綜合傳動裝置中脹圈密封功率損失敏感度研究

馮偉，宮武旗，胡帥，徐翔宇，桂鵬，黃宏游

(1.西安交通大學能源與動力工程學院，陜西西安 710049；2.中國北方車輛研究所車輛傳動重點實驗室，北京 100072)

綜合傳動裝置是坦克裝甲車輛的核心部件之一，脹圈密封作為旋轉式端面動密封的一種，廣泛應用于坦克裝甲車輛綜合傳動裝置和航天航空領域。在車輛綜合傳動系統中，脹圈密封一般用于液力變矩器、濕式離合器等傳動部件液壓油的密封，其密封性能直接影響傳動裝置液壓控制的穩定性，對綜合傳動裝置的正常運行有著重要意義。

近幾十年來，國內外學者對旋轉密封環受力變形、溫升及泄漏量等開展了一系列研究[1-10]。其中在國內，文獻[5-6]較為詳細地介紹了包括脹圈在內的多種動密封裝置結構和密封原理，為旋轉動密封設計和性能計算提供了依據。文獻[7-10]對脹圈密封工作時的運動狀態和端面溫度開展了大量試驗研究，分析了脹圈密封工作時的受力狀態，同時研究了脹圈密封設計時各尺寸的制約關系，為脹圈密封的設計提供了依據。劉哲文[11]對不同材料的脹圈密封進行了仿真計算和試驗研究，分析了不同材料在高PV值下的性能。宮燃等人[12-13]采用熱-結構耦合分析方法獲得密封環在壓力和摩擦熱作用下的變形特征，對脹圈密封的失效進行了深入研究。桂鵬等人[14]建立了流場的計算流體力學模型，通過正交試驗設計研究了密封環與軸槽徑向間隙、軸向間隙及配油套與旋轉軸之間的間隙三者的約束關系，為脹圈密封的設計提供了依據和指導。程志高、宮燃等人[15-16]建立了脹圈密封的流固耦合模型，獲得了旋轉密封間隙流場中油液的流動狀態，分析了密封環變形對密封系統泄漏量和密封環摩擦轉矩的影響。但上述研究均忽略了密封環與轉軸DE環面之間的油膜。秦自臻等[17]通過試驗方法擬合了油膜厚度與壓力之間的半經驗公式，并對比了端面開V形槽脹圈與傳統脹圈的性能，結果表明端面開槽使得功率損失降低，但同時導致泄漏量升高。

綜上所述，國內外對于脹圈密封的研究更多關注脹圈密封結構參數、設計方法、失效形式以及泄漏量等方面，而對脹圈密封裝置導致的功率損失研究較少。且針對功率損失的仿真計算也均忽略脹圈與轉軸之間的油膜，通過給定摩擦因數實現，較少從流體流動的角度對脹圈密封裝置功率損失進行研究。隨著傳動裝置向著輕型化與高速化發展，高PV值下脹圈密封的功率損失不可忽略。因此，研究脹圈密封的功率損失對于提高傳動效率有著重要意義。本文作者以某傳動裝置中服役的高分子脹圈密封結構為研究對象，建立了包括主密封面處油膜在內的完整計算流體動力學模型，采用CFD(Computational Fluid Dynamics)方法研究了脹圈密封結構的流動現象，分析了轉速、壓力、溫度(動力黏度)對功率損失和泄漏量的影響；并通過正交方案設計，分析了轉速、壓力、溫度(動力黏度)對功率損失和泄漏損失的影響主次關系，為密封設計和傳動裝置降低功耗提供了參考。

1 仿真模型建立

脹圈密封環是一個帶有切口的金屬(如鑄鐵、錫青銅等)或高分子(如聚四氟乙烯、聚醚醚酮和聚酰亞胺等)密封環[18]，其一般結構如圖1所示。脹圈密封原理如圖2所示，工作時壓力油從左側A處進入轉軸和配油套形成的環形間隙中，脹圈在自身彈力和流體壓力作用下和配油套保持相對靜止；脹圈在壓力作用下與軸槽DE環面貼合形成主密封面，發生相對滑動產生功率損失；密封環切口的存在是形成泄漏損失的主要原因。

