宋勝偉， 葉耀川

(黑龍江科技學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，哈爾濱 150027)

具有周向貫通槽的螺旋槽干氣密封的數(shù)值模擬

宋勝偉， 葉耀川

(黑龍江科技學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，哈爾濱 150027)

為研究具有周向貫通槽的螺旋槽干氣密封的工作機(jī)理，運(yùn)用Fluent軟件對螺旋槽干氣密封模型上加開周向貫通槽的端面流場進(jìn)行了數(shù)值模擬分析，同時對比分析了運(yùn)動參數(shù)對單開螺旋槽和加開周向貫通槽兩者的影響。結(jié)果表明:加開周向貫通槽的螺旋槽干氣密封具有更小的泄漏量，較大的開啟力，端面壓力周向分布均勻，對動、靜環(huán)端面穩(wěn)定地非接觸運(yùn)行起到重要的作用，保證了密封工作的穩(wěn)定性。經(jīng)數(shù)值模擬分析，周向貫通槽槽形幾何參數(shù)最佳取值范圍槽寬為2.0～3.0 μm，深度為2.0～4.0 μm。

干氣密封;螺旋槽;周向貫通槽;Fluent

干氣密封是依靠微米級的氣體薄膜潤滑的非接觸式機(jī)械密封［1］。與其他密封相比，干氣密封具有低泄漏率、無磨損運(yùn)轉(zhuǎn)、能耗少、壽命長、所密封氣(液)體不受污染等技術(shù)優(yōu)勢［2］。隨著國內(nèi)對各種槽形端面干氣密封的深入研究，尤其是螺旋槽端面，正逐步取代傳統(tǒng)的密封形式，需求量呈逐年遞增的趨勢［3］。

這類流體泵入式機(jī)械密封是借助動環(huán)端面外側(cè)開設(shè)的流體動壓槽［4］，在旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下利用流體動壓槽的泵送作用，形成剪切流去抵抗泄漏的壓差流，可以將泄漏的流體從低壓反輸?shù)礁邏骸Ｅc其他槽型相比，螺旋槽干氣密封具有更一致的壓力分布，是一種更靈活、更成熟的理論槽型。目前，關(guān)于在螺旋槽干氣密封模型上加開周向貫通槽對機(jī)械密封性能影響的研究文獻(xiàn)少見，筆者應(yīng)用流場分析軟件Fluent，對螺旋槽干氣密封模型上加開周向貫通槽的端面流場進(jìn)行數(shù)值模擬分析。研究周向貫通槽深度、寬度對密封性能的影響，并與單開螺旋槽型結(jié)構(gòu)進(jìn)行對比分析。

1 基本假設(shè)

根據(jù)流體力學(xué)基礎(chǔ)知識，同時考慮到密封系統(tǒng)本身所具有的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，對密封端面間的氣膜流場進(jìn)行分析時，作如下假設(shè)［5－6］:

(1)間隙內(nèi)流體視為連續(xù)流體;

(2)屬于牛頓黏性流體;

(3)氣體在上下兩表面無滑移;

(4)忽略氣體的慣性力和體積力;

(5)忽略工作過程中系統(tǒng)的擾動弱振動的影響。

作為螺旋槽干氣密封運(yùn)轉(zhuǎn)中重要的參數(shù)——?dú)饽ず穸?，由于其本身很小，通常?～6 μm，故可以把密封端面間氣體視為等溫流動過程，根據(jù)以上假設(shè)條件，在等溫狀態(tài)下得到可壓縮流體動力潤滑方程［7］:

式中:r——密封環(huán)半徑，mm;

h——非槽區(qū)氣膜厚度，μm;

B——同螺旋槽旋轉(zhuǎn)方向和動環(huán)旋轉(zhuǎn)方向有關(guān)的常數(shù)。

式(1)中B的取值見表1。對式(1)進(jìn)行量綱1處理，令R=r/ro，ˉP=p/po，H=h/ho，ψ=θ，Λ=6 μω (ro/h0)2/po，則可寫為

