王 瑾， 王亞斯， 段文珊， 郭 威， 李 為， 沈小彬， 張漢華

（1.上海理工大學(xué)環(huán)境與建筑學(xué)院，上海 200093；2.蘇州工業(yè)園區(qū)機(jī)關(guān)事務(wù)管理中心，蘇州 215028）

船舶艉軸密封裝置動態(tài)環(huán)境下的熱態(tài)性能模擬分析

王 瑾1， 王亞斯1， 段文珊1， 郭 威1， 李 為1， 沈小彬1， 張漢華2

（1.上海理工大學(xué)環(huán)境與建筑學(xué)院，上海 200093；2.蘇州工業(yè)園區(qū)機(jī)關(guān)事務(wù)管理中心，蘇州 215028）

船舶艉軸密封裝置工作時，其密封環(huán)連續(xù)接觸產(chǎn)生摩擦熱，引起密封端面的溫升以及熱變形.通過SolidWorks軟件建立密封環(huán)的溫度場模型，采用ANSYS 13.0有限元分析軟件，模擬不同彈簧壓縮量下密封環(huán)的溫度場，獲得端面的溫度分布、應(yīng)力分布規(guī)律以及時間響應(yīng)下的動態(tài)特性.研究結(jié)果表明，密封環(huán)溫度隨著彈簧壓縮量的增加而升高；密封環(huán)的瞬時溫度約0.5 h可達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)，且不同彈簧壓縮量下的密封環(huán)溫度滿足實際使用溫度范圍.

艉軸密封；有限元分析法；摩擦熱；溫度場

船舶艉軸密封［1］裝置是一種半剖分舷內(nèi)裝置，適用于螺旋槳開放式水潤滑艉軸密封系統(tǒng).船舶艉軸密封結(jié)構(gòu)是船舶密封結(jié)構(gòu)中最為關(guān)鍵的部位之一，其工作的可靠性直接影響著船舶的運行安全.該密封裝置是一種依靠彈性元件，通過介質(zhì)壓力與彈性元件壓力對靜、動環(huán)端面密封副的預(yù)緊而達(dá)到密封的軸向端面密封裝置.密封副的靜環(huán)與動環(huán)在連續(xù)接觸摩擦中實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)軸與機(jī)體間的密封，從而阻止外部海水介質(zhì)進(jìn)入船體內(nèi).

現(xiàn)代船舶艉軸密封技術(shù)向大軸徑、高壓和高速方向發(fā)展，密封端面在這樣的工況條件下，摩擦副間的摩擦力增大、熱量增高，導(dǎo)致密封端面溫度分布不均勻，而溫度分布不均勻?qū)?dǎo)致密封環(huán)內(nèi)部產(chǎn)生熱應(yīng)力，引起密封端面的熱變形、機(jī)械變形和泄漏；端面溫度過高導(dǎo)致潤滑介質(zhì)氣化，加大了密封環(huán)的磨損，最終導(dǎo)致端面密封失效［2］.為了保證密封裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性，現(xiàn)對密封環(huán)進(jìn)行動態(tài)的熱態(tài)性能分析.

采用SolidWorks軟件建立密封環(huán)的三維模型圖，導(dǎo)入ANSYS 13.0有限元分析軟件，模擬分析不同彈簧壓縮量下密封環(huán)的溫度場變化，提出影響密封環(huán)溫度場分布的幾個重要參數(shù)，以獲得密封環(huán)端面的溫度分布、應(yīng)力分布規(guī)律以及時間響應(yīng)下的動態(tài)特性，并預(yù)測其密封性能.

1 艉軸密封裝置的工作原理

1.1 艉軸密封裝置的基本結(jié)構(gòu)

構(gòu)成艉軸機(jī)械密封的基本元件有端面密封副、彈性元件、輔助密封、傳動件、防轉(zhuǎn)件和緊固件.

本文主要是對艉軸密封裝置中密封環(huán)因連續(xù)接觸摩擦產(chǎn)生熱量、引起溫升進(jìn)行研究.經(jīng)圖形簡化的密封環(huán)剖面如圖1所示.

