潛深艉軸機械密封熱固耦合變形特性分析

王剛偉，王娟，田佳彬，盧明劍，歐陽武，湯敏

(1.武漢第二船舶設計研究所，武漢 430205；2.武漢理工大學 a.智能交通系統研究中心；b.交通與物流工程學院，武漢 430063)

機械密封具有可靠性高、泄露少、功耗低，以及自動補償等諸多的優點，目前已經在船舶和潛器的軸系密封結構中得到廣泛的應用。機械密封的摩擦副之間存在著一層薄薄的介質液膜，動環和靜環之間相對旋轉形成的動壓效應實現動密封。機械密封通過介質壓力及補償機構(通常是彈簧)的彈性力來保持動環和靜環間的端面貼合。在理想的工作模式下，機械密封的摩擦副之間充滿著一層薄薄的介質液膜，不存在端面的直接接觸，這樣不僅可以避免或減少密封端面的磨損，同時能夠顯著減小泄漏量。但是由于介質壓力和彈簧力的共同作用，密封端面上會產生機械變形，從而導致端面上的局部接觸。在機械密封工作時，端面間的接觸摩擦和端面對介質液膜的黏性剪切作用都會產生熱量，從而引起密封的熱變形；端面上的熱變形又通常會導致接觸區域的進一步減小，使得密封端面的局部產生高溫及高應力的工作狀態，進而影響密封的效果和工作壽命。

近年來隨著機械密封向高壓、高速、高溫，以及大尺寸等工作環境拓展其應用領域，上述端面變形和溫度之間互相影響和促進的問題愈加嚴重。對于潛器艉軸機械密封，工作環境更加嚴苛，其介質壓力可達2～10 MPa，摩擦副的熱固耦合變形更加顯著，是其主要失效形式。相關的研究有通過有限元法對某一型號艉軸密封分別進行了力和熱變形分析,結果發現熱變形在整體變形中占主導地位。在此基礎上進一步的研究表明，受力引起的變形與熱變形趨勢相反，在內徑處產生最大壓縮位移，外徑處產生最大拉伸位移，而熱力耦合變形介于兩者之間。有學者考慮了密封在運轉前由介質壓力導致的端面初始變形，分析端面的溫度分布規律，發現初始變形對機械密封最高溫度和接觸位置均產生一定的影響。有學者通過有限元模型分析了密封摩擦副溫度和變形規律及對密封性能的影響，給出了密封摩擦副材料選取的建議。有學者研究動環轉速對端面溫度的影響，結果表明，轉速越高，溫度越高；而選取導熱系數高的摩擦副材料可有效降低最高溫度。有學者針對不同工況下的機械密封進行熱固耦合分析得到了摩擦副的變形情況。此外，相關學者針對不同摩擦副材料和摩擦副表面織構對密封溫度、變形，以及性能的影響進行了相關研究，比如以合金與青銅材料為密封擦副進行密封性能試驗，測試密封端面溫度和泄漏量等性能參數；研究摩擦副表面織構對密封變形和性能的影響。

以上研究都主要是針對淺水或輕載工況下的密封變形及性能，而對于深海環境高介質壓力下機械密封熱固耦合變形的研究相對較少。為此，建立高分子材料/硬質合金為摩擦副材料的某潛器艉軸機械密封的二維熱固耦合有限元模型，分析介質壓力、摩擦系數、彈簧比壓對機械密封溫度場和變形的影響。

1 機械密封摩擦副熱固耦合模型

1.1 傳熱模型

機械密封的實際工況通常較為復雜，如果考慮所有的因素進行數值建模往往是不現實的，不僅會增加運算量，有時甚至導致無法進行求解。這里建?；谝韵录僭O。

1)機械密封的結構和載荷均為軸對稱。

2)忽略端面對介質液膜黏性剪切作用產生的熱量。

3)傳熱為穩態傳熱。

4)忽略由于過盈配合產生的附加應力、變形和接觸熱阻。

根據以上假設和熱力學理論，采用柱坐標，機械密封的軸對稱穩態熱傳導微分方程為

(1)

式中：為溫度；、分別為軸向和徑向坐標。

本模型需滿足傳熱學的三類邊界條件。

1.2 熱流密度

機械密封的溫度升高和熱變形通常主要來自端面接觸的摩擦熱。從數量級來看，接觸面微凸體層的厚度與密封的尺寸相差交大，因此可以忽略，故本研究中摩擦熱加載采用表面熱，即施加第二類熱邊界條件。在機械密封實際工作時，摩擦熱同時產生于密封的靜環和動環端面，其總的熱流密度可通過下式進行計算。

