基于多物理场耦合的航空发动机燃油泵液膜密封仿真分析与试验*

任宝杰 郝木明 胡广阳 王铭章 苏志善 李勇凡

(1.东营海森密封技术有限责任公司 山东东营 257000；2.中国石油大学(华东) 新能源学院 山东青岛 266580；3.中国航空发动机集团航空发动机动力传输重点实验室 辽宁沈阳 110015；4.中国航发西安动力控制科技有限公司 陕西西安 710077)

机械密封作为旋转机械的重要部件，在工业上得到了广泛应用[1-2]。随着现代工业的发展，机械密封的使用环境越来越苛刻，对机械密封的性能提出了更高的要求。对于接触式机械密封，高参数工况下机械密封存在润滑失效问题，导致整机故障[3]。

非接触式液膜密封因其兼具密封性和良好的润滑特性，能够实现在高参数工况下的长寿命安全运行。在实际运转中，非接触式液膜密封端面的润滑流体膜处于微米级，与密封环受到热力影响产生的变形处于同一量级，因此在对高参数液膜密封进行分析时，应考虑热-流-固多物理场的耦合效应。QIU和KHONSARI[4]基于CFD-ACE+得到了螺旋槽机械密封副的温度和压力分布。WU等[5]采用FLUENT建立密封环、周围冲洗液和其他密封组件的三维流固耦合模型，分析了机械密封的流场和温度分布规律。杨丹丹等[6]建立了高温油泵机械密封的三维力热耦合分析模型，指出力热耦合变形中热变形占主导地位。朱维兵等[7]采用ANSYS Workbench对斜线槽上游泵送机械密封进行单向流固耦合分析，分析了工况参数对密封环变形的影响。

为提高非接触式机械密封的性能，相关学者针对端面槽型优化开展了大量研究工作。在单列螺旋槽的基础上，LAI[8]提出了人字槽和Y形槽等双列螺旋槽结构；丁雪兴等[9]采用多目标优化理论对人字槽密封和螺旋槽密封进行结构优化，结果表明人字槽密封的综合性能高于螺旋槽密封；MENG等[10]采用三维热流模型，分析了人字槽结构参数对密封性能的影响。总体而言，与单列螺旋槽液膜密封相比，人字槽液膜密封同时具有上游泵送和下游泵送的能力，具有更大的流体膜厚度及流体膜刚度，稳定性优于单列螺旋槽[11-12]。黄伟峰等[13-14]发现了机械密封在高转速下的温升和变形对密封性能的削弱效应，总结了机械密封特性参数变化规律并应用于上游泵送机械密封的设计优化。YANG等[15]基于热弹流分析方法，对三角形织构进行数值计算后发现该织构形槽型对于密封性能具有明显提升作用。孙鑫晖等[16]在考虑热流体动力学特性基础上，对槽数、槽深等参数对于密封性能的影响进行计算分析。

本文作者以某型航空发动机燃油增压泵燃油侧机械密封为研究对象，针对燃油侧机械密封温升过高导致密封失效的问题进行密封端面的结构设计。基于流变学、摩擦学与润滑理论、材料学、传热学等学科的基本原理，建立了适用于航空发动机燃油增压泵用机械密封多物理场仿真分析模型，并通过试验验证了人字槽机械密封的性能满足燃油泵运行要求。

1 理论模型

1.1 物理模型

燃油侧机械密封动静环物理模型如图1所示。

图1 机械密封结构

图2所示为人字槽液膜密封端面结构示意图，人字槽型端面结构特征参数为槽数N与槽深hg，槽数N预设计范围为12～24，槽深hg预设计范围为16.0～40.0 μm。

图2 密封端面结构

1.2 考虑粗糙度的雷诺方程

考虑表面粗糙度的、描述机械密封端面液膜压力分布的控制方程如式(1)所示[13]。

(1)

