渦輪泵機(jī)械密封摩擦學(xué)性能的計(jì)算和試驗(yàn)研究

賈 謙 ，阮 琪 ，劉朝豐 ，劉晨陽 ，崔 展 ，王 賀

（1.西安交通大學(xué)城市學(xué)院 機(jī)械工程系，西安 710018；2.西安交通大學(xué)城市學(xué)院 機(jī)器人與智能制造陜西省高校工程研究中心，西安 710018；3.中檢西部檢測(cè)有限公司，西安 710032；4.陜西空天動(dòng)力研究院有限公司，西安 710003；5.西安理工大學(xué) 機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院，西安 710048；6.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

長壽命和較高的可靠性一直是運(yùn)載火箭研究追求的目標(biāo)，美國某公司近年來已率先在火箭重復(fù)使用方面進(jìn)行了探索性研究，并成功完成了火箭在發(fā)射后的重復(fù)利用［1-2］。我國也針對(duì)長征系列運(yùn)載火箭進(jìn)行了這一方面的探索工作［3］。由于液體火箭的壽命主要受發(fā)動(dòng)機(jī)影響，并且渦輪泵又是發(fā)動(dòng)機(jī)的心臟，所以渦輪泵性能至關(guān)重要［4］，影響渦輪泵再次利用的核心問題包括軸承和密封的磨損、變形及失效等。圍繞渦輪泵軸承和密封的長壽命和高可靠性，已有不少的研究成果。張文虎等［5］仿真分析了渦輪泵軸承的性能，并通過試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)結(jié)構(gòu)參數(shù)改進(jìn)后軸承的鋼球和保持架的運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性獲得了提升。戴屹梅等［6］為準(zhǔn)確判斷火箭發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪泵軸承在試驗(yàn)時(shí)發(fā)生故障的部位，基于GPS衛(wèi)星導(dǎo)航定位原理提出一種新的軸承故障診斷方法。毛凱等［7］進(jìn)行了渦輪泵軸承常溫水介質(zhì)和低溫液氮介質(zhì)運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)，試驗(yàn)獲得了軸承的真實(shí)壽命。XU等［8］設(shè)計(jì)了超導(dǎo)磁力動(dòng)壓復(fù)合機(jī)械密封，分析了泄漏和空化的控制、紊流的發(fā)生、潤滑狀態(tài)的轉(zhuǎn)變、振動(dòng)的抑制和碰摩的避免。王建磊等［9］針對(duì)渦輪泵機(jī)械密封磨損量較大的現(xiàn)象，通過宏觀試驗(yàn)與微觀檢測(cè)發(fā)現(xiàn)N2O4環(huán)境并不會(huì)造成石墨浸漬物酚醛樹脂的腐蝕，造成石墨磨損量較大的誘因是氣相N2O4在石墨表面孔隙內(nèi)部破裂導(dǎo)致的氣蝕。趙偉剛等［10］提出了一種機(jī)械密封結(jié)構(gòu)與工藝的一體化設(shè)計(jì)方法，并通過驗(yàn)證表明該方法可有效提高渦輪泵機(jī)械密封的制造水平和運(yùn)行可靠性。王計(jì)輝等［11］建立了機(jī)械密封的瞬態(tài)滑動(dòng)接觸模型，分析了機(jī)械密封在干運(yùn)轉(zhuǎn)條件下的摩擦特性，結(jié)果表明在干摩擦條件下微凸體接觸中心區(qū)域出現(xiàn)了溫度極值。彭旭東等［12］將螺旋槽密封的粗糙表面分成3個(gè)區(qū)域，研究了粗糙度對(duì)端面幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響，結(jié)果表明工程中采用三角形“凹”微形體可獲得高穩(wěn)定性和良好密封性。鄒昕桓等［13］根據(jù)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)及機(jī)械密封動(dòng)態(tài)特性基本原理，通過仿真軟件計(jì)算系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速及不平衡響應(yīng)，結(jié)果表明半分環(huán)-軸套結(jié)構(gòu)在共振頻率下的較大軸向位移會(huì)導(dǎo)致密封失效。馮秀等［14］依據(jù)流體雷諾方程和Muijderman無限窄槽理論，分析了槽型參數(shù)對(duì)端面摩擦系數(shù)的影響，研究表明摩擦系數(shù)隨轉(zhuǎn)速和黏度增加而增加，隨壓力增加而減小。

目前的研究均是有關(guān)火箭發(fā)動(dòng)機(jī)的高可靠性、可重復(fù)利用及機(jī)械密封的性能提升等方面，而有關(guān)摩檫學(xué)性能的研究較少，本文針對(duì)機(jī)械密封的摩擦學(xué)問題進(jìn)行了理論和試驗(yàn)兩方面的研究。