表1 B的取值Table 1 Values of B

2 工作原理

螺旋槽干氣密封是依靠端面開的螺旋槽吸入被密封的氣體，在密封端面間隙得到動態(tài)穩(wěn)定并形成一定厚度要求的氣膜。端面的間隙可自行控制界面開啟力Fo與作用在靜環(huán)上的閉合力Fc平衡，使氣膜具有良好的彈性，形成穩(wěn)定的運(yùn)轉(zhuǎn)并防止密封端面相互接觸。開啟力Fo的大小直接決定著氣膜的厚度，進(jìn)而影響泄漏量的大小。

閉合力Fc(N)由密封流體壓力和彈性元件壓力組成:

式中:ro、ri——外徑和內(nèi)徑，mm;

rb——平衡半徑，mm;

po、pi——出口和入口壓力，MPa;

ps——彈簧比壓。

開啟力Fo(N)為密封端面氣膜作用在密封面上壓力之和:

式中:pj——壓力，Pa;

Aj——每個網(wǎng)格小面的面積，mm2。

泄漏量Q(L/h)是指單位時間內(nèi)通過端面密封副和輔助密封泄漏的被密封介質(zhì)的總量:

式中:vj——速度矢量，m/s;

Aj——面積矢量，m2;

ρj——每個小面積上的密度，kg/m3;

ρo——標(biāo)準(zhǔn)狀況下的密度，kg/m3。

3 有限元模型與求解

3.1 模型的建立

根據(jù)文獻(xiàn)［8］的介紹，泄漏液從外徑向內(nèi)徑流動，槽應(yīng)開在動環(huán)上。圖1為具有周向貫通槽的螺旋槽干氣密封幾何模型。螺旋槽滿足對數(shù)螺旋線方程［9］:

式中:rg——螺旋槽的槽根半徑，mm;

θ——轉(zhuǎn)角，(°);

β——螺旋角，(°)。

如圖1所示，取在密封端面間所形成的氣體薄膜為研究對象。根據(jù)密封端面上槽形的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，可選擇整個氣體薄膜的1/Ng作為計算區(qū)域，Ng為螺旋槽心檔數(shù)。計算區(qū)域字母A～H是由一個螺旋槽區(qū)(IJKL)、與其相連的堰區(qū)(ABKL和GHIJ)和壩區(qū)(CDEF)以及通槽(BCFG)組成。

圖1 具有周向貫通槽的螺旋槽干氣密封結(jié)構(gòu)Fig.1 the dry gas seal structure of spiral groove with circumference perforation slot

首先在模型沿徑向的各個面上分區(qū)域采用非結(jié)構(gòu)化的四邊形網(wǎng)格進(jìn)行了劃分，然后，將面網(wǎng)格采用cooper方法拉伸成六面體網(wǎng)格，通過各面厚度方向上的網(wǎng)格層數(shù)來控制總網(wǎng)格數(shù)。計算模型網(wǎng)格劃分后如圖2所示。

圖2 有限元模型Fig.2 Finite element model

3.2 層流模型

根據(jù)雷諾數(shù)

式中:v——旋轉(zhuǎn)線速度，m/s;

ho——?dú)饽ず穸?，μm。

對雷諾數(shù)作如下估算:最大轉(zhuǎn)速20 000 r/min時，雷諾數(shù)為174，故可以將間隙內(nèi)氣體的流動假定為層流進(jìn)行模擬。

將可壓縮完全氣體雷諾方程［6］作為控制方程，它的極坐標(biāo)表達(dá)式為

3.3 求解方法

求解器選擇分離的隱式求解器，壓力速度耦合采用SIMPLEC算法，壓力差值格式為標(biāo)準(zhǔn)差值，對流項的離散格式采用二階迎風(fēng)格式。

由于被密封流體處于密封端面外側(cè)，在壓力差作用下流體從密封端面外側(cè)流向內(nèi)側(cè)。因此將螺旋槽和密封堰的入口設(shè)置為壓力入口，壩區(qū)出口設(shè)置為壓力出口;靠近動環(huán)端面和槽側(cè)面的氣膜壁面均設(shè)置為旋轉(zhuǎn)運(yùn)動壁面，靠近靜環(huán)端面的氣膜壁面為默認(rèn)設(shè)置;槽內(nèi)流體區(qū)域的流體使用Moving reference frame，給定旋轉(zhuǎn)角速度值，其余區(qū)域采用默認(rèn)設(shè)置;壩區(qū)和密封堰區(qū)邊界為周期性邊界條件，且滿足

