賈 謙 ，阮 琪 ，劉朝豐 ，劉晨陽 ，崔 展 ，王 賀

（1.西安交通大學城市學院 機械工程系，西安 710018；2.西安交通大學城市學院 機器人與智能制造陜西省高校工程研究中心，西安 710018；3.中檢西部檢測有限公司，西安 710032；4.陜西空天動力研究院有限公司，西安 710003；5.西安理工大學 機械與精密儀器工程學院，西安 710048；6.西安交通大學 現(xiàn)代設計及轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)教育部重點實驗室，西安 710049）

0 引言

長壽命和較高的可靠性一直是運載火箭研究追求的目標，美國某公司近年來已率先在火箭重復使用方面進行了探索性研究，并成功完成了火箭在發(fā)射后的重復利用［1-2］。我國也針對長征系列運載火箭進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)動機影響，并且渦輪泵又是發(fā)動機的心臟，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，并通過試驗發(fā)現(xiàn)結(jié)構(gòu)參數(shù)改進后軸承的鋼球和保持架的運轉(zhuǎn)穩(wěn)定性獲得了提升。戴屹梅等［6］為準確判斷火箭發(fā)動機渦輪泵軸承在試驗時發(fā)生故障的部位，基于GPS衛(wèi)星導航定位原理提出一種新的軸承故障診斷方法。毛凱等［7］進行了渦輪泵軸承常溫水介質(zhì)和低溫液氮介質(zhì)運轉(zhuǎn)試驗，試驗獲得了軸承的真實壽命。XU等［8］設計了超導磁力動壓復合機械密封，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、振動的抑制和碰摩的避免。王建磊等［9］針對渦輪泵機械密封磨損量較大的現(xiàn)象，通過宏觀試驗與微觀檢測發(fā)現(xiàn)N2O4環(huán)境并不會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)部破裂導致的氣蝕。趙偉剛等［10］提出了一種機械密封結(jié)構(gòu)與工藝的一體化設計方法，并通過驗證表明該方法可有效提高渦輪泵機械密封的制造水平和運行可靠性。王計輝等［11］建立了機械密封的瞬態(tài)滑動接觸模型，分析了機械密封在干運轉(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個區(qū)域，研究了粗糙度對端面幾何結(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)子動力學及機械密封動態(tài)特性基本原理，通過仿真軟件計算系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速及不平衡響應，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導致密封失效。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)動機的高可靠性、可重復利用及機械密封的性能提升等方面，而有關(guān)摩檫學性能的研究較少，本文針對機械密封的摩擦學問題進行了理論和試驗兩方面的研究。

1 渦輪泵機械密封結(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劑組元的壓力，把推進劑輸送到主推力室中生成燃氣并以高速從噴管中噴出而產(chǎn)生推力，如圖1（a）所示。渦輪泵一般由誘導輪、機械密封、離心輪、平衡盤組件、徑向滾動球軸承、機械密封和驅(qū)動渦輪等幾部分組成，如圖1（b）所示。

圖1 火箭發(fā)動機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

渦輪泵是一個高速旋轉(zhuǎn)而又承受高溫高壓和劇烈振動的關(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火箭第一級大約要裝450 t煤油和液氧，這450 t燃料要在187 s內(nèi)用完，渦輪泵合計每秒要噴出2.4 t燃料。渦輪泵的設計要求在發(fā)動機所有工況下，應滿足發(fā)動機分配的可靠度，很多渦輪泵組件被設計成接近于技術(shù)發(fā)展水平的極限。

機械密封是磨損最為嚴重、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，機械密封的動靜環(huán)在20 000 r/min左右時會發(fā)生分離并在界面間形成高壓潤滑膜。機械密封的動靜環(huán)在20 000 r/min之前都會處于緊密接觸狀態(tài)，磨損嚴重。本文研究的機械密封為流體動壓潤滑的螺旋槽式機械密封，密封裝置主要分為動環(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，動環(huán)材料為高強度不銹鋼，上面開有螺旋槽，靜環(huán)主要材料為浸漬石墨。機械密封的主要工況和結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1，與摩擦學性能有關(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 機械密封的結(jié)構(gòu)示意Fig.2 Structural diagram of mechanical seal

