賈 謙，阮 琪，崔 展，楊建晨，王建磊，徐魯帥，袁小陽(yáng)

（1.西安交通大學(xué) 城市學(xué)院機(jī)械工程系，西安 710018；2.中檢西部檢測(cè)有限公司，西安 710032；3.西安理工大學(xué) 機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院，西安 710048；4.西安交通大學(xué) 現(xiàn)代設(shè)計(jì)及轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，西安 710049）

0 引言

為實(shí)現(xiàn)更大的太空輸送能力，火箭的重復(fù)利用成為了研究的熱點(diǎn)。重復(fù)利用和長(zhǎng)使用壽命一直以來(lái)是飛行器設(shè)計(jì)追求的目標(biāo)，美國(guó)的Space X公司已成功進(jìn)行了火箭將太空貨運(yùn)飛船送往國(guó)際空間站后的重復(fù)利用，我國(guó)也成功對(duì)“神箭”長(zhǎng)征二號(hào)F運(yùn)載火箭實(shí)現(xiàn)了重復(fù)使用［1］。在液體火箭發(fā)射過(guò)程中發(fā)動(dòng)機(jī)的壽命很大程度上受渦輪泵性能的影響，所以渦輪泵設(shè)計(jì)的強(qiáng)健性對(duì)能否實(shí)現(xiàn)火箭的重復(fù)利用至關(guān)重要［2］。螺旋槽機(jī)械密封是液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵的核心部件，螺旋槽機(jī)械密封的理論分析和試驗(yàn)技術(shù)已成為火箭發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研發(fā)中的核心技術(shù)［3］。

圍繞機(jī)械密封的可靠性與強(qiáng)健性，涌現(xiàn)了大量的理論和試驗(yàn)研究成果。在理論研究方面，李治國(guó)等［4］從模型入手，建立了考慮泄漏和傳導(dǎo)的密封熱流模型實(shí)現(xiàn)了對(duì)端面密封靜態(tài)和動(dòng)態(tài)性能的計(jì)算分析；王建磊等［5-6］針對(duì)液體火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵機(jī)械密封磨損現(xiàn)象，以宏觀試驗(yàn)與微觀檢測(cè)相結(jié)合的方法探索其產(chǎn)生機(jī)理，并且采用非接觸的超聲檢測(cè)技術(shù)對(duì)潤(rùn)滑膜進(jìn)行了測(cè)試；徐魯帥等［7］從模型方面入手，關(guān)注的重點(diǎn)是瞬態(tài)啟動(dòng)過(guò)程螺旋槽機(jī)械密封性能的變化情況；張國(guó)淵等［8］研究了動(dòng)靜結(jié)合型機(jī)械密封的主動(dòng)可控性，從原理和算法上研究了其脫開(kāi)現(xiàn)象和泄漏量；LEBECK［9］考慮機(jī)械密封端面的波度、錐度和粗糙度，建立了機(jī)械密封泄漏模型。在試驗(yàn)研究方面，門川皓［10］研究了由電導(dǎo)探頭和高速攝像機(jī)組成的兩相流監(jiān)測(cè)系統(tǒng)，并設(shè)計(jì)了能夠調(diào)節(jié)的高溫裝置及加壓裝置，以研究溫度及壓力對(duì)密封汽液兩相潤(rùn)滑的影響；LUO等［11］通過(guò)試驗(yàn)研究不同擠壓故障程度下的機(jī)械密封動(dòng)態(tài)特性；SHI等［12］試驗(yàn)研究了多種表面紋理對(duì)機(jī)械密封性能的影響；GLIENICKE等［13］對(duì)高壓、高速下的螺旋槽進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，結(jié)果表明高壓、高速工況下，在密封端面形成穩(wěn)定的全膜潤(rùn)滑以消除接觸是可行的。

上述對(duì)機(jī)械密封的理論和試驗(yàn)研究各具特色，但缺少機(jī)械密封在啟動(dòng)后動(dòng)、靜環(huán)何時(shí)互相脫離的研究，只有動(dòng)、靜環(huán)脫開(kāi)機(jī)械密封才能處于流體潤(rùn)滑狀態(tài)，避免摩擦。脫開(kāi)轉(zhuǎn)速是衡量機(jī)械密封工作性能的一個(gè)重要參數(shù)，尤其是低黏潤(rùn)滑的機(jī)械密封，對(duì)脫開(kāi)轉(zhuǎn)速的理論和試驗(yàn)研究尤為重要。

