航空發(fā)動機(jī)軸承腔氣液兩相潤滑機(jī)械密封性能分析*

李雙喜 黃柏淇 廖浩然 畢恩哲 張江騰

（1. 北京化工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 北京 100029； 2. 清華大學(xué)摩擦學(xué)國家重點實驗室 北京 100084）

近年來， 氣膜端面密封憑借著高性能參數(shù)得到了廣泛的引用， 其具有低泄漏率、 高耐磨性以及密封性能穩(wěn)定等優(yōu)點， 在航空航天發(fā)動機(jī)密封領(lǐng)域得到了廣泛的關(guān)注[1］。 回流泵送動壓密封在液體、 氣體介質(zhì)環(huán)境中可以通過回流泵送效應(yīng)實現(xiàn)以氣封油、 以氣封氣的效果， 尤其適用于航空發(fā)動機(jī)軸承腔等速度跨越大的密封環(huán)境[2］。

高速、 高壓是影響動壓密封性能表現(xiàn)的兩個重要因素。 傳統(tǒng)的機(jī)械密封通過對端面比壓的設(shè)計， 即靜環(huán)與動環(huán)之間的貼合力， 達(dá)到維持密封性與潤滑性平衡的效果[3］。 但是， 無論是傳統(tǒng)的接觸式機(jī)械密封還是動壓密封， 都會面臨密封性與潤滑性無法并立的技術(shù)難點。 提高密封性能減少泄漏， 則需要加大端面比壓， 犧牲了潤滑性的同時容易導(dǎo)致密封材料磨損。 反之， 提高潤滑性能降低摩擦， 則需要降低端面比壓，使密封流體更多地進(jìn)入到密封端面之間的同時降低了密封性能。 國內(nèi)學(xué)者針對螺旋槽機(jī)械密封進(jìn)行了深入的研究分析。 陳匯龍等[4-5］針對螺旋槽上游泵送機(jī)械密封構(gòu)建了三維分析模型， 著重考慮了空化對液膜穩(wěn)定性的影響機(jī)制， 利用有限元分析軟件， 展開了對機(jī)械密封的間隙內(nèi)流場的數(shù)值模擬， 得到了考慮空化影響的密封性能參數(shù)與轉(zhuǎn)速、 介質(zhì)壓力之間的關(guān)系。 丁雪興等[6］基于ANSYS 軟件研究了單列槽和人字槽兩種槽型的機(jī)械密封結(jié)構(gòu)的密封性能的差異。 厲虹等人[7］基于有限元分析方法獲得了螺旋槽端面氣膜壓力、 流速分布與泄漏量之間的關(guān)系， 討論了低壓螺旋槽上游泵送機(jī)械密封能夠?qū)崿F(xiàn)介質(zhì)零泄漏的作用機(jī)制。 李雙喜團(tuán)隊采用CFD 法深入分析液體動壓密封和氣體動壓密封性能， 分別建立動壓密封端面流體域的氣相和液相數(shù)值分析模型， 并進(jìn)行了試驗研究， 分析螺旋槽結(jié)構(gòu)參數(shù)和工況參數(shù)對動壓密封氣相和液相的泄漏量、 開啟力等性能的影響[8-13］。

密封端面的摩擦磨損情況對密封壽命的影響至關(guān)重要， 國內(nèi)外學(xué)者均作了大量的研究。 如ETSION[14］通過試驗的方法直接證明了通過激光處理的動環(huán)表面摩擦性能優(yōu)于傳統(tǒng)的接觸表面。 國內(nèi)在機(jī)械密封微觀造型技術(shù)上也得到了長足的發(fā)展， 這為機(jī)械密封端面超精密加工提供了有效途徑。 部分學(xué)者還通過DLC薄膜微織構(gòu)在機(jī)械密封減摩性能上做了深入的研究，旨在提升密封端面耐磨性能延長密封壽命[15］。 郜凱強(qiáng)[16］、 宋劍[17］通過熱力學(xué)及摩擦振動模型， 對機(jī)械密封表面不同微結(jié)構(gòu)、 材料組對進(jìn)行了熱力分析及振動模擬。 彭旭東等[18］采用有限元方法研究了表面粗糙度對螺旋槽干式氣體密封性能預(yù)測與結(jié)構(gòu)優(yōu)化的影響。 廖浩然[19］、 丁少鵬[20］、 柏林清[21］分別研究了深淺槽、 傾斜橢圓微孔、 雙列傾斜橢圓微孔密封端面的非接觸式機(jī)械密封穩(wěn)態(tài)性能， 并開展了相關(guān)的密封性能試驗。