1.2 艉軸密封裝置的工作原理

艉軸密封裝置是依靠Ω彈簧彈性元件對靜、動環(huán)端面密封副的預(yù)緊和密封介質(zhì)壓力與彈性元件壓力的壓緊而達(dá)到軸向端面的密封.其中，靜環(huán)與動環(huán)主要通過受力、連續(xù)接觸摩擦實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)軸與機(jī)體間的密封，以保證密封端面之間存在著一定厚度的流體膜，使得部分密封端面間的摩擦轉(zhuǎn)為流體摩擦，防止密封環(huán)因長期工作而造成端面磨損與密封失效.

圖1 密封環(huán)的簡化剖面圖Fig.1 Simplified profile of the sealing ring

2 密封環(huán)熱態(tài)性能相關(guān)參數(shù)的計算

2.1 主要參數(shù)的確定

密封介質(zhì)性質(zhì)、密封工作參數(shù)和密封材料的熱物理性能對機(jī)械密封溫度場的分布具有重要的影響.艉軸密封裝置中Ω彈簧的有效壓縮范圍為9.0～37.5 mm，正常工作時壓縮量為20 mm.動環(huán)轉(zhuǎn)速和艉軸一致，為180 r／min.設(shè)定該裝置初始溫度為45℃.該密封裝置的材料性能參數(shù)如表1所示.密封流體為海水，溫度為35℃，密度為1 194.84 kg／m3，動力粘度為0.96×10-3Pa·s，運動粘度為0.972× 10-6m2／s，比定壓熱容為4 300 J／（kg·K），導(dǎo)熱系數(shù)為0.618 W／（m·K）.

表1 材料性能參數(shù)Tab.1 Material performance parameters

2.2 密封端面摩擦因素的確定

密封端面的摩擦熱與摩擦狀態(tài)［3-5］有關(guān)，密封副摩擦狀態(tài)主要有3種：液體摩擦、半液體摩擦和邊界摩擦.

本文研究的艉軸密封裝置密封環(huán)的摩擦狀態(tài)屬于混合性摩擦，處于半液體摩擦和邊界摩擦這兩種狀態(tài).

機(jī)械密封的摩擦因數(shù)f可定義為密封面的總摩擦力F除以總載荷Pg（在平衡的情況下也可用總承載能力W來代替）.

式中，F(xiàn)f為流體粘性剪切摩擦力；Fc為微凸體接觸摩擦力；Wf為流體膜承載能力；Wc為微凸體接觸承載能力.

由此得到混合摩擦狀態(tài)下機(jī)械密封副的摩擦因數(shù)

式中，xf為流體膜承載比；xc為微凸體接觸承載比；ff為流體膜剪切粘性摩擦因數(shù)；fc為微凸體接觸摩擦因數(shù).

流體剪切粘性摩擦力

式中，Rm為密封面的平均半徑；τf為作用在流體上的剪切應(yīng)力；τc為微凸體接觸產(chǎn)生的剪切應(yīng)力；r，θ為柱坐標(biāo)變量.

2.3 密封端面摩擦熱及熱流密度的確定

艉軸密封裝置工作時，密封環(huán)連續(xù)接觸產(chǎn)生摩擦熱，密封端面的熱流密度是單位時間內(nèi)通過單位面積的密封端面的熱量.密封端面DF的熱流密度［6］

式中，p0為密封端面接觸比壓；v1為密封面平均線速度.

密封端面產(chǎn)生的摩擦熱

式中，A為密封環(huán)帶面積.

2.4 密封環(huán)各邊界對流換熱系數(shù)的確定

除了動、靜環(huán)之間的固定摩擦外，其它端面產(chǎn)生的摩擦熱主要是由動環(huán)、靜環(huán)與密封介質(zhì)（即與海水和空氣）的對流換熱［7-8］組成.

圖2 密封環(huán)各邊界與密封介質(zhì)間對流換熱示意圖Fig.2 Schematic diagram of the heat transfer between boundary and sealing medium

簡化結(jié)構(gòu)圖如圖2所示的，密封環(huán)AB、BC、CD、DL這4個面與海水密封介質(zhì)相接觸，產(chǎn)生對流換熱；其余各邊界面均與空氣接觸.相對與海水液體發(fā)生的對流換熱而言，與空氣間發(fā)生的對流換熱量很小，可忽略不計.

動環(huán)與海水的對流換熱系數(shù)

式中，ReC為受反應(yīng)介質(zhì)旋轉(zhuǎn)攪拌影響的雷諾數(shù)；Rea為受反應(yīng)介質(zhì)旋轉(zhuǎn)橫向繞流影響的雷諾數(shù)；Nu為努謝爾常數(shù)；Pr為普朗特常數(shù)；k1為流體的導(dǎo)熱系數(shù)；μ為流體的動力粘度；υ為流體的運動粘度；cp為流體的比熱容；Dr為動環(huán)外徑；ω為主軸的角速度；U為流體介質(zhì)的軸向平均流速.

