陸建花，孫見君，陳衛(wèi)，馬晨波，嚴(yán)彥

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自泵送機(jī)械密封與螺旋槽機(jī)械密封的性能比較

陸建花1，孫見君1，陳衛(wèi)2，馬晨波1，嚴(yán)彥1

（1南京林業(yè)大學(xué)機(jī)械電子工程學(xué)院，江蘇南京 210037；2揚(yáng)州秋源壓力容器制造有限公司，江蘇揚(yáng)州225115）

運(yùn)用Fluent軟件對(duì)泵入式自泵送機(jī)械密封與螺旋槽流體動(dòng)壓型機(jī)械密封進(jìn)行三維流場(chǎng)動(dòng)力學(xué)仿真分析，比較研究了兩種流體動(dòng)壓型機(jī)械密封在不同幾何參數(shù)和操作條件下的端面開啟力和泄漏率。結(jié)果表明：在相同的結(jié)構(gòu)和操作條件下，螺旋槽機(jī)械密封的動(dòng)壓效應(yīng)和泄漏率均大于自泵送機(jī)械密封的相應(yīng)值，其開啟力與泄漏率的比值小于自泵送機(jī)械密封的相應(yīng)值的比值；端面結(jié)構(gòu)參數(shù)和轉(zhuǎn)速對(duì)螺旋槽機(jī)械密封的開啟力和泄漏率影響顯著，對(duì)自泵送機(jī)械密封影響不明顯。螺旋槽機(jī)械密封比自泵送機(jī)械密封在性能上具有更高的尺寸依賴性。

機(jī)械密封；模型；數(shù)值模擬；計(jì)算流體力學(xué)；開啟力；泄漏率

引 言

隨著現(xiàn)代工業(yè)的生產(chǎn)裝置大型化、高度集成化，生產(chǎn)設(shè)備長(zhǎng)周期運(yùn)行的穩(wěn)定性、可靠性顯得尤為重要。非接觸式機(jī)械密封因其端面材料不會(huì)受到PV值制約，已經(jīng)在石油、化工、電力等行業(yè)的高速、高壓旋轉(zhuǎn)機(jī)械中得到廣泛的應(yīng)用[1-2]。螺旋槽流體動(dòng)壓型機(jī)械密封作為非接觸式機(jī)械密封的主要結(jié)構(gòu)形式，是通過在密封端面開設(shè)型槽，利用型槽的流體動(dòng)壓效應(yīng)在密封端面間形成一層極薄的流體膜，分離密封端面以實(shí)現(xiàn)非接觸，改善端面間的摩擦磨損，在保障密封性能的基礎(chǔ)上延長(zhǎng)機(jī)械密封壽命[3]，并已成為國(guó)內(nèi)外學(xué)者研究的重點(diǎn)[4-5]。如美國(guó)專利[6]公開的“一種具有單列螺旋槽的流體動(dòng)靜壓結(jié)合型非接觸式機(jī)械密封”以及張鵬高等[7]研究的內(nèi)、外螺旋槽型機(jī)械密封, 均是通過將流體介質(zhì)楔入螺旋槽內(nèi)，減小密封端面的摩擦。但同時(shí)卻增大了動(dòng)環(huán)和靜環(huán)端面間的泄漏，是一種以犧牲泄漏率為代價(jià)產(chǎn)生開啟力的密封形式。美國(guó)專利[8]公開的“一種流體動(dòng)壓型雙列螺旋槽端面密封裝置”、中國(guó)專利[9]公開的“雙列流體動(dòng)壓槽自潤(rùn)滑非接觸式機(jī)械密封”以及李英等[10]研究的單雙列螺旋槽干氣密封端面氣膜剛度，表明雙列螺旋槽機(jī)械密封在保證開啟力的基礎(chǔ)上，克服了單列螺旋槽機(jī)械密封泄漏率大的缺陷，但是其較為復(fù)雜的結(jié)構(gòu)、較大的安裝空間要求以及只適用于密封端面兩側(cè)流體壓差不大工況的特點(diǎn)極大地限制了應(yīng)用范圍。孫見君等[11]提出了一種新型的“自泵送流體動(dòng)壓型機(jī)械密封”，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)便、安裝空間小，密封性能良好等優(yōu)點(diǎn)。周敏等[12]、顧東升等[13]初步分析了自泵送機(jī)械密封的密封性能，對(duì)其結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。但對(duì)于自泵送機(jī)械密封的適用工況未見到更為深入的研究。

