环瓣式浮环密封热边界条件

有限元模型分析的边界条件包括冷却油入口、冷却油出口以及热边界条件。其中，热边界条件主要有主密封面的摩擦热、跑道与空气接触的热对流边界、滑油与空气接触的热对流边界、跑道与轴之间的导热系数。热流密度可以通过密封面摩擦生热量比上接触面积求得，导热系数可以通过相关资料查取。而由于流体介质流动的复杂性，对流换热系数的确定只能估算。

(1)密封摩擦热

环瓣式浮环密封的发热主要有两部分组成，包括主密封面的发热和辅助密封面的发热[15]。

主密封面的发热量为：

Q1=πD0Bpg1f2Vg1

(1)

辅助密封面的发热量为：

(2)

在运行过程中，主轴的径向跳动量很小，辅助密封面的摩擦线速度Vg2很小，因此辅助密封面的摩擦热可以忽略不计，进行有限元模拟分析时，只须计算主密封面的摩擦热，作为密封的热边界条件。

(2)对流换热系数

对流换热系数计算公式[16-17]为：

(3)

式中：Rec—流体旋转运动的雷诺数，Rec=ωd2/v；Ref—流体轴向运动的雷诺数，Ref=ud/v；Pr—普朗特常数；α—对流换热系数，W·m-2·K-1；d—传热面直径，轴向为柱面外直径，径向平面随直径方向逐渐增大，m；ω—跑道角速度，rad·s-1；ν—流体运动粘度，m2·s-1；u—跑道周围介质轴向平均流速，本文主要为密封泄漏量流速，m/s；λ—流体的导热系数，W·m-1·K-1。

根据经验可知，气体与金属的对流换热系数相对比较小，并且不同位置半径处的对流换热系数差值很小，因此对流换热系数在跑道直径方向的变化可以全部约等于跑道外径面处的对流换热系数。

2 摩擦生热与散热影响因素分析

2.1 浮环密封热分析有限元模型

浮环密封摩擦热过程主要分为摩擦生热与跑道散热，有限元模型分为两部分：跑道和冷却油膜。

跑道散热有限元模型及边界如图2所示。

图2 模型及边界示意图

由图2中可看到：基于有限元模型，在摩擦生热工况下，跑道外侧通过施加相应的边界条件模拟实际工况，与密封环接触的跑道面施加密封环摩擦发热量，分析密封结构参数、工况参数、摩擦系数对密封发热的影响。

在冷却油冲洗散热工况下，跑道内侧面与冷却油直接接触，跑道和油之间的换热系数可以通过Fluent有限元软件迭代计算，大大提高了计算精度。跑道采用sweep方法划分为六面体网格，为提高计算精度，流体部分按膜厚方向进行sweep划分为六面体网格，最小不少于3层。

经过网格无关性测试，证明网格质量满足要求，没有因网格问题产生的计算误差。

在进行有限元模拟时，为研究阻封气温度对跑道的影响，笔者加入阻封气的温度变量，在不同阻封气温度下，研究通油量对跑道降温效果的变化。

模型边界条件加载如表1所示。

表1 边界条件

由表1可以看出：在计算对流换热系数时，需要介质在不同温度下的运动粘度、导热系数和普朗特常数，模拟的阻封气为空气。跑道材料选用Fluent中内置钢材料。密封冷却油由轴承腔润滑系统提供。

由于冷却油在冷却跑道的过程中参数不断变化，为提高计算精度，在Fluent软件中创建材料时，笔者先将参数随温度的变化物性参数拟合成近似曲线，提取曲线的拟合公式，最后把公式输入到Fluent中。

2.2 浮环密封摩擦生热及温度场分析

2.2.1 主轴转速对密封发热量的影响

在压差为0.08 MPa条件下，笔者模拟转速在10 000 r/min和30 000 r/min情况，转速对密封发热影响相当大，阻封气温度将达到几百摄氏度，高压侧温度集聚将更加严重，跑道必须增加有效强制降温措施。经分析得出，转速对跑道发热量的影响呈近似线性增长趋势，这对于轴承腔热平衡计算是不可忽视的因素。跑道温度升高也间接表明密封摩擦磨损加重。

2.2.2 压差对密封发热量的影响

转速为18 000 r/min下，随着压差的增大，摩擦发热更加明显，这会导致跑道热应力和热变形增大，密封与跑道的贴合程度变差，使密封性能变差。经分析得出，压差与跑道最高温度成线性增长。当设计压差较大时，为提高跑道的散热效果，可以增加密封环的数量，采用多级密封，将热源分散，既可以降低密封的泄漏量，又能提高跑道的散热效果。

2.2.3 环形弹簧箍紧力对密封发热量的影响

在密封结构、工况确定的条件下，可以通过弹簧箍紧力调节密封的随动性和微调密封泄漏量。环形弹簧箍紧力对密封发热量影响非常大，在设计弹簧箍紧力时，应充分考虑密封环摩擦和温度对弹簧力的影响。

