干氣密封兩種典型螺旋槽摩擦振動試驗分析

司佳鑫，楊小成，翁澤文，丁雪興

（1.蘭州理工大學，蘭州 730050；2.中國航發湖南動力機械研究所，湖南株洲 412002）

0 引言

干氣密封作為一種非接觸軸密封，具有泄漏量小、功耗低、高可靠及長壽命等優點，被廣泛應用于泵和渦輪機械等大型旋轉化工設備［1］。然而，干氣密封在啟停階段，由于轉速較低，氣膜剛度不足，動靜環未充分脫開，導致密封端面摩擦與振動現象頻繁發生［2］；同時也極易導致摩擦副摩擦磨損，甚至會導致密封裝置直接失效。由此可見，干氣密封端面的摩擦性能是影響其壽命及可靠性的關鍵要素，如何準確獲取摩擦副的磨損狀態及優化工況條件下干氣密封摩擦副的摩擦性能，是目前國內外學者研究的重點。

干氣密封動靜環間的氣膜結構尺寸屬于微尺度［3］，致使無法準確獲得干氣密封運行過程中摩擦副間的摩擦磨損狀態信息，阻礙了干氣密封信息技術與診斷領域的發展。摩擦振動是機械設備摩擦磨損過程中產生的現象，蘊涵著反映摩擦學系統特征和摩擦磨損狀態的許多信息，與摩擦力矩、摩擦系數、磨損量、磨損顆粒及摩擦副的磨損表面形貌等相比，摩擦振動信號可在機械設備的正常運轉時在線采集［4］。陳光雄等［5］通過研究指出摩擦振動是非平穩非線性的。周仲榮等［6-7］指出摩擦副之間的振動為高頻微幅振動。摩擦振動信號能夠反映摩擦副的磨損狀態，但是含有噪聲的摩擦振動信號不能真實反映摩擦副的磨合磨損狀態［8］。所以在眾多噪聲中對摩擦振動信號的剝離與特征提取成為摩擦振動研究最關鍵的一步。Newland從小波的頻域方面提出了諧波小波［9-10］。丁康等［11］提出并分析了平穩和非平穩振動信號的若干處理方法。張宇航［12］應用諧波小波包方法實現了旋轉機械故障信號提取。朱洪?。?3］提出非平穩信號瞬時特征提取的諧波小波方法。李國賓等［14-15］在銷盤的摩擦振動研究中，發現摩擦振動信號與摩擦系數的變化規律一致。

本文采用高精度加速度傳感器及高速采集卡與LabVIEW信號系統組成振動信號采集系統，對干氣密封碰磨過程中的摩擦振動加速度信號進行試驗測取。基于MATLAB諧波小波包變換原理對振動加速度信號進行剝離，提取動靜環摩擦振動信號，分析不同螺旋槽對界面的摩擦力和振動加速度的信號變化規律，揭示螺旋槽對基于類金剛石薄膜界面摩擦學行為的作用機制，研究成果為干氣密封環端面的摩擦學研究和螺旋槽的結構優化提供了依據。

1 諧波小波包的方法

英國Newland提出的諧波小波具有嚴格緊支撐的盒形譜和相位定位特性，不存在頻域相位移動，相鄰頻帶間無頻譜泄漏，時頻定位精度高［16］，頻域表達式為：

式中，n=2j+1，m=2j，j∈ Z+。從式（1）可看出，諧波小波在頻域中，只有在相對應的頻帶內具有其恒定的幅值，而在頻帶外全為零，這說明諧波小波包具有良好的帶通濾波功能。對式（1）進行傅里葉變換得到諧波小波時域表達式：

式（1）中二進諧波小波的定義，以二進方式劃分其頻帶。為了彌補二進諧波小波包方面分析頻帶的選取不靈活的不足，Newland實現了分析頻帶的選取更加靈活，從而促進了廣義諧波小波的推廣。重新定義n，m的取值：n，m∈R+且m＜n，則式（1）（2）即分別為廣義諧波小波包頻、時域的表達式。將平移 l/（m-n），其中l∈Z，則式（2）變為：