本工作從結(jié)構(gòu)原理以及結(jié)構(gòu)參數(shù)、工作參數(shù)對(duì)開啟力和泄漏率的影響方面研究比較自泵送機(jī)械密封和螺旋槽流體動(dòng)壓型機(jī)械密封的特點(diǎn)，指出各自適宜的工況范圍，為高參數(shù)旋轉(zhuǎn)機(jī)械的長(zhǎng)周期穩(wěn)定運(yùn)行提供設(shè)計(jì)依據(jù)。

1 型槽結(jié)構(gòu)及工作原理

1.1 型槽結(jié)構(gòu)

圖1(a)為螺旋槽機(jī)械密封，圖1(b)為自泵送機(jī)械密封，兩種型槽的動(dòng)環(huán)端面均開設(shè)有型線為對(duì)數(shù)螺旋線的螺旋槽區(qū)。與螺旋槽機(jī)械密封不同的是，泵入式自泵送機(jī)械密封在靜環(huán)端面相對(duì)于動(dòng)環(huán)上螺旋槽根部的位置處開設(shè)有圓環(huán)形儲(chǔ)液槽，并在槽內(nèi)設(shè)置多個(gè)與密封腔連通的軸向引流孔道。

圖1 兩種型槽機(jī)械密封的三維結(jié)構(gòu)

1.2 工作原理

普通的螺旋槽流體動(dòng)壓型機(jī)械密封如圖1(a)所示，在帶有螺旋槽的動(dòng)環(huán)逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)將流體介質(zhì)楔入螺旋槽內(nèi)，通過螺旋槽側(cè)面的做功在螺旋槽根部產(chǎn)生流體動(dòng)壓，分離動(dòng)、靜環(huán)端面。

靜環(huán)上設(shè)置圓環(huán)形儲(chǔ)液槽和引流孔道的自泵送機(jī)械密封如圖1(b)所示，當(dāng)動(dòng)環(huán)逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)密封腔室內(nèi)的流體沿著動(dòng)環(huán)端面的螺旋槽凹面楔入槽內(nèi)，向動(dòng)環(huán)內(nèi)徑側(cè)流動(dòng)至螺旋槽根部處，由于型槽的剪切做功，加之旋轉(zhuǎn)半徑的減小，螺旋槽根部處流體的線速度下降，此時(shí)流體的部分動(dòng)能轉(zhuǎn)化為壓力能，槽根部的流體成為高壓流體，在壓差作用下通過靜環(huán)上的引流孔道重新流回密封腔室，形成自泵入循環(huán)。利用流體型槽內(nèi)流體的自循環(huán)，一方面產(chǎn)生了分離動(dòng)、靜環(huán)端面的流體動(dòng)壓，另一方面，流體在密封面之間的不斷循環(huán)過程中不但能夠潤(rùn)滑動(dòng)、靜環(huán)端面，還能夠及時(shí)帶走密封面之間的摩擦熱。

2 理論模型

2.1 基本假設(shè)

流體動(dòng)壓型機(jī)械密封的流場(chǎng)計(jì)算十分復(fù)雜。為簡(jiǎn)化計(jì)算，基于流體力學(xué)基本理論和密封系統(tǒng)工況對(duì)兩種密封結(jié)構(gòu)的端面型槽的流體膜做如下假設(shè)[14]：

①連續(xù)的牛頓流體，做層流流動(dòng)；

②不考慮溫度對(duì)液膜的影響，而且流體的溫度、黏度不隨時(shí)間變化；

③液膜厚度薄，忽略流體壓力與密度在其厚度方向上的變化；

④密封環(huán)溫度、材料性質(zhì)不隨時(shí)間變化；

⑤液體分子與密封表面間無相對(duì)滑移；

⑥密封端面光滑，忽略其粗糙度的影響；

⑦忽略工作過程中系統(tǒng)的擾動(dòng)和振動(dòng)的影響。

2.2 計(jì)算模型

本工作所研究的自泵送型槽和螺旋槽機(jī)械密封，其動(dòng)環(huán)端面的螺旋槽分布均勻且流場(chǎng)軸對(duì)稱，所以理論上各螺旋槽區(qū)域的流場(chǎng)相同，為了降低計(jì)算機(jī)進(jìn)行三維建模及網(wǎng)格劃分性能要求，取其中任一螺旋槽三維計(jì)算單元進(jìn)行計(jì)算[15]，如圖2所示。

圖2 模擬計(jì)算單元

由于計(jì)算單元在膜厚方向上尺度小，Gambit 軟件自動(dòng)劃分網(wǎng)格技術(shù)難以滿足網(wǎng)格精度要求，故基于網(wǎng)格無關(guān)性分析，采用線-面-體網(wǎng)格劃分順序手動(dòng)劃分網(wǎng)格，得到螺旋槽機(jī)械密封的網(wǎng)格數(shù)為465630個(gè)、自泵送機(jī)械密封的網(wǎng)格數(shù)為963047個(gè)。

