摩擦磨損試驗機極地低溫環境的模擬研究

楊 琨, 王 霞, 王進平, 孫鑫未

(1.武漢理工大學 能源與動力工程學院 可靠性工程研究所, 武漢 430063；2.武漢理工大學 國家水運安全工程技術研究中心 可靠性工程研究所, 武漢 430063)

極地航行事業隨著極地貨運航線和極地科研事業的開展、極地資源的開發而不斷發展[1]. 甲板機械是船舶的重要功能組成部分[2]，其主要是由鋼鐵材料制造，鋼鐵材料的摩擦學性能不僅與其本身的結構特性有關，同時還與所處環境溫度、濕度等條件有相當大的關系[3-4]. 然而極地航行氣象條件和海況極為惡劣，常年低溫多冰. 北極地區冬季時間長，溫度在-43 ～ -26 ℃ 之間，平均氣溫為-34 ℃[5-6]. 甲板機械長期在低溫低濕環境下工作，許多部件如軸承、傳動部件會因磨損加重而導致可靠性降低. 因此需要開展極地甲板機械低溫摩擦性能的研究，而為摩擦磨損實驗提供低溫條件是必不可少的環節.

國外十分重視低溫超低溫摩擦環境的模擬，美、歐、俄以及日本等都建立了專門的低溫摩擦學實驗室，而國內在航天領域雖然有一些成功應用，但相應的基礎研究還十分缺乏[7-8]. 超低溫摩擦環境的模擬是利用超低溫流體完成的，常采用銷(球)與盤接觸的方式. 一種方式是將摩擦副直接浸沒在超低溫液體LHe、LH2及LN2中，測試溫度和低溫液體沸騰溫度相同，摩擦熱通過熱傳導液體蒸發被帶走；另一種方式是將摩擦副置于真空或密封的低溫低壓氣態環境中(通常是氦氣)，而循環的低溫液體通過換熱器與摩擦副進行熱交換以調節環境溫度[9-11].

極地航運事業的開展，對材料在低溫等特殊工況下的摩擦學性能的要求越來越高. 在特殊工況下，通用摩擦磨損試驗機已無法滿足使用要求，特種摩擦磨損試驗設備應運而生[12]. 因此本文工作從極地甲板機械材料摩擦性能低溫環境模擬出發，研制出應用于RTEC摩擦磨損試驗機上的低溫腔，通過對腔內空氣的冷卻，可以實現對整個摩擦副工作環境的冷卻，從而模擬摩擦副工作的真實環境. 該實驗設計的低溫腔拓展了摩擦磨損實驗的工作溫度范圍，為實驗提供了穩定的低溫環境.

1 低溫模擬試驗

低溫環境模擬的基本思路是通過制冷裝置降低載冷劑的溫度，再將載冷劑通過泵送的方式輸送到摩擦機使用的低溫腔中，通過熱傳導和熱對流的方式與腔體內的氣體進行熱量交換，最后制冷裝置不斷將循環回來的載冷劑持續降溫并泵送出去，以此來維持低溫腔體內的溫度穩定. 因此該低溫模擬試驗裝置主要由低溫腔和制冷裝置兩部分組成[13-15]. 另外載冷劑是純酒精，其性質較為穩定，但作為載冷劑使用時會吸收空氣中的水分導致不純從而降低冷卻能力，所以在使用一段時間后需要及時更換.

1.1 腔體結構

RTEC摩擦磨損試驗機有往復式和旋轉式兩種類型，二者結構存在差異，因此低溫腔的結構也被設計成往復模塊低溫腔和旋轉模塊低溫腔.