靜環(huán)與海水的對流換熱系數(shù)

式中，v2為流體介質(zhì)的軸向流速；δ為靜環(huán)與密封腔內(nèi)壁之間的間隙；ε為修正系數(shù)，一般取1.2～2.0.

3 密封環(huán)熱態(tài)性能的模擬分析

3.1 密封環(huán)三維模型的建立

在建立密封環(huán)三維模型的過程中，首先確立模型尺寸的基準(zhǔn)，取坐標(biāo)原點位于密封端面與艉軸軸線的交點處，X軸取艉軸的軸向方向，認(rèn)定從靜環(huán)指向動環(huán)的方向為坐標(biāo)的正方向；Y軸和Z軸均取為密封副的徑向方向.

采用SolidWorks軟件［9］建立此三維模型，并將其導(dǎo)入ANSYS 13.0有限元分析軟件進(jìn)行模擬分析.如圖3所示（見下頁）.

3.2 基于ANSYS的密封環(huán)熱態(tài)性能模擬分析

采用包含所有必須自由度的耦合單元類型，對模型施加熱載荷和力載荷，分別進(jìn)行熱-結(jié)構(gòu)耦合場的穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)分析，獲得溫度場的分布云圖.

基于ANSYS的密封環(huán)耦合場溫度分析［10-13］基本步驟：

a.前處理.

建立密封環(huán)的三維有限元模型.選擇couple filed中的solid226為耦合單元，具有三維熱-結(jié)構(gòu)耦合分析能力.分別對靜環(huán)和動環(huán)定義其包括彈性模量、泊松比、密度、熱導(dǎo)率、比定壓熱容及熱膨脹系數(shù)等結(jié)構(gòu)參數(shù)和熱性能參數(shù).并以動環(huán)作目標(biāo)面、靜環(huán)作接觸面建立密封環(huán)的接觸對，目標(biāo)面選用target170單元，接觸面選用contact174單元，設(shè)置合適的熱導(dǎo)率，對模型進(jìn)行體掃略劃分網(wǎng)格.有限元模型的網(wǎng)格劃分如圖4所示.

b.載荷施加和求解.

在耦合場的載荷施加過程中，Ω彈簧等效作用力和密封腔內(nèi)部海水的靜壓作用力同時施加于靜環(huán)面上，密封端面產(chǎn)生的熱流密度施加于動環(huán)面上，在密封環(huán)各邊界添加與流體介質(zhì)相對應(yīng)的對流換熱系數(shù)，定義分析類型為Static，以此進(jìn)行耦合場的穩(wěn)態(tài)求解.

由于密封環(huán)所受的平均載荷隨著彈簧壓縮量的增大而增加，因此，耦合場瞬態(tài)分析只選取正常壓縮量20 mm和最大壓縮量37.5 mm這兩種情況進(jìn)行分析.考慮到艉軸在工作時存在軸向振幅為1 mm的振動，密封環(huán)所受的熱載荷和力載荷均呈正弦變化.施加載荷所需調(diào)用的正弦函數(shù)（即施加的載荷P，q與時間τ的函數(shù)關(guān)系式）如表2所示.定義類型為Transient，以此進(jìn)行耦合場的瞬態(tài)求解.

圖3 簡化的密封環(huán)有限元模型Fig.3 Finite element model of the sealing ring

表2 載荷施加函數(shù)Tab.2 Function of the applied load

c.后處理.

利用通用處理器POST1和POST26分別查看密封環(huán)的溫度場、應(yīng)力分布云圖，以及密封端面的溫度隨時間變化的曲線圖.

3.3 模擬分析結(jié)果

3.3.1 密封環(huán)耦合場的穩(wěn)態(tài)模擬結(jié)果

首先選取3種彈簧壓縮量工況進(jìn)行穩(wěn)態(tài)模擬分析，獲得密封端面及密封環(huán)的溫度變化云圖如圖5和圖6所示，密封端面的接觸壓強(qiáng)云圖和密封環(huán)應(yīng)力變化云圖如圖7和圖8所示.