2.3 控制方程

根據(jù)基本假設(shè)和幾何模型，模型滿足Reynolds方程[16-17]

對(duì)式（1）進(jìn)行量綱1化處理，得

2.4 求解器及邊界條件

本工作利用Fluent 6.3軟件進(jìn)行模擬計(jì)算，具體設(shè)置如下：采用三維單精度求解器，求解器模型為無黏性（理想）流體，流態(tài)為層流，壓力速度耦合采用SIMPLEC 算法，擴(kuò)散項(xiàng)的離散格式設(shè)為中心差分格式，對(duì)流項(xiàng)的離散格式設(shè)為二階迎風(fēng)格式，模型收斂絕對(duì)精度為10-8。

采用Reynolds 邊界作為計(jì)算單元的兩類邊界條件[18-19]。

3 數(shù)值模擬結(jié)果與分析

密封端面開啟力和泄漏率是研究非接觸機(jī)械密封性能的兩個(gè)重要指標(biāo)。下面著重研究?jī)煞N機(jī)械密封的開啟力與泄漏率。

影響兩種型槽機(jī)械密封性能的結(jié)構(gòu)參數(shù)主要有槽數(shù)g、螺旋角、螺旋槽深g、槽臺(tái)寬比、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比，性能參數(shù)有膜厚0、轉(zhuǎn)速、壓差等[20]。為了便于比較分析兩種型槽，本工作取常溫水為密封介質(zhì)，其黏度1.003×10-3Pa·s，密封端面外半徑o89mm，內(nèi)半徑i53mm。對(duì)于自泵送機(jī)械密封，取環(huán)槽寬3mm，環(huán)槽深600 μm，引流孔道孔徑2mm。此外，為了保證密封端面間適當(dāng)?shù)囊耗偠?、開啟力、較小的泄漏率，在進(jìn)行單因素影響分析比較時(shí)參考密封標(biāo)準(zhǔn)中對(duì)密封端面粗糙度的要求，取膜厚01.2μm。

3.1 介質(zhì)膜壓力分布

在相同膜厚和操作參數(shù)條件下對(duì)兩種不同槽型的機(jī)械密封進(jìn)行數(shù)值模擬，可以得到如圖3所示的計(jì)算單元壓力分布云圖。

圖3 計(jì)算單元壓力分布云圖

圖3表明自泵送型槽和螺旋槽在槽根部均能產(chǎn)生增壓效果，隨著密封介質(zhì)從密封端面外徑高壓處泵入，在徑向方向液膜壓力沿螺旋槽方向逐漸增加，而且在槽根部達(dá)到最高壓力，在軸向方向液膜壓力在靠近螺旋槽槽底部達(dá)到最大值，從而產(chǎn)生分離密封端面的開啟力。比較這兩種型槽的機(jī)械密封，可以發(fā)現(xiàn)自泵送型槽在根部產(chǎn)生的最大壓力低于螺旋槽根部的最大壓力，其開啟力小于螺旋槽機(jī)械密封，所以螺旋槽機(jī)械密封更適用于開啟力要求較大的場(chǎng)合。

3.2 結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)性能的影響對(duì)比分析

由圖4可知，對(duì)于螺旋槽機(jī)械密封而言，其開啟力和泄漏率隨螺旋槽數(shù)、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比增加而增大，隨螺旋角、螺旋槽深增大而減?。黄溟_啟力隨槽臺(tái)寬比增大而減小，但泄漏率幾乎不受影響。對(duì)于自泵送機(jī)械密封而言，其開啟力和泄漏率隨槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比增加而增大，而其開啟力和泄漏率受螺旋槽數(shù)、螺旋槽深、螺旋角等參數(shù)影響不顯著。對(duì)比這兩種型槽機(jī)械密封，可以發(fā)現(xiàn)螺旋槽機(jī)械密封的密封性能受這些結(jié)構(gòu)因素影響均大于自泵送機(jī)械密封，在一定的結(jié)構(gòu)參數(shù)范圍內(nèi)自泵送機(jī)械密封端面結(jié)構(gòu)具有較好的穩(wěn)定性，對(duì)于結(jié)構(gòu)參數(shù)的要求沒有螺旋槽機(jī)械密封高。其原因在于，自泵送機(jī)械密封的結(jié)構(gòu)和工作原理使得其開啟力與泄漏率之間存在一種自我平衡的特性，也就是說，當(dāng)其密封端面間的開啟力增大時(shí)，螺旋槽根部的液體會(huì)在壓差作用下從引流孔道重新流回密封腔，流向壩區(qū)的密封介質(zhì)減少，從而降低泄漏率，故其受到結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響較小。

