綜合傳動(dòng)裝置中脹圈密封功率損失敏感度研究

馮偉，宮武旗，胡帥，徐翔宇，桂鵬，黃宏游

(1.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，陜西西安 710049；2.中國(guó)北方車輛研究所車輛傳動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100072)

綜合傳動(dòng)裝置是坦克裝甲車輛的核心部件之一，脹圈密封作為旋轉(zhuǎn)式端面動(dòng)密封的一種，廣泛應(yīng)用于坦克裝甲車輛綜合傳動(dòng)裝置和航天航空領(lǐng)域。在車輛綜合傳動(dòng)系統(tǒng)中，脹圈密封一般用于液力變矩器、濕式離合器等傳動(dòng)部件液壓油的密封，其密封性能直接影響傳動(dòng)裝置液壓控制的穩(wěn)定性，對(duì)綜合傳動(dòng)裝置的正常運(yùn)行有著重要意義。

近幾十年來(lái)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)旋轉(zhuǎn)密封環(huán)受力變形、溫升及泄漏量等開(kāi)展了一系列研究[1-10]。其中在國(guó)內(nèi)，文獻(xiàn)[5-6]較為詳細(xì)地介紹了包括脹圈在內(nèi)的多種動(dòng)密封裝置結(jié)構(gòu)和密封原理，為旋轉(zhuǎn)動(dòng)密封設(shè)計(jì)和性能計(jì)算提供了依據(jù)。文獻(xiàn)[7-10]對(duì)脹圈密封工作時(shí)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)和端面溫度開(kāi)展了大量試驗(yàn)研究，分析了脹圈密封工作時(shí)的受力狀態(tài)，同時(shí)研究了脹圈密封設(shè)計(jì)時(shí)各尺寸的制約關(guān)系，為脹圈密封的設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。劉哲文[11]對(duì)不同材料的脹圈密封進(jìn)行了仿真計(jì)算和試驗(yàn)研究，分析了不同材料在高PV值下的性能。宮燃等人[12-13]采用熱-結(jié)構(gòu)耦合分析方法獲得密封環(huán)在壓力和摩擦熱作用下的變形特征，對(duì)脹圈密封的失效進(jìn)行了深入研究。桂鵬等人[14]建立了流場(chǎng)的計(jì)算流體力學(xué)模型，通過(guò)正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)研究了密封環(huán)與軸槽徑向間隙、軸向間隙及配油套與旋轉(zhuǎn)軸之間的間隙三者的約束關(guān)系，為脹圈密封的設(shè)計(jì)提供了依據(jù)和指導(dǎo)。程志高、宮燃等人[15-16]建立了脹圈密封的流固耦合模型，獲得了旋轉(zhuǎn)密封間隙流場(chǎng)中油液的流動(dòng)狀態(tài)，分析了密封環(huán)變形對(duì)密封系統(tǒng)泄漏量和密封環(huán)摩擦轉(zhuǎn)矩的影響。但上述研究均忽略了密封環(huán)與轉(zhuǎn)軸DE環(huán)面之間的油膜。秦自臻等[17]通過(guò)試驗(yàn)方法擬合了油膜厚度與壓力之間的半經(jīng)驗(yàn)公式，并對(duì)比了端面開(kāi)V形槽脹圈與傳統(tǒng)脹圈的性能，結(jié)果表明端面開(kāi)槽使得功率損失降低，但同時(shí)導(dǎo)致泄漏量升高。

