帶回油線唇形密封的反向泵送機制研究與實驗驗證﹡

(1.清華大學摩擦學國家重點實驗室 北京 100084;2.山東非金屬材料研究所 山東濟南 250031)

唇形密封(簡稱“油封”)是一種通過柔性唇口施加的徑向力和唇口表面微觀形貌的變形產生的反向泵送效應實現流體密封的接觸式動密封，由于其結構簡單、加工工藝成熟、安裝方便等原因，廣泛應用于各種機械旋轉軸上[1-2]。隨著現代工業的發展，對油封提出了在更高溫度、壓力和轉速條件下保持優異性能的要求，為了應對嚴苛工況帶來的技術挑戰，人們在油封結構、材料等方面進行了大量研究[3]?；赜途€就是一種提升油封性能的優化結構，又稱為回流線、回油溝、導流槽、流體動壓油封等，通過在油封唇口及附近設計凸起結構以起到增強的反向泵送效果，是一種比較理想的耐壓油封。

20世紀60年代，研究發現當油封唇口具有一定形狀的花紋時，可以產生較強的流體動壓效應，形成潤滑油膜，從而延長了油封的使用壽命[4]。此后，人們開始了各種以流體動壓效應為主的油封開發，包括波形油封、楔形油封、橢圓線油封等。1973年，BRINK和HORVE[5-6]通過實驗證明了在空氣側增加回油線的設計可以提升油封的密封性能，并且推導出該工況下流體動壓潤滑的油膜公式，分析了不同因素對油封反向泵送率的影響。隨著數值仿真方法的發展，近年來研究人員也開展了一些針對帶回油線唇形密封的理論分析。LOPEZ等[7]利用有限元仿真得到油封唇口的靜態接觸壓力分布，通過逆向求解二維雷諾方程，計算得到了不同條件下的反向泵送率。在此基礎上，YANG 等[8-10]構建了三維有限元模型對流場進行仿真分析，研究了不同轉速和回油線參數對油封密封性能的影響，得到的理論計算結果與實驗測量取得了很好的一致性。國內盡管開發了各種形式的油封產品，但是針對回油線的設計缺乏系統的理論指導?，F有的理論模型主要集中在固體仿真方面，且一般只分析了無壓差下的情況，對于帶回油線油封實際使用的有壓差工況研究較少。

本文作者以某種帶回油線的唇形密封作為研究對象，建立了考慮唇口變形和流體潤滑耦合作用的三維有限元分析模型，并通過臺架實驗進行了驗證。同時，基于該理論模型分析了油封在無壓差與有壓差條件下的密封性能和工作機制，可以為回油線的設計提供指導。

1 理論模型

圖1為帶回油線唇形密封的結構示意圖。

圖1 帶回油線唇形密封示意圖Fig 1 Schematic diagram of lip seal with helix ribs(a)lip seal structure;(b)lip seal(from the air side)

油封材料為氟橡膠，回油線截面為等腰直角三角形，高度h=0.05 mm，寬度W=0.2 mm，使用軸徑為115 mm。所用密封介質在40 ℃的密度為844.5 kg/m3，黏度為104 mm2/s。額定工況下密封介質壓力為0.01 MPa，轉速為3 000 r/min。理論模型包括固體力學分析、流體力學分析和流固耦合3個部分。

1.1 固體力學分析

固體力學分析的目的主要是為了獲得油封的靜態接觸特性以及對應的流場模型。由于靜態接觸特性主要取決于油封材料和宏觀結構，宏觀結構中最關鍵的是唇口及附近區域，因此在固體力學分析中可以忽略回油線的微觀結構，并且對唇口之外的部位進行簡化以提高計算效率，包括忽略油封外圓柱面的溝槽、側面的工藝槽等。簡化后的油封結構、材料、約束和載荷都具有軸對稱特征，可以直接采用二維軸對稱模型進行分析。

網格劃分選擇軸對稱四節點雙線性單元，并根據不同區域的變形大小，對唇口和其他可能出現應力集中的部分進行網格細化處理，經過網格無關性驗證，最終計算所用網格數目為39 701。

為了提高求解效率，各部件之間可能接觸的位置均采用手動定義的面對面接觸對。根據模型情況，選取了2種接觸對類型：軸和油封唇口之間采用各向同性庫侖摩擦模型；金屬骨架和油封主體之間則采用綁定約束。

