魏文豪 李雙喜 張敬博 閆欣欣 宋玉鵬

（北京化工大學機電工程學院）

0 引言

機械密封是用于解決流體機械旋轉軸與機體之間的密封裝置，也是流體密封技術發(fā)展最迅速、應用最普遍的一種密封類型[1]。艉軸機械密封長期在惡劣的環(huán)境中工作，再加上復雜的工況條件，密封環(huán)端面可能會出現(xiàn)溫度過高和強壓力的情況，進而造成了密封端面過度磨損破裂，最終導致密封裝置的大面積泄漏，這給密封裝置的使用壽命和安全性能都帶來了極大的挑戰(zhàn)。因此，對于艉軸密封裝置的設計，首要解決的問題是密封裝置中動靜環(huán)材料的選取，即在可以滿足低泄漏或不泄漏的前提下，減少密封環(huán)受熱受壓后的變形程度，最終提高密封裝置的使用壽命[2]。對于材料的選取與改進，國內(nèi)外學者做了大量的實驗研究。羅賦等將石墨浸入熔融的巴氏合金中，并與表面噴涂2Cr13的陶瓷配對進行密封性能實驗，結果表明：相較于其他配對組合，其磨損量與泄漏量遠遠小于其他密封環(huán)材料配對，且該密封材料有相對成熟的制造工藝、使用壽命長等特點，適合在潛艇艉軸上改裝使用[3]。姚翠翠等針對YNW8（鎢鎳類硬質(zhì)合金）-丁晴橡膠的密封環(huán)配對進行有限元分析并用實驗論證，結果表明：靜環(huán)密封端面中心溫度最高，且沿徑向向兩邊逐步擴散。由于內(nèi)外部存在溫差，導致密封環(huán)內(nèi)側變形量大于外側，整體變形呈收斂趨勢[4]。楊義家發(fā)現(xiàn)采用CH-2復合材料制造的氣封環(huán)產(chǎn)品，根據(jù)該復合材料本身的性能特點以及在離心鼓風機上的使用情況，有望在離心壓縮領域取得更廣泛的應用[5]。

總之，優(yōu)質(zhì)的材料具有降低密封環(huán)表面溫度、減少密封環(huán)的變形量、降低密封環(huán)的磨損量及延長密封環(huán)的使用壽命等優(yōu)點。因此，艉軸密封環(huán)材料的選取對船舶運行起到了至關重要的作用。

1 密封結構與工作原理

船舶艉軸機械密封具體內(nèi)部結構如圖1所示，密封環(huán)上部為充滿海水的外部環(huán)境，該位置為高壓側；密封環(huán)內(nèi)部為充滿空氣的內(nèi)部環(huán)境，該位置為低壓側。彈簧座中內(nèi)嵌緊固多個彈簧，以保證不會因高壓水的沖擊導致密封端面受力不均勻或者密封間隙過大；靜環(huán)緊壓環(huán)通過螺栓將靜環(huán)緊壓在靜環(huán)座中，既保證靜環(huán)不會上下偏移，也防止了靜環(huán)隨動環(huán)轉動。靜環(huán)座通過螺栓等連接元件固定在腔內(nèi)，同時在靜環(huán)與靜環(huán)座之間設置O型圈密封，防止外部環(huán)境的流體介質(zhì)泄漏進腔內(nèi)；靜環(huán)座與彈簧座之間同樣設置O 型圈密封，能使密封元件保持相對靜止。在橫向軸向力的作用下，防止外部環(huán)境中海水泄漏到內(nèi)部環(huán)境，發(fā)揮密封的正常功能。

圖1 船舶艉軸機械密封裝置圖Fig.1 The mechanical seal of ship stern shaft device diagram

2 有限元分析模型

2.1 幾何模型

根據(jù)船舶艉軸機械密封建立相對應的幾何模型，如圖2所示。動靜環(huán)尺寸如表1和表2所示。

圖2 密封環(huán)結構圖Fig.2 Sealing ring structure drawing

表1 靜環(huán)尺寸參數(shù)Tab.1 Sealing ring size parameters

表2 動環(huán)尺寸參數(shù)Tab.2 Dynamic sealing ring size parameters

根據(jù)表1和表2數(shù)據(jù)建立三維接觸模型，為保證計算結果的合理準確，并簡化計算過程，合理簡化模型，有限元模型如圖3所示。

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

為保證數(shù)值模擬計算的準確性，需進行以下假設:

1）假設密封端面熱量來源為穩(wěn)態(tài)熱源，本文研究密封環(huán)運轉穩(wěn)定后的密封性能；2）密封環(huán)自重及外部環(huán)境中液體重力影響密封端面接觸平衡的程度較小，因此不考慮重力對密封結構的影響；3）忽略艉軸旋轉帶來的徑向和橫向振動對艉軸密封端面變形影響；4）密封端面變形出現(xiàn)泄漏，泄漏介質(zhì)與密封端面存在微量的熱量交換，為簡化計算，不考慮密封環(huán)泄漏對傳熱的影響。

2.2 材料參數(shù)

船舶艉軸機械密封環(huán)中動靜環(huán)是最重要的元件，動靜環(huán)高速旋轉所產(chǎn)生的大量摩擦熱會直接影響密封環(huán)的密封性能。因此，在選取動靜環(huán)材料時，需考慮材料的磨損性能和散熱性能等綜合性能[6-7]。本節(jié)選取了幾種典型材料，研究其密封環(huán)的密封性能，靜環(huán)材料一般為浸漬石墨，而動環(huán)材料可以是陶瓷、金屬、硬質(zhì)合金或噴涂材料。為研究不同材料對密封端面的影響，將不同的靜環(huán)材料和動環(huán)材料進行組合配對（有些材料為噴涂材料，下表中有標注），如表3 所示，材料的物理屬性如表4所示[8-9]。

表3 密封動靜環(huán)典型材料配對情況Tab.3 Typical material matching situation of sealing dynamic and static ring

表4 密封動靜環(huán)材料物理屬性Tab.4 Physical properties of materials of sealing dynamic and static ring

2.3 熱-固分析邊界條件

2.3.1 溫度場條件

圖4為密封環(huán)與周圍環(huán)境換熱的情況?？梢钥闯?，密封端面產(chǎn)生摩擦熱[10]。密封環(huán)的溫度交換情況非常復雜，以虛線為界限（O 型圈位置）劃分內(nèi)外環(huán)境溫度。外側動靜環(huán)與外界環(huán)境交換熱量[11-12]較大，由于外界與內(nèi)部環(huán)境溫差的緣故，內(nèi)側動靜環(huán)與內(nèi)部環(huán)境交換熱量較小。其余邊界離密封端面較遠，產(chǎn)生的熱量交換對密封端面的影響較小，可忽略，故設置為絕熱邊界[13]。

圖4 密封環(huán)溫度交換情況Fig.4 Temperature exchange of sealing ring

為保證計算的簡潔合理，不考慮由于半徑位置的差異所帶來的對流換熱系數(shù)的差異，將溫度場設置邊界條件，匯總如表5所示[14]。

表5 溫度場邊界設置類型Tab.5 Temperature field boundary setting type

2.3.2 靜力場條件

圖5 為密封環(huán)的受力情況，由于所處環(huán)境的特殊性，密封環(huán)受力區(qū)域較大，主要是彈簧補償力和外界環(huán)境壓力。其余邊界為低壓側邊界，不影響密封環(huán)的整體受力，故設置為不向任何方向變形的邊界。

圖5 密封環(huán)受力圖Fig.5 Seal ring force diagram

匯總其操作參數(shù)如表6。

表6 操作參數(shù)匯總表Tab.6 Summary of operating parameters

由于內(nèi)外介質(zhì)的不同導致內(nèi)外壓差不同，且還受到彈簧力作為補償力的作用，船舶艉軸機械的整體受力情況比較復雜，還需要考慮彈簧座、靜環(huán)座等周邊密封元件的約束。因此，匯總靜力場設置邊界條件如表7。

表7 靜力場邊界設置類型Tab.7 Static field boundary setting type

2.4 網(wǎng)格劃分

為確保有限元分析計算的準確性，對船舶艉軸機械密封模型劃分有限元網(wǎng)格如圖6，網(wǎng)格尺寸設置為0.8mm，節(jié)點數(shù)共有69325個，網(wǎng)格個數(shù)為165139個，經(jīng)檢驗，網(wǎng)格平均質(zhì)量為0.90325，大于網(wǎng)格質(zhì)量要求的最低值0.7，故網(wǎng)格精度可以保證。

圖6 密封環(huán)網(wǎng)格劃分圖Fig.6 Meshing diagram of seal ring

為了最大程度地降低網(wǎng)格數(shù)量對有限元計算結果的影響，確保計算準確的同時，計算并整理出網(wǎng)格數(shù)量與密封端面最大變形量的變化關系，如圖7所示?？梢钥闯觯S著網(wǎng)格數(shù)量的變化，變形量逐漸下降，且下降幅度遞減，計算結果基本維持在一個水平。在網(wǎng)格數(shù)量達到30萬后，后續(xù)的計算設置30萬的模型網(wǎng)格數(shù)量，經(jīng)過驗證得到網(wǎng)格的有效平均質(zhì)量為0.968，高于最小標準0.7，證明計算結果的合理性。經(jīng)過網(wǎng)格無關性驗證，證明該密封環(huán)網(wǎng)格劃分結果準確。

