宮 燃 張真宇 程志高 徐 宜 張 鶴

1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江，2120132.中國北方車輛研究所，北京，100072

0 引言

在車輛工程領(lǐng)域，漲圈型密封環(huán)(下文簡稱“密封環(huán)”)主要應(yīng)用在車輛先進(jìn)傳動(dòng)系統(tǒng)中，包括汽車自動(dòng)變速器、雙離合變速器、無級(jí)變速器等變速機(jī)構(gòu)[1-3]。在重載越野車輛中，密封環(huán)主要布置在綜合傳動(dòng)系統(tǒng)中。密封環(huán)作為傳動(dòng)系統(tǒng)的核心基礎(chǔ)零件，為保證車輛傳動(dòng)系統(tǒng)正常運(yùn)行發(fā)揮重要作用。

在微小約束空間內(nèi)，密封環(huán)在力負(fù)荷作用下發(fā)生變形并且與軸槽側(cè)面接觸產(chǎn)生摩擦，由此會(huì)對(duì)密封間隙流場(chǎng)的流動(dòng)狀態(tài)產(chǎn)生影響，導(dǎo)致施加在密封環(huán)上的油液壓力發(fā)生相應(yīng)變化。可見，密封結(jié)構(gòu)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(chǎng)流動(dòng)狀態(tài)與密封環(huán)力負(fù)荷、變形之間的耦合關(guān)聯(lián)及其交叉影響特性，是密封流固耦合研究中需要考慮的關(guān)鍵問題。

流固耦合分析是揭示密封機(jī)理和研究密封性能的一種重要且可靠的手段，國內(nèi)外學(xué)者通過理論分析[7-10]、仿真建模[11-14]和試驗(yàn)研究[15-16]的方式進(jìn)行了相關(guān)研究。LIAO等[17]充分考慮了密封結(jié)構(gòu)、密封間隙流體域以及它們之間的耦合關(guān)系，建立了核主泵用流體靜壓性機(jī)械密封流固耦合分析理論模型，對(duì)機(jī)械密封變形、間隙流場(chǎng)進(jìn)行了分析，得到了密封泄漏隨核主泵中壓差的變化規(guī)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(jié)構(gòu)對(duì)密封接觸變形和接觸應(yīng)力的影響。MIYAKE等[19]建立了密封流固耦合模型并進(jìn)行試驗(yàn)，研究了密封間隙流動(dòng)導(dǎo)致的軸系振動(dòng)的問題。由國內(nèi)外研究現(xiàn)狀可知，對(duì)于密封流固耦合問題，研究方法較為多樣，但對(duì)復(fù)合材料密封環(huán)的流固耦合研究較少。密封環(huán)的受力變形及其密封間隙流動(dòng)對(duì)密封性能影響顯著，如何快速有效地獲取車輛傳動(dòng)系統(tǒng)密封環(huán)的耦合特征及其影響機(jī)制，是密封設(shè)計(jì)過程中需要解決的問題。