()=()

(2)

式中：()為半徑處的總熱流密度；為摩擦系數；()為半徑處的接觸壓力；為動環旋轉角速度。

摩擦熱在動環和靜環間的分配往往較為復雜，受到材料、結構等諸多因素的綜合影響。在穩態工作時，密封端面間能夠充分進行熱傳導，且本文忽略接觸熱阻的影響，故認為接觸區域的溫度基本相等。通過有限元法進行模擬時，可以通過在接觸面上施加極大的接觸導熱率來實現，將接觸導熱率設置為109·W/(m·K)數量級。

1.3 對流換熱系數

介質與密封間的對流傳熱會帶走一部分熱量，因此需要在模型中施加第三類邊界條件。介質相對于動環的流動主要包括旋轉流動和軸向流動，其間的對流換熱系數可按下式計算。

(3)

靜環與介質間的對流換熱系數可按下式計算。

(4)

1.4 熱固耦合計算

根據式(2)，計算密封靜環和動環端面上的熱流密度需要已知接觸應力。因此，熱固耦合計算按如下。

1)不加熱流密度，通過模型計算端面接觸應力。

2)根據式(2)計算各節點的熱流密度并施加到模型上，重新計算溫度場和應力場。

3)檢查兩次計算得到的接觸應力，若滿足式(5)則為收斂，停止計算。

(5)

式中：為密封端面上節點個數；(,)為在第次計算后端面上第個節點的接觸壓力；(,+1)為在第+1次計算后端面上第個節點的接觸壓力；為給定的精度值，通常取0.001。

4)如不滿足收斂條件，則根據本次得到的接觸應力按照式(2)重新計算熱流密度，并重復步驟2)和3)。

以上計算過程，第一次求解是為了獲得接觸應力來計算所需的熱流密度，后面的求解過程則是為了提高接觸應力和熱流密度的計算精度。

2 有限元模型

根據上述的假設和建模思路，通過軟件ANSYS建立機械密封環的軸對稱熱固耦合有限元模型，見圖1。

圖1 機械密封環有限元模型

其中左側為動環，右側為靜環。模型中，靜環和動環均采用熱-結構耦合單元PLANE223。對于端面間的接觸，靜環接觸面采用接觸單元CONTA172，動環接觸面采用目標單元TARGE169。為提高計算精度，將接觸附近的網格相對細化。通過網格無關性驗證，并綜合考略計算效率，確定單元數為4 150。

機械密封環的主要尺寸見圖2和表1。

圖2 機械密封環主要尺寸

表1 密封結構尺寸 mm

摩擦副材料和介質的物性參數見表2和表3。

表2 摩擦副物性參數

表3 海水和空氣物性參數

其中，靜環采用高分子材料飛龍T12，海水溫度為4 ℃，密封側空氣溫度為25 ℃。

邊界條件的設置見表4,其中邊界的符號見圖2。接觸面間的液膜壓力近似為斜坡載荷，即按介質的壓力線性施加在接觸面上。

表4 邊界條件

3 計算結果及討論

為了方便比較和研究介質壓力、摩擦系數等參數對機械密封溫度和熱變形的影響，選取介質壓力4 MPa、摩擦系數0.1、彈簧比壓0.2 MPa、轉速200 r/min為參考工況。分析每一種參數的影響時只改變所研究的參數，且保持其他參數不變。

3.1 介質壓力的影響

本文研究的機械密封工作在深水的海水中，對應的介質壓力較高，因此對密封性能的要求也必然較高。通過以上熱固耦合模型計算，密封環在參考工況下的溫度云圖見圖3。

圖3 溫度云圖

由圖3可見，密封環的最高溫度為92 ℃，發生在接觸面靠近內徑位置處。動環整體的溫度均有顯著的升高，而靜環僅在接觸端面附近有局部的溫升，這主要是由于動環的導熱系數較大的緣故。變形云圖見圖4。

由圖4可見，最大變形發生在靜環接觸面內徑邊緣處，與產生最高溫度的位置對應。動環與靜環接觸面呈錐形，僅靠近內徑附近存在接觸。

圖4 變形云圖

靜環和動環接觸面上軸向位移隨介質壓力的變化見圖5，其中節點號是按接觸面外徑向內徑的順序。

圖5 接觸面軸向位移隨介質壓力的變化

由圖5可見，在特定的介質壓力下，靜環接觸面的軸向變形沿著外徑到內徑方向上先逐漸減小，然后再逐漸增大；在轉折點處以前的變形大于動環對應位置的變形，這是由于靜環的彈性模量較小的緣故；動環接觸面的軸向變形近似呈線性逐漸增大。在轉折點以后，動環與靜環的軸向變形基本相等，即端面相接觸。隨著介質壓力的升高，靜環端面未接觸區域的軸向變形逐漸增大，而動環的軸向變形則基本不變，即端面錐形開口顯著增大，密封的性能下降。

