基于MpCCI方法的密封環雙向流固耦合模擬與試驗研究

宮 燃 張真宇 程志高 徐 宜 張 鶴

1.江蘇大學汽車與交通工程學院，鎮江，2120132.中國北方車輛研究所，北京，100072

0 引言

在車輛工程領域，漲圈型密封環(下文簡稱“密封環”)主要應用在車輛先進傳動系統中，包括汽車自動變速器、雙離合變速器、無級變速器等變速機構[1-3]。在重載越野車輛中，密封環主要布置在綜合傳動系統中。密封環作為傳動系統的核心基礎零件，為保證車輛傳動系統正常運行發揮重要作用。

在微小約束空間內，密封環在力負荷作用下發生變形并且與軸槽側面接觸產生摩擦，由此會對密封間隙流場的流動狀態產生影響，導致施加在密封環上的油液壓力發生相應變化?？梢?，密封結構與密封流體之間存在顯著的耦合特征[4-6]。如何考慮密封間隙流場流動狀態與密封環力負荷、變形之間的耦合關聯及其交叉影響特性，是密封流固耦合研究中需要考慮的關鍵問題。

流固耦合分析是揭示密封機理和研究密封性能的一種重要且可靠的手段，國內外學者通過理論分析[7-10]、仿真建模[11-14]和試驗研究[15-16]的方式進行了相關研究。LIAO等[17]充分考慮了密封結構、密封間隙流體域以及它們之間的耦合關系，建立了核主泵用流體靜壓性機械密封流固耦合分析理論模型，對機械密封變形、間隙流場進行了分析，得到了密封泄漏隨核主泵中壓差的變化規律。孫丹等[18]提出了一種基于ALE(arbitrary Lagrange-Euler)流固耦合方式的刷式密封的求解模型，研究了壓力和密封結構對密封接觸變形和接觸應力的影響。MIYAKE等[19]建立了密封流固耦合模型并進行試驗，研究了密封間隙流動導致的軸系振動的問題。由國內外研究現狀可知，對于密封流固耦合問題，研究方法較為多樣，但對復合材料密封環的流固耦合研究較少。密封環的受力變形及其密封間隙流動對密封性能影響顯著，如何快速有效地獲取車輛傳動系統密封環的耦合特征及其影響機制，是密封設計過程中需要解決的問題。

本文以重載越野車輛大功率傳動系統的密封環為研究對象，結合密封系統結構特點和服役條件，提出采用多物理場代碼耦合工具MpCCI聯合FLUENT與Abaqus軟件對密封系統進行雙向流固耦合分析，考察油液壓力、旋轉軸轉速、油液溫度等條件對密封性能的影響。

1 流固耦合模型及其耦合方法

重載越野車輛傳動系統中的密封環裝配在旋轉軸凹槽中，密封原理如圖1所示。在油壓p0作用下，密封環一側端面AB與旋轉軸凹槽一側緊密貼合并相對轉動，構成主要密封面。在油壓和自身彈力作用下，密封環沿徑向脹開，在密封面AD形成輔助密封面。密封環工作過程中在油壓作用下發生變形，密封環變形會反作用于密封間隙內的油液，從而影響油液的流動。僅對密封內油液或密封系統的結構進行計算，顯然與實際工況不符，會造成結果失真。密封結構場與密封間隙流場存在耦合，在計算中會形成相關數據的交換，數據交互的位置在密封環與密封間隙流場的重合面(DC面與CB面)上。

圖1 密封原理圖Fig.1 Sealing schematic diagram

利用三維建模軟件CATIA建立旋轉密封間隙流場流體計算域的模型。在工作過程中，間隙流場中油液主要從密封環切口中泄漏，建立的密封流場計算域模型如圖2所示，工作時密封環切口間隙為2 mm。為提高計算精度，對流體域模型進行六面體網格單元的劃分，經過網格無關性驗證，劃分為六面體單元216 023個，單元節點268 564個。密封間隙流體域如圖3所示，流體域與旋轉軸圓周面重合的旋轉壁面記為w1，與配油套內圓面重合的壁面記為w2，流體域與密封環重合的邊界面即耦合面記為wcp，密封流場與結構場的數據交互就是通過耦合面上的數據交換來實現的。