圖1 脹圈密封環典型結構

圖2 脹圈密封原理

1.1 物理模型

圖1展示了脹圈密封環的典型結構。文中所研究的應用于綜合傳動裝置中的脹圈密封環，工作在傳動裝置內部濕式離合器或變速機構中，允許一定的泄漏，往往采用端面開槽的方式改變潤滑狀態確保工作壽命滿足要求。如圖3所示，該密封環除切口外兩端面上間隔60°相間分布了5個寬1 mm、深0.6 mm的矩形槽。該密封結構的其他參數如表1所示。

表1 脹圈密封結構參數單位：mm

圖3 某傳動裝置脹圈密封環(mm)

根據上述結構尺寸建立脹圈密封結構的流體域，其中主密封面DE處的油膜厚度采用式(1)進行計算[17]。

h=9.68+8.74e-0.757p*

(1)

式中：h表示油膜厚度，μm；p*=Δp/p0(p0=1 MPa)，表示量綱一壓力。

為確保靠近密封結構處的流場準確，文中將密封結構前后流體域各延長了3 mm。流體域模型如圖4所示。

1.2 求解設置

密封結構流體域周向和軸向尺寸懸殊較大，較難生成非結構網格。因此對流體域進行結構化網格劃分，并對局部進行加密處理，網格數約為340萬。網格如圖5所示。

圖5 流體域網格劃分

采用ANSYS-FLUENT對其進行仿真計算。進出口為壓力邊界條件，與配油套、脹圈密封環接觸的流體面設置為無滑移靜止壁面條件，與轉軸接觸的壁面通過Moving Wall定義其轉速。仿真流體介質為該傳動裝置使用的5W-40潤滑油，其物性參數如表2所示。

表2 5W-40潤滑油物性參數

密封結構內流體流速較小，經計算，雷諾數處于層流階段，故選用層流模型進行求解。壓力-速度耦合求解算法采用SIMPLE算法，壓力、動量均采用二階差分格式。

1.3 模型驗證

為驗證文中數值計算方法的準確性，建立了文獻[15]中的密封模型，采用文中數值計算方法得到功率損失并與文獻試驗數據對比，如圖6所示。可見兩者呈現出一致趨勢，其誤差低于11%，說明了文中數值方法的可靠性。

圖6 模擬值與文獻試驗值對比(溫度為100 ℃，轉速為3 600 r/min)

2 數值仿真方法

2.1 控制方程

計算流體動力學方法通過離散求解質量守恒方程、動量守恒方程、能量守恒方程來獲得流場信息。文中研究忽略了潤滑油的溫升，因此僅求解式(2)所示的質量守恒方程和式(3)所示的動量守恒方程[19]。

(2)

(3)

式中：ρ為密度；t為時間；xi為坐標分量；ui為速度分量；σij為應力張量；fj為單位體積力。

2.2 功率損失計算方法

密封結構的損失可分為功率損失和泄漏損失，文中主要關注其功率損失。密封裝置的功率損失是指轉軸為克服密封裝置及密封裝置附近油液對轉軸黏滯阻力額外消耗的能量。在轉軸壁面附近區域，由牛頓內摩擦阻力定律[19]：

(4)

式中：τ表示不同流體層間的切應力；μ為流體動力黏度；y表示沿壁面法線方向坐標分量；u為垂直于y方向的平面內的流動速度。

因此，轉軸在轉動過程中受到的阻力矩可表示為

(5)

式中：T表示轉軸壁面受的阻力矩；τ|y=0表示轉軸壁面所受的黏滯應力；r表示積分區域的半徑；積分域S即所求轉軸與流體接觸的壁面區域。

T值可通過后處理軟件積分獲取。故密封裝置的功率損失可表示為

(6)

式中：P為功率損失；ω為旋轉角速度；n表示轉速[5]。

3 結果及分析

3.1 流動分析

對轉速為3 600 r/min、進出口壓差為1 MPa、進口溫度為50 ℃的密封工況進行仿真研究。圖7和圖8分別展示了圖4中截面A(過軸線且位于兩相鄰槽體的中間位置)的合速度、壓力云圖。由圖7可知，貼近轉軸的油液在轉軸帶動下與轉軸同速旋轉，油液轉速沿半徑方向遞減，至配油套和脹圈密封環處速度遞減至0，且流動呈現規則的分層流動。如圖8可知，壓降主要發生在主密封面DE處，這是因為主密封面DE處間隙遠小于其他位置，其節流作用最為明顯。這種節流作用平衡了密封結構前后的壓差，實現了密封效果。