本文以重載越野車輛大功率傳動(dòng)系統(tǒng)的密封環(huán)為研究對(duì)象，結(jié)合密封系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和服役條件，提出采用多物理場(chǎng)代碼耦合工具M(jìn)pCCI聯(lián)合FLUENT與Abaqus軟件對(duì)密封系統(tǒng)進(jìn)行雙向流固耦合分析，考察油液壓力、旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速、油液溫度等條件對(duì)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(dòng)系統(tǒng)中的密封環(huán)裝配在旋轉(zhuǎn)軸凹槽中，密封原理如圖1所示。在油壓p0作用下，密封環(huán)一側(cè)端面AB與旋轉(zhuǎn)軸凹槽一側(cè)緊密貼合并相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，構(gòu)成主要密封面。在油壓和自身彈力作用下，密封環(huán)沿徑向脹開，在密封面AD形成輔助密封面。密封環(huán)工作過程中在油壓作用下發(fā)生變形，密封環(huán)變形會(huì)反作用于密封間隙內(nèi)的油液，從而影響油液的流動(dòng)。僅對(duì)密封內(nèi)油液或密封系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行計(jì)算，顯然與實(shí)際工況不符，會(huì)造成結(jié)果失真。密封結(jié)構(gòu)場(chǎng)與密封間隙流場(chǎng)存在耦合，在計(jì)算中會(huì)形成相關(guān)數(shù)據(jù)的交換，數(shù)據(jù)交互的位置在密封環(huán)與密封間隙流場(chǎng)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(zhuǎn)密封間隙流場(chǎng)流體計(jì)算域的模型。在工作過程中，間隙流場(chǎng)中油液主要從密封環(huán)切口中泄漏，建立的密封流場(chǎng)計(jì)算域模型如圖2所示，工作時(shí)密封環(huán)切口間隙為2 mm。為提高計(jì)算精度，對(duì)流體域模型進(jìn)行六面體網(wǎng)格單元的劃分，經(jīng)過網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，劃分為六面體單元216 023個(gè)，單元節(jié)點(diǎn)268 564個(gè)。密封間隙流體域如圖3所示，流體域與旋轉(zhuǎn)軸圓周面重合的旋轉(zhuǎn)壁面記為w1，與配油套內(nèi)圓面重合的壁面記為w2，流體域與密封環(huán)重合的邊界面即耦合面記為wcp，密封流場(chǎng)與結(jié)構(gòu)場(chǎng)的數(shù)據(jù)交互就是通過耦合面上的數(shù)據(jù)交換來實(shí)現(xiàn)的。

圖2 密封間隙流場(chǎng)計(jì)算域模型Fig.2 Calculation domain model of sealing gap flow field

圖3 密封流體域網(wǎng)格邊界Fig.3 Sealing fluid domain boundary

將密封環(huán)和旋轉(zhuǎn)軸的三維實(shí)體模型進(jìn)行裝配，為保證流固耦合計(jì)算數(shù)據(jù)的有效交互，需要維持密封系統(tǒng)結(jié)構(gòu)場(chǎng)與流場(chǎng)的相對(duì)位置不變。對(duì)密封環(huán)和旋轉(zhuǎn)軸的三維模型離散并進(jìn)行網(wǎng)格單元的劃分，其中密封環(huán)的部分網(wǎng)格如圖4所示，密封環(huán)的單元數(shù)為58 579，節(jié)點(diǎn)數(shù)為69 842；旋轉(zhuǎn)軸的單元數(shù)為9212，節(jié)點(diǎn)數(shù)為10 687。

圖4 密封環(huán)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(yīng)力、位移相等[20]，即在密封流固耦合面處應(yīng)力和位移滿足下述方程：

df=ds

τfnf=τsns

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

密封環(huán)在油壓的作用下，與旋轉(zhuǎn)軸凹槽側(cè)面緊密貼合并相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，在密封面發(fā)生摩擦接觸，對(duì)于此類型非線性接觸仿真計(jì)算，選擇能夠高效求解包括接觸在內(nèi)的非線性問題的有限元軟件Abaqus/Explicit作為密封結(jié)構(gòu)計(jì)算的工具。在力負(fù)荷作用下密封環(huán)發(fā)生變形，會(huì)造成密封間隙流場(chǎng)的形狀改變，進(jìn)而影響通流性。但是在流場(chǎng)計(jì)算中，密封變形的位移等參數(shù)信息不易直接提取。因?yàn)橛?jì)算過程中密封邊界會(huì)瞬態(tài)變化，所以在流場(chǎng)計(jì)算中選擇FLUENT軟件來處理密封邊界變動(dòng)的問題。FLUENT的算法是基于完全非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)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(jì)算中無法實(shí)現(xiàn)數(shù)據(jù)的直接交互傳遞。