圖2 密封間隙流場計算域模型Fig.2 Calculation domain model of sealing gap flow field

圖3 密封流體域網格邊界Fig.3 Sealing fluid domain boundary

將密封環和旋轉軸的三維實體模型進行裝配，為保證流固耦合計算數據的有效交互，需要維持密封系統結構場與流場的相對位置不變。對密封環和旋轉軸的三維模型離散并進行網格單元的劃分，其中密封環的部分網格如圖4所示，密封環的單元數為58 579，節點數為69 842；旋轉軸的單元數為9212，節點數為10 687。

圖4 密封環離散單元Fig.4 Discrete elements of sealing ring

在密封流固耦合交界面處,固體與流體的應力、位移相等[20]，即在密封流固耦合面處應力和位移滿足下述方程：

df=ds

τfnf=τsns

式中,d為位移；τ為應力；n為應力張量的法向量；下標f表示流體，下標s表示固體。

密封環在油壓的作用下，與旋轉軸凹槽側面緊密貼合并相對轉動，在密封面發生摩擦接觸，對于此類型非線性接觸仿真計算，選擇能夠高效求解包括接觸在內的非線性問題的有限元軟件Abaqus/Explicit作為密封結構計算的工具。在力負荷作用下密封環發生變形，會造成密封間隙流場的形狀改變，進而影響通流性。但是在流場計算中，密封變形的位移等參數信息不易直接提取。因為計算過程中密封邊界會瞬態變化，所以在流場計算中選擇FLUENT軟件來處理密封邊界變動的問題。FLUENT的算法是基于完全非結構化網格的有限體積法，Abaqus的算法基于有限單元法，所以在流固耦合計算中無法實現數據的直接交互傳遞。

本文采用FLUENT+Abaqus+MpCCI進行密封環流固耦合計算。通過FLUENT對旋轉密封間隙流場進行計算，得到密封流固耦合面的油液壓力，通過多物理場耦合代碼工具MpCCI實現壓力數據的傳遞，Abaqus獲得油液壓力數據后，作為邊界條件進行密封結構場的計算，得到力負荷作用下的密封變形，再次通過MpCCI將密封面變形數據傳遞給FLUENT，然后FLUENT根據密封面變形數據修正密封間隙流場的流體域。引入旋轉雷諾數判斷旋轉密封間隙流體的流動狀態，即Reθ=ωr2/ν。其中，ω為流體旋轉速度，r為旋轉半徑，ν為油液的運動黏度。經過測算，所研究流體的旋轉雷諾數都小于20 000，即臨界旋轉雷諾數[21]，所以認為密封間隙流場內油液的流動為層流。設置殘差值為1×10-5，以此進行循環，時間步長為1×10-4s，時間步為30 000步，每個時間步的最大迭代次數為30，在計算過程中忽略密封環浮動的影響。圖5所示為密封系統流固耦合計算過程。

圖5 密封流固耦合計算流程Fig.5 Calculation process of sealing fluid-structure coupling

采用本文提出的方法對不同轉速、壓力和油溫下的密封環主要性能參數進行計算，耦合計算收斂后，通過FLUENT后處理功能可以導出密封截面上的泄漏量等數據，在Abaqus后處理模塊中選擇接觸工具，得到轉矩等密封結構分析的相關結果。

2 結果與討論

以外徑125 mm密封環作為研究對象，密封環材料為PTFE(聚四氟乙烯)復合材料，旋轉軸材料為38CrSi。入口邊界條件為壓力入口，進口壓力1～3 MPa，旋轉軸轉速n為1000～6000 r/min。采用的潤滑油為15W-40機油，40 ℃下的密度和黏度分別為844.5 kg/m3和103.6 mm2/s，100 ℃下的密度和黏度分別為814.5 kg/m3和15.65 mm2/s。耦合計算中，密封環和旋轉軸結構與材料參數如表1所示，密封環由圣戈班公司加工。