经分析得出，箍紧力与跑道最高温度呈线性变化，同时，当转速由18 000 r/min增加到 30 000 r/min时，跑道最高温度相同的情况。通过对比可以发现，箍紧力与压差引起的发热量变化可以直接进行叠加，即一条压差温度变化线与一条箍紧力温度变化线即可得到在两个变量范围内任意组合下的跑道最高温度，这对于估计跑道在某一工况下的跑道最高温度有比较大的实际意义。

2.3 浮环密封冲洗散热分析

轴承腔工况参数如表2所示。

表2 轴承腔工况参数

根据表2中的参数，笔者对高压侧阻封气温度分别为100/300 ℃条件下，冷却油供油量从0.5 L·min-1到7 L·min-1，跑道温度的变化情况进行模拟。

不同阻封气温度在通油时的跑道散热温度分布云图如图3所示。

图3 跑道散热温度分布云图

从图3可以看出：跑道内侧喷油可以明显降低跑道温度，尤其是轴承腔低压侧跑道的温度；同时，在高转速下，高温阻封气对跑道的温度分布影响也很大。

将图3(a，c)分别与图3(b，d)进行对比可以发现：

(1)当冷却油量从0.5 L·min-1增加到3 L·min-1，油冷却效果对油出口侧的跑道冷却效果非常明显，对于阻封气侧的温度影响效果相对较小；

(2)当冷却油量为0.5 L·min-1时，冷却油出口温度与所接触的跑道的温度差别不大，说明冷却油吸热量已经接近饱和，可以通过增大通油量来提高跑道降温效果；

(3)当冷却油量为3 L·min-1时，油温进出口的变化不大，表明跑道与冷却油换热量已经接近饱和，再增大通油量降温效果已经微乎其微。

对比图3(b，d)可以发现，当阻封气温度从100 ℃增加到300 ℃时，密封摩擦热的影响温度环带逐渐消失，这表明跑道的温升主导因素从摩擦热变为阻封气加热。

随着喷油量与阻封气温度改变，冷却油出口温度和摩擦面温度的具体数量变化情况如图4所示。

图4 冷却油出口和跑道摩擦面温度分布

图4(a，c)中，冷却油出口温度分布横坐标为边界a到b；图4(b，d)中，摩擦面温度分布横坐标为边界s到r。

3 试验验证

密封试验装置结构如图5所示。

图5 试验装置结构图1—密封环；2—密封腔；3—跑道；4—涨套

根据图5的结构并结合前面的分析，通过对密封环施加不同压差、转速、环形弹簧箍紧力等，笔者验证了理论计算结果的准确性。

3.1 压差对泄漏量的影响

环瓣式浮环密封变压差泄漏量试验主要包括两方面：静态泄漏量和动态泄漏量；测量压差范围为0.01 MPa～0.1 MPa，出口压力为大气压；动态泄漏量测量转速为18 000 r/min。

试验时，测量值为密封总泄漏量。将结果与理论计算值进行对比可以得出，随着压差的增大，密封静态泄漏量的试验值与计算值增长趋势逐渐放缓；试验值与计算值误差随着压差的增大而增大，这主要是由于试验测量时，密封环未与跑道跑合，加工和安装的误差导致的密封泄漏间隙影响随压差的增大而被放大；密封动态泄漏量变化趋势基本相同，但试验值曲线与计算值曲线的贴合程度明显加强，由此说明，密封的跑合优化了试验值与计算之间的误差。

由以往对密封泄漏量的计算经验可以得出，这种误差已经属于可接受误差范围内。

3.2 转速对泄漏量的影响

在0.04 MPa和0.1 MPa压差下，试验测试密封随转速的变化情况，通过与计算值的对比分析，主要验证速度系数的准确性。试验转速范围为6 000 r/min～20 000 r/min，可以得出密封泄漏量随转速增长呈内凹型曲线增长。试验值与计算值趋势相同，这说明转速对密封的影响越来越大。

根据试验分析，转速对密封泄漏量的影响主要来源于电机主轴的跳动。转速的增加，主轴跳动给密封环带来的惯性力会成加速增加，导致密封的追随性降低，进而使密封的泄漏量增大。

试验值与计算值的贴合性逐渐变好，密封与跑道的跑合使密封泄漏量在一定程度上得到了优化，由此也证明了速度系数的准确性。

3.3 环形弹簧箍紧力对密封性能的影响

环形弹簧作为密封正常运转的核心部件，其大小影响密封的泄漏量和发热量等密封参数。通过对密封环施加不同环形弹簧箍紧力，验证了理论计算结果准确性。

研究箍紧力对密封发热量的影响，可以通过试验时测量密封运转一定时间后跑道的温度变化情况。环形弹簧箍紧力对密封的发热量影响很大，为保证密封环不会因发热量过大被烧坏，试验时仅测量无通压、转速为8 000 r/min、运转5 min条件下跑道的温度。跑道温度采用测温枪测量，测温枪对准跑道内侧表面，读取跑道内表面最高温度。

通过弹簧测力计测得弹簧拉力值如表3所示。