(蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院 甘肅蘭州 730050)

在干氣密封環(huán)的開啟和閉合階段，由于槽所產(chǎn)生的動壓不足，兩密封面不可避免地產(chǎn)生干摩擦[1]。在對動靜環(huán)進行摩擦試驗的過程中，開啟和停止及變載變速的情況下摩擦界面出現(xiàn)了劇烈的摩擦振動及噪聲。目前，對于摩擦振動噪聲的研究，涉及到諸多領(lǐng)域，如鐵路機車制動[2-3]、汽車NVH[4-6]、石油勘探[7]等，但對于密封行業(yè)方面的摩擦振動的研究，國內(nèi)外卻少有報道[8]。除清華大學(xué)高志等人[9]的干氣密封聲發(fā)射研究報道外，幾乎未見相關(guān)文獻。

在摩擦振動噪聲問題的研究中，有限元方法得到了廣泛的應(yīng)用。與試驗方法相比，有限元方法既經(jīng)濟又高效，大大節(jié)省了研究經(jīng)費與周期。該方法還可輕松將復(fù)雜的摩擦表面實體化，在設(shè)計和計算具有表面織構(gòu)[10]或其他復(fù)雜表面的問題中有較大的優(yōu)勢。在此，本文作者借鑒汽車及機車制動領(lǐng)域有限元應(yīng)用的成熟經(jīng)驗及研究成果，對干氣密封動靜環(huán)摩擦振動進行有限元仿真分析。

目前，對于摩擦振動噪聲的有限元分析方法主要有2種：復(fù)特征值分析法[4-5,11-12]和瞬時動態(tài)分析法[2-3,10]。相比于復(fù)特征值分析法，近年來瞬時動態(tài)分析法得到了學(xué)者們的廣泛應(yīng)用，其包含各種非線性因素的影響，便于在分析中考慮各種狀態(tài)及個監(jiān)測點的時頻信息。如有限元模型完善，瞬態(tài)分析法可得到與試驗方法相對誤差很小的結(jié)果[3]。王曉翠等[10]利用瞬態(tài)分析法設(shè)計并驗證了織構(gòu)界面在摩擦狀態(tài)時對摩擦振動的影響。張立軍等[13]基于Abaqus建立盤-銷系統(tǒng)的瞬態(tài)動力學(xué)模型，預(yù)測了摩擦過程中制動盤及銷的運動狀態(tài)，并結(jié)合復(fù)模態(tài)和部件約束模態(tài)計算驗證了其有效性。陳光雄等[2]利用瞬態(tài)分析法解決了地鐵某路線的小半徑曲線鋼軌波磨問題。張明明等[14]利用復(fù)特征值法與模態(tài)分析法結(jié)合的方法，討論了制動盤系統(tǒng)在特定情況下摩擦振動尖叫的規(guī)律。

根據(jù)干氣密封動靜環(huán)摩擦副的特點，本文作者采用瞬態(tài)分析法來討論其啟停階段干摩擦狀態(tài)下振動及噪聲的相關(guān)規(guī)律，建立真實工況下的有限元模型，探討干氣密封摩擦振動規(guī)律。

1 雙端面干氣密封有限元模型

1.1 有限元模型

文中所研究的對象為雙端面干氣密封，其主要應(yīng)用于介質(zhì)為有毒有害、易燃易爆的氣體場合及不允許有污染的食品加工和藥物加工過程。

應(yīng)用UG軟件建立簡化模型爆炸圖如圖1所示。其主要參數(shù)如表1所示。應(yīng)用Hypermesh軟件對模型進行結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，得到的網(wǎng)格模型如圖2所示。該模型共有115 344個C3D8R網(wǎng)格以及112 640個節(jié)點，其中軸套網(wǎng)格數(shù)量為9 136，單枚動環(huán)網(wǎng)格數(shù)量為32 176，單枚靜環(huán)為20 928。動環(huán)、靜環(huán)及軸套的材料及性能參數(shù)如表2所示。

圖1 雙端面干氣密封簡化模型爆炸圖

參數(shù)數(shù)值動環(huán)內(nèi)半徑rdi/mm68動環(huán)外半徑rdo/mm92槽根半徑rg/mm82槽數(shù)16靜環(huán)內(nèi)半徑rsi/mm72外環(huán)內(nèi)半徑rso/mm92

圖2 干氣密封系統(tǒng)有限元模型

部件材料密度ρ/(kg·dm-3)彈性模量E/GPa泊松比動環(huán)碳化硅3.174500.14靜環(huán)石墨2.3300.25軸套 不銹鋼7.752160.28

1.2 瞬態(tài)分析

文中利用有限元分析軟件Abaqus/Explicit動力學(xué)顯示方法對模型進行分析，該方法應(yīng)用中心差分法對運動方程進行顯式地時間積分，其動力學(xué)平衡方程[15]為

(1)

計算速度變化時設(shè)加速度為常數(shù)，利用前一個增量步中點的速度來計算當(dāng)前增量步中點的速度值：

(2)

