基于熱-固耦合的船舶艉軸密封環(huán)材料對(duì)密封性能的影響研究

魏文豪 李雙喜 張敬博 閆欣欣 宋玉鵬

（北京化工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院）

0 引言

機(jī)械密封是用于解決流體機(jī)械旋轉(zhuǎn)軸與機(jī)體之間的密封裝置，也是流體密封技術(shù)發(fā)展最迅速、應(yīng)用最普遍的一種密封類型[1]。艉軸機(jī)械密封長(zhǎng)期在惡劣的環(huán)境中工作，再加上復(fù)雜的工況條件，密封環(huán)端面可能會(huì)出現(xiàn)溫度過高和強(qiáng)壓力的情況，進(jìn)而造成了密封端面過度磨損破裂，最終導(dǎo)致密封裝置的大面積泄漏，這給密封裝置的使用壽命和安全性能都帶來(lái)了極大的挑戰(zhàn)。因此，對(duì)于艉軸密封裝置的設(shè)計(jì)，首要解決的問題是密封裝置中動(dòng)靜環(huán)材料的選取，即在可以滿足低泄漏或不泄漏的前提下，減少密封環(huán)受熱受壓后的變形程度，最終提高密封裝置的使用壽命[2]。對(duì)于材料的選取與改進(jìn)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者做了大量的實(shí)驗(yàn)研究。羅賦等將石墨浸入熔融的巴氏合金中，并與表面噴涂2Cr13的陶瓷配對(duì)進(jìn)行密封性能實(shí)驗(yàn)，結(jié)果表明：相較于其他配對(duì)組合，其磨損量與泄漏量遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其他密封環(huán)材料配對(duì)，且該密封材料有相對(duì)成熟的制造工藝、使用壽命長(zhǎng)等特點(diǎn)，適合在潛艇艉軸上改裝使用[3]。姚翠翠等針對(duì)YNW8（鎢鎳類硬質(zhì)合金）-丁晴橡膠的密封環(huán)配對(duì)進(jìn)行有限元分析并用實(shí)驗(yàn)論證，結(jié)果表明：靜環(huán)密封端面中心溫度最高，且沿徑向向兩邊逐步擴(kuò)散。由于內(nèi)外部存在溫差，導(dǎo)致密封環(huán)內(nèi)側(cè)變形量大于外側(cè)，整體變形呈收斂趨勢(shì)[4]。楊義家發(fā)現(xiàn)采用CH-2復(fù)合材料制造的氣封環(huán)產(chǎn)品，根據(jù)該復(fù)合材料本身的性能特點(diǎn)以及在離心鼓風(fēng)機(jī)上的使用情況，有望在離心壓縮領(lǐng)域取得更廣泛的應(yīng)用[5]。

總之，優(yōu)質(zhì)的材料具有降低密封環(huán)表面溫度、減少密封環(huán)的變形量、降低密封環(huán)的磨損量及延長(zhǎng)密封環(huán)的使用壽命等優(yōu)點(diǎn)。因此，艉軸密封環(huán)材料的選取對(duì)船舶運(yùn)行起到了至關(guān)重要的作用。

1 密封結(jié)構(gòu)與工作原理

船舶艉軸機(jī)械密封具體內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖1所示，密封環(huán)上部為充滿海水的外部環(huán)境，該位置為高壓側(cè)；密封環(huán)內(nèi)部為充滿空氣的內(nèi)部環(huán)境，該位置為低壓側(cè)。彈簧座中內(nèi)嵌緊固多個(gè)彈簧，以保證不會(huì)因高壓水的沖擊導(dǎo)致密封端面受力不均勻或者密封間隙過大；靜環(huán)緊壓環(huán)通過螺栓將靜環(huán)緊壓在靜環(huán)座中，既保證靜環(huán)不會(huì)上下偏移，也防止了靜環(huán)隨動(dòng)環(huán)轉(zhuǎn)動(dòng)。靜環(huán)座通過螺栓等連接元件固定在腔內(nèi)，同時(shí)在靜環(huán)與靜環(huán)座之間設(shè)置O型圈密封，防止外部環(huán)境的流體介質(zhì)泄漏進(jìn)腔內(nèi)；靜環(huán)座與彈簧座之間同樣設(shè)置O 型圈密封，能使密封元件保持相對(duì)靜止。在橫向軸向力的作用下，防止外部環(huán)境中海水泄漏到內(nèi)部環(huán)境，發(fā)揮密封的正常功能。