1.3 粗糙表面微凸体弹塑性接触力模型

随微凸体法向变形量逐渐增大，将依次发生弹性变形、弹塑性变形和塑性变形，同时也产生相应的弹性接触力、弹塑性接触力和塑性接触力。描述包括所述3种接触力阶段的理论模型如式(2)所示。

(2)

式中：pt(h)、pet(h)、pept(h)、ppt(h)为总接触压力、弹性接触压力、弹塑性接触压力、塑性接触压力，Pa；w为微凸体法向变形量；w1、w2为初始屈服点临界法向变形量、完全塑性变形的临界法向变形量；ys为表面凸峰平均高度线和表面平均高度线之间的距离；z为微凸体的高度(相对于表面凸峰平均高度线)；φs(z)为微凸体高度分布的概率密度函数(以表面凸峰平均高度线为基准)；h为以表面平均高度线为基准的两表面平均距离；R为微凸体的曲率半径；H为软材料的硬度，Pa；η为微凸体面积密度。

1.4 能量方程

描述机械密封端面液膜温度分布的控制方程(平均能量方程)如式(3)所示。

(3)

1.5 热传导方程

非接触式机械密封动环、静环和液膜的温度计算方法与接触式机械密封动静环温度计算方法相一致，影响密封环温度场的主要因素有2个：一是密封环旋转生成热量，二是密封静动环与液膜及外界流体进行热量交换。热量主要由两部分组成：一是搅拌热，由于主轴旋转使得流体流动搅拌而产生；二是摩擦热，因动环旋转并且液体具有黏性而在端面间隙产生。由于对流传热是密封环同流体热量交换的主要方式，故而影响环温度分布的主要参数之一便是对流传热系数。

在整个密封系统中主要涉及到的热传递方式有以下几种：

(1)密封动静环端面与间隙流体之间是流-固耦合传热；

(2)密封动静环内部同种介质之间通过热传导方式传递热量；

(3)密封环内外侧流体与环的内外径之间是对流传热。

温度场和变形的研究对象是动环和静环，极坐标下弹塑性体的传热方程如下：

(4)

式中：T为温度，℃；Q/υ为内部生成热；cp为比热容，J/(kg·℃)；k为传热系数，W/(m·℃)。

传热方程变为

(5)

密封环的周围是密封介质，它们之间的传热方式是对流传热。对流边界条件要求垂直于边界的传导热流等于通过对流传热带走的热量。

因此对流传热边界满足如下方程：

(6)

对于耦合端面，要求传递的总热量与生成热相等。则耦合边界条件数学表达式为

(7)

式中：α为对流传热系数，W/(m2·℃)；T∞为环境温度，℃；k1、k2为结构1和2的传热系数，W/(m·℃)；T1、T2为结构1和2的温度，℃。

1.6 对流传热系数

机械密封的传热计算主要是指密封动、静环与周围介质间传热效应的计算，其对流传热系数α目前基本均采用经验公式或半经验公式进行计算。

(1)静环外圆面与介质之间：

Nu=0.023εlRe0.8Pr0.4

Nu=2αl/λl

Re=2vl/υl

(8)

式中:εl为修正系数，一般可取εl=2；l为静环外圆面与密封箱内周壁间的径向间隙；λl为液体介质的导热系数；υl为液体介质的运动黏度；v为静环外周周围介质的轴向流速。

(2)动环外圆面与介质之间：

(9)

2 数值求解方法

采用的仿真计算流程如图3所示。该计算流程以开启力与闭合力相平衡为最终的收敛判别依据，同时包括液膜压力场收敛、液膜温度场收敛、密封环端面温度分布收敛等3个子判别依据；满足上述各判别依据之后，端面间隙形状将自行满足收敛。