位移為

式中：u(t+Δt)為節(jié)點位移矢量。

根據(jù)采樣定理，采樣頻率ωs必須大于被分析信號成份中最高頻率ωmax值的兩倍以上：

即：

只有滿足此公式才能得到較為真實的信息。對于頻率較大的信號，Δt的取值要足夠小，但這也增加了Abaqus瞬態(tài)分析的時間。

1.3 基本假設(shè)

文中對該模型做如下基本假設(shè)：

(1)動環(huán)、靜環(huán)、軸套均為各向同性材料，材料的物理參數(shù)不隨時間的變化而變化；

(2)只考慮動環(huán)與靜環(huán)之間的摩擦，且摩擦過程中符合庫侖定律，既認為摩擦因數(shù)μ為常數(shù)，不隨摩擦過程而改變，且忽略O(shè)形圈對摩擦過程的影響；

(3)忽略裝置的結(jié)構(gòu)阻尼、摩擦過程中的熱效應(yīng)以及材料磨損對摩擦的影響；

(4)干氣密封在啟停階段由螺旋槽產(chǎn)生的動壓力較小，所以仿真試驗中忽略流體動壓力對開啟力的影響；

(5)由于文中忽略槽的動壓效應(yīng)，為了避免跨尺度劃分網(wǎng)格，將動環(huán)螺旋槽槽深由微米級改為毫米級，此假設(shè)大大提高了計算效率，節(jié)省了計算時間。

定義干氣密封仿真試驗靜環(huán)受力分析如圖3所示，取合力并加載在靜環(huán)表面上。動環(huán)和軸套采用Tie連接，約束軸套除繞軸旋轉(zhuǎn)的其他5個自由度。定義密封壓力為1 MPa，彈簧力為50 N，環(huán)境壓力為標準大氣壓。摩擦因數(shù)設(shè)為0.2，施加速度約束為5 rad/s，檢測加速度的節(jié)點設(shè)置在靜環(huán)摩擦表面。

瞬態(tài)分析時間設(shè)定為0.06 s，按均勻間隔取6 000個時間節(jié)點數(shù)據(jù)。力與速度的加載歷程曲線如圖4所示。

圖3 干氣密封仿真試驗壓力分布

圖4 密封閉合力與速度加載歷程圖

2 結(jié)果與分析

2.1 槽及槽深對摩擦振動的影響

為了探究動環(huán)槽深對摩擦振動的影響，分別提取槽深為5、2、1 mm情況下靜環(huán)表面45314號節(jié)點時域信息，并對0.02 s后振動信號進行傅立葉變換，結(jié)果如圖5所示?？梢钥闯?，動環(huán)螺旋槽槽深對摩擦振動信息影響不大，因此可基于文中提出的基本假設(shè)(5)來提高動靜環(huán)摩擦過程的計算效率是可行的。

但無槽狀況下的接觸壓力與有槽時不同，由于無槽的情況下其密封開啟力隨環(huán)的半徑減小而單調(diào)遞減，又有其接觸面積的增加，所以在相同工況下兩密封環(huán)間會產(chǎn)生更小的開啟力。

無槽狀況下節(jié)點法向振動加速度時域信息如圖6所示，與圖6(a)相比可知，在相同密封壓力時無槽狀況相比有槽時振動更加劇烈。2種情況接觸壓力對比如圖7所示。

從圖7中可以看出，不管是無槽還是有槽情況下在前0.01 s內(nèi)接觸壓力升高較為穩(wěn)定,但在0.01～0.02 s加速階段，螺旋槽動環(huán)配對密封系統(tǒng)表現(xiàn)的接觸應(yīng)力出現(xiàn)較大的不穩(wěn)定波動。這是由于螺旋槽區(qū)域旋轉(zhuǎn)加速的能量積聚造成的，而無槽動環(huán)配對系統(tǒng)在該階段應(yīng)力波動較為穩(wěn)定。在經(jīng)歷劇烈波動的加速階段之后，有槽密封系統(tǒng)所表現(xiàn)的接觸應(yīng)力波動趨于穩(wěn)定，波動幅度明顯小于無槽情況。

圖5 不同槽深時頻信息仿真試驗結(jié)果對比

圖6 無槽情況下時頻信息仿真試驗結(jié)果

圖7 有無槽時頻接觸壓力結(jié)果對比

2.2 靜環(huán)材料及摩擦因數(shù)對摩擦振動的影響

近年來干氣密封動靜環(huán)材料的選擇及應(yīng)用中出現(xiàn)了一種新型的“硬對硬”摩擦副設(shè)計，這種工程配對有效地降低了“軟對硬”(石墨-SiC配對)摩擦引起的應(yīng)力變形[16]，但是也存在端面磨損嚴重等問題。文中采用SiC-SiC環(huán)模型對干氣密封“硬對硬”摩擦副進行分析。圖8所示為摩擦因數(shù)為0.2、槽深為2 mm時的時硬硬對摩時監(jiān)測點的時域信息及表面接觸壓力歷程。

圖8 “硬對硬”接觸摩擦副振動加速度、接觸壓力時間歷程(μ=0.2)

