船舶艉轴密封装置动态环境下的热态性能模拟分析

王 瑾， 王亚斯， 段文珊， 郭 威， 李 为， 沈小彬， 张汉华

（1.上海理工大学环境与建筑学院，上海 200093；2.苏州工业园区机关事务管理中心，苏州 215028）

船舶艉轴密封装置动态环境下的热态性能模拟分析

王 瑾1， 王亚斯1， 段文珊1， 郭 威1， 李 为1， 沈小彬1， 张汉华2

（1.上海理工大学环境与建筑学院，上海 200093；2.苏州工业园区机关事务管理中心，苏州 215028）

船舶艉轴密封装置工作时，其密封环连续接触产生摩擦热，引起密封端面的温升以及热变形.通过SolidWorks软件建立密封环的温度场模型，采用ANSYS 13.0有限元分析软件，模拟不同弹簧压缩量下密封环的温度场，获得端面的温度分布、应力分布规律以及时间响应下的动态特性.研究结果表明，密封环温度随着弹簧压缩量的增加而升高；密封环的瞬时温度约0.5 h可达到稳定状态，且不同弹簧压缩量下的密封环温度满足实际使用温度范围.

艉轴密封；有限元分析法；摩擦热；温度场

船舶艉轴密封［1］装置是一种半剖分舷内装置，适用于螺旋桨开放式水润滑艉轴密封系统.船舶艉轴密封结构是船舶密封结构中最为关键的部位之一，其工作的可靠性直接影响着船舶的运行安全.该密封装置是一种依靠弹性元件，通过介质压力与弹性元件压力对静、动环端面密封副的预紧而达到密封的轴向端面密封装置.密封副的静环与动环在连续接触摩擦中实现旋转轴与机体间的密封，从而阻止外部海水介质进入船体内.

现代船舶艉轴密封技术向大轴径、高压和高速方向发展，密封端面在这样的工况条件下，摩擦副间的摩擦力增大、热量增高，导致密封端面温度分布不均匀，而温度分布不均匀将导致密封环内部产生热应力，引起密封端面的热变形、机械变形和泄漏；端面温度过高导致润滑介质气化，加大了密封环的磨损，最终导致端面密封失效［2］.为了保证密封装置结构设计的合理性，现对密封环进行动态的热态性能分析.

采用SolidWorks软件建立密封环的三维模型图，导入ANSYS 13.0有限元分析软件，模拟分析不同弹簧压缩量下密封环的温度场变化，提出影响密封环温度场分布的几个重要参数，以获得密封环端面的温度分布、应力分布规律以及时间响应下的动态特性，并预测其密封性能.

1 艉轴密封装置的工作原理

1.1 艉轴密封装置的基本结构

构成艉轴机械密封的基本元件有端面密封副、弹性元件、辅助密封、传动件、防转件和紧固件.

本文主要是对艉轴密封装置中密封环因连续接触摩擦产生热量、引起温升进行研究.经图形简化的密封环剖面如图1所示.

1.2 艉轴密封装置的工作原理

艉轴密封装置是依靠Ω弹簧弹性元件对静、动环端面密封副的预紧和密封介质压力与弹性元件压力的压紧而达到轴向端面的密封.其中，静环与动环主要通过受力、连续接触摩擦实现旋转轴与机体间的密封，以保证密封端面之间存在着一定厚度的流体膜，使得部分密封端面间的摩擦转为流体摩擦，防止密封环因长期工作而造成端面磨损与密封失效.

图1 密封环的简化剖面图Fig.1 Simplified profile of the sealing ring

2 密封环热态性能相关参数的计算

2.1 主要参数的确定

密封介质性质、密封工作参数和密封材料的热物理性能对机械密封温度场的分布具有重要的影响.艉轴密封装置中Ω弹簧的有效压缩范围为9.0～37.5 mm，正常工作时压缩量为20 mm.动环转速和艉轴一致，为180 r／min.设定该装置初始温度为45℃.该密封装置的材料性能参数如表1所示.密封流体为海水，温度为35℃，密度为1 194.84 kg／m3，动力粘度为0.96×10-3Pa·s，运动粘度为0.972× 10-6m2／s，比定压热容为4 300 J／（kg·K），导热系数为0.618 W／（m·K）.

表1 材料性能参数Tab.1 Material performance parameters

2.2 密封端面摩擦因素的确定

密封端面的摩擦热与摩擦状态［3-5］有关，密封副摩擦状态主要有3种：液体摩擦、半液体摩擦和边界摩擦.

本文研究的艉轴密封装置密封环的摩擦状态属于混合性摩擦，处于半液体摩擦和边界摩擦这两种状态.

机械密封的摩擦因数f可定义为密封面的总摩擦力F除以总载荷Pg（在平衡的情况下也可用总承载能力W来代替）.

式中，Ff为流体粘性剪切摩擦力；Fc为微凸体接触摩擦力；Wf为流体膜承载能力；Wc为微凸体接触承载能力.

