李小卒 郭劉洋 郝木明 劉中琪 李 強 任寶杰

(1.中國石油大學(華東)新能源學院 山東青島 266580；2.中國北方車輛研究所車輛傳動重點實 驗室 北京 100072；3.東營海森密封技術有限責任公司 山東東營 257067)

黏性液體傳動裝置(Hydro-Viscous Driver，HVD)基于牛頓內摩擦定律，通過黏性液體傳遞動力，理論傳動效率可達100%，極大地提高了能源利用率與裝置可靠性[1]，廣泛應用于風機、水泵等設備以及電力、冶金、石油、汽車等行業(yè)中。作為減速器中的關鍵傳動系統(tǒng)，黏液離合器(Hydro-Viscous Clutch，HVC)利用油膜剪切力在主動軸與被動軸之間進行無級調速，通過調節(jié)摩擦片間的油膜厚度來調整轉矩和轉速。動密封組件是HVC的關鍵設備，其通過建立并控制間隙承載油膜，不僅能有效減少設備潤滑油泄漏量，還能對主軸起到潤滑、冷卻、保護的作用。因此，密封組件的實際應用性能，對提高液黏離合器的傳動效率與可靠性起著至關重要的作用。

由于液黏離合器具有傳動效率高、啟動范圍大以及扭矩傳遞穩(wěn)定等優(yōu)點，國內外學者開展了一系列研究。MARKLUND[2]較系統(tǒng)地介紹了濕式離合器的分類、結構與工作原理以及液膜摩擦特性，并利用試驗手段完成了離合器的設計與優(yōu)化工作。CHEN等[3]基于液黏傳動的基本原理，提出潤滑油性能是液黏傳動裝置(HVD)的關鍵因素之一，并通過大量的性能對比試驗，得到了更適用于HVD的驅動潤滑油。CUI等[4]根據(jù)力平衡原理建立液黏多盤摩擦副的瞬態(tài)溫度數(shù)學模型，研究了多盤摩擦副溫度分布和傳導規(guī)律。之后CUI等[5]又基于連續(xù)性方程和Navier-Stokes方程深入研究了液黏驅動裝置(HVD)中的油膜特性，認為壓力增高、黏度降低與摩擦副變形均會導致泄漏量的增加。GONG等[6]通過數(shù)值分析的方法，建立動量方程與能量方程以研究平行圓盤間的黏性流體膜，結果表明隨著流通速率的增加，科里奧利力的阻力效應增加，減弱了流體的液黏動力傳遞。WANG等[7]建立三維瞬態(tài)熱傳導邊值問題方程，對雙圓弧溝槽摩擦副的熱行為進行數(shù)值模擬，研究了摩擦盤熱量分布特點，為工程實踐提供了理論基礎。MORRIS等[8]考慮了濕式離合器中油膜分離機制導致的油膜破裂，發(fā)現(xiàn)了寄生阻力損失(Parasitic Drag Losses)的操作條件。YU等[9]對摩擦副進行熱分析計算并提出有效限制摩擦副元件位移的卡箍設計。GONG等[10]針對液黏離合器裝置(HVC)低壓工作阻力矩較大的問題，提出了一種泵閥復合壓力控制系統(tǒng)，擴大了工作壓力范圍，并通過試驗驗證了控制系統(tǒng)的有效性。陳寧[11]研究了HVD的油膜潤滑傳動機制及結構動態(tài)特性，總結出了摩擦副的熱變形規(guī)律。高潔[12]基于仿真軟件對液黏離合器的主動軸與被動軸進行力學計算，并對動密封組件進行了數(shù)值模擬分析，研究了控制壓力、密封間隙及密封腔間隙等參數(shù)對泄漏量的影響。孟慶睿和侯友夫[13]研究了液黏傳遞技術中油膜擠壓效應對液體黏性調速啟動的影響，發(fā)現(xiàn)隨著油膜減薄，擠壓效應對油膜承載力的作用更加顯著。郭劉洋和杜明剛[14]以試驗手段得到不同操作條件對摩擦因數(shù)的影響公式，并針對熱負荷特性進行了一系列的試驗研究。姚壽文等[15]以HVD摩擦副為研究對象，利用仿真軟件建立摩擦副流固耦合模型，研究了摩擦片變形及油壓對工作性能的影響。崔建中[16]研究了液黏調速離合器軟啟動過程穩(wěn)定性、摩擦副溫度場以及間隙油膜的動力學特性，通過骨架油封開展了摩擦片溫度場和油膜穩(wěn)態(tài)特性的試驗研究。陳立宇[17]結合理論分析、數(shù)值分析與實驗手段，建立了摩擦副間隙流體潤滑模型，研究了油槽參數(shù)對液黏離合器傳遞扭矩和液膜承載力的影響，認為通過在摩擦副表面開設微織構可以增強密封油膜承載力并減少密封的泄漏。馬靈童和孟慶睿[18]采用仿真軟件建立了液黏傳動裝置摩擦片與對偶片間隙流場模型，分析了摩擦副溫度分布規(guī)律以及溫升特性。李虎[19]同樣對摩擦副熱量的產生及分配機制進行研究，得到了摩擦副多物理場分布規(guī)律，針對高溫及應力過大問題進行了設計優(yōu)化。汪首坤等[20]針對液黏風扇調速系統(tǒng)提出了轉速-轉矩雙閉環(huán)模糊控制策略，大幅降低了調速誤差，改善了系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)調速過程。姜宇宇等[21]建立了二維瞬態(tài)溫度場計算模型，研究了液黏離合器摩擦副的馬鞍形熱屈曲變形問題，探討了應力變化及溫度場的分布規(guī)律。