圖1 船舶艉軸機(jī)械密封裝置圖Fig.1 The mechanical seal of ship stern shaft device diagram

2 有限元分析模型

2.1 幾何模型

根據(jù)船舶艉軸機(jī)械密封建立相對(duì)應(yīng)的幾何模型，如圖2所示。動(dòng)靜環(huán)尺寸如表1和表2所示。

圖2 密封環(huán)結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Sealing ring structure drawing

表1 靜環(huán)尺寸參數(shù)Tab.1 Sealing ring size parameters

表2 動(dòng)環(huán)尺寸參數(shù)Tab.2 Dynamic sealing ring size parameters

根據(jù)表1和表2數(shù)據(jù)建立三維接觸模型，為保證計(jì)算結(jié)果的合理準(zhǔn)確，并簡(jiǎn)化計(jì)算過程，合理簡(jiǎn)化模型，有限元模型如圖3所示。

圖3 密封環(huán)有限元模型Fig.3 Finite element model of sealing ring

為保證數(shù)值模擬計(jì)算的準(zhǔn)確性，需進(jìn)行以下假設(shè):

1）假設(shè)密封端面熱量來(lái)源為穩(wěn)態(tài)熱源，本文研究密封環(huán)運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定后的密封性能；2）密封環(huán)自重及外部環(huán)境中液體重力影響密封端面接觸平衡的程度較小，因此不考慮重力對(duì)密封結(jié)構(gòu)的影響；3）忽略艉軸旋轉(zhuǎn)帶來(lái)的徑向和橫向振動(dòng)對(duì)艉軸密封端面變形影響；4）密封端面變形出現(xiàn)泄漏，泄漏介質(zhì)與密封端面存在微量的熱量交換，為簡(jiǎn)化計(jì)算，不考慮密封環(huán)泄漏對(duì)傳熱的影響。

2.2 材料參數(shù)

船舶艉軸機(jī)械密封環(huán)中動(dòng)靜環(huán)是最重要的元件，動(dòng)靜環(huán)高速旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的大量摩擦熱會(huì)直接影響密封環(huán)的密封性能。因此，在選取動(dòng)靜環(huán)材料時(shí)，需考慮材料的磨損性能和散熱性能等綜合性能[6-7]。本節(jié)選取了幾種典型材料，研究其密封環(huán)的密封性能，靜環(huán)材料一般為浸漬石墨，而動(dòng)環(huán)材料可以是陶瓷、金屬、硬質(zhì)合金或噴涂材料。為研究不同材料對(duì)密封端面的影響，將不同的靜環(huán)材料和動(dòng)環(huán)材料進(jìn)行組合配對(duì)（有些材料為噴涂材料，下表中有標(biāo)注），如表3 所示，材料的物理屬性如表4所示[8-9]。

表3 密封動(dòng)靜環(huán)典型材料配對(duì)情況Tab.3 Typical material matching situation of sealing dynamic and static ring

表4 密封動(dòng)靜環(huán)材料物理屬性Tab.4 Physical properties of materials of sealing dynamic and static ring

2.3 熱-固分析邊界條件

2.3.1 溫度場(chǎng)條件

圖4為密封環(huán)與周圍環(huán)境換熱的情況。可以看出，密封端面產(chǎn)生摩擦熱[10]。密封環(huán)的溫度交換情況非常復(fù)雜，以虛線為界限（O 型圈位置）劃分內(nèi)外環(huán)境溫度。外側(cè)動(dòng)靜環(huán)與外界環(huán)境交換熱量[11-12]較大，由于外界與內(nèi)部環(huán)境溫差的緣故，內(nèi)側(cè)動(dòng)靜環(huán)與內(nèi)部環(huán)境交換熱量較小。其余邊界離密封端面較遠(yuǎn)，產(chǎn)生的熱量交換對(duì)密封端面的影響較小，可忽略，故設(shè)置為絕熱邊界[13]。

圖4 密封環(huán)溫度交換情況Fig.4 Temperature exchange of sealing ring

為保證計(jì)算的簡(jiǎn)潔合理，不考慮由于半徑位置的差異所帶來(lái)的對(duì)流換熱系數(shù)的差異，將溫度場(chǎng)設(shè)置邊界條件，匯總?cè)绫?所示[14]。