1.1.1 往復模塊低溫腔

圖1為往復式RTEC摩擦試驗機的實物結構，工作時通過曲柄滑塊機構將旋轉運動變為往復運動. 往復模塊作為較常用的模塊，其底座較大. 如果將低溫腔體直接安裝在往復平臺上，會影響往復頻率，所以將低溫腔支撐在摩擦機臺架上. 圖2是往復模塊低溫腔支架結構，該腔有上下兩個鋁合金圈，其間用銅棒支撐，下底座高15 mm，內徑為200 mm，開孔處由往復摩擦模塊電源線通過. 上端框架高7 mm，中間用銅片作為腔體蓋，厚度為2 mm，腔體蓋上開有限位腰孔和探測溫度的孔，中間支柱架子的高度為80 mm，此外還需在支柱上盤12圈銅管. 銅管的外直徑為6.35 mm，壁厚0.7 mm. 外部保冷層選擇厚度20 mm的橡塑材料(導熱系數為0.034 W/(m·K)).

圖1 往復摩擦模塊

圖2 往復模塊低溫腔支架結構

1.1.2 旋轉模塊低溫腔

圖3所示為旋轉式RTEC銷盤摩擦機的實物結構. 旋轉模塊的上試樣固定在二維傳感器上并垂直施加壓力，下試樣固定并旋轉. 旋轉模塊低溫腔的設計采用的是多個配件組裝成一個整體槽狀腔體，分解圖如圖4所示. 模塊低溫腔分為三部分，上、中、下分別是低溫腔的腔蓋、內外圓管腔體和底座. 腔體通過內螺紋與圓管腔體連接，端面用硅膠墊圈密封，在下部通過限位的方式固定在旋轉模塊上. 低溫腔內圓筒壁內徑為120 mm，外徑為130 mm，內壁壁厚5 mm，外壁內徑為160 mm，外徑為182 mm，壁厚為6 mm. 由于摩擦機傳感器與模塊底座空間限制，選擇設計高度為40 mm. 保冷層厚度選擇根據實際情況選擇20 mm的橡塑材料. 在實驗機上非低溫腔部分也用橡塑材料覆蓋進行保冷.

1.2 制冷系統

制冷系統主要包括制冷機、低溫端傳熱結構和高溫端傳熱結構三部分.

制冷機冷端與低溫腔之間通過導冷結構相連接. 實驗選用低溫熱管進行傳導，管子與腔體連接處使用卡套接頭. 制冷機熱端采用風冷散熱，采用Julabo綠色比例式制冷控制技術，最大限度減少能量浪費.

圖3 旋轉摩擦模塊

圖4 旋轉模塊低溫腔體結構

要選取合適的制冷機與低溫腔匹配，就需要對腔體熱負荷進行計算. 實驗中外界空氣溫度為18 ℃，腔內空氣的溫度為-50 ℃. 根據實際載冷劑溫度和選擇材料的數據，對其進行漏熱計算.

腔體熱負荷Q主要由3部分組成：

Q=Q1+Q2+Q3.

式中：Q1為腔體漏熱量，Q2為管路漏熱，Q3為接口漏熱. 根據上式可以求得往復低溫腔熱負荷為84.6 W，旋轉低溫腔熱負荷為39.5 W.

制冷機壓縮機功率的選擇要根據設計的制冷系統的總體熱負荷進行選擇. 兩種低溫腔總體的漏熱量分別是84.6 W和39.5 W.

要滿足制冷要求，取安全系數1.5，則對制冷機的制冷功率要求是126.9 W和59.25 W. 選取德國Julabo專家型FP89-HL超低溫加熱制冷循環器(見圖5)作為冷源. 該制冷機選擇環保型制冷劑R508b，制冷溫度可降至-83 ℃，能夠滿足低溫環境模擬的需求.

圖5 專家型超低溫加熱制冷循環器

Fig.5 Expert ultra-low temperature heating refrigeration circulator

1.3 降溫試驗

試驗方案：

1) 連接制冷裝置與低溫腔循環管路.

2) 使用酒精低溫載冷劑，加入載冷劑后蓋嚴腔蓋，設定制冷溫度為-60 ℃，開始制冷，同時開啟循環裝置，將載冷劑泵送到低溫腔內.