綜上所述，目前對于液黏離合器動密封的研究主要著眼于液膜的承載力與支撐力矩等力學特性，以及摩擦副的摩擦特性及熱量分布特性，缺乏針對密封組件的密封性能研究。而在實際應用工況下，密封在工作過程中時刻面臨著主機振動、主軸跳動、密封殼不規(guī)則變形及油溫隨時波動等客觀情況，密封組件的穩(wěn)定運行對于液黏離合器的工作性能起到至關重要的作用。因此，本文作者針對不同結構參數(shù)下的密封工裝，根據(jù)實際應用工況設計并進行現(xiàn)場試驗，探究液黏旋轉動密封在真實環(huán)境下的使用性能。

1 試驗裝置及方案

1.1 試驗工裝

液黏旋轉動密封利用黏性密封油在運動過程中產生的剪切力，使得殼體與軸套間隙液膜具有一定承載力，一方面可以維持旋轉主軸與靜止設備的運轉穩(wěn)定性，另一方面可以增強間隙潤滑和沖洗散熱的能力。液黏旋轉動密封試驗工裝如圖1所示。其中，通過操縱油接頭4與潤滑油接頭組件5進行獨立油路連接注入，并通過泄壓孔通道10、潤滑油通道9和操縱油通道11進行泄漏量收集并回流油池；靜止的試驗殼體8與旋轉軸套7之間存在油膜間隙；管線接頭51與外側油路系統(tǒng)連接，滑動接頭52通過與O形圈53配合，不僅與機加工件實現(xiàn)密封功能，同時可進行徑向移動，滿足試驗殼體8與軸套7之間的液膜承載力發(fā)生變化時，殼體8的徑向浮動功能；連接套筒1、擋油環(huán)2與甩油環(huán)3分別起到固定工裝、內外側輔助密封的功能。其中，為滿足殼體可隨油膜壓力即時浮動的功能，試驗殼體材質采用密度較小的錫青銅，配套使用的軸套材質為2Cr13不銹鋼。

圖1 液黏旋轉動密封裝配

1.2 輔助系統(tǒng)

根據(jù)液黏旋轉動密封的實際應用需求，設計、加工并組裝了密封試驗輔助系統(tǒng)，如圖2(a)所示。其主要功能包括：密封操縱油與潤滑油應獨立供油，可分別控制油溫與油壓；電機主軸可實現(xiàn)0～5 000 r/min自定義調速功能；密封油通過3個泄漏通道進行收集后可即時回流至油池，參與后續(xù)的油路循環(huán)。操縱油壓力pc與潤滑油壓力plb采用“旁路調節(jié)”的方式，如圖2(b)所示。