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

2 機械密封摩擦學性能的理論研究

2.1 機械密封的摩擦學性能計算模型

在此部分對h，F(xiàn)和Mf展開理論計算研究，圖3示出螺旋槽機械密封的理論分析模型。在工作的初始階段，螺旋槽機械密封動環(huán)和靜環(huán)是互相接觸的，當轉(zhuǎn)子升速到一定程度時動環(huán)和靜環(huán)的表面會產(chǎn)生動壓效應，導致兩個環(huán)的端面分離脫開。

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

用于進行分析的廣義雷諾方程極坐標形式如式（1）所示：

式中 ρ ——動環(huán)和靜環(huán)之間潤滑介質(zhì)的密度；

h —— 機械密封的動環(huán)和靜環(huán)之間的密封間隙；

μl——潤滑介質(zhì)的動力黏度；

p ——液膜的壓力；

ω ——動環(huán)的轉(zhuǎn)速；

V ——動環(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，動靜環(huán)平面距離為h0時動環(huán)和靜環(huán)間的密封間隙可由式（2）得出：

式中φ—— 動環(huán)軸線與z軸的夾角在yz平面上的投影角；

γ —— 動環(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。當動環(huán)上開有深度he的螺旋槽時，在非槽區(qū)中hg=0，在槽區(qū)中hg=he。

對液膜壓力p求端面面積上的積分得潤滑膜力F為：

摩擦阻力矩Mf是影響機械密封工作性能的重要參數(shù)，決定著機械密封運轉(zhuǎn)時的摩擦功耗、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——動環(huán)內(nèi)半徑；

r1——動環(huán)外半徑；

θ ——沿坐標原點的極位夾角。

2.2 摩擦學性能隨工況參數(shù)的變化規(guī)律

本文計算設定的渦輪泵機械密封的工作時間為240 s，圖4（a）示出轉(zhuǎn)速和潤滑膜厚度隨工作時間的變化曲線。從圖中可以看出，在啟動階段機械密封的轉(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 機械密封摩擦學性能隨工況參數(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)的增加機械密封摩擦副的粗糙度值會增加，并達到一個穩(wěn)定值。在第一次使用時，在降速階段的最后20 s，膜厚小于動環(huán)和靜環(huán)表面粗糙度之和2.4 μm時會發(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隨工作時間的變化趨勢。結(jié)合圖4（a）（b）可看出，F(xiàn)和Mf的變化趨勢隨轉(zhuǎn)速變化明顯。在最初升速后轉(zhuǎn)速為35 000 r/min時F和Mf均達到了最大值2.3 kN和2.89 N·m，在穩(wěn)定運行階段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械密封端面狀況，摩擦力矩大，磨損相對增大，工作壽命縮短。端面摩擦力矩的測試與控制，對保證機械密封性能和延長使用壽命，有著十分重要的現(xiàn)實意義。

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

3 機械密封摩擦學性能的試驗研究

對機械密封摩擦副的摩擦系數(shù) μ 及磨損量ΔV等展開了試驗研究，試驗分別為小試樣摩擦磨損試驗和等尺寸的臺架試驗。

3.1 機械密封摩擦副摩擦磨損試驗研究

試驗重復進行7次，pv值應與機械密封實際工作時相同，試驗壓力值pk設定為0.5 MPa，試驗轉(zhuǎn)速設定為600 r/min，摩擦系數(shù)f的測試時間為10 mim，磨損量測試時間為30 min。試驗中取靜環(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 摩擦磨損試驗件和試驗機Fig.5 Friction and wear test pieces and tester