本文采用FLUENT+Abaqus+MpCCI進(jìn)行密封環(huán)流固耦合計(jì)算。通過FLUENT對(duì)旋轉(zhuǎn)密封間隙流場(chǎng)進(jìn)行計(jì)算，得到密封流固耦合面的油液壓力，通過多物理場(chǎng)耦合代碼工具M(jìn)pCCI實(shí)現(xiàn)壓力數(shù)據(jù)的傳遞，Abaqus獲得油液壓力數(shù)據(jù)后，作為邊界條件進(jìn)行密封結(jié)構(gòu)場(chǎng)的計(jì)算，得到力負(fù)荷作用下的密封變形，再次通過MpCCI將密封面變形數(shù)據(jù)傳遞給FLUENT，然后FLUENT根據(jù)密封面變形數(shù)據(jù)修正密封間隙流場(chǎng)的流體域。引入旋轉(zhuǎn)雷諾數(shù)判斷旋轉(zhuǎn)密封間隙流體的流動(dòng)狀態(tài)，即Reθ=ωr2/ν。其中，ω為流體旋轉(zhuǎn)速度，r為旋轉(zhuǎn)半徑，ν為油液的運(yùn)動(dòng)黏度。經(jīng)過測(cè)算，所研究流體的旋轉(zhuǎn)雷諾數(shù)都小于20 000，即臨界旋轉(zhuǎn)雷諾數(shù)[21]，所以認(rèn)為密封間隙流場(chǎng)內(nèi)油液的流動(dòng)為層流。設(shè)置殘差值為1×10-5，以此進(jìn)行循環(huán)，時(shí)間步長為1×10-4s，時(shí)間步為30 000步，每個(gè)時(shí)間步的最大迭代次數(shù)為30，在計(jì)算過程中忽略密封環(huán)浮動(dòng)的影響。圖5所示為密封系統(tǒng)流固耦合計(jì)算過程。

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

采用本文提出的方法對(duì)不同轉(zhuǎn)速、壓力和油溫下的密封環(huán)主要性能參數(shù)進(jìn)行計(jì)算，耦合計(jì)算收斂后，通過FLUENT后處理功能可以導(dǎo)出密封截面上的泄漏量等數(shù)據(jù)，在Abaqus后處理模塊中選擇接觸工具，得到轉(zhuǎn)矩等密封結(jié)構(gòu)分析的相關(guān)結(jié)果。

2 結(jié)果與討論

以外徑125 mm密封環(huán)作為研究對(duì)象，密封環(huán)材料為PTFE(聚四氟乙烯)復(fù)合材料，旋轉(zhuǎn)軸材料為38CrSi。入口邊界條件為壓力入口，進(jìn)口壓力1～3 MPa，旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速n為1000～6000 r/min。采用的潤滑油為15W-40機(jī)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(jì)算中，密封環(huán)和旋轉(zhuǎn)軸結(jié)構(gòu)與材料參數(shù)如表1所示，密封環(huán)由圣戈班公司加工。

表1 計(jì)算所用參數(shù)

密封流固耦合計(jì)算中，參數(shù)傳遞發(fā)生在密封結(jié)構(gòu)場(chǎng)和流場(chǎng)的耦合面上，隨著計(jì)算過程多次往復(fù)交互傳遞，以便為下一個(gè)時(shí)間步密封流場(chǎng)和結(jié)構(gòu)場(chǎng)的計(jì)算提供邊界條件。采用瞬態(tài)計(jì)算，在計(jì)算過程中，首先通過FLUENT軟件計(jì)算油壓，將得到的壓力作為邊界條件通過MpCCI傳遞到Abaqus中進(jìn)行結(jié)構(gòu)體的計(jì)算。在后續(xù)仿真過程中，Abaqus將計(jì)算得到的位移傳遞給FLUENT進(jìn)行網(wǎng)格更新。直到密封性能參數(shù)不隨時(shí)間步變化或前后時(shí)間步長的密封參數(shù)值保持在預(yù)設(shè)的區(qū)間內(nèi)，完成耦合計(jì)算過程。