表5 溫度場(chǎng)邊界設(shè)置類型Tab.5 Temperature field boundary setting type

2.3.2 靜力場(chǎng)條件

圖5 為密封環(huán)的受力情況，由于所處環(huán)境的特殊性，密封環(huán)受力區(qū)域較大，主要是彈簧補(bǔ)償力和外界環(huán)境壓力。其余邊界為低壓側(cè)邊界，不影響密封環(huán)的整體受力，故設(shè)置為不向任何方向變形的邊界。

圖5 密封環(huán)受力圖Fig.5 Seal ring force diagram

匯總其操作參數(shù)如表6。

表6 操作參數(shù)匯總表Tab.6 Summary of operating parameters

由于內(nèi)外介質(zhì)的不同導(dǎo)致內(nèi)外壓差不同，且還受到彈簧力作為補(bǔ)償力的作用，船舶艉軸機(jī)械的整體受力情況比較復(fù)雜，還需要考慮彈簧座、靜環(huán)座等周邊密封元件的約束。因此，匯總靜力場(chǎng)設(shè)置邊界條件如表7。

表7 靜力場(chǎng)邊界設(shè)置類型Tab.7 Static field boundary setting type

2.4 網(wǎng)格劃分

為確保有限元分析計(jì)算的準(zhǔn)確性，對(duì)船舶艉軸機(jī)械密封模型劃分有限元網(wǎng)格如圖6，網(wǎng)格尺寸設(shè)置為0.8mm，節(jié)點(diǎn)數(shù)共有69325個(gè)，網(wǎng)格個(gè)數(shù)為165139個(gè)，經(jīng)檢驗(yàn)，網(wǎng)格平均質(zhì)量為0.90325，大于網(wǎng)格質(zhì)量要求的最低值0.7，故網(wǎng)格精度可以保證。

圖6 密封環(huán)網(wǎng)格劃分圖Fig.6 Meshing diagram of seal ring

為了最大程度地降低網(wǎng)格數(shù)量對(duì)有限元計(jì)算結(jié)果的影響，確保計(jì)算準(zhǔn)確的同時(shí)，計(jì)算并整理出網(wǎng)格數(shù)量與密封端面最大變形量的變化關(guān)系，如圖7所示?？梢钥闯?，隨著網(wǎng)格數(shù)量的變化，變形量逐漸下降，且下降幅度遞減，計(jì)算結(jié)果基本維持在一個(gè)水平。在網(wǎng)格數(shù)量達(dá)到30萬(wàn)后，后續(xù)的計(jì)算設(shè)置30萬(wàn)的模型網(wǎng)格數(shù)量，經(jīng)過驗(yàn)證得到網(wǎng)格的有效平均質(zhì)量為0.968，高于最小標(biāo)準(zhǔn)0.7，證明計(jì)算結(jié)果的合理性。經(jīng)過網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，證明該密封環(huán)網(wǎng)格劃分結(jié)果準(zhǔn)確。

圖7 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證Fig.7 Grid independence verification

3 動(dòng)靜環(huán)溫度場(chǎng)、變形場(chǎng)及應(yīng)力

3.1 動(dòng)靜環(huán)溫度場(chǎng)

由于動(dòng)靜環(huán)材料的不同，導(dǎo)致兩者擴(kuò)散熱量的能力有所差異，最終出現(xiàn)差異性的溫度分布。分析腔體壓力8.0MPa，彈簧比壓0.2MPa，轉(zhuǎn)速500r/min 的工況下密封環(huán)端面溫度如圖8所示。

圖8 密封端面溫度計(jì)算結(jié)果Fig.8 Sealing end face temperature calculation results

從密封環(huán)端面溫度分布上可以發(fā)現(xiàn)，由于靜環(huán)內(nèi)外徑所處環(huán)境的不同，導(dǎo)致內(nèi)外擴(kuò)散熱的程度有所差異，因此密封環(huán)表面的最高溫度從中徑逐漸往內(nèi)徑方向偏移。從圖9中可以看出，密封環(huán)端面溫度呈二次函數(shù)形式分布，溫度由中徑逐漸向內(nèi)外徑擴(kuò)散。需要說明的是實(shí)際中密封端面溫度超過80℃后，密封動(dòng)靜環(huán)間的介質(zhì)可能會(huì)從液態(tài)變?yōu)闅鈶B(tài)，密封動(dòng)靜環(huán)從水潤(rùn)滑摩擦狀態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)楦赡Σ翣顟B(tài)，因缺少介質(zhì)的流動(dòng)，密封端面溫度增大，端面間摩擦系數(shù)成倍增大，變形量增大，密封環(huán)間隙增大，密封環(huán)磨損和泄漏必定陡增。同時(shí)介質(zhì)汽化會(huì)使得密封環(huán)間隙的壓力突增，外部介質(zhì)高速流入，對(duì)密封端面的沖擊增大。