圖2 密封試驗方案

密封試驗工裝操作步驟如下：

(1)調壓閥V204與閥V205控制操縱油泵P12與潤滑油泵P11參與的主路循環(huán)管線壓力，旁路管線經過調壓閥V102與閥V101分別連接至操縱油接頭組件04與潤滑油接頭組件05；

(2)密封油通過液黏旋轉動密封后進入操縱油泄漏通道11、泄壓孔泄漏通道10與潤滑油泄漏通道9，由三通閥V201、V202與V203控制回流至油池TK01；

(3)當需要進行泄漏量測試時，可通過三通閥轉換流道在規(guī)定時間內進行泄漏量收集；

(4)加熱器HX01可對油池進行加熱，通過觀察T101可隨時監(jiān)控密封油注入溫度。

1.3 試驗殼體和試驗代號

試驗殼體是密封試驗工裝的核心部件，圖3所示為試驗殼體編號。

圖3 試驗殼體關鍵尺寸代號

表1列出了不同試驗工裝的代號及相應的環(huán)帶尺寸。

表1 密封工裝代號與關鍵尺寸

1.4 試驗方案

根據(jù)試驗方案設計，共進行1 540組試驗，每個工況點在穩(wěn)定運行5 min后，收集操縱油泄漏量Qc、泄壓孔泄漏量Qrp與潤滑油泄漏量Qlb，收集時長為5 min。試驗方案設計如下：

(1)工裝代號：Hc0，Hc1，Hc2，Hc3。

(2)潤滑油壓力plb：0.3 MPa。

(3)操縱油壓力pc：0.2，0.4，0.6，0.8，1.0，1.5，2.0 MPa。

(4)轉速n：0，500，1 000，1 500，2 000，2 500，3 000，3 500，4 000，4 500，5 000 r/min。

(5)油溫t：30，50，70，90 ℃。

密封油介質為10W-40重負荷動力傳動通用潤滑油，其最低適用溫度為-10 ℃，最低啟動溫度為-25 ℃，適用于冬季使用；在100 ℃時運動黏度為14.5 mm2/s。

2 結果與討論

2.1 操縱油壓力對泄漏量的影響

選取密封油溫30 ℃時的試驗數(shù)據(jù)為研究對象，此時油溫較恒定，銅制殼體相應變形量較小。不同轉速下各通道泄漏量隨壓力變化如圖4所示?？梢钥闯?，隨著操縱油壓力的增加，各套試驗工裝泄漏量均有上升趨勢。對于不同泄漏通道而言，不同工裝的泄漏特性具有差異性，當轉速為0、操縱油壓力為0.2 MPa時的泄漏量最小，而轉速為5 000 r/min、操縱油壓力為2.0 MPa時的泄漏量最大。

圖4 不同轉速下泄漏量隨操縱油壓力變化

由圖4(a)可知，當壓力從0.2 MPa增加至2.0 MPa時，4套試驗工裝的操縱油泄漏量Qc均有所增加。其中，工裝Hc3泄漏量變化不明顯，整體上升幅度較小，泄漏量由0.024 L/min增加至0.690 L/min；而工裝Hc2操縱油泄漏量Qc由0.052 L/min上升至0.556 L/min，增幅較大。當轉速固定，操縱油壓力pc升至1.0～1.5 MPa時，操縱油泄漏量Qc增加趨勢變緩。對于特定結構參數(shù)，當操縱油管路壓力升高至某一數(shù)值，工裝間隙液膜流動狀態(tài)趨于穩(wěn)定，從而進入相對平緩階段。

由圖4(b)可知，泄壓孔泄漏量Qrp總體數(shù)值小于操縱油泄漏量Qc，這主要是由于泄壓孔泄漏通道直徑較小，進入泄漏通道的油量較少；隨著壓力增加，各套工裝泄漏量也隨之上升，增幅排序與操縱油泄漏情況一致，其中工裝Hc3泄漏量由0.085 L/min增加至1.134 L/min，增幅最??；試驗工裝Hc2泄漏量由0.062 L/min升至1.380 L/min，增幅最大。與圖4(a)中的泄漏量變化趨勢相同，當操縱油壓較高時，泄壓孔泄漏量也增速變緩而趨于穩(wěn)定。