式（3）即為帶寬為 2π（n-m）在 l/（m-n）處的廣義諧波小波的一般表達式。由此可證明：在不同頻帶相互沒有交疊的情況下，所對應的小波相互正交；然而在相同頻帶內，l為非零整數（步數不為零）時，所對應的小波也相互正交。以諧波小波函數作為 L2（R）一組正交基，對信號f（t）進行諧波小波的分解，既可將整個頻段信號無交疊無遺漏地分解到相互獨立頻帶，又準確地顯示任何微弱的細節信號，從而有利于對微弱信號的特征的提取。

對于連續信號S（t）的廣義諧波小波包變換為：

相應的離散傅里葉變換為：

式中 S（K）——s（r）的傅里葉變換；

小波包的思想是對低頻、高頻部分的信號進行無限細分，實現在整個頻帶中對信號有用頻率成分的提取［16］。圖1為諧波小波包的變換的頻帶分解分布圖，由圖可觀察到隨著分解層j的增大，諧波小波包實現了對整個信號頻帶的無限細分。

圖1 諧波小波包分解分布

2 摩擦振動試驗

2.1 試驗試件材料

本試驗采用的試驗件為化工設備中常見的干氣密封試件，其動環材料均為碳化硅，靜環材料采用鍍DLC薄膜的碳化硅光面環。試件結構如圖2所示。圖2（a）示出上試件即動環，螺旋槽環的螺旋角為 18°，刻槽深度為 10 μm；圖 2（b）示出下試件即靜環，在光面環采用磁控濺射法進行DLC鍍膜，鍍膜厚度為3 μm。

圖2 試驗件

2.2 摩擦試驗機及測試系統

本試驗是在MMW-1型微機立式萬能摩擦磨損試驗機進行。在轉速為0～1 000 r/min、試驗力為0～1 000 N范圍內進行摩擦振動試驗，測取的試驗參數分別為摩擦扭矩、摩擦力、摩擦系數、振動加速度。

試驗中采用YSV2303S型加速度傳感器（X方向為摩擦面水平方向，Y方向為摩擦面垂直方向）、MPS-140401-M采集卡，其中采集卡有4個同步信號采集通道，具有高采樣率、低噪聲、同步性高和連續不間斷等優點。采集卡采樣頻率為64 K，與支持Win10系統的軟件編程組成了摩擦振動信號測試系統。

2.3 試驗工況參數

試驗在干摩擦條件下進行，根據前期的試驗研究結果，干氣密封在啟動時端面間的比壓一般為 0.20～0.45 MPa，開啟線速度為 0.6～1.8 m/s，因此根據實際條件及密封環的大小選取4個轉速與4個試驗載荷進行正交試驗。試驗工況參數如表1所示。

表1 試驗工況參數

3 振動信號提取與摩擦性能分析

3.1 摩擦振動信號提取

信號的采集往往伴隨著一定的隨機性，本試驗為了保證試驗數據的真實有效性，對每個工況參數進行3次連續性試驗，最后進行對比分析并均值計算。在正交試驗中選取一組工況（轉速300 r/min，載荷為450 N），采集干氣密封啟停階段動靜環間的干摩擦振動信號進行研究。針對干氣密封啟停階段振動信號的特征，利用諧波小波包變換在MATLAB中進行編程。采用64 000 Hz采樣頻率，通過三軸加速度傳感器對本工況下啟停階段振動信號進行采樣。對采樣信號進行5層32個頻帶分解（頻帶寬為1 000 Hz），分析每個頻帶中的振動信號。首先，對每一段信號時域進行重構并提取，每段重構后頻帶時域信號進行平均值、中值和異常值等統計參數值計算。然后，對每個時域重構后的統計參數分別與該頻段內的頻域信號進行對比，發現兩者的變化趨勢相似，從而可初步判定干氣密封摩擦副的振動信號主要集中在該頻段。

在轉速300 r/min，載荷為450 N工況下，分別對整個頻段內的摩擦振動信號進行分析。圖3分別示出X軸振動信號的重構時頻域，從圖可清楚地看出7 000～8 000 Hz段內X軸的微弱摩擦振動信號均符合摩擦振動高頻率、小幅值的特點。所以主要對7 000～8 000 Hz頻率段內的摩擦振動信號進行研究。