綜上， 現(xiàn)階段研究結(jié)論主要集中在不同因素對密封性能的影響規(guī)律上， 且研究工作主要是針對氣體環(huán)境的端面槽型進(jìn)行優(yōu)化； 而對于存在氣液兩相環(huán)境的非接觸式動壓密封的研究尚不充分， 在完全接觸狀態(tài)下通過摩擦磨損試驗驗證槽型優(yōu)化結(jié)論的研究也比較欠缺； 且針對航空發(fā)動機(jī)軸承腔氣液兩相環(huán)境非接觸式機(jī)械密封啟動過程的磨損導(dǎo)致密封壽命短的問題在工程應(yīng)用中依然棘手。 本文作者提出高壓側(cè)具有引流槽、 可實現(xiàn)零泄漏的潤滑密封端面結(jié)構(gòu)， 通過組合結(jié)構(gòu)主動將高壓側(cè)介質(zhì)引至密封端面并利用淺槽動壓效應(yīng)對引入介質(zhì)進(jìn)行密封， 不僅緩解啟動過程低速階段的端面磨損問題同時兼顧了密封性能要求。 文中分析了具備潤滑-動壓槽端面結(jié)構(gòu)和常規(guī)螺旋槽端面密封結(jié)構(gòu)的性能參數(shù)， 并分別通過摩擦磨損試驗和性能試驗驗證了潤滑密封端面結(jié)構(gòu)的工程應(yīng)用性能。

1 密封結(jié)構(gòu)及工作原理

密封整體結(jié)構(gòu)如圖1 （a） 所示， 主要由動靜環(huán)組件構(gòu)成。 其中密封靜環(huán)組件具有以彈簧為補(bǔ)償元件的補(bǔ)償結(jié)構(gòu)， 可實現(xiàn)靜環(huán)對動環(huán)的追隨性。

密封結(jié)構(gòu)外側(cè)高壓， 介質(zhì)泄漏趨勢沿密封端面外徑向內(nèi)側(cè)， 靜止?fàn)顟B(tài)， 在彈簧及密封介質(zhì)的共同作用下動靜環(huán)端面貼合起靜密封作用。 高速軸承腔在轉(zhuǎn)速階躍的過程密封端面介質(zhì)狀態(tài)發(fā)生隨動變化， 表現(xiàn)為低速工況液相流經(jīng)密封端面， 高速工況氣相逆壓差反向流經(jīng)密封端面。 氣液兩相潤滑機(jī)械密封端面設(shè)計如圖1 （b） 所示， 在較低的速度下， 開啟力小于閉合力， 密封端面無法形成氣體潤滑， 此時外側(cè)高壓介質(zhì)進(jìn)入潤滑槽對密封端面起到潤滑作用， 降低密封端面在低速區(qū)的磨損程度。 當(dāng)密封運(yùn)行于高速區(qū)間， 密封端面通過空氣側(cè)的螺旋槽結(jié)構(gòu)， 借助泵吸效應(yīng)將氣體吸入至密封端面間， 液膜開啟力大于閉合力， 端面脫開后形成氣體潤滑（見圖1 （c） ）。 相較于傳統(tǒng)的接觸式機(jī)械密封， 可以極大地降低高轉(zhuǎn)速區(qū)間的摩擦損耗。 同時， 通過對氣體的導(dǎo)入， 阻止了密封流體進(jìn)入密封端面間， 對流體起到了良好的密封作用。 在較低的速度下， 開啟力小于閉合力， 密封端面無法形成氣體潤滑， 此時外側(cè)高壓介質(zhì)進(jìn)入潤滑槽對密封端面起到潤滑作用， 降低密封端面在低速區(qū)的磨損程度。