由此得到混合摩擦状态下机械密封副的摩擦因数

式中，xf为流体膜承载比；xc为微凸体接触承载比；ff为流体膜剪切粘性摩擦因数；fc为微凸体接触摩擦因数.

流体剪切粘性摩擦力

式中，Rm为密封面的平均半径；τf为作用在流体上的剪切应力；τc为微凸体接触产生的剪切应力；r，θ为柱坐标变量.

2.3 密封端面摩擦热及热流密度的确定

艉轴密封装置工作时，密封环连续接触产生摩擦热，密封端面的热流密度是单位时间内通过单位面积的密封端面的热量.密封端面DF的热流密度［6］

式中，p0为密封端面接触比压；v1为密封面平均线速度.

密封端面产生的摩擦热

式中，A为密封环带面积.

2.4 密封环各边界对流换热系数的确定

除了动、静环之间的固定摩擦外，其它端面产生的摩擦热主要是由动环、静环与密封介质（即与海水和空气）的对流换热［7-8］组成.

图2 密封环各边界与密封介质间对流换热示意图Fig.2 Schematic diagram of the heat transfer between boundary and sealing medium

简化结构图如图2所示的，密封环AB、BC、CD、DL这4个面与海水密封介质相接触，产生对流换热；其余各边界面均与空气接触.相对与海水液体发生的对流换热而言，与空气间发生的对流换热量很小，可忽略不计.

动环与海水的对流换热系数

式中，ReC为受反应介质旋转搅拌影响的雷诺数；Rea为受反应介质旋转横向绕流影响的雷诺数；Nu为努谢尔常数；Pr为普朗特常数；k1为流体的导热系数；μ为流体的动力粘度；υ为流体的运动粘度；cp为流体的比热容；Dr为动环外径；ω为主轴的角速度；U为流体介质的轴向平均流速.

静环与海水的对流换热系数

式中，v2为流体介质的轴向流速；δ为静环与密封腔内壁之间的间隙；ε为修正系数，一般取1.2～2.0.

3 密封环热态性能的模拟分析

3.1 密封环三维模型的建立

在建立密封环三维模型的过程中，首先确立模型尺寸的基准，取坐标原点位于密封端面与艉轴轴线的交点处，X轴取艉轴的轴向方向，认定从静环指向动环的方向为坐标的正方向；Y轴和Z轴均取为密封副的径向方向.

采用SolidWorks软件［9］建立此三维模型，并将其导入ANSYS 13.0有限元分析软件进行模拟分析.如图3所示（见下页）.

3.2 基于ANSYS的密封环热态性能模拟分析

采用包含所有必须自由度的耦合单元类型，对模型施加热载荷和力载荷，分别进行热-结构耦合场的稳态和瞬态分析，获得温度场的分布云图.

基于ANSYS的密封环耦合场温度分析［10-13］基本步骤：

a.前处理.

建立密封环的三维有限元模型.选择couple filed中的solid226为耦合单元，具有三维热-结构耦合分析能力.分别对静环和动环定义其包括弹性模量、泊松比、密度、热导率、比定压热容及热膨胀系数等结构参数和热性能参数.并以动环作目标面、静环作接触面建立密封环的接触对，目标面选用target170单元，接触面选用contact174单元，设置合适的热导率，对模型进行体扫略划分网格.有限元模型的网格划分如图4所示.

b.载荷施加和求解.

在耦合场的载荷施加过程中，Ω弹簧等效作用力和密封腔内部海水的静压作用力同时施加于静环面上，密封端面产生的热流密度施加于动环面上，在密封环各边界添加与流体介质相对应的对流换热系数，定义分析类型为Static，以此进行耦合场的稳态求解.

由于密封环所受的平均载荷随着弹簧压缩量的增大而增加，因此，耦合场瞬态分析只选取正常压缩量20 mm和最大压缩量37.5 mm这两种情况进行分析.考虑到艉轴在工作时存在轴向振幅为1 mm的振动，密封环所受的热载荷和力载荷均呈正弦变化.施加载荷所需调用的正弦函数（即施加的载荷P，q与时间τ的函数关系式）如表2所示.定义类型为Transient，以此进行耦合场的瞬态求解.

图3 简化的密封环有限元模型Fig.3 Finite element model of the sealing ring

表2 载荷施加函数Tab.2 Function of the applied load

c.后处理.

利用通用处理器POST1和POST26分别查看密封环的温度场、应力分布云图，以及密封端面的温度随时间变化的曲线图.

3.3 模拟分析结果

3.3.1 密封环耦合场的稳态模拟结果

首先选取3种弹簧压缩量工况进行稳态模拟分析，获得密封端面及密封环的温度变化云图如图5和图6所示，密封端面的接触压强云图和密封环应力变化云图如图7和图8所示.

3.3.2 密封环耦合场的瞬态模拟结果

在密封端面圆环的同一法线上选取5个点，依次由外向内（1，2，3，4，5），对应网格划分的节点为NO851，NO777，NO881，NO1666和NO1623，获得密封端面温度随时间的变化规律，如图9所示.t为温度.