整個計算過程分為三步：第一步施加軸部過盈量；第二步在彈簧安裝槽上施加彈簧力，這里為了便于處理，將彈簧力等效成作用在安裝槽上的分布力進行施加[11]，彈簧力取10 N；第三步在密封腔一側施加流體壓力。最后計算得到不同工況下油封的接觸壓力分布曲線以及變形后的唇口輪廓，為流場分析提供基礎。

1.2 流體力學分析

和靜態接觸特性不同，油封的流體力學特性主要受到回油線的影響，因此在流場分析的時候需要采用三維模型進行計算。由于文中涉及到的流場結構復雜，在保證計算效率和計算精度的前提下，參考相關文獻和對比仿真驗證，對流場結構進行如下簡化：

(1) 假設空氣側充滿流體，不考慮氣液界面；

(2) 由于唇口附近的回油線是影響流場的主要因素，為了便于流場模型的構建，可以用唇口接觸區靠空氣側區域的切面近似油封空氣側變形后的曲面；

(3) 油膜厚度遠小于接觸區的周向長度，因此可以忽略唇口的弧度變化，用平行表面近似油膜區；

(4) 由于唇口接觸區處于流體動壓潤滑的狀態，因此可以忽略唇口粗糙峰和油膜變形的影響，采用一維雷諾方程計算得到的最小油膜厚度表示接觸區的平均油膜厚度[8]。

一維雷諾方程廣泛應用于軸對稱潤滑模型，根據該方程，潤滑間隙中的最小油膜厚度出現在空氣側的最大接觸壓力梯度處，計算公式如下：

式中：y是軸線方向；p是接觸壓力；v是軸表面轉速；μ是潤滑介質黏度。

對流場而言，尤其是不規則的復雜流場，網格劃分對流動的模擬有非常大的影響，文中所涉及的流場就是典型的不規則復雜流場。為了保證計算精度，采用ANSYS ICEM軟件進行結構化網格劃分，以無壓差工況為例，經過網格無關性驗證后，最終計算采用的網格數目為189 716，不同工況模型的網格數目略有不同。

由于回油線是周期性設置在油封上，因此可以僅取一條回油線作為計算單元進行計算。流場外部分為三類邊界，一是軸線方向分別設置壓力入口和壓力出口邊界；二是周線方向，即在軸旋轉方向設置周期性邊界；三是徑向方向，在上下表面分別設置墻邊界。流場單元與邊界設置如圖2所示。

圖2 流場模型與邊界設置示意圖Fig 2 Flow field finite element model and boundary setup

計算時設置監視平面，當監視平面的平均壓力和流速達到穩定且進出口流量差與進口流量之比小于1%時認為計算結果已經收斂，每次計算大約耗時20 min。

1.3 流固耦合分析

由于分析對象使用的工作轉速較高，為了使計算結果更為精確，需要對模型進行流固耦合分析。其思路是，首先通過固體力學分析獲得變形后的唇口輪廓和接觸壓力分布，然后利用該輪廓構建流場模型，輸入一維雷諾方程計算得到的最小油膜厚度作為初始膜厚，獲得流場壓力分布；之后再對油膜區域進行積分獲得油膜對唇口的壓力，與固體力學分析得到的唇口接觸壓力進行對比，調整油膜厚度及唇口輪廓，反復迭代計算，當有限元計算得到的油封唇口接觸壓力與油膜壓力達到平衡時，認為已得到穩定的油膜厚度與流場分布；最后通過后處理獲得反向泵送率和摩擦力矩等參數。

圖3 計算流程圖Fig 3 Calculation flowchart

2 實驗驗證

為了驗證理論模型的正確性，首先進行了臺架實驗，實驗裝置如圖4所示。

圖4 實驗設備Fig 4 Test rig

實驗時將油封反向安裝，每次測量前跑合15 min，使得泵送量達到穩定，在無壓差情況下測量不同轉速下的油封泄漏量，每個轉速測量3次，取算術平均值作為該轉速下的結果進行記錄。圖5所示為實驗結果與仿真計算得到的反向泵送率的對比情況，可以看到，理論仿真與實驗結果在較大轉速范圍內均具有很好的一致性，可以用于油封的優化設計和后續研究。

圖5 無壓差條件下實驗與仿真結果對比Fig 5 Comparison of experimental results and simulation results under non-pressure condition

3 結果及分析

首先通過固體力學仿真，獲得其靜態接觸特性和變形后的唇口輪廓。靜態接觸特性的分析參數選擇接觸壓力分布，它除了保證靜態密封之外，還會影響油膜的形成，進而影響動態密封效果。