對比圖8(a)及圖5(a)所示的槽深2 mm下的時域圖的可以看出，當(dāng)摩擦因數(shù)相同時，“硬對硬”較“軟對硬”配合下的摩擦副振動幅度有小幅度降低，而比較圖8(b)和圖7可知，硬硬摩擦狀態(tài)下的接觸壓力在動環(huán)加速轉(zhuǎn)動時表現(xiàn)出更小的波動。可見，對于摩擦狀態(tài)下振動性能來說，雙SiC環(huán)配對要明顯優(yōu)于SiC環(huán)與石墨配對。

為了提高端面的摩擦學(xué)性能，行業(yè)上對靜環(huán)表面采取鍍膜技術(shù)。具有表面薄膜的摩擦副滑動時，黏著點的剪切發(fā)生在膜內(nèi)，其剪切強度較低。又由于表面膜很薄，實際接觸面積則由硬基體材料的受壓屈服極限來決定，實際接觸面積又不大，所以合理的鍍膜可以有效地降低摩擦因數(shù)[17]。假設(shè)薄膜對摩擦振動無影響，分別再對摩擦因數(shù)為0.1、0.08、0.06情況進行計算。為對比密封系統(tǒng)干摩擦狀態(tài)下不同摩擦因數(shù)下的平均振動幅度的大小，對0.02 s后的離散信號求解均方根值，如圖9所示。

圖9 “硬對硬”情況下不同摩擦因數(shù)時仿真分析結(jié)果

當(dāng)摩擦因數(shù)減小時，相應(yīng)的摩擦振動幅度也會隨之降低。當(dāng)摩擦因數(shù)由0.2降為0.1時，相應(yīng)的振動加速度均方根有小幅度下降(降幅為0.1時，均方根減少大約為4%)；但當(dāng)摩擦因數(shù)降為0.1以下時，振動均方根隨著摩擦因數(shù)的減少大幅度降低(在下降幅度僅0.02時，其均方根減少大于10%)，在圖9(b)中表現(xiàn)出的斜率更大。從圖9(a)中可以看出：摩擦因數(shù)為0.1時，“硬硬”配對在運行0.05 s后出現(xiàn)不穩(wěn)定振動階段，隨著摩擦因數(shù)減小到0.08時，不穩(wěn)定階段振幅降低；當(dāng)摩擦因數(shù)等于0.06時，不穩(wěn)定振動階段消失。由此可知，盡可能低的摩擦因數(shù)對降低摩擦振動波動幅值有很大作用。

圖5(a)中槽深2 mm下的摩擦?xí)r域信號的均方根值的計算結(jié)果為7.73×104m/s2,較相同狀態(tài)下雙SiC摩擦系統(tǒng)均方根值大44%左右。膜的作用間接地提高了密封環(huán)的防振性能，但“硬硬”配對在加速階段表現(xiàn)出的高量級振動也不容忽視。這可能是導(dǎo)致干氣密封鍍膜脫落的主要原因，也是今后探索研究的重點。

2.3 不同槽形對摩擦振動的影響

T型槽(T-DGS)干氣密封由于其端面槽型對稱，能適應(yīng)雙向旋轉(zhuǎn)，而被廣泛地應(yīng)用于石化、化工等行業(yè)用高速旋轉(zhuǎn)設(shè)備上。在相同工況下，對相同槽數(shù)、動壓槽根半徑、摩擦接觸面積的T型槽進行分析，其均方根對比如表3所示?？梢钥闯觯谙嗤Σ烈驍?shù)、接觸面積相近的情況下，T型槽動環(huán)摩擦系統(tǒng)相對經(jīng)典螺旋槽(S-DGS)來說，靜環(huán)監(jiān)測點的法向加速度振動均方根要小大約20%，T型槽相對經(jīng)典螺旋槽來說，具有較優(yōu)越的摩擦振動性能。仿真結(jié)果可為今后試驗及工程應(yīng)用提供參考。

表3 槽形參數(shù)及RMS對比

3 結(jié)論

(1)通過對比槽深為5、2、1 mm情況下靜環(huán)表面監(jiān)測節(jié)點時頻信息可發(fā)現(xiàn)，干氣密封動環(huán)槽深對摩擦振動的影響不大，依此假設(shè)建立的仿真研究具有可靠性。在同一密封壓力下，動環(huán)帶有槽的摩擦副振動幅度要明顯大于無槽情況。

(2) 雙SiC“硬對硬”密封環(huán)配對要明顯優(yōu)于SiC與石墨“軟硬”配對，但在轉(zhuǎn)速增加時會出現(xiàn)振幅大幅度波動現(xiàn)象，這將是今后研究的重點。摩擦因數(shù)對密封環(huán)摩擦振動也具有較大影響，通過對雙SiC環(huán)不同摩擦因數(shù)的計算發(fā)現(xiàn)，當(dāng)摩擦因數(shù)減小時，系統(tǒng)產(chǎn)生的不穩(wěn)定振動會有明顯的降低。

(3) 在工況相同且動壓槽根半徑、摩擦接觸面積相近時，帶有T型槽動環(huán)的摩擦副較經(jīng)典螺旋槽摩擦副表現(xiàn)出更好的摩擦性能。