4 計算結(jié)果與分析

文中數(shù)值模擬所用密封產(chǎn)品的幾何參數(shù)與運(yùn)動條件如表2所示，其中介質(zhì)為空氣。

表2 槽型參數(shù)和運(yùn)動條件Table 2 Groove type parameters and operational conditions

4.1 壓力分布

根據(jù)以上的端面最大參數(shù)及工況，利用CFD計算的壓力分布如圖3所示。由圖3可知兩種密封端面的氣體由于在螺旋槽內(nèi)逐漸被壓縮，導(dǎo)致壓力由外徑向內(nèi)徑逐漸增加。在槽根處都達(dá)到最大壓力，但是加開周向貫通槽的密封端面最大壓力略高于單開螺旋槽。氣體通過密封壩時產(chǎn)生較大的壓力降。而在壩區(qū)由于沿周向和徑向沒有槽，故周向和徑向壓力梯度基本保持不變。加開周向貫通槽使氣體沿端面周向均勻分布，對動、靜環(huán)端面穩(wěn)定地非接觸運(yùn)行具有重要的作用。

4.2 幾何參數(shù)對密封性能的影響

4.2.1 槽寬

槽寬對密封性能的影響如圖4所示。圖4a是對開啟力的影響。隨著周向貫通槽寬度的增加，階梯效應(yīng)逐漸減弱，所產(chǎn)生的動壓減小，開啟力也隨之減小。由于動、靜環(huán)間的間隙大小直接受開啟力的影響，而泄漏量近似與間隙的三次方成正比［3］，因此，如圖4b所示，泄漏量與開啟力具有相同的變化趨勢。

圖3 壓力分布云圖Fig.3 Single spiral groove

圖4 槽寬對密封性能的影響Fig.4 Effect of slot width on the sealing performance

4.2.2 槽深

槽深對密封性能的影響如圖5所示。隨著周向貫通槽深度的增加，圖5a開啟力和圖5b泄漏量均先增加，然后迅速減小，在槽深3 μm左右時達(dá)到最大。出現(xiàn)最佳周向貫通槽槽深值的主要原因是:當(dāng)周向貫通槽小于該最佳槽深值時，隨著槽的加深，階梯效應(yīng)逐漸明顯，產(chǎn)生的動壓也逐漸增強(qiáng)，開啟力和泄漏量增加;然而周向貫通槽過深，密封介質(zhì)流經(jīng)周向貫通槽時，所形成的氣膜厚度突然增大出現(xiàn)負(fù)壓現(xiàn)象，造成流體動壓效應(yīng)降低，導(dǎo)致開啟力減小，泄漏量也隨之減小。

圖5 槽深對密封性能的影響Fig.5 Effect of slot depth on the sealing performance

4.3 運(yùn)動參數(shù)對密封性能的影響

4.3.1 轉(zhuǎn)速

轉(zhuǎn)速對密封性能的影響如圖6所示。由圖6a可知，隨著轉(zhuǎn)速的增加，動壓效果增強(qiáng)，單開螺旋槽和加開周向貫通槽的開啟力幾乎均呈線性增加，而且加開周向貫通槽所產(chǎn)生的開啟力明顯高于單開螺旋槽。這主要是因為沿相對運(yùn)動方向周向貫通槽并不存在楔形效應(yīng)，而且周向貫通槽與螺旋槽內(nèi)徑相通，故其動壓值等于螺旋槽內(nèi)徑末端的動壓值，且整個周向貫通槽內(nèi)氣膜動壓值相等，而該動壓值由于是氣體在螺旋槽的根部所達(dá)到的最大值，因而加開周向貫通槽的平衡端面壓力相對較高。由圖6b可知，隨著轉(zhuǎn)速的增加，沿周向吸入槽內(nèi)的氣體增加，在單開螺旋槽下，泄漏量呈線性增加，然而加開周向貫通槽處不產(chǎn)生動壓，致使整個端面的平均動壓值低于單開螺旋槽時的值，動壓值的減小，使得兩端面間間隙減小，泄漏量呈現(xiàn)出緩慢降低。