對比圖4(c)中各套工裝的泄漏量，除工裝Hc0外，其余試驗工裝的潤滑油泄漏量Qlb受壓力影響較小，隨著操縱油壓力增加，個別泄漏量曲線出現(xiàn)下降的情況。操縱油管路和潤滑油管路為兩套獨立的注油系統(tǒng)，試驗時將密封油分別注入操縱油環(huán)帶f和潤滑油環(huán)帶b，如圖2與圖3所示。由于試驗工裝Hc1、Hc2、Hc3徑向間隙較小為0.25 μm，且潤滑油壓力固定為0.3 MPa，因此操縱油壓力幾乎不會對潤滑油循環(huán)過程產生影響；潤滑油的正常穩(wěn)定循環(huán)可以給主軸與殼體提供充足的冷卻潤滑功能，同時利用背壓防止大氣側環(huán)境顆?；螂s質進入密封工裝內部，造成磨損和堵塞。而工裝Hc0的徑向間隙較大為0.65 μm，當操縱油壓力高于潤滑油壓力時，密封油會經過密封間隙混入潤滑油循環(huán)過程，造成潤滑油泄漏量受操縱油壓力影響較大。因此，當操縱油壓力pc高于0.4 MPa時，潤滑油泄漏量增速變大，同時在達到穩(wěn)定壓力后泄漏量增加變緩。

圖4(d)對比了各套工裝的泄漏量總和變化情況，當壓力高于1.0 MPa時泄漏量增速放緩；工裝Hc3總體泄漏量最少，為1.705 L/min；工裝Hc2總體泄漏量最多，為8.145 L/min，比工裝Hc3多378%。

2.2 主軸轉速對泄漏量的影響

選取油溫t為30 ℃，操縱油壓分別為0.2和1.0 MPa，研究分析了總泄漏量隨轉速變化情況，如圖5所示?？梢钥闯觯S著轉速增加，密封油總泄漏量也隨之增加。操縱油通道和泄壓孔通道的泄漏量受轉速變化影響不明顯，轉速從0增加至轉速5 000 r/min時，泄漏量增加量不超過0.27 L/min(見圖4(a)(b))；潤滑油泄漏量與轉速變化呈正相關，隨轉速增加泄漏量穩(wěn)定增加(見圖4(c))。

圖5 不同操縱油壓力下總泄漏量隨轉速變化

對比圖4與圖5可知，試驗工裝總體泄漏量受轉速增加影響較小，而潤滑油泄漏量易受轉速的影響。操縱油壓為0.2 MPa時，各套工裝泄漏量隨轉速變化趨勢較平穩(wěn)；當壓力升高為1.0 MPa時，泄漏量數(shù)值大幅增加。

理論上密封殼體內徑與軸套外徑均為光滑表面，但是受到局部開孔、高溫微變形、表面粗糙度等因素的影響，其表面并非絕對光滑。當主軸轉速較高時，2個相互運動的不光滑表面不斷旋轉攪拌黏性液體從而產生流體動壓效應；液膜整體壓力的升高使得經過固定尺寸泄漏孔的流量增加，各個泄漏通道的泄漏量增多；同時，在單個工況點的試驗過程中，雖然試驗時間較短，但是液體黏性剪切熱和油泵設備產生的熱量交叉影響，同樣會使密封試驗工裝的體積泄漏量增加。

2.3 試驗工裝結構參數(shù)對泄漏量的影響

表1中4種試驗工裝的各注油通道軸向密封環(huán)帶寬度及徑向間隙值不同，為探討試驗工裝結構參數(shù)的影響，對不同操縱油壓力和轉速下4種試驗工裝的泄漏量進行了對比，如圖6所示。從圖6(a)可以看出，4種試驗工裝操縱油泄漏量從大到小依次為Hc2、Hc1、Hc0、Hc3，且Hc2最大值比Hc3多出4.870 L/min。從圖3與表1中可以看出，工裝Hc2操縱油側環(huán)帶g最窄，而Hc3環(huán)帶g最寬，而環(huán)帶通過對軸向泄漏介質的節(jié)流降壓起到密封作用，因此工裝Hc2操縱油泄漏量最多，而工裝Hc3最少。工裝Hc1潤滑油兩側環(huán)帶a與c寬度小于工裝Hc0，雖然潤滑油通道壓力較低，但是由于環(huán)帶c較窄，在操縱油壓力較低時，密封油從操縱油側向潤滑油側泄漏時遭遇較大的潤滑油背壓，因此操縱油向潤滑油側泄漏量減少，向介質側操縱油泄漏通道的泄漏量增加。