摩擦副上的接觸應力隨著介質壓力的變化見圖6。

圖6 接觸應力隨介質壓力的變化

由圖6可見，在特定的介質壓力下，接觸應力最大值發生在接觸區域的中間部位。隨著介質壓力的增大，最大接觸應力也隨之增大，但接觸面積逐漸減小。

不同介質壓力下最高溫度見表5。由表5可見，隨著介質壓力的增高，機械密封的最高溫度逐漸增大，但增幅不大。這是因為雖然介質壓力增大導致接觸應力增大，但接觸面積的減小導致產生的總熱量并沒有顯著增大。

表5 最高溫度隨介質壓力的變化

3.2 摩擦系數的影響

高分子材料T12的摩擦系數在0.04～0.16之間，計算不同摩擦系數下機械密封的溫度和變形。接觸面軸向位移隨摩擦系數的變化見圖7。

圖7 接觸面軸向位移隨摩擦系數的變化

由圖7可見，在特定的摩擦系數下，動環和靜環接觸面上的軸向位移變化趨勢同圖5。隨摩擦系數的增大，動環和靜環接觸面上的軸向位移均增大。這是由于摩擦系數增大導致摩擦熱增加，從而導致靜環和動環較大的熱變形。

接觸應力隨著摩擦系數的變化見圖8。

圖8 接觸應力隨摩擦系數的變化

由圖8可見，在特定摩擦系數下，接觸應力最大值發生在接觸區域的中間部位。隨著摩擦系數的增大，最大應力發生的位置逐漸向趨向外徑；此外，最大接觸應力逐漸增大，接觸面積雖略有減小，但大體保持不變。

機械密封最高溫度隨摩擦系數的變化見表6。

表6 最高溫度隨摩擦系數的變化

同表5相比，隨著摩擦系數的增大，最高溫度顯著增大。這是由于隨著摩擦系數增大，熱流密度增大，而接觸面積基本不變，導致產生的摩擦熱顯著增加。在摩擦系數為0.15時，接觸面上最高溫度達到138.2 ℃，會造成端面間的液膜汽化，從而引起密封穩定性降低，泄漏量增加。

3.3 彈簧比壓的影響

軸向位移隨彈簧比壓的變化見圖9。

圖9 軸向位移隨彈簧比壓的變化

與圖5和圖7進行對比，軸向位移隨彈簧比壓的變化規律與隨摩擦系數的變化規律更相似。

不同比壓下接觸應力的變化見圖10。

圖10 接觸應力隨彈簧比壓的變化

由10圖可見，接觸壓力隨著彈簧比壓的增大而增大，且最大應力發生的位置逐漸向趨向外徑；接觸面積也隨之略有增大。對比圖6和圖10可見，同樣是施加在機械密封上的均勻壓力載荷，介質壓力和彈簧比壓對機械密封接觸的效果顯著不同。

不同彈簧比壓下機械密封的最高溫度見表7。

表7 最高溫度隨介質壓力的變化

由表7可見，隨著彈簧比壓的增大，機械密封的最高溫度也逐漸升高。這是由于隨著彈簧比壓的增大，接觸應力和接觸面積均增大，因此導致摩擦熱增加。其中比壓為0.3時，接觸面的高溫會造成端面間的液膜汽化。

4 結論

1)最大接觸應力發生在接觸部位的中間部位，且隨著介質壓力、摩擦系數和彈簧比壓的增大而增大；但介質壓力、摩擦系數和彈簧比壓對接觸面積的影響不同，因而摩擦熱不同，導致熱變形規律上的差異。

2)機械密封最高溫度發生在端面內徑附近；隨著介質壓力、摩擦系數和彈簧比壓的增大，機械密封的最高溫度也隨之增大，但摩擦系數和彈簧比壓引起溫升相對更大，這是由于接觸部位熱流密度相對更大的緣故。

3)由于靜環彈性模量較小，介質壓力的增大導致靜環未接觸部位的軸向變形增大，但對動環的軸向變形基本沒有影響；隨著摩擦系數和彈簧比壓的增大，靜環和動環的軸向變形均隨之增大。綜合分析結果可見，在潛深艉軸密封的設計中必須盡量降低摩擦副的摩擦系數并選取適當的彈簧比壓。