1 螺旋槽機(jī)械密封脫開(kāi)轉(zhuǎn)速的理論研究

1.1 脫開(kāi)轉(zhuǎn)速的計(jì)算模型

本文研究的螺旋槽機(jī)械密封是火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵的軸端密封，起著隔離介質(zhì)和渦輪腔的作用，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。由圖1中可以看出，螺旋槽機(jī)械密封主要包括靜環(huán)、動(dòng)環(huán)和波紋管3個(gè)部分組成。靜環(huán)外部為氧化劑介質(zhì)，它為火箭發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒室提供燃燒所需的氧氣，靜環(huán)內(nèi)部則為液氫、偏二甲肼等燃燒劑介質(zhì)，在燃燒室內(nèi)與氧化劑結(jié)合燃燒，產(chǎn)生使火箭升空的推力。

圖1 螺旋槽機(jī)械密封的結(jié)構(gòu)Fig.1 Structural diagram of spiral groove mechanical seals

本文關(guān)注液氮、液氧等低黏度潤(rùn)滑情況下的機(jī)械密封，研究其動(dòng)壓成膜性能。在計(jì)算中選擇液氮作為密封介質(zhì)，其工況和結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。值得注意的是火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵在工作時(shí)存在一個(gè)快變升速的過(guò)程，在較短時(shí)間內(nèi)渦輪泵軸系的工作轉(zhuǎn)速將從0升高至3×104r/min甚至更高轉(zhuǎn)速。

表1 螺旋槽機(jī)械密封的工況及結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Working conditions and structural parameters of spiral groove mechanical seals

在工作的初始階段，螺旋槽機(jī)械密封動(dòng)環(huán)和靜環(huán)是互相接觸的，當(dāng)轉(zhuǎn)子升速到一定程度時(shí)動(dòng)環(huán)和靜環(huán)的表面會(huì)產(chǎn)生動(dòng)壓效應(yīng)，導(dǎo)致2個(gè)環(huán)的端面分離脫開(kāi)。動(dòng)、靜環(huán)組成的摩擦副完全脫開(kāi)并形成完整潤(rùn)滑膜時(shí)，將依靠潤(rùn)滑膜進(jìn)行有效的支撐，所以將動(dòng)、靜環(huán)相互脫開(kāi)時(shí)軸系的轉(zhuǎn)速稱為脫開(kāi)轉(zhuǎn)速nt，而該轉(zhuǎn)速下所對(duì)應(yīng)的潤(rùn)滑膜厚度h可以稱之為脫開(kāi)膜厚ht。對(duì)于本文研究的這種螺旋槽機(jī)械密封，設(shè)計(jì)時(shí)關(guān)注的性能參數(shù)包括開(kāi)啟力FK、泄漏量Q、摩擦阻力矩MF和潤(rùn)滑膜厚h等，本文主要研究的是潤(rùn)滑膜厚h這一參數(shù)。采用圖2所示模型對(duì)螺旋槽機(jī)械密封的潤(rùn)滑膜進(jìn)行表達(dá)，用于進(jìn)行分析的廣義雷諾方程極坐標(biāo)形式如式（1）所示。

圖2 螺旋槽機(jī)械密封潤(rùn)滑膜理論分析模型Fig.2 Theoretical analysis model of lubricating film for spiral groove mechanical seals

式中 r——?jiǎng)?、靜環(huán)之間潤(rùn)滑介質(zhì)的密度；

h——機(jī)械密封的動(dòng)、靜環(huán)之間的密封間隙；

μ——潤(rùn)滑介質(zhì)的動(dòng)力黏度；

p——液膜的壓力；

ω——?jiǎng)迎h(huán)的轉(zhuǎn)速；

V——?jiǎng)?、靜環(huán)之間的擠壓速度。

取一參考平面與靜環(huán)表面相重合，動(dòng)環(huán)上有螺旋槽，所以需要將槽型參數(shù)代入理論分析。

動(dòng)、靜環(huán)平面距離為h0時(shí)動(dòng)環(huán)和靜環(huán)之間的膜厚h可表示為：

式中 φ——?jiǎng)迎h(huán)軸線與z軸的夾角在yz平面上的投影角；

γ——?jiǎng)迎h(huán)軸線與z軸在xz平面上的投影角；

θ——螺旋槽的起始角與z軸的夾角；

hg——螺旋槽的深度。

當(dāng)動(dòng)環(huán)上開(kāi)有深度he的螺旋槽時(shí)，在非槽區(qū)中hg=0，在槽區(qū)中hg=he，螺旋槽機(jī)械密封潤(rùn)滑膜厚計(jì)算流程如圖3所示。