圖7 網(wǎng)格無關性驗證Fig.7 Grid independence verification

3 動靜環(huán)溫度場、變形場及應力

3.1 動靜環(huán)溫度場

由于動靜環(huán)材料的不同，導致兩者擴散熱量的能力有所差異，最終出現(xiàn)差異性的溫度分布。分析腔體壓力8.0MPa，彈簧比壓0.2MPa，轉速500r/min 的工況下密封環(huán)端面溫度如圖8所示。

圖8 密封端面溫度計算結果Fig.8 Sealing end face temperature calculation results

從密封環(huán)端面溫度分布上可以發(fā)現(xiàn)，由于靜環(huán)內(nèi)外徑所處環(huán)境的不同，導致內(nèi)外擴散熱的程度有所差異，因此密封環(huán)表面的最高溫度從中徑逐漸往內(nèi)徑方向偏移。從圖9中可以看出，密封環(huán)端面溫度呈二次函數(shù)形式分布，溫度由中徑逐漸向內(nèi)外徑擴散。需要說明的是實際中密封端面溫度超過80℃后，密封動靜環(huán)間的介質(zhì)可能會從液態(tài)變?yōu)闅鈶B(tài)，密封動靜環(huán)從水潤滑摩擦狀態(tài)轉變?yōu)楦赡Σ翣顟B(tài)，因缺少介質(zhì)的流動，密封端面溫度增大，端面間摩擦系數(shù)成倍增大，變形量增大，密封環(huán)間隙增大，密封環(huán)磨損和泄漏必定陡增。同時介質(zhì)汽化會使得密封環(huán)間隙的壓力突增，外部介質(zhì)高速流入，對密封端面的沖擊增大。

圖9為密封環(huán)的最高溫度計算結果，Ⅲ組與Ⅶ組的計算數(shù)值遠大于其它配對組合，分析原因是S30408 的導熱系數(shù)遠遠小于其它動環(huán)材料，故端面最大溫度高于其它組密封環(huán)；Ⅳ組與Ⅷ組的計算數(shù)值小于其它配對組合，分析原因是SiC 的導熱系數(shù)較高，其擴散熱的能力較強，故端面溫度最低。

圖9 密封端面最高溫度Fig.9 Maximum temperature of sealing end face

3.2 動靜變形場

圖10 為密封端面最大變形計算結果，從密封環(huán)端面變形分布上看，主要發(fā)生變形的部位在靜環(huán)上，靜環(huán)密封面的最大變形點偏軸側，同溫度變化及應力變化基本對應，說明在溫度的影響下，密封環(huán)傳遞熱量不均勻，導致密封端面產(chǎn)生收斂性變形。

圖10 密封端面變形Fig.10 Sealing end face distortion

圖11 為密封端面變形計算結果，S30408 的熱膨脹系數(shù)高于其余動環(huán)材料，故在溫度的影響下，端面最大變形量最大。從圖11 中趨勢可以看出，該材料在轉速越大的情況下計算結果越容易發(fā)生突變，相較于其它配對材料的變化趨勢，YNW8 的變化趨勢并不穩(wěn)定，分析其原因在于YNW8的彈性模量大于其它動環(huán)材料，說明該材料在變工況的情況下出現(xiàn)變形的可能性較大，采用該材料做密封動環(huán)，可能會對船舶艉軸機械密封造成預期外的損失。

圖11 密封端面最大變形Fig.11 Maximum deformation of sealing end face

3.3 動靜環(huán)應力

圖12 為密封端面最大應力計算結果，從端面環(huán)端面應力分布上看，每組密封環(huán)均是動環(huán)出現(xiàn)最大應力幅值，受力最高點偏軸側，密封環(huán)端面應力呈二次函數(shù)形式分布，應力由最高逐漸向內(nèi)外徑擴散，該分布情況和溫度分布情況相同，符合模擬結果。

圖12 為密封端面應力，Ⅳ組與Ⅷ組的計算數(shù)值小于其它配對組合，分析原因是SiC 的導熱系數(shù)較高，其擴散熱的能力較強，故端面溫度最低，進而由溫度影響產(chǎn)生的端面應力較小，但由于SiC 的脆性較大，考慮到船舶艉軸機械工作環(huán)境中可能存在尺寸大小不一的雜質(zhì)，可能會導致密封環(huán)的破裂與失效。