图3 仿真计算流程

表1给出了文中所采用的密封结构参数和工况参数。

表1 密封面几何结构与工况参数

采用数字式黏度计测量所购油品在不同温度下的动力黏度，利用所测数据拟合介质的黏温关系方程(黏温特性模型)，以用于仿真计算。油品的实测数据及拟合公式如图4所示。

图4 黏温特性曲线

表2给出了密封环温度场及力热变形计算相关物性参数。

表2 密封动静环物性参数

机械密封密封环的力、热边界条件序号如图5所示，密封环计算力、热边界条件序号所对应的边界类型如表3所示。

图5 密封环边界序号

表3 密封环力、热边界条件类型

3 计算结果与分析

设定转速为9 210 r/min，密封外径压力设定0.60 MPa，环境温度设定25 ℃，密封内径压力设定0.10 MPa,计算所得燃油侧平端面接触式机械密封与人字槽液膜密封性能特征参数见图6，人字槽液膜密封计算结果如图7所示。

由图6可知，在计算工况下该人字槽型密封结构泄漏量约0.138 mL/min，空化率约0.97%，端面平均温度约117.6 ℃，计算泄漏量满足相关设计要求，这与该密封端面结构所具有的上游泵送效果密切相关。

图6 平端面密封与人字槽型密封性能特征参数

与平端面接触式机械密封进行对比，虽然人字槽型液膜密封泄漏量大于平端面密封，但是人字槽型密封摩擦扭矩与摩擦功率均小于平端面接触式机械密封，人字槽型密封端面平均温度低于平端面密封端面平均温度约50 ℃，端面温度的降低可相当程度减小密封介质高温变质、积碳发生和密封环高温热裂、疱疤的可能性。另外，与平端面接触式机械密封相比，由于人字槽型液膜密封摩擦副之间存在一层薄膜流体，在运行工况发生波动时，薄膜流体具有的刚度特性可实现端面膜厚的自动调整，以适应外界工况的变化；在密封闭合力突然增大时，密封端面薄膜流体的存在可起到减冲缓阻作用，避免密封摩擦副可能出现的接触撞击，有利于密封运行稳定性的提高。

分析图7(a)可以得出，双环带人字槽型密封端面间流体膜的压力分布有2个低压区域，分别出现在人字槽的外径侧槽的槽根处及内径侧槽的槽根处，最低压力为流体在计算温度下的饱和蒸汽压；在人字槽型的岔口尖端处出现高压区，其最大压力约为1.80 MPa。人字槽型液膜密封相当于在同一密封端面开设不同的两组螺旋槽，在动环旋转以及内外径压差的作用下，端面流体具有较高的动能和压能，当流体在随着动环端面旋转的情况下遇到人字槽岔口尖端壁面，降速升压，故此处出现高压区。由于端面高压的存在使密封动、静环端面间充满一层厚度为微米级的薄膜流体而维持密封端面摩擦副的非接触状态，从而避免了端面固体直接接触而引起的密封副摩擦磨损现象，降低了密封环因摩擦磨损而出现热裂、疱疤、崩边等密封失效行为的可能性；且由于该结构通过端面开设的动压槽在旋转条件下的黏性剪切作用,把高压侧泄漏到低压侧的被密封介质再反输至高压侧，降低了被密封介质由高压侧向低压侧的泄漏，大大提高了密封运行可靠性、稳定性。

图7(b)所示为预设计结构参数下人字槽型密封端面流体温度分布。可明显地看出，密封端面流体温度基本在120～140 ℃左右，靠近外径侧槽区温度略低于靠近内侧处槽区温度，这是由于靠近内径槽区面积较大，流体动压效应强，流体与槽坝的摩擦热高于靠近外径处温度。另外虽然该结构密封端面存在一层薄膜流体避免了密封副的直接固体接触，相对减少了摩擦生热功率并使密封端面温度降低，但由于运行工况的高转速与密封燃油介质具有较大的黏度，故密封端面温度仍较大于密封内外径处介质温度。