2 數(shù)值分析

計算參數(shù)如表1 所示。

表1 計算參數(shù)Table 1 Calculation parameters

2.1 幾何模型

文中的分析計算模型結(jié)構(gòu)分為兩個， 分別為常規(guī)的螺旋槽端面和潤滑-動壓組合槽的端面結(jié)構(gòu)， 考慮到密封端面呈現(xiàn)出了明顯的周期性特點， 為了提高計算效率以及更好地體現(xiàn)出壓力分布狀態(tài)， 取完整模型的1／6 進(jìn)行計算， 幾何模型如圖2 所示。 其中， 對數(shù)螺旋線由公式（1） 進(jìn)行定義。

圖2 端面結(jié)構(gòu)Fig.2 End face structure： （a） spiral groove structure （G）；（b） spiral-step combined groove structure （GR）

端面結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2 所示。

表2 結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 2 Structural parameters

2.2 流體膜壓力控制方程

根據(jù)端面結(jié)構(gòu)尺寸和操作參數(shù)， 采用文獻(xiàn)[22］關(guān)于密封端面流動狀態(tài)的判定方法計算得到密封端面流體流動因子小于1， 所以密封端面流動模型為層流。 軸承腔內(nèi)低速工況液相為主， 高速以氣相為主，在計算工況內(nèi)均能采用Reynolds 方程描述腔內(nèi)介質(zhì)的流動情況。 液相和氣相方程的笛卡爾坐標(biāo)系壓力控制方程表達(dá)式分別為

式中：p為流體壓力， MPa；μL、μG分別為液體、 氣體黏度， Pa·s；ρG為氣體密度， kg／m3；h為流體膜厚度， μm；ux、uy分別為動環(huán)轉(zhuǎn)動線速度的x、y分量， m／s。

因為密封端面深淺槽的存在使得膜厚在密封面上存在差異， 按式（4） 進(jìn)行控制：

式中：hf為非槽區(qū)膜厚， μm；hg為螺旋槽深，μm；hl為矩形槽深， mm；φi為區(qū)分?jǐn)?shù)， 非槽區(qū)φ0＝0， 槽區(qū)φ1＝1。

2.3 流體的物性參數(shù)

2.3.1 氣體黏度

在文中的研究范圍內(nèi)（0 ～0.4 MPa）， 可以忽略壓力對氣體黏度的影響。 所以采用Sutherland 公式計算：

式中：B為與氣體性質(zhì)有關(guān)的常數(shù)， 對于空氣或氮氣取110.4 K；μgref為溫度為Tref時對應(yīng)的氣體黏度，Pa·s。

2.3.2 氣體密度

空氣按理想氣體考慮， 密度與壓力、 溫度有關(guān)按式（6） 計算：

式中：ρg為氣體膜密度， kg／m3；M為氣體的平均摩爾質(zhì)量， kg／mol；R為氣體常數(shù)， 約為8.314 41 J／（mol·K）；T為氣體的絕對溫度， K。

2.3.3 液體黏度

文中研究工況壓力跨度較小， 壓力的變化對潤滑油的黏度影響很小， 可以忽略不計。 僅考慮黏度隨溫度的變化， 黏度變化表達(dá)采用Vogel Fulcher Tammann方程：

式中：υl為液體的運(yùn)動黏度， mm2／s， 與動力黏度關(guān)系為υl＝μl／ρl；T為絕對溫度， K；C1、C2、C3為液體常數(shù)[23］， 根據(jù)黏性試驗并采用Vogel Fulcher Tammann 方程擬合潤滑油的黏-溫曲線，C1、C2、C3分別取為-2.688、 957.4、 -152.8。