綜上所述，國(guó)內(nèi)外對(duì)于脹圈密封的研究更多關(guān)注脹圈密封結(jié)構(gòu)參數(shù)、設(shè)計(jì)方法、失效形式以及泄漏量等方面，而對(duì)脹圈密封裝置導(dǎo)致的功率損失研究較少。且針對(duì)功率損失的仿真計(jì)算也均忽略脹圈與轉(zhuǎn)軸之間的油膜，通過(guò)給定摩擦因數(shù)實(shí)現(xiàn)，較少?gòu)牧黧w流動(dòng)的角度對(duì)脹圈密封裝置功率損失進(jìn)行研究。隨著傳動(dòng)裝置向著輕型化與高速化發(fā)展，高PV值下脹圈密封的功率損失不可忽略。因此，研究脹圈密封的功率損失對(duì)于提高傳動(dòng)效率有著重要意義。本文作者以某傳動(dòng)裝置中服役的高分子脹圈密封結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象，建立了包括主密封面處油膜在內(nèi)的完整計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)模型，采用CFD(Computational Fluid Dynamics)方法研究了脹圈密封結(jié)構(gòu)的流動(dòng)現(xiàn)象，分析了轉(zhuǎn)速、壓力、溫度(動(dòng)力黏度)對(duì)功率損失和泄漏量的影響；并通過(guò)正交方案設(shè)計(jì)，分析了轉(zhuǎn)速、壓力、溫度(動(dòng)力黏度)對(duì)功率損失和泄漏損失的影響主次關(guān)系，為密封設(shè)計(jì)和傳動(dòng)裝置降低功耗提供了參考。

1 仿真模型建立

脹圈密封環(huán)是一個(gè)帶有切口的金屬(如鑄鐵、錫青銅等)或高分子(如聚四氟乙烯、聚醚醚酮和聚酰亞胺等)密封環(huán)[18]，其一般結(jié)構(gòu)如圖1所示。脹圈密封原理如圖2所示，工作時(shí)壓力油從左側(cè)A處進(jìn)入轉(zhuǎn)軸和配油套形成的環(huán)形間隙中，脹圈在自身彈力和流體壓力作用下和配油套保持相對(duì)靜止；脹圈在壓力作用下與軸槽DE環(huán)面貼合形成主密封面，發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)產(chǎn)生功率損失；密封環(huán)切口的存在是形成泄漏損失的主要原因。

圖1 脹圈密封環(huán)典型結(jié)構(gòu)

圖2 脹圈密封原理

1.1 物理模型

圖1展示了脹圈密封環(huán)的典型結(jié)構(gòu)。文中所研究的應(yīng)用于綜合傳動(dòng)裝置中的脹圈密封環(huán)，工作在傳動(dòng)裝置內(nèi)部濕式離合器或變速機(jī)構(gòu)中，允許一定的泄漏，往往采用端面開(kāi)槽的方式改變潤(rùn)滑狀態(tài)確保工作壽命滿足要求。如圖3所示，該密封環(huán)除切口外兩端面上間隔60°相間分布了5個(gè)寬1 mm、深0.6 mm的矩形槽。該密封結(jié)構(gòu)的其他參數(shù)如表1所示。

表1 脹圈密封結(jié)構(gòu)參數(shù)單位：mm

圖3 某傳動(dòng)裝置脹圈密封環(huán)(mm)

根據(jù)上述結(jié)構(gòu)尺寸建立脹圈密封結(jié)構(gòu)的流體域，其中主密封面DE處的油膜厚度采用式(1)進(jìn)行計(jì)算[17]。

h=9.68+8.74e-0.757p*

(1)

式中：h表示油膜厚度，μm；p*=Δp/p0(p0=1 MPa)，表示量綱一壓力。

為確保靠近密封結(jié)構(gòu)處的流場(chǎng)準(zhǔn)確，文中將密封結(jié)構(gòu)前后流體域各延長(zhǎng)了3 mm。流體域模型如圖4所示。

1.2 求解設(shè)置

密封結(jié)構(gòu)流體域周向和軸向尺寸懸殊較大，較難生成非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格。因此對(duì)流體域進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，并對(duì)局部進(jìn)行加密處理，網(wǎng)格數(shù)約為340萬(wàn)。網(wǎng)格如圖5所示。

圖5 流體域網(wǎng)格劃分

采用ANSYS-FLUENT對(duì)其進(jìn)行仿真計(jì)算。進(jìn)出口為壓力邊界條件，與配油套、脹圈密封環(huán)接觸的流體面設(shè)置為無(wú)滑移靜止壁面條件，與轉(zhuǎn)軸接觸的壁面通過(guò)Moving Wall定義其轉(zhuǎn)速。仿真流體介質(zhì)為該傳動(dòng)裝置使用的5W-40潤(rùn)滑油，其物性參數(shù)如表2所示。