1 渦輪泵機(jī)械密封結(jié)構(gòu)和工況參數(shù)

液體火箭通過泵將氧化劑和燃料分別泵入燃燒室，2種推進(jìn)劑成分在燃燒室混合并燃燒。其中渦輪泵的主要功能是提高低壓推進(jìn)劑組元的壓力，把推進(jìn)劑輸送到主推力室中生成燃?xì)獠⒁愿咚購膰姽苤袊姵龆a(chǎn)生推力，如圖1（a）所示。渦輪泵一般由誘導(dǎo)輪、機(jī)械密封、離心輪、平衡盤組件、徑向滾動(dòng)球軸承、機(jī)械密封和驅(qū)動(dòng)渦輪等幾部分組成，如圖1（b）所示。

圖1 火箭發(fā)動(dòng)機(jī)工作原理及渦輪泵結(jié)構(gòu)Fig.1 Working principle of rocket engine and composition of turbopump junction system

渦輪泵是一個(gè)高速旋轉(zhuǎn)而又承受高溫高壓和劇烈振動(dòng)的關(guān)鍵部件，俄羅斯RD-170的渦輪功率有192 MW，我國著名的長征七號(hào)火箭第一級(jí)大約要裝450 t煤油和液氧，這450 t燃料要在187 s內(nèi)用完，渦輪泵合計(jì)每秒要噴出2.4 t燃料。渦輪泵的設(shè)計(jì)要求在發(fā)動(dòng)機(jī)所有工況下，應(yīng)滿足發(fā)動(dòng)機(jī)分配的可靠度，很多渦輪泵組件被設(shè)計(jì)成接近于技術(shù)發(fā)展水平的極限。

機(jī)械密封是磨損最為嚴(yán)重、也最容易出現(xiàn)故障的渦輪泵組成部件。液氫渦輪泵渦輪的工作轉(zhuǎn)速為30 000 r/min，機(jī)械密封的動(dòng)靜環(huán)在20 000 r/min左右時(shí)會(huì)發(fā)生分離并在界面間形成高壓潤滑膜。機(jī)械密封的動(dòng)靜環(huán)在20 000 r/min之前都會(huì)處于緊密接觸狀態(tài)，磨損嚴(yán)重。本文研究的機(jī)械密封為流體動(dòng)壓潤滑的螺旋槽式機(jī)械密封，密封裝置主要分為動(dòng)環(huán)、靜環(huán)、彈性元件等部分，如圖2所示。密封的介質(zhì)為液氫、液氧等，動(dòng)環(huán)材料為高強(qiáng)度不銹鋼，上面開有螺旋槽，靜環(huán)主要材料為浸漬石墨。機(jī)械密封的主要工況和結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1，與摩擦學(xué)性能有關(guān)的參數(shù)主要有潤滑膜厚度h、潤滑膜承載力F、摩擦阻力矩Mf、摩擦系數(shù)μ、體積磨損量ΔV、潤滑膜溫度T及摩擦力f等。

圖2 機(jī)械密封的結(jié)構(gòu)示意Fig.2 Structural diagram of mechanical seal

表1 機(jī)械密封的工況和結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Working conditions and structural parameters of mechanical seal

2 機(jī)械密封摩擦學(xué)性能的理論研究

2.1 機(jī)械密封的摩擦學(xué)性能計(jì)算模型

在此部分對(duì)h，F(xiàn)和Mf展開理論計(jì)算研究，圖3示出螺旋槽機(jī)械密封的理論分析模型。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)致兩個(gè)環(huán)的端面分離脫開。

圖3 螺旋槽機(jī)械密封理論分析模型Fig.3 Theoretical analysis model of spiral groove mechanical seal

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：

式中 ρ ——?jiǎng)迎h(huán)和靜環(huán)之間潤滑介質(zhì)的密度；

h —— 機(jī)械密封的動(dòng)環(huán)和靜環(huán)之間的密封間隙；

μl——潤滑介質(zhì)的動(dòng)力黏度；

p ——液膜的壓力；

ω ——?jiǎng)迎h(huán)的轉(zhuǎn)速；

V ——?jiǎng)迎h(huán)與靜環(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)靜環(huán)平面距離為h0時(shí)動(dòng)環(huán)和靜環(huán)間的密封間隙可由式（2）得出：