表1 計算所用參數

密封流固耦合計算中，參數傳遞發生在密封結構場和流場的耦合面上，隨著計算過程多次往復交互傳遞，以便為下一個時間步密封流場和結構場的計算提供邊界條件。采用瞬態計算，在計算過程中，首先通過FLUENT軟件計算油壓，將得到的壓力作為邊界條件通過MpCCI傳遞到Abaqus中進行結構體的計算。在后續仿真過程中，Abaqus將計算得到的位移傳遞給FLUENT進行網格更新。直到密封性能參數不隨時間步變化或前后時間步長的密封參數值保持在預設的區間內，完成耦合計算過程。

由密封流固耦合計算得到不同工況下密封環的變形云圖，見圖6、圖7。從圖中可以看出，在不同的油液、轉速和油溫作用下，密封環的變形主要集中在與主密封面相對的端面(即DC面)，由主密封面到非密封面變形逐漸增大。同時發現，密封環主密封面的外徑變形較其他位置的變形大，這是因為配油套與旋轉軸存在0.2 mm的縫隙，在縫隙位置密封環沒有軸向約束，會在油壓作用下存在較大的形變。對整個密封環來說，最大的變形區域在流固耦合面，隨著壓力和轉速的提高，與壓力p=1 MPa和轉速n=1000 r/min工況相比，變形量增大近30%(圖7)，同等條件下，油溫的影響不顯著。盡管密封面的變形較小，但是密封間隙流場尺寸同樣較小，所以密封面變形對間隙流場的流動特性會產生影響，有必要考慮密封流固耦合特性。

(a)40 ℃ (b)100 ℃圖6 密封環變形云圖(p=1 MPa，n=1000 r/min)Fig.6 Deformation cloud of sealing ring(p=1 MPa，n=1000 r/min)

(a)40 ℃ (b)100 ℃圖7 密封環變形云圖(p=3 MPa，n=4000 r/min)Fig.7 Deformation cloud of sealing ring(p=3 MPa，n=4000 r/min)

利用后處理軟件CFD-Post對流固耦合計算后密封流場的結果進行處理，得到了不同壓力和轉速下的密封流場的流速流線圖，見圖8。由圖8a和8b可知，在同樣的轉速下，隨著壓力的提高，密封間隙流場內油液有較為明顯的軸向流動趨勢，密封切口處流動效應增強，3 MPa時的泄漏量較1 MPa時增多。由圖8c和圖8d可知，旋轉密封間隙流場內油液的流動明顯隨軸旋轉，并且隨著轉速的增大，流場內的油液更加貼近旋轉壁面(w1)，轉速由1000 r/min增至4000 r/min時，油液繞軸旋轉現象愈加明顯，由圖可知，油液繞軸旋轉現象的增強將導致油液沿軸向的流動困難，油液更多地集中在入口段，而較少從密封切口泄漏。

(a)p=1 MPa， (b)p=3 MPa， n=2000 r/min n=2000 r/min

(a)40 ℃

為進一步考察流固耦合計算對密封泄漏量的影響，觀察流固耦合計算和未經流固耦合的流場計算(即單獨流場計算)的結果，對比驗證密封環變形后對密封間隙流場的影響。圖9所示為入口油壓為2 MPa時不同轉速下的泄漏量，圖10所示為旋轉軸轉速為3000 r/min時不同入口油壓下的泄漏量。由圖9可知，在相同的入口壓力下，無論是流固耦合計算還是單獨流場計算，泄漏量都隨著轉速的增大而減小。但是兩種計算方法在不同的速度區間內的差值不同，在1000～3000 r/min范圍內差異較大，在4000～6000 r/min范圍內差異較小，由此可知，在高轉速時油壓引起的密封變形對泄漏量的影響減小。在壓力作用下，油液出現壓差流動，橫向流動增強，與此同時，在高轉速下，由于離心作用增強，油液繞軸旋轉效應明顯，油液更加貼緊旋轉壁面，橫向流動減弱，因此在同樣的壓力條件下，隨著轉速的增大泄漏量會相應減小。由圖10可知，在旋轉軸轉速相同時，壓力對泄漏量的影響顯著，而且油溫越高，油液黏度越小，油液的流動性越好，容易引起泄漏。流固耦合計算獲得的泄漏量始終大于單獨流場計算的泄漏量，油壓作用下密封環變形，改變了密封間隙流場的通流特性，所以通過流固耦合計算獲得的密封泄漏量結果更加合理。對比發現，壓力引起的泄漏量變化大于轉速引起的泄漏量變化。