表2 5W-40潤(rùn)滑油物性參數(shù)

密封結(jié)構(gòu)內(nèi)流體流速較小，經(jīng)計(jì)算，雷諾數(shù)處于層流階段，故選用層流模型進(jìn)行求解。壓力-速度耦合求解算法采用SIMPLE算法，壓力、動(dòng)量均采用二階差分格式。

1.3 模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證文中數(shù)值計(jì)算方法的準(zhǔn)確性，建立了文獻(xiàn)[15]中的密封模型，采用文中數(shù)值計(jì)算方法得到功率損失并與文獻(xiàn)試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比，如圖6所示。可見(jiàn)兩者呈現(xiàn)出一致趨勢(shì)，其誤差低于11%，說(shuō)明了文中數(shù)值方法的可靠性。

圖6 模擬值與文獻(xiàn)試驗(yàn)值對(duì)比(溫度為100 ℃，轉(zhuǎn)速為3 600 r/min)

2 數(shù)值仿真方法

2.1 控制方程

計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)方法通過(guò)離散求解質(zhì)量守恒方程、動(dòng)量守恒方程、能量守恒方程來(lái)獲得流場(chǎng)信息。文中研究忽略了潤(rùn)滑油的溫升，因此僅求解式(2)所示的質(zhì)量守恒方程和式(3)所示的動(dòng)量守恒方程[19]。

(2)

(3)

式中：ρ為密度；t為時(shí)間；xi為坐標(biāo)分量；ui為速度分量；σij為應(yīng)力張量；fj為單位體積力。

2.2 功率損失計(jì)算方法

密封結(jié)構(gòu)的損失可分為功率損失和泄漏損失，文中主要關(guān)注其功率損失。密封裝置的功率損失是指轉(zhuǎn)軸為克服密封裝置及密封裝置附近油液對(duì)轉(zhuǎn)軸黏滯阻力額外消耗的能量。在轉(zhuǎn)軸壁面附近區(qū)域，由牛頓內(nèi)摩擦阻力定律[19]：

(4)

式中：τ表示不同流體層間的切應(yīng)力；μ為流體動(dòng)力黏度；y表示沿壁面法線方向坐標(biāo)分量；u為垂直于y方向的平面內(nèi)的流動(dòng)速度。

因此，轉(zhuǎn)軸在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中受到的阻力矩可表示為

(5)

式中：T表示轉(zhuǎn)軸壁面受的阻力矩；τ|y=0表示轉(zhuǎn)軸壁面所受的黏滯應(yīng)力；r表示積分區(qū)域的半徑；積分域S即所求轉(zhuǎn)軸與流體接觸的壁面區(qū)域。

T值可通過(guò)后處理軟件積分獲取。故密封裝置的功率損失可表示為

(6)

式中：P為功率損失；ω為旋轉(zhuǎn)角速度；n表示轉(zhuǎn)速[5]。

3 結(jié)果及分析

3.1 流動(dòng)分析

對(duì)轉(zhuǎn)速為3 600 r/min、進(jìn)出口壓差為1 MPa、進(jìn)口溫度為50 ℃的密封工況進(jìn)行仿真研究。圖7和圖8分別展示了圖4中截面A(過(guò)軸線且位于兩相鄰槽體的中間位置)的合速度、壓力云圖。由圖7可知，貼近轉(zhuǎn)軸的油液在轉(zhuǎn)軸帶動(dòng)下與轉(zhuǎn)軸同速旋轉(zhuǎn)，油液轉(zhuǎn)速沿半徑方向遞減，至配油套和脹圈密封環(huán)處速度遞減至0，且流動(dòng)呈現(xiàn)規(guī)則的分層流動(dòng)。如圖8可知，壓降主要發(fā)生在主密封面DE處，這是因?yàn)橹髅芊饷鍰E處間隙遠(yuǎn)小于其他位置，其節(jié)流作用最為明顯。這種節(jié)流作用平衡了密封結(jié)構(gòu)前后的壓差，實(shí)現(xiàn)了密封效果。