2.3.4 液體密度

潤滑油的密度隨壓力、 溫度變化很小所以在計算過程中認(rèn)為潤滑油密度為定值， 實際測得殼牌555 潤滑油密度為994 kg／m3。

2.4 壓力邊界條件

因為流體膜呈現(xiàn)出明顯的周期性流動， 選取單周期進(jìn)行分析計算， 邊界條件如下：

2.5 控制方程求解

為了提高分析計算的效率， 對影響計算精度較小的條件提出合理假設(shè)：

（1） 工作膜厚方向和端面方向的尺寸相差幾千倍， 并且膜厚處于微米級， 故假設(shè)流體物性、 壓力沿工作膜厚方向不變；

（2） 忽略流體的慣性力和體積力；

科研成果的轉(zhuǎn)移轉(zhuǎn)化難問題也引起了學(xué)術(shù)界的高度重視?，F(xiàn)有的研究主要集中在科研管理創(chuàng)新模式研究［2］，以及國外高?？蒲谐晒D(zhuǎn)化政策與模式研究［3］和國內(nèi)高?？蒲谐晒D(zhuǎn)化政策與模式研究［4］等方面，但均沒有從演化管理的角度去分析高校科研成果轉(zhuǎn)化過程中的難點。而這正是本文要重點研究和探討的問題。

（3） 忽略動靜環(huán)表面粗糙度、 溫升變形對流體膜的影響。

膜壓控制方程采用基于有限元方法的一般系數(shù)形式偏微分方程進(jìn)行離散求解， 迭代方法采用牛頓迭代， 通過數(shù)值求解軟件編程求解，求解相對容差設(shè)置為10-5。

計算獲得流體膜壓力分布后， 根據(jù)表3 給出的式（10） — （13） 求解得到密封性能參數(shù)， 包括密封液膜工作厚度hw、 液膜剛度Kz、 介質(zhì)泄漏量Qm和流體膜的摩擦功耗Pf。 式（12） 中u·n項是內(nèi)徑邊界的流體法向速度， 規(guī)定朝向控制體內(nèi)為負(fù)， 朝向控制體外為正， 所以計算得到的負(fù)值泄漏量為倒吸量， 正值為密封端面的正向泄漏量。 液膜工作厚度為迭代計算的提取值， 因為動壓型機(jī)械密封實現(xiàn)非接觸運(yùn)轉(zhuǎn)工況時， 端面間隙為微米級[24］， 采用的補(bǔ)償彈簧剛度為12～15 N／mm， 微米級軸向變化對彈簧彈力幾乎不產(chǎn)生影響， 所以文中計算采用定閉合力計算方法， 即認(rèn)為開啟力與閉合力相等時， 密封端面處于相對穩(wěn)定狀態(tài)， 在迭代計算過程中開啟力Fo與閉合力Fc相等時， 輸出平衡膜厚hm即為液膜工作膜厚hw。

表3 性能參數(shù)及計算公式Table 3 Performance parameters and calculation formula

為計算密封結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的端面閉合力， 對密封結(jié)構(gòu)做了受力分析， 如圖3 所示， 考慮密封環(huán)境含有潤滑油且輔助O 形圈壓縮量很小， 所以受力分析忽略其產(chǎn)生的軸向摩擦力。

圖3 密封結(jié)構(gòu)受力分析Fig.3 The force analysis of sealing structure

密封結(jié)構(gòu)閉合力Fc按下式計算：

式中：ro、re為靜環(huán)外半徑、 平衡半徑， mm；Fs為補(bǔ)償彈簧彈力， N。

為了驗證計算方法的準(zhǔn)確性， 采用文獻(xiàn)[25］中的型槽參數(shù)及工況參數(shù)進(jìn)行驗證。 對比分析結(jié)果如圖3 所示， 文中的計算結(jié)果與文獻(xiàn)在相同的輸入條件下計算誤差在10%以內(nèi)， 驗證了模型計算的正確性。

圖4 計算驗證曲線Fig.4 Calculation verification curves

3 結(jié)果與分析

通過計算模型對密封性能展開分析， 利用摩擦磨損試驗分析不同組合形式的端面摩擦性能， 得到低速運(yùn)轉(zhuǎn)工況下液膜潤滑機(jī)械密封性能規(guī)律以及減磨效果。