圖9為密封環(huán)的最高溫度計(jì)算結(jié)果，Ⅲ組與Ⅶ組的計(jì)算數(shù)值遠(yuǎn)大于其它配對(duì)組合，分析原因是S30408 的導(dǎo)熱系數(shù)遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其它動(dòng)環(huán)材料，故端面最大溫度高于其它組密封環(huán)；Ⅳ組與Ⅷ組的計(jì)算數(shù)值小于其它配對(duì)組合，分析原因是SiC 的導(dǎo)熱系數(shù)較高，其擴(kuò)散熱的能力較強(qiáng)，故端面溫度最低。

圖9 密封端面最高溫度Fig.9 Maximum temperature of sealing end face

3.2 動(dòng)靜變形場(chǎng)

圖10 為密封端面最大變形計(jì)算結(jié)果，從密封環(huán)端面變形分布上看，主要發(fā)生變形的部位在靜環(huán)上，靜環(huán)密封面的最大變形點(diǎn)偏軸側(cè)，同溫度變化及應(yīng)力變化基本對(duì)應(yīng)，說明在溫度的影響下，密封環(huán)傳遞熱量不均勻，導(dǎo)致密封端面產(chǎn)生收斂性變形。

圖10 密封端面變形Fig.10 Sealing end face distortion

圖11 為密封端面變形計(jì)算結(jié)果，S30408 的熱膨脹系數(shù)高于其余動(dòng)環(huán)材料，故在溫度的影響下，端面最大變形量最大。從圖11 中趨勢(shì)可以看出，該材料在轉(zhuǎn)速越大的情況下計(jì)算結(jié)果越容易發(fā)生突變，相較于其它配對(duì)材料的變化趨勢(shì)，YNW8 的變化趨勢(shì)并不穩(wěn)定，分析其原因在于YNW8的彈性模量大于其它動(dòng)環(huán)材料，說明該材料在變工況的情況下出現(xiàn)變形的可能性較大，采用該材料做密封動(dòng)環(huán)，可能會(huì)對(duì)船舶艉軸機(jī)械密封造成預(yù)期外的損失。

圖11 密封端面最大變形Fig.11 Maximum deformation of sealing end face

3.3 動(dòng)靜環(huán)應(yīng)力

圖12 為密封端面最大應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，從端面環(huán)端面應(yīng)力分布上看，每組密封環(huán)均是動(dòng)環(huán)出現(xiàn)最大應(yīng)力幅值，受力最高點(diǎn)偏軸側(cè)，密封環(huán)端面應(yīng)力呈二次函數(shù)形式分布，應(yīng)力由最高逐漸向內(nèi)外徑擴(kuò)散，該分布情況和溫度分布情況相同，符合模擬結(jié)果。

圖12 為密封端面應(yīng)力，Ⅳ組與Ⅷ組的計(jì)算數(shù)值小于其它配對(duì)組合，分析原因是SiC 的導(dǎo)熱系數(shù)較高，其擴(kuò)散熱的能力較強(qiáng)，故端面溫度最低，進(jìn)而由溫度影響產(chǎn)生的端面應(yīng)力較小，但由于SiC 的脆性較大，考慮到船舶艉軸機(jī)械工作環(huán)境中可能存在尺寸大小不一的雜質(zhì)，可能會(huì)導(dǎo)致密封環(huán)的破裂與失效。

圖12 密封端面應(yīng)力Fig.12 Sealing end face stress

圖13 密封端面最大應(yīng)力Fig.13 Maximum stress of sealing end face

4 材料參數(shù)的影響分析

相比其他參數(shù)材料參數(shù)較為特殊，每種材料的各項(xiàng)屬性數(shù)值都是固定的，不會(huì)因?yàn)槿藶榈倪x擇而改變，不能僅研究單個(gè)材料屬性對(duì)密封環(huán)的影響，因此本文針對(duì)材料進(jìn)行分析，選擇靜環(huán)材料為M106D，研究不同動(dòng)環(huán)材料對(duì)密封環(huán)的影響，研究材料名稱及屬性見表8。接觸式機(jī)械密封的接觸端面從微觀角度來(lái)看，存在很多隨機(jī)分布、大小不一的接觸間隙。在以往的分析計(jì)算中，假設(shè)接觸間隙是均勻的，得出的結(jié)果與實(shí)際測(cè)量值差距很大。本文根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)的分形理論，利用二維W-M 函數(shù)表征密封端面表面形貌[15]，計(jì)算其泄漏量[16]和磨損率[17]。