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

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

機械密封失效最直接原因是端面磨損，機械密封在滑行階段的磨損量在很大程度上影響著機械密封的使用壽命和運轉(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)試驗結(jié)果進行計算得出。ΔV的試驗時間為120 min，共進行了3組試驗。

式中 ΔM ——磨損質(zhì)量。

ΔV的試驗結(jié)果見表2，在120 min時間內(nèi)，石墨銷3次試驗的平均磨損量如圖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的測試結(jié)果Fig.7 Test result of volumetric wear ΔV

根據(jù)圖4所示結(jié)構(gòu)，實際工作中的機械密封靜環(huán)和動環(huán)形成的密封面的面積S可采用（8）式計算獲得。

式中 r1——動環(huán)外徑；

r2——動環(huán)內(nèi)徑。

定義ΔH為機械密封單次啟停磨損厚度占總厚度的比值。根據(jù)本文磨損試驗數(shù)據(jù)計算獲得的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 機械密封的臺架試驗

針對機械密封在使用階段性能研究的試驗裝置如圖8所示，試驗裝置的主體部分由驅(qū)動電機、聯(lián)軸器、潤滑系統(tǒng)、試驗腔體、加載系統(tǒng)、和測試系統(tǒng)組成。主軸通過聯(lián)軸器與電機相連，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。電動機為主體部分提供傳動動力，轉(zhuǎn)速需在0～3 000 r/min范圍內(nèi)實現(xiàn)無極變速調(diào)節(jié)，根據(jù)實驗需求，選取電機功率為11 kW。測試系統(tǒng)用于監(jiān)測轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速，摩擦阻力，和實驗腔體內(nèi)部的溫度變化。

圖8 機械密封性能試驗臺Fig.8 Mechanical seal test stand

試驗工況與前述理論計算時選用的工況相同，每次試驗的時間為240 s，密封的介質(zhì)為液氮。試驗的轉(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。試驗中對機械密封的潤滑膜溫度T和端面摩擦力f進行了測量，測量結(jié)果如圖9所示。可以看出，T從試驗初始階段的-180 ℃穩(wěn)定上升為試驗接觸階段的-90 ℃，上升的幅度和試驗轉(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在試驗開始時間較大，為0.35 kN，在40～80 s時迅速下降為0.21 kN，表明此時靜環(huán)與動環(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時的0.19 kN增加至最后的0.34 kN。

圖9 機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示出試驗后的機械密封靜環(huán)表面，從圖中可以看出，機械密封端面發(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。可見，機械密封在啟停階段靜環(huán)表面會產(chǎn)生強烈磨損，這種磨損比小試樣試驗中更加劇烈，如果表面脫落嚴重就會發(fā)生介質(zhì)的泄漏，影響渦輪泵下一次的使用。在全尺寸的試驗中會伴隨出現(xiàn)反映實際工況的振動及發(fā)熱等現(xiàn)象，因此小試樣的試驗不能完全代替全尺寸的臺架試驗。

圖10 試驗后的機械密封靜環(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)，選取了與機械密封摩擦學性能有關(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等作為理論和試驗研究的對象。

（2）建立了機械密封摩擦學性能的計算模型，計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，F(xiàn)和Mf越大，轉(zhuǎn)速為35 000 r/min時 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；啟動和停止階段處于干摩擦或邊界潤滑狀態(tài)，此時伴隨的摩擦磨損現(xiàn)象將嚴重制約渦輪泵的可重復使用。

（3）進行了摩擦磨損試驗和臺架試驗，對摩擦系數(shù)μ、體積磨損量ΔV、潤滑膜溫度T和摩擦力f進行了測量，分析了其對渦輪泵多次使用的影響。摩擦磨損試驗獲得μ和ΔV的平均值分別為0.22和0.27 cm3，在全尺寸的試驗中會伴隨出現(xiàn)反映實際工況的振動及發(fā)熱等現(xiàn)象，因此摩擦磨損試驗不能完全代替全尺寸的臺架試驗。