3.1 流體膜壓力場和流場特性分析

由圖5、 6 所示的流體膜壓力場及流場云圖可知，兩種液膜潤滑端面在高速旋轉(zhuǎn)下流體膜壓力在螺旋槽區(qū)出現(xiàn)了明顯的壓力高峰， 并且在槽根處達(dá)到了最大值， 說明動壓槽對流入的介質(zhì)起到了顯著的流體動壓效應(yīng)。 在密封端面的內(nèi)徑邊界上壓力低于參考的水平壓力， 約為-0.02 MPa， 說明密封端面出現(xiàn)倒吸現(xiàn)象， 實現(xiàn)回游泵送效果， 端面不發(fā)生正向泄漏。 在低速工況下， 密封端面壓力場最高壓沒有出現(xiàn)在螺旋槽槽根處， 通過流線分析可知， 低速狀態(tài)泵送效果較弱無法對流體進(jìn)行有效的泵送， 介質(zhì)將從密封端面內(nèi)徑處流出。

圖5 不同轉(zhuǎn)速下螺旋槽（G） 端面流場計算云圖Fig.5 Computational cloud map of the flow field at the end face of the spiral groove （G） under different rotational speed：（a） n＝1 000 r／mim； （b） n＝10 000 r／min

高速狀態(tài)下組合槽結(jié)構(gòu)由于存在深淺組合的潤滑槽， 在淺槽段也出現(xiàn)了壓力峰但是峰值要低于螺旋槽， 所以呈現(xiàn)出2 個高低不同的壓力峰值。 對比端面云圖的壓力峰值可知， 螺旋槽、 組合槽2 種端面的壓力峰值分別為1.16、 1.15 MPa， 潤滑深槽的添加對螺旋動壓槽動壓效應(yīng)的影響可以忽略。

3.2 工況干擾下的性能對比分析

以工作膜厚、 泄漏量、 摩擦功耗以及液膜剛度Kz作為不同密封端面的性能特征參數(shù)， 分析討論2 種端面形式的動壓密封性能隨著轉(zhuǎn)速n（2 000 ～14 000 r／min）、 壓力p（0.1 ～0.4 MPa）、 溫度t（20 ～100℃） 變化干擾下的性能演變規(guī)律。

3.2.1 轉(zhuǎn)速的影響

端面壓差0.4 MPa、 溫度60 ℃的環(huán)境下工作轉(zhuǎn)速對密封性能的影響如圖7、 8 所示。

圖7 轉(zhuǎn)速對螺旋槽（G）、 組合槽（GR）工作膜厚和泄漏量的影響Fig.7 Influence of rotational speed on working film thickness and leakage of spiral groove （G） and combined slot （GR）

圖8 轉(zhuǎn)速對螺旋槽（G）、 組合槽（GR）摩擦功耗和剛度的影響Fig.8 Influence of rotational speed on frictional power dissipation and stiffness of spiral groove （G） and combined slot （GR）

從圖7、 8 可以看出， 各密封性能曲線曲率大，說明轉(zhuǎn)速變化對密封性能影響顯著。 計算轉(zhuǎn)速達(dá)到4 000 r／min 時端面發(fā)生倒吸， 求解切換至氣體雷諾方程， 密封性能參數(shù)發(fā)生階躍式變化。 端面有臺階槽（GR） 的潤滑密封端面工作膜厚較大， 這是因為在端面高速旋轉(zhuǎn)過程中瑞利階梯槽在環(huán)向有小段淺槽， 增強(qiáng)了端面的動壓效應(yīng)， 所以在相同的轉(zhuǎn)速下液膜承載力要高于螺旋槽端面結(jié)構(gòu)， 使得密封間隙增大， 結(jié)合泄漏曲線可知密封間隙增大不利于泵送介質(zhì)。 轉(zhuǎn)速升高液膜工作厚度增加趨勢變緩， 結(jié)合液膜剛度變化曲線可知， 轉(zhuǎn)速提升液膜工作膜厚的增大會使得液膜剛度有所下降， 隨著轉(zhuǎn)速升高液膜工作厚度和剛度均趨于平緩， 說明高速狀態(tài)有利于端面密封的穩(wěn)定。 高速狀態(tài)也更有利于增強(qiáng)螺旋槽的泵吸能力。

轉(zhuǎn)速的提升會導(dǎo)致端面液膜的摩擦功耗快速上升， 其中G 端面結(jié)構(gòu)要高于GR 端面結(jié)構(gòu)， 所以深槽和螺旋槽的組合在小范圍上會削弱泵送效應(yīng)， 但是同時也會降低液膜的摩擦功耗， 減少溫升。