圖7 截面A合速度云圖

圖8 截面A壓力云圖

圖9所示為主密封面DE環(huán)面的壓力云圖。由于脹圈密封環(huán)切口以及端面槽體的存在，流體在這些槽體前后會(huì)形成局部高壓和低壓區(qū)域。沿著轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向，槽體的前方(A側(cè))形成高壓區(qū)，槽體的后方(B側(cè))形成低于周圍區(qū)域壓力的低壓區(qū)。槽體內(nèi)的流體由于黏性作用被轉(zhuǎn)軸帶動(dòng)向前運(yùn)動(dòng)，但運(yùn)動(dòng)方向上流體域突縮，油液被擠壓，形成動(dòng)壓油膜，相較于槽體內(nèi)壓力升高，形成高壓區(qū)域；相反地，槽體后的壓力低于槽體內(nèi)壓力。這種高低壓區(qū)域的出現(xiàn)不僅會(huì)造成功率損失，同時(shí)會(huì)使脹圈密封環(huán)受力不均出現(xiàn)變形，在局部可能出現(xiàn)邊界摩擦或干摩擦現(xiàn)象，加速密封失效。

圖9 主密封面壓力云圖

圖10和圖11分別展示了脹圈切口處和端面開(kāi)槽處的流線圖。雖然在主密封面處存在油膜，但由圖可知，主密封面處槽體以外區(qū)域的流線密度相較于槽體可忽略不計(jì)。因此可認(rèn)為泄漏幾乎全部由脹圈切口和端面開(kāi)槽處造成，主密封面油膜的存在對(duì)泄漏的影響可忽略不計(jì)，但起到了改善潤(rùn)滑的作用。

圖10 脹圈端面開(kāi)槽處流線

3.2 各參數(shù)對(duì)功率損失的影響

為探究各因素對(duì)功率損失的影響，在綜合傳動(dòng)裝置典型工況范圍內(nèi)選取了表3所示的10個(gè)工況。其中壓力、轉(zhuǎn)速均等間隔取4個(gè)值，而選取的4個(gè)溫度工況點(diǎn)不均勻。這是因?yàn)闇囟戎饕ㄟ^(guò)影響油液黏度進(jìn)而影響功率損失，因此選取溫度工況時(shí)保證了4個(gè)溫度工況對(duì)應(yīng)的動(dòng)力黏度均勻分布。

表3 數(shù)值計(jì)算工況點(diǎn)

3.2.1 轉(zhuǎn)速的影響分析

將圖2中油液對(duì)轉(zhuǎn)軸BC環(huán)面、CD圓柱面及DE環(huán)面的阻力矩稱為密封總阻力矩，對(duì)應(yīng)損失稱為密封的功率損失；將轉(zhuǎn)軸DE環(huán)面所受阻力矩稱為主密封面阻力矩；密封結(jié)構(gòu)出口流量即為泄漏量。

圖12所示為密封損失隨轉(zhuǎn)速變化曲線，可知密封總阻力矩和主密封面阻力矩與轉(zhuǎn)速近似呈正比關(guān)系，密封結(jié)構(gòu)的功率損失與轉(zhuǎn)速近似呈拋物線關(guān)系。隨著轉(zhuǎn)速升高，轉(zhuǎn)軸與密封環(huán)間隙內(nèi)的油液速度梯度增大。由式(4)和式(5)可知轉(zhuǎn)軸所受阻力矩必然增大，式(6)則決定了功率損失與轉(zhuǎn)速的拋物型關(guān)系。

圖12 密封損失隨轉(zhuǎn)速變化曲線

另一方面，隨轉(zhuǎn)速升高，密封結(jié)構(gòu)的泄漏量緩慢降低。3.1節(jié)已述及密封效果主要通過(guò)主密封面DE段微小間隙節(jié)流實(shí)現(xiàn)，而且油膜的存在對(duì)泄漏量影響很小，泄漏主要是由于端面的槽體造成。圖13為不同轉(zhuǎn)速下槽體內(nèi)截面B(截面B位置如圖14所示)的速度云圖。可知，當(dāng)轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速較低時(shí)，密封環(huán)和轉(zhuǎn)軸形成的環(huán)形腔體內(nèi)流體周向流速較小，在壓差作用下，油液較容易沿徑向進(jìn)入槽體內(nèi)形成泄漏。當(dāng)轉(zhuǎn)速升高時(shí)，油液周向速度升高，相同壓差作用下油液難以進(jìn)入槽體內(nèi)，且進(jìn)入槽體內(nèi)的油液流動(dòng)狀態(tài)紊亂，進(jìn)一步阻礙了油液徑向運(yùn)動(dòng)，因此泄漏量隨轉(zhuǎn)速增長(zhǎng)呈下降趨勢(shì)。