式中φ—— 動(dòng)環(huán)軸線與z軸的夾角在yz平面上的投影角；

γ —— 動(dòng)環(huán)軸線與 z軸在 xz平面上的投影角；

hg——螺旋槽的深度；

θ 的起始線與 y 軸重合。當(dāng)動(dòng)環(huán)上開有深度he的螺旋槽時(shí)，在非槽區(qū)中hg=0，在槽區(qū)中hg=he。

對(duì)液膜壓力p求端面面積上的積分得潤滑膜力F為：

摩擦阻力矩Mf是影響機(jī)械密封工作性能的重要參數(shù)，決定著機(jī)械密封運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦功耗、端面磨損量、摩擦發(fā)熱量以及端面溫度等工作參數(shù)。當(dāng)液膜形成后，密封環(huán)端面的摩擦阻力距可由式（4）積分求得。

式中 r2——?jiǎng)迎h(huán)內(nèi)半徑；

r1——?jiǎng)迎h(huán)外半徑；

θ ——沿坐標(biāo)原點(diǎn)的極位夾角。

2.2 摩擦學(xué)性能隨工況參數(shù)的變化規(guī)律

本文計(jì)算設(shè)定的渦輪泵機(jī)械密封的工作時(shí)間為240 s，圖4（a）示出轉(zhuǎn)速和潤滑膜厚度隨工作時(shí)間的變化曲線。從圖中可以看出，在啟動(dòng)階段機(jī)械密封的轉(zhuǎn)速n在10 s內(nèi)由0快速升至35 000 r/min，而后調(diào)整n為20 000 r/min穩(wěn)定工作至第180 s，在最后的60 s內(nèi)n逐漸降為0。

圖4 機(jī)械密封摩擦學(xué)性能隨工況參數(shù)的變化Fig.4 Variation of tribological behavior of mechanical seal with operating parameters

伴隨著計(jì)算轉(zhuǎn)速n的變化，潤滑膜厚度h呈先增大后減小的變化。初始階段h迅速由0增至8.6 μm，而后維持在7.8 μm直到降速階段。動(dòng)環(huán)和靜環(huán)的表面粗糙度在渦輪泵使用前一般為1.6，0.8 μm，隨著啟、停次數(shù)的增加機(jī)械密封摩擦副的粗糙度值會(huì)增加，并達(dá)到一個(gè)穩(wěn)定值。在第一次使用時(shí)，在降速階段的最后20 s，膜厚小于動(dòng)環(huán)和靜環(huán)表面粗糙度之和2.4 μm時(shí)會(huì)發(fā)生較為劇烈的干摩擦現(xiàn)象。

圖4（b）示出承載力F和摩擦力矩Mf隨工作時(shí)間的變化趨勢(shì)。結(jié)合圖4（a）（b）可看出，F(xiàn)和Mf的變化趨勢(shì)隨轉(zhuǎn)速變化明顯。在最初升速后轉(zhuǎn)速為35 000 r/min時(shí)F和Mf均達(dá)到了最大值2.3 kN和2.89 N·m，在穩(wěn)定運(yùn)行階段F和Mf分別為2.2 kN和2.49 N·m，在減速階段的40 s內(nèi)二者的值迅速降為0。端面摩擦力矩反映了機(jī)械密封端面狀況，摩擦力矩大，磨損相對(duì)增大，工作壽命縮短。端面摩擦力矩的測(cè)試與控制，對(duì)保證機(jī)械密封性能和延長使用壽命，有著十分重要的現(xiàn)實(shí)意義。

由以上的計(jì)算結(jié)果可知，機(jī)械密封的h，F(xiàn)和Mf隨轉(zhuǎn)速變化明顯，轉(zhuǎn)速越高h(yuǎn)，F(xiàn)和Mf越大。在轉(zhuǎn)速為20 000 r/min時(shí)，h為7.8 μm，遠(yuǎn)大于動(dòng)環(huán)和靜環(huán)表面粗糙度之和2.4 μm，動(dòng)環(huán)和靜環(huán)之間處于動(dòng)壓流體潤滑狀態(tài)。潤滑膜厚度隨轉(zhuǎn)速變化敏感，啟動(dòng)和停止階段處于干摩擦或邊界潤滑狀態(tài)，此時(shí)伴隨的摩擦磨損現(xiàn)象將嚴(yán)重制約渦輪泵的可重復(fù)使用。

3 機(jī)械密封摩擦學(xué)性能的試驗(yàn)研究

對(duì)機(jī)械密封摩擦副的摩擦系數(shù) μ 及磨損量ΔV等展開了試驗(yàn)研究，試驗(yàn)分別為小試樣摩擦磨損試驗(yàn)和等尺寸的臺(tái)架試驗(yàn)。