圖3 螺旋槽機(jī)械密封潤(rùn)滑膜厚計(jì)算流程Fig.3 Calculation flow chart of lubrication film thickness of spiral groove mechanical seals

機(jī)械密封脫開(kāi)轉(zhuǎn)速的判斷方法有多種，最常用的是以密封端面軸向力的平衡關(guān)系作為端面是否脫開(kāi)的判斷依據(jù)［14-16］。在本文中螺旋槽機(jī)械密封的脫開(kāi)考慮了膜厚與動(dòng)、靜環(huán)之間接觸形貌的關(guān)系，提出完整意義上的流體潤(rùn)滑形成的前提是計(jì)算出的膜厚應(yīng)不小于動(dòng)環(huán)表面的粗糙度Ra1與靜環(huán)表面的粗糙度Ra2之和，并且為了保證具有一定的安全裕度，于是添加了安全系數(shù)S后的膜厚判斷如式（3）所示，式（3）也就成為判斷動(dòng)、靜環(huán)是否實(shí)現(xiàn)脫開(kāi)的條件［17］。

式中 ht——起飛時(shí)的潤(rùn)滑膜厚度；

S——安全系數(shù)；

Ra1，Ra2——?jiǎng)屿o、環(huán)表面粗糙度。

該判斷方法已被成功地應(yīng)用于水潤(rùn)滑推力軸承的相關(guān)研究中［17-20］，并且在文獻(xiàn)［14］中已經(jīng)通過(guò)實(shí)驗(yàn)證明了將S=1.5作為判斷臨界膜厚的安全系數(shù)來(lái)計(jì)算水潤(rùn)滑推力軸承的起飛轉(zhuǎn)速時(shí)得到的膜厚結(jié)果與實(shí)際情況具有較高符合度。在本文中采用脫開(kāi)膜厚與靜、動(dòng)環(huán)接觸面的粗糙度有關(guān)作為首要判斷依據(jù)，判斷結(jié)果也經(jīng)過(guò)了軸向平衡關(guān)系判據(jù)的驗(yàn)證。取S大于1，動(dòng)環(huán)表面粗糙度Ra1一般為0.8 μm，靜環(huán)表面粗糙度Ra2一般為1.6 μm，則根據(jù)式（3）可得脫開(kāi)轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的潤(rùn)滑膜厚度為2.4 S μm，后面將通過(guò)理論分析觀察在此膜厚下的轉(zhuǎn)速。

1.2 脫開(kāi)轉(zhuǎn)速的理論分析

將表1中的工況和結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)螺旋槽機(jī)械密封進(jìn)行了不同轉(zhuǎn)速下的膜厚計(jì)算，圖4示出載荷W分別為5，7.5和10 kN時(shí)，潤(rùn)滑膜厚h隨轉(zhuǎn)速n的變化，可以看出在相同W下，隨著n的增加h增大，在不同載荷下，隨著W的增加h減小。

圖4 不同載荷下的潤(rùn)滑膜厚變化曲線Fig.4 Variation curve of lubricating film thickness under different loads

圖4中虛線與膜厚變化曲線的交點(diǎn)縱坐標(biāo)即為不同判斷條件下的脫開(kāi)膜厚值。根據(jù)式（3）當(dāng)S取1.5時(shí)，ht為3.6 μm，則3個(gè)載荷下所對(duì)應(yīng)的nt分別為1.0×104，1.7×104和 2.4×104r/min；當(dāng) S取 2.0時(shí)，ht為 4.8 μm，3個(gè)載荷下所對(duì)應(yīng)的 nt分別為 1.7×104，2.4×104和 3.0×104r/min，W 由 5 kN提升至10 kN后，nt增加了76.5%。在上述基礎(chǔ)之上進(jìn)一步改變動(dòng)環(huán)上螺旋槽的槽深hg而其它參數(shù)不變，圖5示出hg分別為5，10和15 μm時(shí)膜厚隨轉(zhuǎn)速變化曲線。