3.2.2 壓力的影響

轉(zhuǎn)速10 000 r／min、 溫度60 ℃的環(huán)境下壓力變化對密封性能的影響如圖9、 10 所示。

圖9 壓力對螺旋槽（G）、 組合槽（GR）工作膜厚和泄漏量的影響Fig.9 Influence of pressure on working film thickness and leakage of spiral groove （G） and combined slot （GR）

根據(jù)圖9 可以看出， 在不同壓力下G 端面結(jié)構(gòu)的工作膜厚未發(fā)生明顯變化， 而GR 潤滑端面結(jié)構(gòu)的工作膜厚存在顯著增加， 這是因為潤滑深槽開在密封端面外側(cè)， 外側(cè)壓力升高有利于潤滑槽淺槽段動壓效應(yīng)增強(qiáng)， 同時深槽還會引入高壓側(cè)流體， 間接增大了液膜的承載力。 由于外側(cè)高壓， 動壓槽內(nèi)側(cè)開槽， 所以壓力升高不利于端面泵送效應(yīng)， 表現(xiàn)為泵送速率隨壓力升高而降低。 對比圖9、 10 還可以發(fā)現(xiàn)， 壓力增大對于摩擦功耗的增量被工作膜厚增加帶來的摩擦功耗減小效果對沖， 所以在同等的壓差增量下， 密封端面液膜摩擦功耗最終的結(jié)果是壓力增加反而摩擦功耗減小。

3.2.3 溫度的影響

轉(zhuǎn)速10 000 r／min、 壓力0.4 MPa 的環(huán)境下溫度變化對密封性能的影響如圖11、 12 所示。

圖11 溫度對螺旋槽（G）、 組合槽（GR）工作膜厚和泄漏量的影響Fig.11 Influence of temperature on working film thickness and leakage of spiral groove （G） and combined slot （GR）

從圖11 可知， 密封性能特征參數(shù)曲線相對溫度變化最為平緩， 說明密封性能受溫度影響較小。 溫度升高在一定程度上增大了介質(zhì)的黏度， 有利于增強(qiáng)流體介質(zhì)的動壓效應(yīng)， 所以溫度升高使得液膜承載力有小幅提高。 然而在轉(zhuǎn)速不變的情況下， 溫度升高帶來的介質(zhì)黏度提高并不能克服液膜工作厚度增大造成泵送率下降的影響， 所以溫度升高端面泵送率有所降低。 對比圖10 和圖12 工作厚度及摩擦功耗性能曲線可以得到結(jié)論： 只有當(dāng)工作膜厚的增幅大過一定程度， 一般不小于5%的情況下端面摩擦功耗才會隨工作膜厚增大而降低， 否則將會出現(xiàn)工作膜厚和摩擦功耗變化趨勢相同的情況。 溫度對液膜剛度的影響較小， 這是因為單純的溫度變化對液膜厚度和承載力的影響很微弱。

圖10 壓力對螺旋槽（G）、 組合槽（GR）摩擦功耗和剛度的影響Fig.10 Influence of pressure on frictional power dissipation and stiffness of spiral groove （G） and combined slot （GR）

圖12 溫度對螺旋槽（G）、 組合槽（GR）摩擦功耗和剛度的影響Fig.12 Influence of temperature on frictional power loss and stiffness of spiral groove （G） and combined slot （GR）

4 試驗驗證

4.1 摩擦磨損試驗

利用激光雕刻技術(shù)將潤滑-動壓槽加工于動環(huán)端面， 通過耐磨性能試驗裝置進(jìn)行摩擦磨損試驗， 裝置結(jié)構(gòu)如圖13， 腔內(nèi)帶壓可以保證介質(zhì)通過潤滑槽進(jìn)入密封端面， 以此模擬密封在低速階段的潤滑狀態(tài)。

圖13 試驗裝置結(jié)構(gòu)Fig.13 The structure of test device

以兩種端面具有不同槽型的試驗動環(huán)為研究對象， 定載荷變轉(zhuǎn)速的方式模擬密封的啟停階段的摩擦過程， 試驗動環(huán)如圖14 所示， 試驗得到了不同密封端面的摩擦因數(shù)、 表面微觀形貌變化。 考慮動壓密封動靜環(huán)接觸運(yùn)轉(zhuǎn)時間相對較短， 摩擦磨損試驗單組試驗時長設(shè)定為30 min。