3) 每4 min記錄載冷劑和低溫腔溫度，確定低溫腔能夠達到的最低溫度.

4) 然后將制冷裝置溫度設定為-70 ℃、-80 ℃和-90 ℃，重復以上試驗.

圖6 實驗測試圖

圖6為實驗測試圖，圖7為低溫腔降溫曲線圖. 結果表明：低溫腔內溫度隨著載冷劑溫度降低而降低，能達到的最低溫度分別是-64 ℃和-70 ℃. 圖7中可以看出旋轉模塊低溫腔降溫效果更好，降溫速度更快. 且對于同一低溫腔，載冷劑設定溫度越低，低溫腔達到的最低溫度越低，降溫用時越長.

(a) 往復模塊低溫腔降溫曲線圖

(b) 旋轉模塊低溫腔降溫曲線圖

2 腔內溫度場數值模擬

2.1 物理及數學模型

低溫腔的物理模型如圖8所示. 因保溫材料和空氣導熱系數遠大于低溫腔材料的導熱系數，所以在物理模型設計時忽略管路和腔體的厚度. 模型尺寸根據實際設計進行設置. 往復模塊低溫腔體高度設定為80 mm，半徑設定為120 mm，腔體內降溫管路半徑為100 mm. 對于腔體內的管子外直徑設定為6.35 mm，壁厚為0.7 mm，降溫盤管12圈，與實際情況相同. 旋轉模塊內部空間尺寸直徑為120 mm，高度40 mm.

對仿真物理模型進行一定簡化：

1)往復模塊的降溫管和壁面溫度設為恒定，以恒定的溫度對腔內空氣進行降溫. 旋轉模塊載冷劑和降溫壁面進行合并，設置為一個整體.

2)在計算時將低溫腔外部保溫層設置進行簡化，設置厚度為20 mm，在仿真中不顯示，僅顯示腔內空氣的溫度模擬.

3)忽略環境中溫度、濕度變化的影響.

4)載冷劑在降溫過程中是不發生物性變化的非粘性流體.

(a)往復模塊低溫腔物理模型

(b)旋轉模塊低溫腔物理模型

對兩種低溫腔降溫進行模擬并劃分網格如圖9所示. 根據圖9幾何模型坐標系建立腔內流動換熱問題的微分方程如表1所示.

(a)往復模塊低溫腔網格劃分圖 (b)旋轉模塊低溫腔網格劃分圖

為簡化實際問題，對腔內空氣的流動與換熱作了以下假設：

1)將載冷劑酒精視為牛頓流體.

2)將載冷劑酒精視為不可壓縮流體.

3)將流動視為定常流動.

4)初始內部空氣視為均質恒溫氣體，且與環境溫度一致，并分布均勻.

5)使用Boussinesq假設處理其密度場.

表1 流體力學常用控制方程

邊界條件由物理特性決定，邊界條件對求解結果十分關鍵. 往復式低溫腔內部降溫管設置溫度為選用的制冷裝置中載冷劑能達到的最低溫度-83 ℃. 旋轉模塊仿真過程中模擬降溫內壁面溫度根據載冷劑最低溫度設定為-83 ℃. 低溫腔內空氣參數如表2所示，低溫腔內管子使用的銅管物性參數如表3所示. 外部絕熱條件設置為20 mm厚的保冷層，導熱系數為0.034 W/(m·K).

表2 空氣和載冷劑的物性參數

表3 腔內銅管物性參數

2.2 模擬結果及分析

由于本模型的三維溫度場不便于觀察，因此取低溫腔內垂直于Z軸的中間截面進行分析. 兩種模塊低溫腔內溫度場分布的模擬結果如圖10所示，溫度分布是四周溫度低，向中心溫度逐漸升高. 往復模塊的中心溫度約為-67 ℃，旋轉模塊的中心溫度約為-72 ℃，仿真降溫效果良好.