圖6示出了唇口的接觸壓力分布，其接觸壓力分布與普通油封類似，呈現較為明顯的非對稱性且壓力峰值靠近油側，壓差作用下非對稱性更為明顯。實驗測得無壓差時的徑向力為35.1 N，計算得到的徑向力為33.5 N，兩者誤差小于5%，進一步驗證了有限元模型的正確性。

圖6 唇口接觸壓力分布Fig 6 Contact pressure distribution of lips

圖7(a)、(b)展示了無壓差與有壓差條件下軸表面的流場壓力分布，可以看到有壓力變化的區域均集中在唇口附近，且動壓作用范圍是唇口接觸寬度的3～4倍。從局部放大可以看到，在軸旋轉時，流體受到回油線的阻礙，在回油線的迎風面產生了高壓區，背風面形成低壓區，該壓力分布有助于液體從高壓側往低壓側(即油側)流動，從而實現反向泵送。

圖7 流場仿真結果Fig 7 Flow filed simulation results(a) flow field pressure distribution on the shaft surface under non-pressure condition;(b) flow field pressure distribution on the shaft surface under 0.01 MPa;(c)velocity distribution of a section under 0.01 MPa

以額定工況為例，選取圖中右上角截面觀察流速分布，如圖7(c)所示，可以明顯看到，即使有0.01 MPa的壓差驅動，液體仍然是從空氣側向油側流動的。

通過對流速進行積分，可以獲得各個邊界的流量，出口流量即為反向泵送率，可以直接用于比較不同油封密封性能的優劣。文中算例計算得到的反向泵送率為407.5 g/h，相比普通油封大了1～2個量級。

此外，油封在工作時對軸產生的摩擦力矩也是評價油封性能的指標之一，它反映了油封的磨損程度，進而決定了油封使用壽命的長短。通過將軸表面的流體層中的剪應力沿整個唇口接觸范圍進行積分，即可求得油封對軸的摩擦力，再乘以回轉軸的半徑，即可獲得摩擦力矩。文中算例計算得到的摩擦力矩為2.42 N·m，在正常范圍內。

為了進一步分析該工況下的密封機制，將泵送量分解為兩大部分：一是轉軸速度作用下由回油線和密封結構的楔形間隙產生的流體動壓效果引起的空氣側向油側的泵送；二是由于0.01 MPa壓差作用產生的油側向空氣側的泄漏。單獨對該模型設置壓力和速度邊界條件進行計算，分別得到2種條件下的流場壓力和速度分布情況，如圖8所示。可以看到，只有壓差驅動的情況下，流體從油側流向空氣側，唇口接觸區產生壓力降，回油線幾乎不起作用，此時計算得到的泄漏量為7.7 g/h。僅有速度驅動的情況下，回油線發揮作用，整個流場的壓力分布和圖7(b)所示的結果非常相似，此時得到的反向泵送率為414 g/h。綜合2個因素計算得到的反向泵送率為407.5 g/h，與分解計算得到的值406.3 g/h相比，差異小于1%，這也進一步驗證了前面的分析。

圖8 0.01 MPa壓差條件下的計算結果分解Fig 8 Decomposition of flow filed under 0.01 MPa(a) pressure distribution under pressure difference only;(b)pressure distribution when the shaft rotates only;(c)velocity distribution under pressure difference only;(d)velocity distribution when the shaft rotates only

4 結論

(1)帶回油線唇形密封的靜態接觸特性與普通油封類似，唇口區域的接觸壓力分布呈明顯的非對稱性，且壓力峰值靠近油側，隨著壓力增大，其非對稱性也更加明顯。

(2)回油線的作用主要體現在動態流場區域，軸轉起來后，在回油線的迎風面產生了高壓區，背風面產生低壓區，這種壓力分布有助于實現反向泵送，且泵送量比普通油封高出1～2個量級。

(3)有壓差作用時，帶回油線的唇形密封仍然可以獲得很好的密封性能，這是因為在轉軸速度作用下由回油線和密封結構的楔形間隙產生的流體動壓效果抵消了由于壓差作用產生的油側向空氣側的泄漏，并且速度越大，回油線的作用越明顯。

(4)文中給出的理論模型具有計算量少、在寬轉速范圍內均保持良好精度的優點，可以應用到其他流體動壓油封產品的設計開發上，具有很好的工程實用價值。