圖3 諧波小波包分解時頻域

3.2 振動信號的識別

首先，對整條信號每隔24 s進行采樣，每段采樣信號進行時域重構并對重構后時域信號進行平均值、中值和異常值等統計參數值計算。然后，對每個時域重構后的統計參數分別與該頻段內的頻域信號進行對比，發現兩者均出現相似的變化趨勢，便可初步判定干氣密封摩擦副的振動信號主要集中在該頻段。

圖4示出X軸時域重構后振動信號的參數統計?？梢悦黠@觀察到7 000～8 000 Hz段內時域重構后振動信號的統計參數均與該頻段內頻域變化趨勢相似，均呈現出先增大后減小，最后均趨于平緩變化趨勢。

圖4 諧波小波包重構后參數統計

李國賓等［14-15］在銷盤的摩擦振動研究中，發現摩擦振動信號與摩擦系數有一致的變化規律。本文以此為依據，比較經過剝離、提取后的摩擦振動信號與同時在試驗機上采集的動靜環摩擦系數變化規律是否一致。從圖5中可看出，摩擦系數 μ在0.027 18～0.072 8之間變化。啟動后摩擦系數在31 s達到最大值0.072 8；在31～314 s內 μ從 0.072 8快速下降到 0.031 52；在314 s出現拐點，試件從磨合階段轉變為平穩磨損階段；在314～600 s時摩擦系數趨于穩定，維持0.031 96～0.027 18之間。

圖5 摩擦系數

經過重構X軸7 000～8 000 Hz時域后信號的進行參數統計，其統計參數變化趨勢均及該頻段頻域變化與摩擦系數的變化相一致均呈現出先增大后減小最后趨于平緩，進一步證明干氣密封動靜環間振動信號主要集中在7 000～8 000 Hz頻段內。

3.3 不同工況參數下的摩擦振動

干氣密封利用動環螺旋槽高速旋轉形成動壓效應，在摩擦副之間形成一層很薄的氣膜從而減少端面的摩擦，但在干氣密封啟停階段會導致摩擦副端面接觸，而螺旋槽的存在加劇了端面的磨損。如何從改變螺旋槽的設計角度而減少摩擦副端面的磨損，延長干氣密封裝置的服役壽命成為當今的研究熱點。工程上常用螺旋槽的角度為16°和18°，故本文對干氣密封2種典型螺旋槽16°環與18°環在摩擦平穩階段7 000～8 000 Hz頻段內摩擦振動信號進行研究。為了更加清楚地說明摩擦力對摩擦振動的影響，本文對7 000～8 000 Hz頻段內X，Y軸的摩擦振動信號進行矢量和計算，得到矢量和G（矢量和G的方向與摩擦力的方向一致），擬合摩擦振動信號的矢量和G。

圖 6（a）（b）分別示出 16°/18°環摩擦振動工況參數。從圖6中可看出，隨著轉速的增加，4種載荷下摩擦振動加速度矢量和的幅值的變化趨勢均呈拋物線。當壓力一定時，隨著轉速的升高，摩擦振動加速度幅值均隨之增加，說明摩擦振動與轉速成正相關性；當轉速一定時，摩擦振動信號均隨著增加壓力的升高而增加，說明摩擦振動與壓力成正相關性。從圖6（a）中可看出：經諧波小波包變換提取的16°環與光面環的摩擦振動信號在300～400 r/min時，轉速對摩擦振動的影響較?。划斵D速超過400 r/min時，摩擦振動影響急劇上升。這是因為本試驗不同于設備上的干氣密封裝置在密閉的環境，屬于開放的摩擦磨損試驗環境導致螺旋槽氣體動壓效果的減磨作用大大降低。當轉速超過400 r/min時，螺旋槽對靜環的摩擦切削次數隨著轉速的升高而加快，導致摩擦副之間的摩擦振動更加的劇烈；當摩擦副在高轉速下，螺旋槽對靜環的摩擦力也隨著載荷的增加而升高，加劇了摩擦副之間的摩擦振動。圖6（b）中18°環摩擦振動工況參數圖也出現了與16°環相同的變化規律，從而驗證了上述的分析。