圖6 轉(zhuǎn)速對密封性能的影響Fig.6 Effect of speed on the sealing performance

4.3.2 入口壓力

入口壓力的影響如圖7所示。由圖7a可知，隨著入口壓力的增加，單開螺旋槽和加開周向貫通槽的開啟力均增加，但是加開周向貫通槽所產(chǎn)生的開啟力高于單開螺旋槽，而且加開周向貫通槽所產(chǎn)生的開啟力增加速率逐漸增加。這主要是因為入口壓力增加到一定程度，周向貫通槽內(nèi)徑與外徑間壓差過大，導(dǎo)致所形成的周向貫通膜寬度減小而開啟力增加更快。同時周向貫通膜剛度增強(qiáng)，圖7b可見泄漏量隨入口壓力增加雖均呈現(xiàn)增加，但是加開周向貫通槽的增加速率逐漸減小，且泄漏量總是略低于單開螺旋槽。

圖7 入口壓力對密封性能的影響Fig.7 Effect of inlet pressure on the sealing performance

5 結(jié)束語

加開周向貫通槽的螺旋槽干氣密封具有比單開螺旋槽干氣密封更小的泄漏量，且開啟力較大，端面壓力周向分布均勻，對動、靜環(huán)端面穩(wěn)定地非接觸運(yùn)行起到重要的作用，能夠保證密封的穩(wěn)定性。

通過對單開螺旋槽和加開周向貫通槽兩種密封端面的數(shù)值模擬，得到密封端面氣膜的壓力分布規(guī)律:兩種密封端面的氣體壓力由外徑向內(nèi)徑逐漸增加，在槽根處均達(dá)到最大壓力，但加開周向貫通槽的密封端面最大壓力略高于單開螺旋槽。隨著轉(zhuǎn)速的增加，二者開啟力均呈線性增加，但加開周向貫通槽的開啟力高于單開螺旋槽，單開螺旋槽的泄漏量呈線性增加，加開周向貫通槽的泄漏量緩慢降低且明顯低于單開螺旋槽。隨著入口壓力的增加，二者泄漏量和開啟力均增加，但加開周向貫通槽的開啟力高于單開螺旋槽的，而泄漏量略低單開螺旋槽。周向貫通槽槽形幾何參數(shù)的最佳取值范圍槽寬為2.0～3.0 μm，深度取2.0～4.0 μm。該研究結(jié)果対螺旋槽干氣密封結(jié)構(gòu)的進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計具有一定的參考價值。

［1］郝木明.機(jī)械密封技術(shù)及應(yīng)用［M］.北京:中國石化出版社，2010.

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Numerical simulation of spiral groove dry gas seals with circumference through slot

SONG Shengwei，YE Yaochuan
(College of Mechanical Engineering，Heilongjiang Institute of Science＆Technology，Harbin 150027，China)

Aimed at studying the working mechanism of spiral groove dry gas seals with circumference through slot，this paper describes the use of fluent software to simulate and analyze the face flow field with circumference through slot in spiral groove dry gas seal model，along with comparative analysis of the effects of a single spiral groove and an extra circumference perforation slot at the same time.Result shows that spiral groove dry gas seal with circumference through slot boasts a smaller leakage，bigger opening force，and uniformly-distributed face pressure in the circumferential direction，thus contributing much more to obtaining stable non-contact operation of the dynamic and static ring face and ensuring the stability of the seal face.The numerical simulation analysis shows that the circumference through slot has the best geometry parameters range of 2.0～3.0 μm in width and 2.0～4.0 μm in depth.

dry gas seal;spiral groove;circumference perforation slot;Fluent

TB42

A

1671－0118(2012)02－0157－05

2012－03－09

宋勝偉(1968－)，男，黑龍江省樺南人，教授，碩士，研究方向:現(xiàn)代機(jī)械設(shè)計及理論，E-mail:song8045676@163.com。

(編輯徐 巖)