表8 動(dòng)環(huán)材料物性的取值范圍Tab.8 Value range of material properties of dynamic ring

4.1 彈性模量

圖14 為不同彈性模量下密封環(huán)的密封性能情況，從圖14中可以看出，材料A的端面最大變形、磨損率及摩擦功耗相較其余材料最大，變形和功耗大可能會(huì)使密封端面的磨損加劇；材料C 的端面最高溫度、泄漏量相較其余材料最大，溫度過大可能會(huì)使密封端面出現(xiàn)過度變形導(dǎo)致密封端面間隙過大，最終使泄漏量加劇。材料B，D的端面最大變形、泄漏量數(shù)值相近，但端面溫度差距過大。因此建議選取密封動(dòng)環(huán)材料B（Cr2O3）為密封環(huán)材料。

圖14 不同彈性模量下密封環(huán)的密封性能情況Fig.14 Seal performance of seal ring under different elastic modulus

4.2 熱膨脹系數(shù)

圖15 為不同熱膨脹系數(shù)下密封環(huán)的密封性能情況，從圖中可以看出，材料C的端面最大變形、端面最高溫度相較其余材料最大，變形和溫度大可能會(huì)使密封端面的磨損加?。徊牧螪 的泄漏量相較其余材料最大，泄漏量過大可能會(huì)使密封端面密封性能大幅度降低。材料A，B的端面最大變形、端面最高溫度、摩擦功耗及磨損率數(shù)值相近，但泄漏量有一定的差距，建議選取密封環(huán)材料B（Cr2O3）為密封環(huán)材料。

圖15 不同熱膨脹系數(shù)下密封環(huán)的密封性能情況Fig.15 Seal performance of seal ring under different thermal expansion coefficient

4.3 導(dǎo)熱系數(shù)

圖16 為不同導(dǎo)熱系數(shù)下密封環(huán)的密封性能情況，從圖中可以看出，材料C的各項(xiàng)密封性能指標(biāo)均大于其余材料，說明材料C 的密封性能相對(duì)其余材料較弱；除C 以外，材料A 的端面最大變形、泄漏量相較的其余材料最大，溫度過大可能會(huì)使密封端面出現(xiàn)過度變形導(dǎo)致密封端面間隙過大，最終使泄漏量加劇。材料B，D的端面最大變形、泄漏量數(shù)值相近，但摩擦功耗和磨損率有一定的差距，建議選取密封環(huán)材料B（Cr2O3）為密封環(huán)材料。

圖16 不同導(dǎo)熱系數(shù)下密封環(huán)的密封性能情況Fig.16 Seal performance of seal ring under different thermal conductivity

5 結(jié)論

本文建立船舶艉軸機(jī)械密封性能分析幾何模型，確定了動(dòng)靜環(huán)材料并進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，驗(yàn)證網(wǎng)格無(wú)關(guān)性，按照真實(shí)工作環(huán)境設(shè)置對(duì)應(yīng)的邊界條件。計(jì)算了得到不同動(dòng)靜環(huán)材料的溫度場(chǎng)、變形場(chǎng)及應(yīng)力，分析了不同動(dòng)環(huán)材料對(duì)艉軸密封性能的影響。

1）通過有限元模擬計(jì)算得到：由于導(dǎo)熱系數(shù)的差異，動(dòng)環(huán)材料為S30408的密封環(huán)組合端面溫升最大，動(dòng)環(huán)材料為SiC的密封環(huán)組合端面溫升最小。

2）對(duì)比分析不同密封環(huán)材料在溫度和應(yīng)力作用下的端面變形情況發(fā)現(xiàn)：端面的熱變形要大于力變形。

3）對(duì)比分析不同材料參數(shù)下，船舶艉軸機(jī)械密封環(huán)的密封性能，在實(shí)際工作環(huán)境中，外部溫度偏低，密封結(jié)構(gòu)內(nèi)外溫差較大，密封環(huán)的散熱能力決定了密封環(huán)密封性能的上限。由于熱膨脹系數(shù)的存在，受到相同溫度影響時(shí)，材料的差異導(dǎo)致密封環(huán)產(chǎn)生變形的差異，變形過大易使密封失效。因此，通過研究得出最優(yōu)動(dòng)環(huán)材料為Cr2O3。