由密封流固耦合計(jì)算得到不同工況下密封環(huán)的變形云圖，見圖6、圖7。從圖中可以看出，在不同的油液、轉(zhuǎn)速和油溫作用下，密封環(huán)的變形主要集中在與主密封面相對(duì)的端面(即DC面)，由主密封面到非密封面變形逐漸增大。同時(shí)發(fā)現(xiàn)，密封環(huán)主密封面的外徑變形較其他位置的變形大，這是因?yàn)榕溆吞着c旋轉(zhuǎn)軸存在0.2 mm的縫隙，在縫隙位置密封環(huán)沒有軸向約束，會(huì)在油壓作用下存在較大的形變。對(duì)整個(gè)密封環(huán)來說，最大的變形區(qū)域在流固耦合面，隨著壓力和轉(zhuǎn)速的提高，與壓力p=1 MPa和轉(zhuǎn)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(chǎng)尺寸同樣較小，所以密封面變形對(duì)間隙流場(chǎng)的流動(dòng)特性會(huì)產(chǎn)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(huán)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(huán)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(duì)流固耦合計(jì)算后密封流場(chǎng)的結(jié)果進(jìn)行處理，得到了不同壓力和轉(zhuǎn)速下的密封流場(chǎng)的流速流線圖，見圖8。由圖8a和8b可知，在同樣的轉(zhuǎn)速下，隨著壓力的提高，密封間隙流場(chǎng)內(nèi)油液有較為明顯的軸向流動(dòng)趨勢(shì)，密封切口處流動(dòng)效應(yīng)增強(qiáng)，3 MPa時(shí)的泄漏量較1 MPa時(shí)增多。由圖8c和圖8d可知，旋轉(zhuǎn)密封間隙流場(chǎng)內(nèi)油液的流動(dòng)明顯隨軸旋轉(zhuǎn)，并且隨著轉(zhuǎn)速的增大，流場(chǎng)內(nèi)的油液更加貼近旋轉(zhuǎn)壁面(w1)，轉(zhuǎn)速由1000 r/min增至4000 r/min時(shí)，油液繞軸旋轉(zhuǎn)現(xiàn)象愈加明顯，由圖可知，油液繞軸旋轉(zhuǎn)現(xiàn)象的增強(qiáng)將導(dǎo)致油液沿軸向的流動(dòng)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(jìn)一步考察流固耦合計(jì)算對(duì)密封泄漏量的影響，觀察流固耦合計(jì)算和未經(jīng)流固耦合的流場(chǎng)計(jì)算(即單獨(dú)流場(chǎng)計(jì)算)的結(jié)果，對(duì)比驗(yàn)證密封環(huán)變形后對(duì)密封間隙流場(chǎng)的影響。圖9所示為入口油壓為2 MPa時(shí)不同轉(zhuǎn)速下的泄漏量，圖10所示為旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速為3000 r/min時(shí)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(jì)算還是單獨(dú)流場(chǎng)計(jì)算，泄漏量都隨著轉(zhuǎn)速的增大而減小。但是兩種計(jì)算方法在不同的速度區(qū)間內(nèi)的差值不同，在1000～3000 r/min范圍內(nèi)差異較大，在4000～6000 r/min范圍內(nèi)差異較小，由此可知，在高轉(zhuǎn)速時(shí)油壓引起的密封變形對(duì)泄漏量的影響減小。在壓力作用下，油液出現(xiàn)壓差流動(dòng)，橫向流動(dòng)增強(qiáng)，與此同時(shí)，在高轉(zhuǎn)速下，由于離心作用增強(qiáng)，油液繞軸旋轉(zhuǎn)效應(yīng)明顯，油液更加貼緊旋轉(zhuǎn)壁面，橫向流動(dòng)減弱，因此在同樣的壓力條件下，隨著轉(zhuǎn)速的增大泄漏量會(huì)相應(yīng)減小。由圖10可知，在旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速相同時(shí)，壓力對(duì)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(dòng)性越好，容易引起泄漏。流固耦合計(jì)算獲得的泄漏量始終大于單獨(dú)流場(chǎng)計(jì)算的泄漏量，油壓作用下密封環(huán)變形，改變了密封間隙流場(chǎng)的通流特性，所以通過流固耦合計(jì)算獲得的密封泄漏量結(jié)果更加合理。對(duì)比發(fā)現(xiàn)，壓力引起的泄漏量變化大于轉(zhuǎn)速引起的泄漏量變化。

(a)40 ℃

3 密封性能試驗(yàn)