3.1 機(jī)械密封摩擦副摩擦磨損試驗(yàn)研究

試驗(yàn)重復(fù)進(jìn)行7次，pv值應(yīng)與機(jī)械密封實(shí)際工作時(shí)相同，試驗(yàn)壓力值pk設(shè)定為0.5 MPa，試驗(yàn)轉(zhuǎn)速設(shè)定為600 r/min，摩擦系數(shù)f的測(cè)試時(shí)間為10 mim，磨損量測(cè)試時(shí)間為30 min。試驗(yàn)中取靜環(huán)浸漬石墨材料的體積密度為1.906 g·cm-3，根據(jù)石墨銷的直徑5 mm，可由式（6）換算為機(jī)器施加的載荷W為40 N。

式中 pk——單位面積的載荷；

S ——接觸表面積；

r ——接觸位置所在的半徑。

圖5 摩擦磨損試驗(yàn)件和試驗(yàn)機(jī)Fig.5 Friction and wear test pieces and tester

μ的測(cè)試曲線如圖6所示，從圖中可以看出，在0～100 s時(shí)間段內(nèi)，μ 值迅速上升之后下降，對(duì)應(yīng)著摩擦表面自潤滑開始階段，在之后的時(shí)間段內(nèi)，μ 值略微有些波動(dòng)，但整體穩(wěn)定在0.2～0.25之間，對(duì)應(yīng)著自潤滑穩(wěn)定階段，μ 的平均值為0.22。

圖6 摩擦系數(shù)μ隨試驗(yàn)時(shí)間變化曲線Fig.6 Variation curve of friction coefficient μ with test time

機(jī)械密封失效最直接原因是端面磨損，機(jī)械密封在滑行階段的磨損量在很大程度上影響著機(jī)械密封的使用壽命和運(yùn)轉(zhuǎn)精度。在本文中采用的是體積磨損量ΔV，利用式（7）可根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行計(jì)算得出。ΔV的試驗(yàn)時(shí)間為120 min，共進(jìn)行了3組試驗(yàn)。

式中 ΔM ——磨損質(zhì)量。

ΔV的試驗(yàn)結(jié)果見表2，在120 min時(shí)間內(nèi)，石墨銷3次試驗(yàn)的平均磨損量如圖7所示，ΔV分別為 0.28，0.26 和 0.27 cm3，ΔV 的平均值為 0.27 cm3。

圖7 體積磨損量ΔV的測(cè)試結(jié)果Fig.7 Test result of volumetric wear ΔV

根據(jù)圖4所示結(jié)構(gòu)，實(shí)際工作中的機(jī)械密封靜環(huán)和動(dòng)環(huán)形成的密封面的面積S可采用（8）式計(jì)算獲得。

式中 r1——?jiǎng)迎h(huán)外徑；

r2——?jiǎng)迎h(huán)內(nèi)徑。

定義ΔH為機(jī)械密封單次啟停磨損厚度占總厚度的比值。根據(jù)本文磨損試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算獲得的ΔH分別為4.9，4.94和4.95 μm。占石墨環(huán)總厚度3.23‰，3.21‰，3.22‰，可見渦輪泵機(jī)械密封單次工作周期內(nèi)的磨損量十分微小，石墨環(huán)端面磨損量與其表面粗糙度在同一尺度，不影響潤滑性能。

3.2 機(jī)械密封的臺(tái)架試驗(yàn)

針對(duì)機(jī)械密封在使用階段性能研究的試驗(yàn)裝置如圖8所示，試驗(yàn)裝置的主體部分由驅(qū)動(dòng)電機(jī)、聯(lián)軸器、潤滑系統(tǒng)、試驗(yàn)腔體、加載系統(tǒng)、和測(cè)試系統(tǒng)組成。主軸通過聯(lián)軸器與電機(jī)相連，支撐座承載主軸并為密封腔提供安裝位置，基座承載以上各部件。電動(dòng)機(jī)為主體部分提供傳動(dòng)動(dòng)力，轉(zhuǎn)速需在0～3 000 r/min范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)無極變速調(diào)節(jié)，根據(jù)實(shí)驗(yàn)需求，選取電機(jī)功率為11 kW。測(cè)試系統(tǒng)用于監(jiān)測(cè)轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速，摩擦阻力，和實(shí)驗(yàn)腔體內(nèi)部的溫度變化。