圖13 不同轉(zhuǎn)速下槽體內(nèi)流場(chǎng)圖(壓力為1 MPa，溫度為50 ℃)

圖14 截面B位置

3.2.2 壓力的影響分析

圖15所示為密封損失隨壓力變化曲線。隨著壓力升高，阻力矩、功率損失和泄漏量均近似線性升高。脹圈密封的原理(如圖2所示)即依靠左側(cè)進(jìn)入的高壓流體迫使脹圈密封環(huán)與軸槽DE環(huán)面貼合實(shí)現(xiàn)密封。隨著壓力升高，主密封面DE處的油膜厚度減小，轉(zhuǎn)軸DE環(huán)面近壁面處的速度梯度du/dy增大，因而其阻力矩和功率損失呈近似線性上升趨勢(shì)，但這種上升趨勢(shì)逐漸減弱，在圖15中表現(xiàn)為阻力矩和功率損失的曲線斜率逐漸減小。當(dāng)壓力上升到一定值，出現(xiàn)油膜厚度小于壁面粗糙度或難以形成連續(xù)油膜，此時(shí)就轉(zhuǎn)變?yōu)檫吔缒Σ翣顟B(tài)，這種計(jì)算模型不再適用。進(jìn)出口的壓差作用是形成泄漏的根本原理，因此隨著進(jìn)口壓力升高，泄漏量明顯升高。

圖15 密封損失隨壓力變化曲線

3.2.3 溫度的影響分析

圖16所示為密封損失隨溫度變化曲線。由于溫度主要通過(guò)影響流體密度和黏性進(jìn)而影響密封阻力矩及功率損失。因此將其轉(zhuǎn)化為密封損失隨油液動(dòng)力黏度(運(yùn)動(dòng)黏度與密度之積)的變化曲線，即圖17所示曲線。由式(4)知，隨著動(dòng)力黏度升高，壁面剪切力τ增大，故隨著動(dòng)力黏度增大，密封阻力矩和功率損失呈現(xiàn)線性增大趨勢(shì)。另一方面泄漏量和動(dòng)力黏度之間呈反比例關(guān)系。這是因?yàn)殡S著動(dòng)力黏度增大，油液流動(dòng)阻力增大，故在相同壓差作用下泄漏量降低。

圖16 密封損失隨溫度變化曲線

圖17 密封損失隨動(dòng)力黏度變化曲線

綜合圖12、圖15—17，密封結(jié)構(gòu)總阻力矩與主密封面阻力矩之差在各工況下均很小。經(jīng)計(jì)算，主密封面阻力矩與密封結(jié)構(gòu)總阻力矩的比值在各工況下均高于80%。這說(shuō)明密封結(jié)構(gòu)的功率損失主要出現(xiàn)在主密封面DE環(huán)面。由圖7所示速度分布可知，在主密封面DE段du/dy遠(yuǎn)大于其他位置。因此式(2)決定了該段阻力矩必然占密封總阻力矩的絕大部分。

3.3 密封功率損失敏感度分析

前文分別分析了轉(zhuǎn)速、壓力、溫度對(duì)脹圈密封功率損失和泄漏量的影響，但功率損失和泄漏量對(duì)何種因素更敏感尚不可知。為了探究各因素對(duì)脹圈密封功率損失和泄漏量作用效果的主次關(guān)系，設(shè)計(jì)如下的正交仿真方案。

3.3.1 正交方案設(shè)計(jì)