圖14 試驗樣件Fig.14 Test sample

4.1.1 摩擦因數(shù)

通過循環(huán)泵將介質(zhì)注入試驗腔體內(nèi)， 因為低速狀態(tài)液膜開啟力沒有充分克服閉合力的影響， 但是液膜反力會導(dǎo)致實際閉合力減小， 結(jié)合分析計算的方法，試驗過程根據(jù)公式（15） 算得實際應(yīng)該施加的試驗閉合力大小， 得到不同載荷條件下對應(yīng)結(jié)構(gòu)的摩擦因數(shù)變化規(guī)律如圖15、 16 所示。

圖15 轉(zhuǎn)速對螺旋槽（G）、 組合槽（GR） 摩擦因數(shù)的影響Fig.15 Influence of speed on friction coefficient of spiral groove （G） and combined slot （GR）

從圖15 可看出， 隨著轉(zhuǎn)速升高， 具有潤滑深槽的端面結(jié)構(gòu)摩擦副摩擦因數(shù)降幅明顯大于無潤滑槽端面結(jié)構(gòu)； 在變轉(zhuǎn)速試驗過程， 對比最大轉(zhuǎn)速和最低轉(zhuǎn)速發(fā)現(xiàn)， GR 端面結(jié)構(gòu)摩擦因數(shù)降低了58.3%， G 結(jié)構(gòu)降低了25%， 試驗證明了利用潤滑深槽將少量介質(zhì)引入密封端面是有效降低密封端面摩擦因數(shù)措施之一。 GR 結(jié)構(gòu)潤滑槽是封閉性的潤滑槽， 密封介質(zhì)從徑向深槽進(jìn)入端面， 潤滑槽儲存一部分密封介質(zhì)， 在各轉(zhuǎn)速階段端面均保有密封介質(zhì)， 隨著轉(zhuǎn)速升高端面流經(jīng)的介質(zhì)趨于平衡， 潤滑槽效果達(dá)到飽和狀態(tài)， 摩擦因數(shù)趨于相對穩(wěn)定。

在壓力試驗過程， 通過公式（15） 計算得到對應(yīng)介質(zhì)壓力下的閉合力， 計算閉合力即為試驗軸向載荷輸入值， 在1 800 r／min 條件下進(jìn)行了變壓差的摩擦磨損試驗。 介質(zhì)壓力的增加對摩擦副帶來兩個影響因素， 一是計算液膜反壓增大； 二是密封介質(zhì)通過潤滑槽進(jìn)入密封端面的趨勢增強(qiáng)。 根據(jù)圖16 試驗結(jié)果分析， 壓力增大帶來的兩個影響因素均有利于密封介質(zhì)進(jìn)入超滑密封端面， 可以有效改善端面磨損情況。

圖16 腔體壓力對螺旋槽（G）、 組合槽（GR） 摩擦因數(shù)的影響Fig.16 Influence of cavity pressure on friction coefficient of spiral groove （G） and combined slot （GR）

4.1.2 微觀形貌

試驗結(jié)束后利用微觀三維影像儀對動環(huán)端面微觀形貌進(jìn)行了檢查， 并與試驗前的微觀形貌進(jìn)行對比，如圖17 所示。

圖17 螺旋槽（G）、 組合槽（GR） 動環(huán)微觀形貌Fig.17 Micro-morphology of stator of spiral groove （G） and combined slot （GR）： （a） surface of the stator before the test； （b） surface of the stator after the test

由圖17 可知， 深槽區(qū)由于介質(zhì)的存在， 端面幾乎不存在磨損情況， 無潤滑槽的G 結(jié)構(gòu)在圓周方向可見劃痕。 所以深槽結(jié)構(gòu)中封閉性的潤滑槽有利于提升潤滑效果。

4.2 高速密封性能試驗

將潤滑端面機(jī)械密封安裝于高速密封性能試驗臺進(jìn)行測試， 對比分析潤滑機(jī)械密封與螺旋槽機(jī)械密封的服役性能， 試驗裝置如圖18 所示。