圖5 不同槽型參數(shù)下的潤(rùn)滑膜厚變化曲線Fig.5 Variation curve of lubricating film thickness under different groove parameters

從圖5可看出，在不同hg下，隨著hg的增加h越來(lái)越大，這說(shuō)明較深的槽型有利于形成潤(rùn)滑膜。根據(jù)式（3）判據(jù)，取S=1.5時(shí)，3個(gè)槽深下所對(duì)應(yīng)的 nt分別為0.2×104，0.7×104和 1.0×104r/min；取S=2.0時(shí)，3個(gè)槽深下所對(duì)應(yīng)的nt分別為0.7×104，1.08×104和 1.7×104r/min。hg由 5 μm 增加到15 μm后，nt增加了143.9%。進(jìn)一步改變潤(rùn)滑介質(zhì)來(lái)進(jìn)行計(jì)算，分別選取液氫、煤油和水的物性參數(shù)，圖6示出不潤(rùn)滑介質(zhì)下的潤(rùn)滑膜厚隨轉(zhuǎn)速變化曲線。從圖6中可以看出，隨著潤(rùn)滑劑黏度的增加h越來(lái)越大。

圖6 不同潤(rùn)滑介質(zhì)下的潤(rùn)滑膜厚變化曲線Fig.6 Variation curve of lubricating film thickness under different lubricating media

根據(jù)式（3）進(jìn)行判據(jù)，當(dāng)取S=1.5時(shí)，3種潤(rùn)滑劑所對(duì)應(yīng)的 nt分別為 0.2×104，0.5×104和1.0×104r/min；當(dāng)取 S=2.0時(shí)，3種潤(rùn)滑劑所對(duì)應(yīng)的 nt分別為 0.42×104，0.8×104和 1.7×104r/min，采用水作為潤(rùn)滑劑時(shí)的nt分別是液氫和煤油時(shí)的4.0倍和2.1倍。

2 螺旋槽機(jī)械密封脫開(kāi)轉(zhuǎn)速的試驗(yàn)研究

2.1 脫開(kāi)轉(zhuǎn)速的試驗(yàn)方法

為進(jìn)一步對(duì)脫開(kāi)轉(zhuǎn)速進(jìn)行驗(yàn)證，在已有機(jī)械密封性能試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行機(jī)械密封的性能測(cè)試。試驗(yàn)工況參數(shù)和密封結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1。如圖7所示，試驗(yàn)臺(tái)由試驗(yàn)腔體、驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)、加載系統(tǒng)、潤(rùn)滑系統(tǒng)與測(cè)試系統(tǒng)組成。采用液氮作為潤(rùn)滑介質(zhì)，試驗(yàn)在溫度-160 ℃時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)，軸系啟動(dòng)后，轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速?gòu)?升高至3.0×104r/min?？赏ㄟ^(guò)試驗(yàn)測(cè)量的參數(shù)包括密封介質(zhì)的泄漏量Q、密封表面液膜的溫度T、介質(zhì)在密封入口和出口的壓力差ΔP以及動(dòng)環(huán)和靜環(huán)之間摩擦力F，本文通過(guò)測(cè)量上述4項(xiàng)參數(shù)來(lái)分別研究脫開(kāi)轉(zhuǎn)速與該參數(shù)指標(biāo)的變化關(guān)系，取最接近實(shí)際情況下的參數(shù)作為判斷指標(biāo)。在試驗(yàn)時(shí)，壓力由采用安裝于試驗(yàn)腔體中的壓力傳感器測(cè)量，溫度采用熱電偶溫度傳感器測(cè)量，介質(zhì)泄漏量采用流量計(jì)測(cè)量，摩擦力采用扭矩傳感器測(cè)量。

圖7 機(jī)械密封性能試驗(yàn)臺(tái)組成Fig.7 Composition of mechanical seal performance test bench

