基于多物理場耦合的航空發動機燃油泵液膜密封仿真分析與試驗*

任寶杰 郝木明 胡廣陽 王銘章 蘇志善 李勇凡

(1.東營海森密封技術有限責任公司 山東東營 257000；2.中國石油大學(華東) 新能源學院 山東青島 266580；3.中國航空發動機集團航空發動機動力傳輸重點實驗室 遼寧沈陽 110015；4.中國航發西安動力控制科技有限公司 陜西西安 710077)

機械密封作為旋轉機械的重要部件，在工業上得到了廣泛應用[1-2]。隨著現代工業的發展，機械密封的使用環境越來越苛刻，對機械密封的性能提出了更高的要求。對于接觸式機械密封，高參數工況下機械密封存在潤滑失效問題，導致整機故障[3]。

非接觸式液膜密封因其兼具密封性和良好的潤滑特性，能夠實現在高參數工況下的長壽命安全運行。在實際運轉中，非接觸式液膜密封端面的潤滑流體膜處于微米級，與密封環受到熱力影響產生的變形處于同一量級，因此在對高參數液膜密封進行分析時，應考慮熱-流-固多物理場的耦合效應。QIU和KHONSARI[4]基于CFD-ACE+得到了螺旋槽機械密封副的溫度和壓力分布。WU等[5]采用FLUENT建立密封環、周圍沖洗液和其他密封組件的三維流固耦合模型，分析了機械密封的流場和溫度分布規律。楊丹丹等[6]建立了高溫油泵機械密封的三維力熱耦合分析模型，指出力熱耦合變形中熱變形占主導地位。朱維兵等[7]采用ANSYS Workbench對斜線槽上游泵送機械密封進行單向流固耦合分析，分析了工況參數對密封環變形的影響。

為提高非接觸式機械密封的性能，相關學者針對端面槽型優化開展了大量研究工作。在單列螺旋槽的基礎上，LAI[8]提出了人字槽和Y形槽等雙列螺旋槽結構；丁雪興等[9]采用多目標優化理論對人字槽密封和螺旋槽密封進行結構優化，結果表明人字槽密封的綜合性能高于螺旋槽密封；MENG等[10]采用三維熱流模型，分析了人字槽結構參數對密封性能的影響。總體而言，與單列螺旋槽液膜密封相比，人字槽液膜密封同時具有上游泵送和下游泵送的能力，具有更大的流體膜厚度及流體膜剛度，穩定性優于單列螺旋槽[11-12]。黃偉峰等[13-14]發現了機械密封在高轉速下的溫升和變形對密封性能的削弱效應，總結了機械密封特性參數變化規律并應用于上游泵送機械密封的設計優化。YANG等[15]基于熱彈流分析方法，對三角形織構進行數值計算后發現該織構形槽型對于密封性能具有明顯提升作用。孫鑫暉等[16]在考慮熱流體動力學特性基礎上，對槽數、槽深等參數對于密封性能的影響進行計算分析。

本文作者以某型航空發動機燃油增壓泵燃油側機械密封為研究對象，針對燃油側機械密封溫升過高導致密封失效的問題進行密封端面的結構設計。基于流變學、摩擦學與潤滑理論、材料學、傳熱學等學科的基本原理，建立了適用于航空發動機燃油增壓泵用機械密封多物理場仿真分析模型，并通過試驗驗證了人字槽機械密封的性能滿足燃油泵運行要求。

1 理論模型

1.1 物理模型

燃油側機械密封動靜環物理模型如圖1所示。

圖1 機械密封結構

圖2所示為人字槽液膜密封端面結構示意圖，人字槽型端面結構特征參數為槽數N與槽深hg，槽數N預設計范圍為12～24，槽深hg預設計范圍為16.0～40.0 μm。

圖2 密封端面結構

1.2 考慮粗糙度的雷諾方程

考慮表面粗糙度的、描述機械密封端面液膜壓力分布的控制方程如式(1)所示[13]。

(1)

1.3 粗糙表面微凸體彈塑性接觸力模型

隨微凸體法向變形量逐漸增大，將依次發生彈性變形、彈塑性變形和塑性變形，同時也產生相應的彈性接觸力、彈塑性接觸力和塑性接觸力。描述包括所述3種接觸力階段的理論模型如式(2)所示。