3.3.2 密封環(huán)耦合場的瞬態(tài)模擬結(jié)果

在密封端面圓環(huán)的同一法線上選取5個點，依次由外向內(nèi)（1，2，3，4，5），對應(yīng)網(wǎng)格劃分的節(jié)點為NO851，NO777，NO881，NO1666和NO1623，獲得密封端面溫度隨時間的變化規(guī)律，如圖9所示.t為溫度.

圖5 密封端面的溫度變化云圖Fig.5 Temperature variation of the sealing face

圖6 密封環(huán)的溫度場分布等值線圖Fig.6 Isothermal diagram of temperature distribution of the sealing ring

圖7 密封端面接觸壓強(qiáng)云圖Fig.7 Contact pressure on the sealing face

圖8 密封環(huán)等效應(yīng)力等值線云圖Fig.8 Isogram of equivalent stress of the sealing ring

圖9 密封端面的溫度變化曲線Fig.9 Temperature variation curve of the sealing face

3.3.3 分析

由以上對密封環(huán)熱-結(jié)構(gòu)耦合場的模擬計算得到的云圖可知，在給定的參數(shù)范圍內(nèi)，密封環(huán)的溫度場分布以及等效應(yīng)力場分布較均勻.

a.在密封端面靜環(huán)和動環(huán)相接觸的區(qū)域出現(xiàn)壓強(qiáng)最大值，當(dāng)彈簧壓縮量為9 mm時，密封端面的壓強(qiáng)最大值為0.3 MPa；當(dāng)彈簧壓縮量為20 mm時，密封端面的壓強(qiáng)最大值為0.77 MPa；當(dāng)彈簧壓縮量為37.5 mm時，密封端面的壓強(qiáng)最大值為1.43 MPa.艉軸密封裝置的密封端面存在2°的傾斜間隙（即圖2中的DE面），以保證端面能夠被海水完全浸潤.在靜環(huán)的2°傾角區(qū)域，密封環(huán)端面上的壓強(qiáng)值為0.此外，密封端面的壓強(qiáng)與理論分析計算所得的平均密封端面壓強(qiáng)相一致，且均在密封環(huán)的屈服極限范圍內(nèi).

b.當(dāng)彈簧組壓縮量為9 mm時，密封環(huán)的溫度值范圍為35.0～66.1℃；當(dāng)彈簧組壓縮量為20 mm時，密封環(huán)的溫度值范圍為35.0～77.2℃；當(dāng)彈簧組壓縮量為37.5 mm時，密封環(huán)的溫度值范圍為35.0～90.5℃.均未超過規(guī)定的溫升范圍.密封環(huán)海水接觸的部位，溫度接近35℃的海水溫度，并基本保持恒定.

c.在密封端面的外沿出現(xiàn)最大溫度值，且半徑越大的區(qū)域，溫度值越大，這是密封端面靠近外沿的區(qū)域壓強(qiáng)值大的緣故.當(dāng)彈簧組壓縮量為9 mm時，密封端面的溫度值范圍為35.0～64.9℃；當(dāng)彈簧組壓縮量為20 mm時，密封端面的溫度值范圍為35.1～75.6℃；當(dāng)彈簧組壓縮量為37.5 mm時，密封端面的溫度值范圍為35.1～88.4℃.均未超過規(guī)定的溫升范圍.

d.密封環(huán)等效應(yīng)力分布均勻，最大應(yīng)力值出現(xiàn)在動、靜環(huán)相接觸的區(qū)域.隨著彈簧組壓縮量的增加，作用于靜環(huán)固定端面的彈簧組等效作用力增加，導(dǎo)致了密封端面的壓強(qiáng)和密封環(huán)的應(yīng)力值增加；靜環(huán)與動環(huán)之間發(fā)生摩擦而產(chǎn)生的熱流密度增加，導(dǎo)致了密封環(huán)溫度的增加.

e.對密封環(huán)進(jìn)行耦合場瞬態(tài)分析時，溫度場隨著時間的推移而改變，并逐步趨于某一穩(wěn)定值.最終狀態(tài)的溫度值與穩(wěn)態(tài)分析時相一致，達(dá)到穩(wěn)態(tài)值所需的時間約為1 600 s（即0.5 h左右）.