圖7 截面A合速度云圖

圖8 截面A壓力云圖

圖9所示為主密封面DE環面的壓力云圖。由于脹圈密封環切口以及端面槽體的存在，流體在這些槽體前后會形成局部高壓和低壓區域。沿著轉軸轉動方向，槽體的前方(A側)形成高壓區，槽體的后方(B側)形成低于周圍區域壓力的低壓區。槽體內的流體由于黏性作用被轉軸帶動向前運動，但運動方向上流體域突縮，油液被擠壓，形成動壓油膜，相較于槽體內壓力升高，形成高壓區域；相反地，槽體后的壓力低于槽體內壓力。這種高低壓區域的出現不僅會造成功率損失，同時會使脹圈密封環受力不均出現變形，在局部可能出現邊界摩擦或干摩擦現象，加速密封失效。

圖9 主密封面壓力云圖

圖10和圖11分別展示了脹圈切口處和端面開槽處的流線圖。雖然在主密封面處存在油膜，但由圖可知，主密封面處槽體以外區域的流線密度相較于槽體可忽略不計。因此可認為泄漏幾乎全部由脹圈切口和端面開槽處造成，主密封面油膜的存在對泄漏的影響可忽略不計，但起到了改善潤滑的作用。

圖10 脹圈端面開槽處流線

3.2 各參數對功率損失的影響

為探究各因素對功率損失的影響，在綜合傳動裝置典型工況范圍內選取了表3所示的10個工況。其中壓力、轉速均等間隔取4個值，而選取的4個溫度工況點不均勻。這是因為溫度主要通過影響油液黏度進而影響功率損失，因此選取溫度工況時保證了4個溫度工況對應的動力黏度均勻分布。

表3 數值計算工況點

3.2.1 轉速的影響分析

將圖2中油液對轉軸BC環面、CD圓柱面及DE環面的阻力矩稱為密封總阻力矩，對應損失稱為密封的功率損失；將轉軸DE環面所受阻力矩稱為主密封面阻力矩；密封結構出口流量即為泄漏量。

圖12所示為密封損失隨轉速變化曲線，可知密封總阻力矩和主密封面阻力矩與轉速近似呈正比關系，密封結構的功率損失與轉速近似呈拋物線關系。隨著轉速升高，轉軸與密封環間隙內的油液速度梯度增大。由式(4)和式(5)可知轉軸所受阻力矩必然增大，式(6)則決定了功率損失與轉速的拋物型關系。

圖12 密封損失隨轉速變化曲線

另一方面，隨轉速升高，密封結構的泄漏量緩慢降低。3.1節已述及密封效果主要通過主密封面DE段微小間隙節流實現，而且油膜的存在對泄漏量影響很小，泄漏主要是由于端面的槽體造成。圖13為不同轉速下槽體內截面B(截面B位置如圖14所示)的速度云圖。可知，當轉軸轉速較低時，密封環和轉軸形成的環形腔體內流體周向流速較小，在壓差作用下，油液較容易沿徑向進入槽體內形成泄漏。當轉速升高時，油液周向速度升高，相同壓差作用下油液難以進入槽體內，且進入槽體內的油液流動狀態紊亂，進一步阻礙了油液徑向運動，因此泄漏量隨轉速增長呈下降趨勢。

圖13 不同轉速下槽體內流場圖(壓力為1 MPa，溫度為50 ℃)

圖14 截面B位置

3.2.2 壓力的影響分析

圖15所示為密封損失隨壓力變化曲線。隨著壓力升高，阻力矩、功率損失和泄漏量均近似線性升高。脹圈密封的原理(如圖2所示)即依靠左側進入的高壓流體迫使脹圈密封環與軸槽DE環面貼合實現密封。隨著壓力升高，主密封面DE處的油膜厚度減小，轉軸DE環面近壁面處的速度梯度du/dy增大，因而其阻力矩和功率損失呈近似線性上升趨勢，但這種上升趨勢逐漸減弱，在圖15中表現為阻力矩和功率損失的曲線斜率逐漸減小。當壓力上升到一定值，出現油膜厚度小于壁面粗糙度或難以形成連續油膜，此時就轉變為邊界摩擦狀態，這種計算模型不再適用。進出口的壓差作用是形成泄漏的根本原理，因此隨著進口壓力升高，泄漏量明顯升高。