圖6 不同試驗工裝泄漏量隨操縱油壓力和轉速的變化

從圖6(b)可以看出，整體而言，3個泄漏通道泄漏量相差較小，工裝Hc2泄漏量最多，工裝Hc3泄漏量最少，兩者最多相差0.620 L/min，而工裝Hc0與Hc1泄漏量基本相同。從圖3可知，泄壓孔環(huán)帶位于操縱油側與潤滑油側之間，環(huán)帶固定寬度為2 mm。操縱油從環(huán)帶f注入后，在壓差作用下朝潤滑油側軸向運動，當越過環(huán)帶e后進入泄壓孔環(huán)帶從而從泄壓孔泄漏通道流走。因此泄壓孔泄漏量受到操縱油壓力與操縱油側環(huán)帶e與g的寬度影響較大，而工裝Hc0與Hc1具有相同的操縱油環(huán)帶寬度，因此泄壓孔泄漏量基本一致，在壓力為2.0 MPa及轉速為4 000 r/min時，工裝Hc0泄漏量比Hc1泄漏量多0.059 L/min。

從圖6(c)可以看出，潤滑油泄漏量從大到小依次為Hc1、Hc0、Hc2、Hc3，其中Hc1泄漏量最大值比Hc3多2.190 L/min。由表1可知，工裝Hc1潤滑油側環(huán)帶a最窄，因此泄漏量最多。工裝Hc0徑向間隙與工裝Hc2相比較大，因此在相同環(huán)帶下泄漏量較多。工裝Hc3的操縱油通道在潤滑油側的環(huán)帶e寬度最長為11 mm，有效阻隔了高壓操縱油向低壓潤滑油泄漏的情況，因此在其他參數(shù)相同的情況下其潤滑油泄漏量最少。

圖6(d)對比了4套工裝的總體泄漏量以及泄漏量隨操作參數(shù)變化的總體趨勢，可知工裝Hc2泄漏量最多，在壓力2.0 MPa、轉速5 000 r/min時總泄漏量為8.145 L/min；工裝Hc3的總體泄漏量最少，在2.0 MPa、5 000 r/min工況下泄漏量為1.705 L/min。工裝Hc2、Hc1、Hc0、Hc3從最低壓最低速到最高壓最高速的總泄漏量增量依次為7.993、5.468、5.289、1.635 L/min。因此工裝Hc3不僅總體泄漏量最少，且泄漏增量最低，在操作參數(shù)變化過程中，密封性能較穩(wěn)定。

對比分析4套工裝總泄漏量隨壓力與轉速的變化趨勢可知，工裝Hc3泄漏量在低、中、高3個轉速區(qū)域受壓力波動影響均較小，尤其是在0～3 000 r/min轉速區(qū)間內，其泄漏量較為平穩(wěn)；同時，對于特定的操縱油壓，當轉速變化時工裝Hc3泄漏量變化體現(xiàn)出明顯的階梯特性。因此，在實際應用過程中，工裝Hc3旋轉動密封不適用于轉速大范圍變化的工況，而在壓力頻繁波動的場合其密封性能更加穩(wěn)定。

3 結論

(1)隨操縱油壓力的增加，液黏旋轉動密封泄漏量也隨之上升，但在高壓區(qū)域上升速率較緩；同時隨著壓力的增加，各個試驗工裝的操縱油泄漏量與泄壓孔泄漏量增幅明顯大于潤滑油泄漏量。

(2)各泄漏通道泄漏量與轉速存在正相關關系，與操縱油壓相比，轉速對泄漏量影響程度較低，潤滑油泄漏量比泄壓孔泄漏量更易受到轉速的影響。

(3)較寬的密封環(huán)帶可有效減少對應泄漏通道的泄漏量，然而密封環(huán)帶尺寸過大可能加劇殼體摩擦磨損、熱力變形等潛在問題，在實際設計生產中應綜合考量。