4 結(jié) 論

a.密封端面2°傾角區(qū)域的接觸壓強(qiáng)值為0；非2°區(qū)域受力均勻，最大值出現(xiàn)在該區(qū)域內(nèi)半徑較?。拷狠S）的地方.

b.密封環(huán)在工作時受力發(fā)生了形變.通過模擬發(fā)現(xiàn)，即使在最大彈簧壓縮量為37.5 mm時，其最大應(yīng)力值仍在屈服極限的范圍內(nèi)，滿足選用材料的要求.

c.密封環(huán)工作時動、靜環(huán)接觸摩擦，產(chǎn)生摩擦熱的最大溫升出現(xiàn)在密封端面的非2°傾角區(qū)域內(nèi).與流體介質(zhì)相接觸的區(qū)域溫度均為35℃左右.

d.彈簧壓縮量增加，使密封環(huán)產(chǎn)生的溫升明顯增加.當(dāng)最大彈簧壓縮量為37.5 mm時的溫升最高值為90.5℃，滿足實際使用溫度范圍.

e.密封環(huán)的瞬態(tài)溫度趨于穩(wěn)態(tài)時間約需0.5 h左右.

［1］ 田伯勤.新編機(jī)械密封實用技術(shù)手冊［M］.北京：中國知識出版社，2005.

［2］ 陳德才，崔德容.機(jī)械密封設(shè)計制造與使用［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1993.

［3］ 馬先貴.潤滑與密封［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1985.

［4］ 顧永泉.機(jī)械密封實用技術(shù)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2002.

［5］ 顧永泉.機(jī)械端面密封主要參數(shù)的計算（一）——軸向平衡和幾何參數(shù)［J］.流體機(jī)械，1996，24（4）：12-16.

［6］ 顧永泉.機(jī)械端面密封主要系數(shù)的計算（二）——力學(xué)參數(shù)和性能參數(shù)［J］.流體機(jī)械，1996，24（5）：28-32.

［7］ 顧永泉.機(jī)械端面密封主要參數(shù)的計算（三）——性能參數(shù)（續(xù)）與計算示例［J］.流體機(jī)械，1996，24（6）：27-32.

［8］ 王志豪，索雙富，黃偉峰，等.機(jī)械密封對流傳熱系數(shù)數(shù)值研究［J］.潤滑與密封，2011，36（6）：29-33.

［9］ 詹迪維.Solid Works快速入門教程［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2012.

［10］ 李黎明.有限元分析實用教程［M］.北京：清華大學(xué)出版設(shè)，2005.

［11］ 陳匯龍，彭正東，丁郁華，等.基于ANSYS的大型艉軸機(jī)械密封環(huán)溫度場理論研究［J］.潤滑與密封，2010，35（10）：73-76.

［12］ 單曉亮，胡欲立.基于ANSYS的機(jī)械密封環(huán)溫度場分析［J］.潤滑與密封，2006，31（9）：116-119.

［13］ 孫建逵，王宏光.氣膜冷卻葉片熱應(yīng)力和振動特性的計算分析［J］.上海理工大學(xué)學(xué)報，2010，32（5）：488-492.

（編輯：石 瑛）

Thermal Performance Analysis of the Sealing Ring in Stern Shaft Sealing Device

WANGJin1， WANGYa-si1， DUANWen-shan1， GUOWei1， LIWei1， SHEN Xiao-bin1， ZHANGHan-hua2
（1.School of Environment and Architecture，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai 200093，China；2.Suzhou Industrial Park Service，Suzhou 215028，China）

The sealing ring in stern shaft sealing device is usually working in the state of continuous frictional contact，then the frictional heat will be generated on the sealing face，the temperature will rise and the thermal deformation of sealing face will appear.The temperature field model of the sealing ring was built by using the SolidWorks software，and the ANSYS 13.0 finite element software was adopted for numerical simulation in order to get the temperature field of the sealing ring under the condition of different spring compressions，the temperature distribution on the sealing face，the stress distribution and the dynamic characteristics of the time response.The results show that the temperature of the sealing ring rises with the increase of spring compression，the transient temperature will achieve the stable state in 0.5 h，and the value will meet the requirement of actually used temperature range.

stern shaft sealing；finite element analysis；frictional heating；temperature filed

TH 117.1

A

1007-6735（2013）04-0361-06

2013-06-04

上海市教委重點學(xué)科建設(shè)資助項目（J50502）

王 瑾（1955-），女，副教授.研究方向：制冷空調(diào)工程研發(fā)與節(jié)能.E-mail：wjljh2003＠163.com