圖15 密封損失隨壓力變化曲線

3.2.3 溫度的影響分析

圖16所示為密封損失隨溫度變化曲線。由于溫度主要通過影響流體密度和黏性進而影響密封阻力矩及功率損失。因此將其轉化為密封損失隨油液動力黏度(運動黏度與密度之積)的變化曲線，即圖17所示曲線。由式(4)知，隨著動力黏度升高，壁面剪切力τ增大，故隨著動力黏度增大，密封阻力矩和功率損失呈現線性增大趨勢。另一方面泄漏量和動力黏度之間呈反比例關系。這是因為隨著動力黏度增大，油液流動阻力增大，故在相同壓差作用下泄漏量降低。

圖16 密封損失隨溫度變化曲線

圖17 密封損失隨動力黏度變化曲線

綜合圖12、圖15—17，密封結構總阻力矩與主密封面阻力矩之差在各工況下均很小。經計算，主密封面阻力矩與密封結構總阻力矩的比值在各工況下均高于80%。這說明密封結構的功率損失主要出現在主密封面DE環面。由圖7所示速度分布可知，在主密封面DE段du/dy遠大于其他位置。因此式(2)決定了該段阻力矩必然占密封總阻力矩的絕大部分。

3.3 密封功率損失敏感度分析

前文分別分析了轉速、壓力、溫度對脹圈密封功率損失和泄漏量的影響，但功率損失和泄漏量對何種因素更敏感尚不可知。為了探究各因素對脹圈密封功率損失和泄漏量作用效果的主次關系，設計如下的正交仿真方案。

3.3.1 正交方案設計

(1)評價指標：脹圈密封結構功率損失和泄漏量。

(2)影響因素：壓力、轉速、溫度。

(3)因素影響水平：每因素選取4個水平，如表4所示。

表4 影響因素及水平

(4)設計正交仿真方案：該試驗為3因素4水平，選取L16(44)正交表進行方案設計。仿真方案與計算結果如表5所示。

表5 仿真方案與計算結果

3.3.2 正交方案結果分析

表6 功率損失極差分析

表7 泄漏量極差分析

由表6和表7的極差分析可知，在上述壓力、轉速、溫度3個因素中，脹圈密封功率損失和泄漏量均對溫度的影響更敏感。但壓力和轉速對二者的影響主次關系并不相同。三者對功率損失的影響由強到弱依次為溫度、轉速、壓力；對泄漏量的影響由強到弱依次為溫度、壓力、轉速。

為了更直觀分析各因素對密封功率損失和泄漏量的影響效果，以因素水平為橫坐標，分別以考察指標功率損失和泄漏量平均值為縱坐標，繪制出指標隨因素水平的變化曲線圖，如圖18和圖19所示。其中，橫坐標代表正交方案中壓力、轉速和溫度的4個水平。對比圖12—17以及圖18—19，通過正交方案得到的功率損失和泄漏量隨各因素的變化與控制單一變量得到的曲線趨勢一致。

圖19 泄漏量與水平關系

由表6和表7可知，工況A1B1C4對應的功率損失最小，即壓力為0.5 MPa、轉速為1 000 r/min、溫度為130 ℃。工況A1B4C1對應的泄漏量最小，即壓力為0.5 MPa、轉速為4 900 r/min、溫度為30 ℃。

密封結構的設計工況點往往取決系統內其他部件的工作狀態。上述針對各影響因素敏感度的分析可為系統整體工況點的選擇提供依據，有助于設計人員快速衡量脹圈密封結構的功率損失和泄漏量。

4 結論

采用計算流體動力學CFD方法研究了某脹圈密封結構內的流動現象，分析了轉速、壓力、溫度(動力黏度)對功率損失的影響，并借助正交方案分析了脹圈密封功率損失和泄漏量對轉速、壓力、溫度的敏感度。所得結論如下：

(1)密封腔內流體流速從轉軸壁面至靜壁面逐漸衰減，體現出層流特征；壓降主要發生在主密封面處，實現密封效果的同時，超過80%的功率損失也產生在該位置；而泄漏主要發生在脹圈切口和端面槽體處。

(2)隨轉速增大，功率損失呈拋物型增長，泄漏量近似線性降低；隨壓力增大，功率損失和泄漏量均增大，增速逐漸降低；溫度通過影響油液動力黏度進而影響密封性能，隨動力黏度增大，功率損失線性增大，泄漏量反比例降低。

(3)壓力、轉速、溫度(動力黏度)對功率損失的影響由強到弱依次為溫度(動力黏度)、轉速、壓力，對泄漏量的影響由強到弱依次為溫度(動力黏度)、壓力、轉速。