圖8 機(jī)械密封性能試驗(yàn)臺(tái)Fig.8 Mechanical seal test stand

試驗(yàn)工況與前述理論計(jì)算時(shí)選用的工況相同，每次試驗(yàn)的時(shí)間為240 s，密封的介質(zhì)為液氮。試驗(yàn)的轉(zhuǎn)速n在10 s內(nèi)由0快速升至35 000 r/min，而后調(diào)整n為20 000 r/min穩(wěn)定工作至180 s，最后在60 s內(nèi)n逐漸降為0。試驗(yàn)中對(duì)機(jī)械密封的潤滑膜溫度T和端面摩擦力f進(jìn)行了測(cè)量，測(cè)量結(jié)果如圖9所示?？梢钥闯觯琓從試驗(yàn)初始階段的-180 ℃穩(wěn)定上升為試驗(yàn)接觸階段的-90 ℃，上升的幅度和試驗(yàn)轉(zhuǎn)速的變化沒有明顯的聯(lián)系，這跟密封壓力等也有關(guān)系，潤滑膜的液氮在逐步氣化。摩擦力f在試驗(yàn)開始時(shí)間較大，為0.35 kN，在40～80 s時(shí)迅速下降為0.21 kN，表明此時(shí)靜環(huán)與動(dòng)環(huán)之間的潤滑狀態(tài)由干摩擦狀態(tài)轉(zhuǎn)化為流體潤滑狀態(tài)。在試驗(yàn)的最后60 s由于轉(zhuǎn)速降低，潤滑膜承載力不足，潤滑狀態(tài)由流體潤滑及邊界潤滑逐漸轉(zhuǎn)化為干摩擦狀態(tài)，所以摩擦力由80 s時(shí)的0.19 kN增加至最后的0.34 kN。

圖9 機(jī)械密封潤滑膜溫度和端面摩擦力數(shù)據(jù)Fig.9 Test data of lubrication film temperature and end face friction of mechanical seal

圖10示出試驗(yàn)后的機(jī)械密封靜環(huán)表面，從圖中可以看出，機(jī)械密封端面發(fā)生過劇烈的磨損，石墨材料表面出現(xiàn)了層片的脫落現(xiàn)象?？梢?，機(jī)械密封在啟停階段靜環(huán)表面會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈磨損，這種磨損比小試樣試驗(yàn)中更加劇烈，如果表面脫落嚴(yán)重就會(huì)發(fā)生介質(zhì)的泄漏，影響渦輪泵下一次的使用。在全尺寸的試驗(yàn)中會(huì)伴隨出現(xiàn)反映實(shí)際工況的振動(dòng)及發(fā)熱等現(xiàn)象，因此小試樣的試驗(yàn)不能完全代替全尺寸的臺(tái)架試驗(yàn)。

圖10 試驗(yàn)后的機(jī)械密封靜環(huán)表面Fig.10 Stationary ring surface of mechanical seal after test

4 結(jié)論

（1）從液體火箭的發(fā)射及回收角度出發(fā)，選取了與機(jī)械密封摩擦學(xué)性能有關(guān)的潤滑膜厚度h、潤滑膜承載力F、摩擦阻力矩Mf、摩擦系數(shù)μ、體積磨損量ΔV、潤滑膜溫度T及摩擦力f等作為理論和試驗(yàn)研究的對(duì)象。

（2）建立了機(jī)械密封摩擦學(xué)性能的計(jì)算模型，計(jì)算分析了潤滑膜厚度h、潤滑膜承載力F和摩擦力矩Mf隨工況的變化規(guī)律。h，F(xiàn)和Mf隨轉(zhuǎn)速變化明顯，轉(zhuǎn)速越高h(yuǎn)，F(xiàn)和Mf越大，轉(zhuǎn)速為35 000 r/min時(shí) h，F(xiàn) 和 Mf出現(xiàn)最大值，分別為 8.6 μm、2.3 kN和2.89 N·m；啟動(dòng)和停止階段處于干摩擦或邊界潤滑狀態(tài)，此時(shí)伴隨的摩擦磨損現(xiàn)象將嚴(yán)重制約渦輪泵的可重復(fù)使用。

（3）進(jìn)行了摩擦磨損試驗(yàn)和臺(tái)架試驗(yàn)，對(duì)摩擦系數(shù)μ、體積磨損量ΔV、潤滑膜溫度T和摩擦力f進(jìn)行了測(cè)量，分析了其對(duì)渦輪泵多次使用的影響。摩擦磨損試驗(yàn)獲得μ和ΔV的平均值分別為0.22和0.27 cm3，在全尺寸的試驗(yàn)中會(huì)伴隨出現(xiàn)反映實(shí)際工況的振動(dòng)及發(fā)熱等現(xiàn)象，因此摩擦磨損試驗(yàn)不能完全代替全尺寸的臺(tái)架試驗(yàn)。