圖12 密封端面應力Fig.12 Sealing end face stress

圖13 密封端面最大應力Fig.13 Maximum stress of sealing end face

4 材料參數(shù)的影響分析

相比其他參數(shù)材料參數(shù)較為特殊，每種材料的各項屬性數(shù)值都是固定的，不會因為人為的選擇而改變，不能僅研究單個材料屬性對密封環(huán)的影響，因此本文針對材料進行分析，選擇靜環(huán)材料為M106D，研究不同動環(huán)材料對密封環(huán)的影響，研究材料名稱及屬性見表8。接觸式機械密封的接觸端面從微觀角度來看，存在很多隨機分布、大小不一的接觸間隙。在以往的分析計算中，假設接觸間隙是均勻的，得出的結果與實際測量值差距很大。本文根據(jù)相關文獻的分形理論，利用二維W-M 函數(shù)表征密封端面表面形貌[15]，計算其泄漏量[16]和磨損率[17]。

表8 動環(huán)材料物性的取值范圍Tab.8 Value range of material properties of dynamic ring

4.1 彈性模量

圖14 為不同彈性模量下密封環(huán)的密封性能情況，從圖14中可以看出，材料A的端面最大變形、磨損率及摩擦功耗相較其余材料最大，變形和功耗大可能會使密封端面的磨損加??；材料C 的端面最高溫度、泄漏量相較其余材料最大，溫度過大可能會使密封端面出現(xiàn)過度變形導致密封端面間隙過大，最終使泄漏量加劇。材料B，D的端面最大變形、泄漏量數(shù)值相近，但端面溫度差距過大。因此建議選取密封動環(huán)材料B（Cr2O3）為密封環(huán)材料。

圖14 不同彈性模量下密封環(huán)的密封性能情況Fig.14 Seal performance of seal ring under different elastic modulus

4.2 熱膨脹系數(shù)

圖15 為不同熱膨脹系數(shù)下密封環(huán)的密封性能情況，從圖中可以看出，材料C的端面最大變形、端面最高溫度相較其余材料最大，變形和溫度大可能會使密封端面的磨損加??；材料D 的泄漏量相較其余材料最大，泄漏量過大可能會使密封端面密封性能大幅度降低。材料A，B的端面最大變形、端面最高溫度、摩擦功耗及磨損率數(shù)值相近，但泄漏量有一定的差距，建議選取密封環(huán)材料B（Cr2O3）為密封環(huán)材料。

圖15 不同熱膨脹系數(shù)下密封環(huán)的密封性能情況Fig.15 Seal performance of seal ring under different thermal expansion coefficient

4.3 導熱系數(shù)

圖16 為不同導熱系數(shù)下密封環(huán)的密封性能情況，從圖中可以看出，材料C的各項密封性能指標均大于其余材料，說明材料C 的密封性能相對其余材料較弱；除C 以外，材料A 的端面最大變形、泄漏量相較的其余材料最大，溫度過大可能會使密封端面出現(xiàn)過度變形導致密封端面間隙過大，最終使泄漏量加劇。材料B，D的端面最大變形、泄漏量數(shù)值相近，但摩擦功耗和磨損率有一定的差距，建議選取密封環(huán)材料B（Cr2O3）為密封環(huán)材料。

圖16 不同導熱系數(shù)下密封環(huán)的密封性能情況Fig.16 Seal performance of seal ring under different thermal conductivity

5 結論

本文建立船舶艉軸機械密封性能分析幾何模型，確定了動靜環(huán)材料并進行有限元網(wǎng)格劃分，驗證網(wǎng)格無關性，按照真實工作環(huán)境設置對應的邊界條件。計算了得到不同動靜環(huán)材料的溫度場、變形場及應力，分析了不同動環(huán)材料對艉軸密封性能的影響。

1）通過有限元模擬計算得到：由于導熱系數(shù)的差異，動環(huán)材料為S30408的密封環(huán)組合端面溫升最大，動環(huán)材料為SiC的密封環(huán)組合端面溫升最小。

2）對比分析不同密封環(huán)材料在溫度和應力作用下的端面變形情況發(fā)現(xiàn)：端面的熱變形要大于力變形。

3）對比分析不同材料參數(shù)下，船舶艉軸機械密封環(huán)的密封性能，在實際工作環(huán)境中，外部溫度偏低，密封結構內(nèi)外溫差較大，密封環(huán)的散熱能力決定了密封環(huán)密封性能的上限。由于熱膨脹系數(shù)的存在，受到相同溫度影響時，材料的差異導致密封環(huán)產(chǎn)生變形的差異，變形過大易使密封失效。因此，通過研究得出最優(yōu)動環(huán)材料為Cr2O3。