(2)

式中：pt(h)、pet(h)、pept(h)、ppt(h)為總接觸壓力、彈性接觸壓力、彈塑性接觸壓力、塑性接觸壓力，Pa；w為微凸體法向變形量；w1、w2為初始屈服點臨界法向變形量、完全塑性變形的臨界法向變形量；ys為表面凸峰平均高度線和表面平均高度線之間的距離；z為微凸體的高度(相對于表面凸峰平均高度線)；φs(z)為微凸體高度分布的概率密度函數(以表面凸峰平均高度線為基準)；h為以表面平均高度線為基準的兩表面平均距離；R為微凸體的曲率半徑；H為軟材料的硬度，Pa；η為微凸體面積密度。

1.4 能量方程

描述機械密封端面液膜溫度分布的控制方程(平均能量方程)如式(3)所示。

(3)

1.5 熱傳導方程

非接觸式機械密封動環、靜環和液膜的溫度計算方法與接觸式機械密封動靜環溫度計算方法相一致，影響密封環溫度場的主要因素有2個：一是密封環旋轉生成熱量，二是密封靜動環與液膜及外界流體進行熱量交換。熱量主要由兩部分組成：一是攪拌熱，由于主軸旋轉使得流體流動攪拌而產生；二是摩擦熱，因動環旋轉并且液體具有黏性而在端面間隙產生。由于對流傳熱是密封環同流體熱量交換的主要方式，故而影響環溫度分布的主要參數之一便是對流傳熱系數。

在整個密封系統中主要涉及到的熱傳遞方式有以下幾種：

(1)密封動靜環端面與間隙流體之間是流-固耦合傳熱；

(2)密封動靜環內部同種介質之間通過熱傳導方式傳遞熱量；

(3)密封環內外側流體與環的內外徑之間是對流傳熱。

溫度場和變形的研究對象是動環和靜環，極坐標下彈塑性體的傳熱方程如下：

(4)

式中：T為溫度，℃；Q/υ為內部生成熱；cp為比熱容，J/(kg·℃)；k為傳熱系數，W/(m·℃)。

傳熱方程變為

(5)

密封環的周圍是密封介質，它們之間的傳熱方式是對流傳熱。對流邊界條件要求垂直于邊界的傳導熱流等于通過對流傳熱帶走的熱量。

因此對流傳熱邊界滿足如下方程：

(6)

對于耦合端面，要求傳遞的總熱量與生成熱相等。則耦合邊界條件數學表達式為

(7)

式中：α為對流傳熱系數，W/(m2·℃)；T∞為環境溫度，℃；k1、k2為結構1和2的傳熱系數，W/(m·℃)；T1、T2為結構1和2的溫度，℃。

1.6 對流傳熱系數

機械密封的傳熱計算主要是指密封動、靜環與周圍介質間傳熱效應的計算，其對流傳熱系數α目前基本均采用經驗公式或半經驗公式進行計算。

(1)靜環外圓面與介質之間：

Nu=0.023εlRe0.8Pr0.4

Nu=2αl/λl

Re=2vl/υl

(8)

式中:εl為修正系數，一般可取εl=2；l為靜環外圓面與密封箱內周壁間的徑向間隙；λl為液體介質的導熱系數；υl為液體介質的運動黏度；v為靜環外周周圍介質的軸向流速。

(2)動環外圓面與介質之間：

(9)

2 數值求解方法

采用的仿真計算流程如圖3所示。該計算流程以開啟力與閉合力相平衡為最終的收斂判別依據，同時包括液膜壓力場收斂、液膜溫度場收斂、密封環端面溫度分布收斂等3個子判別依據；滿足上述各判別依據之后，端面間隙形狀將自行滿足收斂。