(a)40 ℃

3 密封性能試驗

利用自主研發的密封環性能試驗臺開展密封性能試驗，對計算結果進行分析與驗證。試驗臺主要由動力與機械系統、電氣控制系統與數據采集系統、液壓系統組成。圖11a為試驗臺結構圖，圖11b為試驗油腔結構圖。密封環安裝在旋轉軸上。旋轉軸貫穿于試驗油腔，另一端與變頻電動機相連。通過液壓系統實現恒壓供流。油腔加熱帶、油溫傳感器和溫度控制器組成密封油腔的溫度控制系統。通過上位機發送指令給溫度控制器，配合油溫傳感信號，對油腔內油溫進行調節，保證油溫的控制誤差在±5 ℃內。轉矩轉速傳感器與旋轉軸連為一體，發送脈沖信號給上位機，經過轉換成為測量值。在試驗前先測試空載轉矩，進行密封轉矩量值的標定。泄漏流量的測量采用高精度流量計。試驗系統根據設定的溫度進行油溫加熱，然后在給定的油壓與轉速下跑合。每個測試點保持穩定運行2 min后再測量。

(a)試驗臺架

在轉速1000～6000 r/min、壓力1～3 MPa下試驗，設置油液試驗溫度為40 ℃和100 ℃，得到圖12所示的泄漏量隨旋轉軸轉速的變化曲線，試驗中泄漏量共測量5次。由圖可知，泄漏量隨著入口壓力的增大顯著增加，隨著旋轉軸轉速的增大而減小，但幅度不大。同時，隨著油溫的升高泄漏量明顯增大。從試驗數據和仿真結果對比來看，兩者的變化規律趨于一致，但是試驗值大于計算值，這是由于在計算時忽略了密封環的加工質量和裝配精度，而實際使用的密封環密封面會存在一定的不平度誤差，導致密封面處泄漏。

(a)40 ℃

圖13為油溫在40 ℃和100 ℃，油壓為1 MPa、2 MPa和3 MPa時，摩擦轉矩隨旋轉軸轉速的變化曲線。由圖可知，摩擦轉矩隨入口壓力和旋轉軸轉速的增大而增大。入口壓力增大會引起主密封面所受接觸力增大，使得密封副的摩擦轉矩明顯增大。轉速提高導致密封流體的剪切力增大。油溫升高時，油液黏度相應減小，其黏性剪切力減小，所以摩擦轉矩變小。最終摩擦轉矩隨轉速的增大而增大，試驗值和計算值的趨勢保持一致，兩者的誤差在12%以內。

(a)40 ℃

4 結論

(1)根據車輛傳動系統密封環的工作特點，采用FLUENT+Abaqus+MpCCI構建了密封間隙流場和結構場的求解模型，開展了密封系統雙向流固耦合數值計算，形成了一種基于MpCCI的流固耦合作用下密封性能參數預測方法。

(2)考察了流固耦合作用下工況參數對密封性能的影響機制，得到了不同入口壓力、不同轉速和不同油溫狀態下密封泄漏量和摩擦轉矩的變化關系。研究發現，旋轉密封系統泄漏量隨著轉速的增大而減小，隨著入口油壓和油溫的增大，泄漏量顯著增大；密封摩擦轉矩隨著旋轉軸轉速增大略有增大，隨著入口油壓的增大而明顯增大，油溫升高使得摩擦轉矩略有減小。

(3)通過密封環綜合性能試驗獲得了復合材料密封環的密封性能參數的變化規律，與流固耦合計算的結果對比發現，計算值和試驗值的變化規律具有一致性，表明基于MpCCI的密封流固耦合計算方法的有效性，并為相似摩擦元件的流固耦合計算提供了一種新思路。