利用自主研發(fā)的密封環(huán)性能試驗(yàn)臺(tái)開展密封性能試驗(yàn)，對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析與驗(yàn)證。試驗(yàn)臺(tái)主要由動(dòng)力與機(jī)械系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)與數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)組成。圖11a為試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)圖，圖11b為試驗(yàn)油腔結(jié)構(gòu)圖。密封環(huán)安裝在旋轉(zhuǎn)軸上。旋轉(zhuǎn)軸貫穿于試驗(yàn)油腔，另一端與變頻電動(dòng)機(jī)相連。通過液壓系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)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(tǒng)。通過上位機(jī)發(fā)送指令給溫度控制器，配合油溫傳感信號(hào)，對(duì)油腔內(nèi)油溫進(jìn)行調(diào)節(jié)，保證油溫的控制誤差在±5 ℃內(nèi)。轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器與旋轉(zhuǎn)軸連為一體，發(fā)送脈沖信號(hào)給上位機(jī)，經(jīng)過轉(zhuǎn)換成為測(cè)量值。在試驗(yàn)前先測(cè)試空載轉(zhuǎn)矩，進(jìn)行密封轉(zhuǎn)矩量值的標(biāo)定。泄漏流量的測(cè)量采用高精度流量計(jì)。試驗(yàn)系統(tǒng)根據(jù)設(shè)定的溫度進(jìn)行油溫加熱，然后在給定的油壓與轉(zhuǎn)速下跑合。每個(gè)測(cè)試點(diǎn)保持穩(wěn)定運(yùn)行2 min后再測(cè)量。

(a)試驗(yàn)臺(tái)架

在轉(zhuǎn)速1000～6000 r/min、壓力1～3 MPa下試驗(yàn)，設(shè)置油液試驗(yàn)溫度為40 ℃和100 ℃，得到圖12所示的泄漏量隨旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速的變化曲線，試驗(yàn)中泄漏量共測(cè)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(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速的增大而減小，但幅度不大。同時(shí)，隨著油溫的升高泄漏量明顯增大。從試驗(yàn)數(shù)據(jù)和仿真結(jié)果對(duì)比來看，兩者的變化規(guī)律趨于一致，但是試驗(yàn)值大于計(jì)算值，這是由于在計(jì)算時(shí)忽略了密封環(huán)的加工質(zhì)量和裝配精度，而實(shí)際使用的密封環(huán)密封面會(huì)存在一定的不平度誤差，導(dǎo)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(shí)，摩擦轉(zhuǎn)矩隨旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速的變化曲線。由圖可知，摩擦轉(zhuǎn)矩隨入口壓力和旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速的增大而增大。入口壓力增大會(huì)引起主密封面所受接觸力增大，使得密封副的摩擦轉(zhuǎn)矩明顯增大。轉(zhuǎn)速提高導(dǎo)致密封流體的剪切力增大。油溫升高時(shí)，油液黏度相應(yīng)減小，其黏性剪切力減小，所以摩擦轉(zhuǎn)矩變小。最終摩擦轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速的增大而增大，試驗(yàn)值和計(jì)算值的趨勢(shì)保持一致，兩者的誤差在12%以內(nèi)。

(a)40 ℃

4 結(jié)論

(1)根據(jù)車輛傳動(dòng)系統(tǒng)密封環(huán)的工作特點(diǎn)，采用FLUENT+Abaqus+MpCCI構(gòu)建了密封間隙流場(chǎng)和結(jié)構(gòu)場(chǎng)的求解模型，開展了密封系統(tǒng)雙向流固耦合數(shù)值計(jì)算，形成了一種基于MpCCI的流固耦合作用下密封性能參數(shù)預(yù)測(cè)方法。

(2)考察了流固耦合作用下工況參數(shù)對(duì)密封性能的影響機(jī)制，得到了不同入口壓力、不同轉(zhuǎn)速和不同油溫狀態(tài)下密封泄漏量和摩擦轉(zhuǎn)矩的變化關(guān)系。研究發(fā)現(xiàn)，旋轉(zhuǎn)密封系統(tǒng)泄漏量隨著轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩隨著旋轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩略有減小。

(3)通過密封環(huán)綜合性能試驗(yàn)獲得了復(fù)合材料密封環(huán)的密封性能參數(shù)的變化規(guī)律，與流固耦合計(jì)算的結(jié)果對(duì)比發(fā)現(xiàn)，計(jì)算值和試驗(yàn)值的變化規(guī)律具有一致性，表明基于MpCCI的密封流固耦合計(jì)算方法的有效性，并為相似摩擦元件的流固耦合計(jì)算提供了一種新思路。