圖3 仿真計算流程

表1給出了文中所采用的密封結構參數和工況參數。

表1 密封面幾何結構與工況參數

采用數字式黏度計測量所購油品在不同溫度下的動力黏度，利用所測數據擬合介質的黏溫關系方程(黏溫特性模型)，以用于仿真計算。油品的實測數據及擬合公式如圖4所示。

圖4 黏溫特性曲線

表2給出了密封環溫度場及力熱變形計算相關物性參數。

表2 密封動靜環物性參數

機械密封密封環的力、熱邊界條件序號如圖5所示，密封環計算力、熱邊界條件序號所對應的邊界類型如表3所示。

圖5 密封環邊界序號

表3 密封環力、熱邊界條件類型

3 計算結果與分析

設定轉速為9 210 r/min，密封外徑壓力設定0.60 MPa，環境溫度設定25 ℃，密封內徑壓力設定0.10 MPa,計算所得燃油側平端面接觸式機械密封與人字槽液膜密封性能特征參數見圖6，人字槽液膜密封計算結果如圖7所示。

由圖6可知，在計算工況下該人字槽型密封結構泄漏量約0.138 mL/min，空化率約0.97%，端面平均溫度約117.6 ℃，計算泄漏量滿足相關設計要求，這與該密封端面結構所具有的上游泵送效果密切相關。

圖6 平端面密封與人字槽型密封性能特征參數

與平端面接觸式機械密封進行對比，雖然人字槽型液膜密封泄漏量大于平端面密封，但是人字槽型密封摩擦扭矩與摩擦功率均小于平端面接觸式機械密封，人字槽型密封端面平均溫度低于平端面密封端面平均溫度約50 ℃，端面溫度的降低可相當程度減小密封介質高溫變質、積碳發生和密封環高溫熱裂、皰疤的可能性。另外，與平端面接觸式機械密封相比，由于人字槽型液膜密封摩擦副之間存在一層薄膜流體，在運行工況發生波動時，薄膜流體具有的剛度特性可實現端面膜厚的自動調整，以適應外界工況的變化；在密封閉合力突然增大時，密封端面薄膜流體的存在可起到減沖緩阻作用，避免密封摩擦副可能出現的接觸撞擊，有利于密封運行穩定性的提高。

分析圖7(a)可以得出，雙環帶人字槽型密封端面間流體膜的壓力分布有2個低壓區域，分別出現在人字槽的外徑側槽的槽根處及內徑側槽的槽根處，最低壓力為流體在計算溫度下的飽和蒸汽壓；在人字槽型的岔口尖端處出現高壓區，其最大壓力約為1.80 MPa。人字槽型液膜密封相當于在同一密封端面開設不同的兩組螺旋槽，在動環旋轉以及內外徑壓差的作用下，端面流體具有較高的動能和壓能，當流體在隨著動環端面旋轉的情況下遇到人字槽岔口尖端壁面，降速升壓，故此處出現高壓區。由于端面高壓的存在使密封動、靜環端面間充滿一層厚度為微米級的薄膜流體而維持密封端面摩擦副的非接觸狀態，從而避免了端面固體直接接觸而引起的密封副摩擦磨損現象，降低了密封環因摩擦磨損而出現熱裂、皰疤、崩邊等密封失效行為的可能性；且由于該結構通過端面開設的動壓槽在旋轉條件下的黏性剪切作用,把高壓側泄漏到低壓側的被密封介質再反輸至高壓側，降低了被密封介質由高壓側向低壓側的泄漏，大大提高了密封運行可靠性、穩定性。

圖7(b)所示為預設計結構參數下人字槽型密封端面流體溫度分布。可明顯地看出，密封端面流體溫度基本在120～140 ℃左右，靠近外徑側槽區溫度略低于靠近內側處槽區溫度，這是由于靠近內徑槽區面積較大，流體動壓效應強，流體與槽壩的摩擦熱高于靠近外徑處溫度。另外雖然該結構密封端面存在一層薄膜流體避免了密封副的直接固體接觸，相對減少了摩擦生熱功率并使密封端面溫度降低，但由于運行工況的高轉速與密封燃油介質具有較大的黏度，故密封端面溫度仍較大于密封內外徑處介質溫度。