(1)評(píng)價(jià)指標(biāo)：脹圈密封結(jié)構(gòu)功率損失和泄漏量。

(2)影響因素：壓力、轉(zhuǎn)速、溫度。

(3)因素影響水平：每因素選取4個(gè)水平，如表4所示。

表4 影響因素及水平

(4)設(shè)計(jì)正交仿真方案：該試驗(yàn)為3因素4水平，選取L16(44)正交表進(jìn)行方案設(shè)計(jì)。仿真方案與計(jì)算結(jié)果如表5所示。

表5 仿真方案與計(jì)算結(jié)果

3.3.2 正交方案結(jié)果分析

表6 功率損失極差分析

表7 泄漏量極差分析

由表6和表7的極差分析可知，在上述壓力、轉(zhuǎn)速、溫度3個(gè)因素中，脹圈密封功率損失和泄漏量均對(duì)溫度的影響更敏感。但壓力和轉(zhuǎn)速對(duì)二者的影響主次關(guān)系并不相同。三者對(duì)功率損失的影響由強(qiáng)到弱依次為溫度、轉(zhuǎn)速、壓力；對(duì)泄漏量的影響由強(qiáng)到弱依次為溫度、壓力、轉(zhuǎn)速。

為了更直觀分析各因素對(duì)密封功率損失和泄漏量的影響效果，以因素水平為橫坐標(biāo)，分別以考察指標(biāo)功率損失和泄漏量平均值為縱坐標(biāo)，繪制出指標(biāo)隨因素水平的變化曲線圖，如圖18和圖19所示。其中，橫坐標(biāo)代表正交方案中壓力、轉(zhuǎn)速和溫度的4個(gè)水平。對(duì)比圖12—17以及圖18—19，通過(guò)正交方案得到的功率損失和泄漏量隨各因素的變化與控制單一變量得到的曲線趨勢(shì)一致。

圖19 泄漏量與水平關(guān)系

由表6和表7可知，工況A1B1C4對(duì)應(yīng)的功率損失最小，即壓力為0.5 MPa、轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、溫度為130 ℃。工況A1B4C1對(duì)應(yīng)的泄漏量最小，即壓力為0.5 MPa、轉(zhuǎn)速為4 900 r/min、溫度為30 ℃。

密封結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)工況點(diǎn)往往取決系統(tǒng)內(nèi)其他部件的工作狀態(tài)。上述針對(duì)各影響因素敏感度的分析可為系統(tǒng)整體工況點(diǎn)的選擇提供依據(jù)，有助于設(shè)計(jì)人員快速衡量脹圈密封結(jié)構(gòu)的功率損失和泄漏量。

4 結(jié)論

采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)CFD方法研究了某脹圈密封結(jié)構(gòu)內(nèi)的流動(dòng)現(xiàn)象，分析了轉(zhuǎn)速、壓力、溫度(動(dòng)力黏度)對(duì)功率損失的影響，并借助正交方案分析了脹圈密封功率損失和泄漏量對(duì)轉(zhuǎn)速、壓力、溫度的敏感度。所得結(jié)論如下：

(1)密封腔內(nèi)流體流速?gòu)霓D(zhuǎn)軸壁面至靜壁面逐漸衰減，體現(xiàn)出層流特征；壓降主要發(fā)生在主密封面處，實(shí)現(xiàn)密封效果的同時(shí)，超過(guò)80%的功率損失也產(chǎn)生在該位置；而泄漏主要發(fā)生在脹圈切口和端面槽體處。

(2)隨轉(zhuǎn)速增大，功率損失呈拋物型增長(zhǎng)，泄漏量近似線性降低；隨壓力增大，功率損失和泄漏量均增大，增速逐漸降低；溫度通過(guò)影響油液動(dòng)力黏度進(jìn)而影響密封性能，隨動(dòng)力黏度增大，功率損失線性增大，泄漏量反比例降低。

(3)壓力、轉(zhuǎn)速、溫度(動(dòng)力黏度)對(duì)功率損失的影響由強(qiáng)到弱依次為溫度(動(dòng)力黏度)、轉(zhuǎn)速、壓力，對(duì)泄漏量的影響由強(qiáng)到弱依次為溫度(動(dòng)力黏度)、壓力、轉(zhuǎn)速。