基于能量守恒，对密封动静环及周围流体进行传热计算，得到人字槽型密封动环、静环温度分布，如图7(c)、(d)所示。可以发现，密封动静环温度最大值均位于密封摩擦副接触端面处，但动环温度最值低于静环温度相应最值，这是由于动环材料9Cr18的导热系数高于静环材料M298的导热系数，增大了热量在动环内部的传递，且由于动环随转轴的运动增大了动环与周围流体的对流换热，故虽然密封端面流体黏性剪切热量流入动环量大于密封静环，但动环内大部分区域温度仍略低于静环温度。同时可看出，动环内温度梯度分布明显大于静环内温度梯度分布，这也是由动环材料9Cr18的导热系数高于静环材料M298的导热系数所决定的。另外，虽然密封外径侧对流传热系数高于密封内径侧，但由于密封外径侧介质温度大于内径处温度，故密封动静环外径侧温度仍均相对高于内径侧温度。

图7(e)、(f)所示为人字槽型密封动环、静环轴向力热变形。可以发现，密封动环最大变形发生在密封摩擦副接触端面外径处，该处边界条件为液膜压力与温度分布；密封静环最大变形发生在静环远离接触端面处，该处为轴向约束边界条件；密封静环最小变形发生在密封摩擦副接触端面内径处，该处边界条件为液膜压力与温度分布。分析可知，由于密封动环材料9Cr18的弹性模量远大于密封静环材料M298的弹性模量，因此密封动环发生力热变形能力弱于密封静环，故虽然在密封摩擦副接触端面处具有相同的力热边界条件，但静环端面最小变形量6.26 μm仍大于动环端面最大变形量3.72 μm。根据密封动、静环端面变形计算可知，密封环变形量与密封端面流体膜厚、端面动压槽深皆为微米量级，密封环变形的发生将通过对端面流体膜厚的影响而进一步对密封性能产生影响。因此在模拟分析时采用了热流固双向耦合的方法，即通过计算软件MatLab与ANSYS的相互调用，实现密封端面流场、温度场、密封环变形的双向计算，提高了该仿真计算的精确性。

图7 人字槽型密封热流固耦合计算结果

4 试验验证分析

试验总时长2 h，为稳态试验过程，转速9 210 r/min，介质压力为0.5 MPa。对泄漏量、工装处温度、工装处介质温度及轴套温度进行测量和记录，每30 min记录一次数据。试验前后密封环对比如图8所示。

图8 试验前后密封环端面情况

从图8(b)中可以发现：动环端面磨痕呈周向布置，均匀、无断续痕迹；端面有明晰的3个区域，对应外侧坝区、中间槽区、内径坝区；对应中间槽区部分磨痕较两侧为重，符合启停过程中槽边刮削所致，但无任何崩边、掉块等接触式密封常见问题。如图8(b)所示，动环内径侧划痕明显，这与图7(f)的静环变形方向及规律相对应，静环轴向变形形成沿内径到外径的收敛形锥度，导致动环内径处接触比压更大，磨痕相对明显。这一定程度验证理论计算结果的准确性。

如图9所示是温度和泄漏量随时间的变化。在试验过程中，各处温度稳定，无较大波动。未观察到有泄漏产生，泄漏量始终为0，可满足密封使用需求。

图9 温度和泄漏量随时间的变化

5 结论

(1)以描述粗糙表面的流体动压润滑方程、热效应能量方程、粗糙表面微凸体弹塑性接触力方程、固体传热学方程及固体弹性力学方程等基本理论为指导，建立了适用于航空发动机燃油增压泵用机械密封的热流固多物理场耦合理论模型，基于计算软件MATLAB与ANSYS的耦合求解原理确定了仿真计算流程，给出了机械密封动静环的计算物理模型、计算工况参数、密封环计算边界条件，并使用数字式黏度计测量、拟合分析出燃油黏温关系方程。

(2)依据所建立的燃油增压泵机械密封热流固耦合理论模型，开展了人字槽型密封的仿真分析，与平端面接触式机械密封进行对比，人字槽型密封端面平均温度降低约50 ℃，有利于密封运行稳定性的提高。

(3)对人字槽型机械密封进行了验证试验。密封测试过程中，各处温度始终保持在稳定范围，且未观察到有泄漏产生，泄漏量始终为0，满足航空发动机燃油增压泵对密封性能的要求。