圖6 16°/18°環摩擦振動工況參數

3.4 同一轉速下不同螺旋角的摩擦振動對比

對提取的7 000～8 000 Hz頻段內摩擦振動加速度幅值進行研究，對比分析16°與18°螺旋槽環在干摩擦的情況下的服役性能。對X，Y軸進行矢量計算，得到矢量和G，擬合摩擦振動信號的矢量和G，研究同一轉速下不同螺旋角的摩擦振動，結果如圖7所示。

圖7 各轉速下16°/18°環振動數據

從圖7各個轉速下的16°與18°環的摩擦振動加速度的矢量和對比發現，在同一轉速下，摩擦振動均隨著載荷的增加而增大，且18°環的摩擦振動加速度的矢量和均大于16°環。在400，300 r/min工況下，隨著載荷的增加18°環與16°環的摩擦振動加速度的矢量和差值越來越大，說明18°環與16°環磨損更劇烈，摩擦副間的磨損也逐漸增多；隨著試驗的進行，在500 r/min、300～450 N時卻出現了與其他工況參數下不同的變化，16°環的摩擦振動加速度矢量和反大于18°環，這是因為螺旋槽內的磨屑聚集到一定的程度下，反而起到一定的自潤滑作用導致18°環的摩擦振動的加速度幅值變?。辉?500 r/min、600 N 時，18°環的摩擦振動加速度矢量和大于16°環，與其他轉速下的變換規律相一致。說明在干摩擦的某種工況下16°環的服役性并不一定完全優于18°環，但整體服役性能而言，16°環優于18°環。

3.5 摩擦磨損分析

選取300 r/min，450 N工況參數，應用zygo型形貌儀對試驗結束后的試件進行表面形貌測試，從圖8可看出，18°環的磨痕數量比16°環多且劃痕明顯，兩螺旋槽端面有明顯的周向劃痕，均為內圈的磨痕比外圈的多且明顯，這是因為摩擦副為硬碰硬組合的周向旋轉運動，摩擦振動會造成摩擦副界面的周向摩擦劃痕，所以兩螺旋槽端面產生周向劃痕。18°環的磨損比16°嚴環重，這與18°環的摩擦振動大于16°環的摩擦振動劇烈相一致。

圖8 16°與18°環磨損形貌

3.6 不同螺旋角摩擦機理分析

在動環轉動過程中，兩端面產生接觸摩擦力，如圖9，螺旋線的存在打斷了端面之間的連續性接觸，使接觸應力發生了轉移，從而導致了接觸力f存在徑向和法向的變化。其中fτ=fcos β，fn=fsin β，其中β為螺旋角。在摩擦磨損過程中，16°環所受的界面法向力fn小于18°環，16°環所受的界面切向力fn大于18°環。

圖9 螺旋角摩擦機理分析

通過不同螺旋角的磨損3D形貌圖與摩擦機理分析，說明在摩擦過程中在同一點上18°環的摩擦次數和載荷均大于16°環，說明了界面法向力對端面間的摩擦磨損起主要作用。

4 結論

（1）通過MATLAB諧波小波包變換提取7 000～8 000 Hz頻段內的摩擦振動信號，并在該頻段內研究2種典型螺旋槽的摩擦振動變化規律，試驗結果表明動靜環界面摩擦振動信號X軸與Y軸的矢量和G（矢量和G的方向與摩擦力的方向一致）18°環大于16°環。

（2）通過3D形貌圖摩擦磨痕對比發現，18°環的磨痕數量比16°環多且劃痕明顯，且端面有明顯的周向劃痕，均為內圈的磨痕多于外圈，說明18°環的磨損比16°環嚴重，18°環的摩擦振動大于16°環，而且兩者結論相一致。

（3）通過摩擦機理分析，證明了摩擦過程中螺旋槽環的主要摩擦磨損方向。綜合以上結論得出在干氣密封啟停干摩擦階段16°環比18°環具有更好的服役性能。