兩種模塊仿真降溫初始條件相同，保溫層設置導熱系數相同，降溫效果的差異主要取決于結構設計的不同. 低溫腔內的溫度選擇載冷劑能夠達到的最低溫度，這樣能夠模擬出低溫腔理想情況下能夠達到的最低溫度. 通過兩種仿真對比發現旋轉模塊低溫腔能達到的最低溫度更低，降溫制冷效果要優于往復模塊低溫腔. 分析產生這樣現象的原因，我們認為，往復模塊低溫腔內空間比旋轉模塊低溫腔的大，因而，可能存在更大的熱量散失而導致達到熱平衡的溫度更高.

3 實驗結果與數值模擬對比

3.1 實驗結果與仿真結果對比分析

腔內溫度的模擬結果與實驗中低溫腔穩定工作時結果對比如表4所示. 通過該表可以發現實際降溫與仿真降溫達到的最低溫度相近，但仿真的最低溫度略低于實際情況的最低溫度. 主要是因為仿真中對模型進行了一定的簡化，且仿真模型中保冷設置等屬于理想設置，而實際系統會有部分冷量流失. 同時，對于兩種低溫腔的低溫試驗結果與仿真結果具有一致性，溫差也較為接近.

(a)往復模塊低溫腔降溫仿真截面

(b)旋轉模塊低溫腔降溫仿真截面

表4 仿真結果與實驗結果對比

Tab.4 Comparison of simulation result and experimental result ℃

類別仿真溫度往復模塊旋轉模塊實際溫度往復模塊旋轉模塊起始溫度18181818最低溫度-67-72-64-70

3.2 實驗誤差及原因分析

實驗產生的誤差可以通過線性擬合進行分析. 專家型往復模塊降溫線性擬合曲線y=0.014 8x2-2.205 8x+16.876，標準誤差為R2=0.998 5，旋轉模塊線性擬合曲線為y=0.015 1x2-2.335 5x+18.61，標準誤差為R2=0.998 4.

R2誤差的大小意味著模型的擬合度的好壞，取值范圍為0到1，這個值越接近1. 說明模型的擬合度越好. 實驗過程中產生的誤差主要來源于溫度測試設備的精度、周圍環境溫度波動的影響以及人為操作等因素，實驗測試的溫度中最終達到穩定的最低溫度是衡量低溫腔溫度性能的重要標準. 降溫過程中記錄的溫度數據與仿真數據相比存在一定誤差，主要是因為實際實驗中低溫腔的保溫層性能與仿真中設定的理想絕熱性能之間存在差距，但實驗數據與仿真數據的發展趨勢是完全一致的.

4 結 論

根據RTEC摩擦試驗機在低溫試驗中的使用需求，本次工作利用德國Julabo專家型超低溫加熱制冷循環器FP89-HL作為冷源，綜合考慮了實驗要求和RTEC摩擦機的兩種模塊后深入對低溫腔的腔體結構進行設計，研制出往復式和旋轉式兩種低溫腔，在環境溫度為18 ℃條件下，腔內的最低溫度分別可達-64 ℃和-70 ℃. 并使用FLUENT對腔內溫度場的分布進行了模擬仿真，仿真結果與實驗結果吻合良好，且溫度能滿足極地環境的使用需求.

長期以來摩擦副的低溫環境模擬主要是通過對試樣局部冷卻來實現，整個試樣材料并非處于完全低溫的狀態，導致摩擦磨損特性與實際情況不一致. 而本次研制的低溫腔能夠將冷量集中在摩擦副工作的一個較小空間內，并通過空氣介質實現環境制冷，試樣整體冷卻更為充分，從而實現模擬真實低溫工況對摩擦副材料特性的影響. 在未來的工作中可以考慮各因素對降溫效果的影響，從而進一步優化低溫腔的性能. 比如對于保冷材料接縫處可以進行更為完善的設計，增加波形接口等；另外由于實驗臺架的金屬連接會形成冷橋，所以需要考慮減少這部分冷量的流失，對其進行保溫設置等.