图5 密封端面的温度变化云图Fig.5 Temperature variation of the sealing face

图6 密封环的温度场分布等值线图Fig.6 Isothermal diagram of temperature distribution of the sealing ring

图7 密封端面接触压强云图Fig.7 Contact pressure on the sealing face

图8 密封环等效应力等值线云图Fig.8 Isogram of equivalent stress of the sealing ring

图9 密封端面的温度变化曲线Fig.9 Temperature variation curve of the sealing face

3.3.3 分析

由以上对密封环热-结构耦合场的模拟计算得到的云图可知，在给定的参数范围内，密封环的温度场分布以及等效应力场分布较均匀.

a.在密封端面静环和动环相接触的区域出现压强最大值，当弹簧压缩量为9 mm时，密封端面的压强最大值为0.3 MPa；当弹簧压缩量为20 mm时，密封端面的压强最大值为0.77 MPa；当弹簧压缩量为37.5 mm时，密封端面的压强最大值为1.43 MPa.艉轴密封装置的密封端面存在2°的倾斜间隙（即图2中的DE面），以保证端面能够被海水完全浸润.在静环的2°倾角区域，密封环端面上的压强值为0.此外，密封端面的压强与理论分析计算所得的平均密封端面压强相一致，且均在密封环的屈服极限范围内.

b.当弹簧组压缩量为9 mm时，密封环的温度值范围为35.0～66.1℃；当弹簧组压缩量为20 mm时，密封环的温度值范围为35.0～77.2℃；当弹簧组压缩量为37.5 mm时，密封环的温度值范围为35.0～90.5℃.均未超过规定的温升范围.密封环海水接触的部位，温度接近35℃的海水温度，并基本保持恒定.

c.在密封端面的外沿出现最大温度值，且半径越大的区域，温度值越大，这是密封端面靠近外沿的区域压强值大的缘故.当弹簧组压缩量为9 mm时，密封端面的温度值范围为35.0～64.9℃；当弹簧组压缩量为20 mm时，密封端面的温度值范围为35.1～75.6℃；当弹簧组压缩量为37.5 mm时，密封端面的温度值范围为35.1～88.4℃.均未超过规定的温升范围.

d.密封环等效应力分布均匀，最大应力值出现在动、静环相接触的区域.随着弹簧组压缩量的增加，作用于静环固定端面的弹簧组等效作用力增加，导致了密封端面的压强和密封环的应力值增加；静环与动环之间发生摩擦而产生的热流密度增加，导致了密封环温度的增加.

e.对密封环进行耦合场瞬态分析时，温度场随着时间的推移而改变，并逐步趋于某一稳定值.最终状态的温度值与稳态分析时相一致，达到稳态值所需的时间约为1 600 s（即0.5 h左右）.

4 结 论

a.密封端面2°倾角区域的接触压强值为0；非2°区域受力均匀，最大值出现在该区域内半径较小（靠近艉轴）的地方.

b.密封环在工作时受力发生了形变.通过模拟发现，即使在最大弹簧压缩量为37.5 mm时，其最大应力值仍在屈服极限的范围内，满足选用材料的要求.

c.密封环工作时动、静环接触摩擦，产生摩擦热的最大温升出现在密封端面的非2°倾角区域内.与流体介质相接触的区域温度均为35℃左右.

d.弹簧压缩量增加，使密封环产生的温升明显增加.当最大弹簧压缩量为37.5 mm时的温升最高值为90.5℃，满足实际使用温度范围.

e.密封环的瞬态温度趋于稳态时间约需0.5 h左右.

［1］ 田伯勤.新编机械密封实用技术手册［M］.北京：中国知识出版社，2005.

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（编辑：石 瑛）

Thermal Performance Analysis of the Sealing Ring in Stern Shaft Sealing Device

WANGJin1， WANGYa-si1， DUANWen-shan1， GUOWei1， LIWei1， SHEN Xiao-bin1， ZHANGHan-hua2
（1.School of Environment and Architecture，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai 200093，China；2.Suzhou Industrial Park Service，Suzhou 215028，China）

The sealing ring in stern shaft sealing device is usually working in the state of continuous frictional contact，then the frictional heat will be generated on the sealing face，the temperature will rise and the thermal deformation of sealing face will appear.The temperature field model of the sealing ring was built by using the SolidWorks software，and the ANSYS 13.0 finite element software was adopted for numerical simulation in order to get the temperature field of the sealing ring under the condition of different spring compressions，the temperature distribution on the sealing face，the stress distribution and the dynamic characteristics of the time response.The results show that the temperature of the sealing ring rises with the increase of spring compression，the transient temperature will achieve the stable state in 0.5 h，and the value will meet the requirement of actually used temperature range.

stern shaft sealing；finite element analysis；frictional heating；temperature filed

TH 117.1

A

1007-6735（2013）04-0361-06

2013-06-04

上海市教委重点学科建设资助项目（J50502）

王 瑾（1955-），女，副教授.研究方向：制冷空调工程研发与节能.E-mail：wjljh2003＠163.com