2.2 脫開(kāi)轉(zhuǎn)速試驗(yàn)結(jié)果分析

泄漏量Q是密封的關(guān)鍵指標(biāo)之一，在試驗(yàn)中測(cè)試了轉(zhuǎn)速n從0增加至3.0×104r/min這一過(guò)程中Q的變化，如圖8所示。從圖中泄漏流量變化趨勢(shì)中可以看出，在n=2.2×104r/min時(shí)，經(jīng)動(dòng)環(huán)和靜環(huán)之間的泄漏量Q出現(xiàn)了明顯的增大，雖然可以說(shuō)明此時(shí)端面已經(jīng)形成液膜，但與圖4理論分析中的1.0×104r/min比較轉(zhuǎn)速偏大，因?yàn)镼主要和間隙相關(guān)，即使兩面已經(jīng)分開(kāi)間隙可能變化不大。同樣，在圖8中也示出了試驗(yàn)中液膜溫度T隨轉(zhuǎn)速n的變化，可以看出隨著n的快速增加T升高，最高溫度為-93 ℃，n=2.3×104r/min以后T趨于穩(wěn)定，說(shuō)明此時(shí)機(jī)械密封的液膜已經(jīng)穩(wěn)定。但是這個(gè)轉(zhuǎn)速和理論值也差別較大，原因可能是因?yàn)闇囟染哂欣塾?jì)效應(yīng)，在快變升速過(guò)程中具有滯后性?？梢?jiàn)Q和T都不能作為試驗(yàn)中判斷脫開(kāi)轉(zhuǎn)速nt的依據(jù)。

圖8 試驗(yàn)中泄漏量和溫度隨轉(zhuǎn)速的變化Fig.8 Changes in leakage and temperature with speed during the test

機(jī)械密封進(jìn)出口壓力的差值ΔP是評(píng)價(jià)密封性能的重要指標(biāo)，試驗(yàn)過(guò)程中的ΔP隨轉(zhuǎn)速n變化如圖9所示。從圖9中可以看出，隨著n的升高ΔP逐漸降低，并且在1.3×104r/min以后降低地尤為顯著，因此1.3×104r/min可以作為脫開(kāi)轉(zhuǎn)速nt的參考值，并且和理論值1.0×104r/min以及文獻(xiàn)［15］中的試驗(yàn)值0.9×104r/min較為接近。

圖9 試驗(yàn)中壓差和摩擦力隨轉(zhuǎn)速的變化Fig.9 Change of pressure difference and friction force with speed during the test

在圖9中示出了試驗(yàn)中F隨轉(zhuǎn)速n的變化曲線，可以看出在密封系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)開(kāi)始時(shí)，端面間摩擦力較大，而后隨著轉(zhuǎn)速的逐漸增加，端面的摩擦力隨著螺旋槽產(chǎn)生的動(dòng)壓效應(yīng)逐漸降低。并且可以明顯看到在0.6×104～1.0×104r/min這一速度段降低尤為明顯，一般來(lái)說(shuō)動(dòng)環(huán)材料9Cr18和靜環(huán)材料石墨的干摩擦系數(shù)為0.2以上，此時(shí)摩擦系數(shù)約為0.15，說(shuō)明這段轉(zhuǎn)速為過(guò)渡段，介于干摩擦和邊界潤(rùn)滑。

因此，可根據(jù)摩擦力判斷nt為1.0×104r/min，這與理論分析數(shù)據(jù)吻合。上述分析表明，ΔP與F可作為試驗(yàn)時(shí)nt的判斷依據(jù)，并且采用F判斷更為精確。

3 結(jié)論

（1）引入表面粗糙度判據(jù)，即機(jī)械密封的脫開(kāi)膜ht應(yīng)遵循h(huán)t≥S（Ra1+Ra2），建立了nt的理論分析模型，分析了在載荷W、槽深hg及介質(zhì)黏度μ等因素影響下，nt的變化規(guī)律。

（2）分析結(jié)果表明，隨著轉(zhuǎn)速n的增加，相同W下的h隨n的增大而增大，不同載荷下的h隨著W的增加而減小，不同hg下h隨著hg的增加而越來(lái)越大，h隨著潤(rùn)滑劑黏度的增大而增大。

（3）結(jié)合升速試驗(yàn)研究，根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)表明Q、和T判斷得到的nt與理論分析數(shù)據(jù)偏差較大，不宜作為判斷依據(jù)，而ΔP判斷得到的nt與理論分析數(shù)據(jù)相差較小，F(xiàn)判斷得到的nt與理論分析數(shù)據(jù)吻合，可采用P和F作為試驗(yàn)中判斷nt的依據(jù)。