基于能量守恒，對密封動靜環及周圍流體進行傳熱計算，得到人字槽型密封動環、靜環溫度分布，如圖7(c)、(d)所示。可以發現，密封動靜環溫度最大值均位于密封摩擦副接觸端面處，但動環溫度最值低于靜環溫度相應最值，這是由于動環材料9Cr18的導熱系數高于靜環材料M298的導熱系數，增大了熱量在動環內部的傳遞，且由于動環隨轉軸的運動增大了動環與周圍流體的對流換熱，故雖然密封端面流體黏性剪切熱量流入動環量大于密封靜環，但動環內大部分區域溫度仍略低于靜環溫度。同時可看出，動環內溫度梯度分布明顯大于靜環內溫度梯度分布，這也是由動環材料9Cr18的導熱系數高于靜環材料M298的導熱系數所決定的。另外，雖然密封外徑側對流傳熱系數高于密封內徑側，但由于密封外徑側介質溫度大于內徑處溫度，故密封動靜環外徑側溫度仍均相對高于內徑側溫度。

圖7(e)、(f)所示為人字槽型密封動環、靜環軸向力熱變形。可以發現，密封動環最大變形發生在密封摩擦副接觸端面外徑處，該處邊界條件為液膜壓力與溫度分布；密封靜環最大變形發生在靜環遠離接觸端面處，該處為軸向約束邊界條件；密封靜環最小變形發生在密封摩擦副接觸端面內徑處，該處邊界條件為液膜壓力與溫度分布。分析可知，由于密封動環材料9Cr18的彈性模量遠大于密封靜環材料M298的彈性模量，因此密封動環發生力熱變形能力弱于密封靜環，故雖然在密封摩擦副接觸端面處具有相同的力熱邊界條件，但靜環端面最小變形量6.26 μm仍大于動環端面最大變形量3.72 μm。根據密封動、靜環端面變形計算可知，密封環變形量與密封端面流體膜厚、端面動壓槽深皆為微米量級，密封環變形的發生將通過對端面流體膜厚的影響而進一步對密封性能產生影響。因此在模擬分析時采用了熱流固雙向耦合的方法，即通過計算軟件MatLab與ANSYS的相互調用，實現密封端面流場、溫度場、密封環變形的雙向計算，提高了該仿真計算的精確性。

圖7 人字槽型密封熱流固耦合計算結果

4 試驗驗證分析

試驗總時長2 h，為穩態試驗過程，轉速9 210 r/min，介質壓力為0.5 MPa。對泄漏量、工裝處溫度、工裝處介質溫度及軸套溫度進行測量和記錄，每30 min記錄一次數據。試驗前后密封環對比如圖8所示。

圖8 試驗前后密封環端面情況

從圖8(b)中可以發現：動環端面磨痕呈周向布置，均勻、無斷續痕跡；端面有明晰的3個區域，對應外側壩區、中間槽區、內徑壩區；對應中間槽區部分磨痕較兩側為重，符合啟停過程中槽邊刮削所致，但無任何崩邊、掉塊等接觸式密封常見問題。如圖8(b)所示，動環內徑側劃痕明顯，這與圖7(f)的靜環變形方向及規律相對應，靜環軸向變形形成沿內徑到外徑的收斂形錐度，導致動環內徑處接觸比壓更大，磨痕相對明顯。這一定程度驗證理論計算結果的準確性。

如圖9所示是溫度和泄漏量隨時間的變化。在試驗過程中，各處溫度穩定，無較大波動。未觀察到有泄漏產生，泄漏量始終為0，可滿足密封使用需求。

圖9 溫度和泄漏量隨時間的變化

5 結論

(1)以描述粗糙表面的流體動壓潤滑方程、熱效應能量方程、粗糙表面微凸體彈塑性接觸力方程、固體傳熱學方程及固體彈性力學方程等基本理論為指導，建立了適用于航空發動機燃油增壓泵用機械密封的熱流固多物理場耦合理論模型，基于計算軟件MATLAB與ANSYS的耦合求解原理確定了仿真計算流程，給出了機械密封動靜環的計算物理模型、計算工況參數、密封環計算邊界條件，并使用數字式黏度計測量、擬合分析出燃油黏溫關系方程。

(2)依據所建立的燃油增壓泵機械密封熱流固耦合理論模型，開展了人字槽型密封的仿真分析，與平端面接觸式機械密封進行對比，人字槽型密封端面平均溫度降低約50 ℃，有利于密封運行穩定性的提高。

(3)對人字槽型機械密封進行了驗證試驗。密封測試過程中，各處溫度始終保持在穩定范圍，且未觀察到有泄漏產生，泄漏量始終為0，滿足航空發動機燃油增壓泵對密封性能的要求。