圖18 高速密封試驗裝置Fig.18 High-speed sealing test device

由于氣液兩相工作環(huán)境的特殊性， 不同的工況下密封運(yùn)行會產(chǎn)生不同的泄漏現(xiàn)象， 可能發(fā)生液體泄漏或者倒吸低壓側(cè)氣體。 而倒吸氣體量很小， 一般測量方法很難測出， 針對氣液兩相動壓密封泄漏測量問題， 李雙喜教授團(tuán)隊發(fā)明了一種微小泄漏量測量裝置及方法[26］， 文中試驗采用該測量系統(tǒng)進(jìn)行泄漏量的測量。 動力控制系統(tǒng)可提供0 ～20 000 r／min 的轉(zhuǎn)速，滿足試驗對轉(zhuǎn)速的需求， 熱油泵站用于模擬軸承腔內(nèi)的潤滑油溫度及壓力并將其循環(huán)供給至試驗腔體， 系統(tǒng)工作原理如圖19 所示。

圖19 試驗系統(tǒng)工作原理Fig.19 The working principle of the test system

在介質(zhì)溫度為60 ℃、 壓力為0.4 MPa 的工況環(huán)境下開展變速試驗， 測量獲得變速條件下密封組件泄漏量規(guī)律如圖20 所示。

圖20 螺旋槽（G）、 組合槽（GR） 泄漏量隨轉(zhuǎn)速的變化Fig.20 Variation of leakage of spiral groove （G） and combined slot （GR） with rotational speed

從圖20 可以發(fā)現(xiàn)， 高速密封性能試驗實測的泄漏曲線在密封開啟之后和理論計算值保持良好的一致性， 這是因為實際轉(zhuǎn)速階躍過程密封端面在接觸狀態(tài)過渡至非接觸時存在邊界潤滑狀態(tài)， 而理論計算對這一實際情況進(jìn)行了假設(shè)， 認(rèn)為密封端面的流體潤滑是液膜潤滑狀態(tài)。 GR 結(jié)構(gòu)在試驗開啟后存在小段正向泄漏， 這是因為潤滑槽將介質(zhì)引流至密封端面， 在端面打開后動壓效應(yīng)較弱造成有少量的介質(zhì)漏出； 隨著轉(zhuǎn)速升高， 動壓效應(yīng)增強(qiáng)， 密封達(dá)到理想的倒吸狀態(tài)， 實現(xiàn)無泄漏運(yùn)轉(zhuǎn)， 泄漏曲線與理論計算值表現(xiàn)出良好的一致性。 對比兩密封結(jié)構(gòu)的試驗結(jié)果可知， 潤滑機(jī)械密封不僅在低速階段具有很好的耐磨性能， 在高速工況依然具備理想的密封服役性能。

5 結(jié)論

（1） 低速階段試驗結(jié)果顯示， 設(shè)計的具有動壓槽和潤滑深槽組合端面的潤滑密封端面相較于傳統(tǒng)密封端面僅具有動壓槽的密封結(jié)構(gòu)， 潤滑槽對提升密封端面耐磨性能起顯著效果， 可降低端面摩擦因數(shù)50%以上。

（2） 高速性能試驗結(jié)果顯示， 轉(zhuǎn)速和介質(zhì)壓力對密封性能影響最大， 高轉(zhuǎn)速可以增強(qiáng)端面的泵吸能力， 高速性能試驗證明了潤滑槽的開設(shè)不會影響密封端面的開啟性能， 密封端面在高速工況范圍內(nèi)均實現(xiàn)零泄漏的密封效果。

（3） 工作膜厚的增加與端面摩擦功耗的降低沒有必然聯(lián)系， 計算發(fā)現(xiàn)只有當(dāng)工作膜厚的增幅超過5%的情況下端面摩擦功耗才會隨工作膜厚增大而降低， 否則工作膜厚和摩擦功耗變化趨勢相同。

（4） 摩擦磨損試驗驗證了封閉性潤滑槽的潤滑效果良好， 在長時間接觸摩擦試驗后， 密封環(huán)端面沒有出現(xiàn)可見的磨痕， 潤滑槽提升了摩擦副的耐磨性能。