然而，槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比對(duì)自泵送機(jī)械密封的影響較其他因素略大，可能是因?yàn)椴坶L(zhǎng)壩長(zhǎng)比的增大意味著旋轉(zhuǎn)半徑的減小，螺旋槽根部處流體的線速度降低，此時(shí)流體的部分動(dòng)能轉(zhuǎn)化為壓力能，開啟力增大；槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比增大，使得引流孔位置趨近密封端面內(nèi)徑處，即減小了形成流體泄漏阻力的密封壩寬度，因而導(dǎo)致泄漏率增加。

機(jī)械密封開啟力與泄漏率的比值能在一定程度上反映出機(jī)械密封的密封性能。當(dāng)開啟力與泄漏率的比值增大，即泄漏率減小、開啟力增大，則機(jī)械密封的密封性能隨之得到優(yōu)化；反之，當(dāng)開啟力與泄漏率的比值減小，即泄漏率增大、開啟力減小，則機(jī)械密封的密封性能隨之受到削弱。如圖5所示，通過比較兩種型槽機(jī)械密封的開啟力與泄漏率的比值可以發(fā)現(xiàn)，自泵送機(jī)械密封的開啟力與泄漏率的比值較大且較為平穩(wěn)，即在較小的泄漏率情況下具有較大的開啟力。顯然，自泵送機(jī)械密封受結(jié)構(gòu)參數(shù)影響不明顯，在結(jié)構(gòu)發(fā)生突變時(shí)仍能很好地保證良好的密封性能，適用于要求性能平穩(wěn)且對(duì)泄漏率要求較高的場(chǎng)合。

3.3 密封間隙對(duì)密封性能的影響

由圖6可知，兩種機(jī)械密封的泄漏率均隨密封間隙增加而增大，特別是螺旋槽機(jī)械密封的泄漏率隨密封間隙增大明顯增大；密封間隙的增大使得螺旋槽密封的開啟力減小，自泵送型槽密封的開啟力幾乎不變。

圖6 膜厚對(duì)泄漏率和開啟力的影響

通過圖7還可以發(fā)現(xiàn)兩種機(jī)械密封的開啟力與泄漏率的比值均隨密封間隙增加而急劇下降，這表明密封間隙對(duì)非接觸式機(jī)械密封影響巨大；當(dāng)膜厚增加到一定程度，密封效果不明顯，出現(xiàn)大量泄漏，密封開始失效。但總體而言，密封間隙對(duì)自泵送機(jī)械密封造成的影響相對(duì)較小，仍然可以較好地保證密封端面開啟力穩(wěn)定。

圖7 膜厚對(duì)兩種機(jī)械密封開啟力與泄漏率的比值的影響

3.4 操作條件對(duì)密封性能的影響對(duì)比分析

從圖8可以看出，對(duì)于螺旋槽機(jī)械密封，隨著主軸轉(zhuǎn)速和密封面內(nèi)、外側(cè)壓差的增加，其開啟力和泄漏率均隨之增大。而對(duì)于自泵送機(jī)械密封，密封面內(nèi)、外側(cè)壓差的增加使得進(jìn)入螺旋槽的流體壓力增大，開啟力呈線性增大，導(dǎo)致密封壩兩側(cè)的壓差增大，致使泄漏率也呈線性迅速增大。然而主軸轉(zhuǎn)速對(duì)其開啟力及泄漏率的影響可以忽略不計(jì)，其原因是引流孔道開設(shè)在靜環(huán)上，并在與動(dòng)環(huán)槽根部相對(duì)應(yīng)的靜環(huán)端面上開設(shè)環(huán)槽，便于與靜環(huán)上的引流孔道相連通，自循環(huán)過程流暢，所以其密封性能幾乎不受轉(zhuǎn)速影響。

圖8 操作參數(shù)對(duì)泄漏率和開啟力的影響

如圖9所示，對(duì)于螺旋槽機(jī)械密封，開啟力與泄漏率的比值隨主軸轉(zhuǎn)速增加而急劇下降，隨密封面內(nèi)、外側(cè)壓差增加而逐漸增大。比較相同的主軸轉(zhuǎn)速和密封面內(nèi)、外側(cè)壓差條件下兩種型槽機(jī)械密封的開啟力與泄漏率的比值，可以發(fā)現(xiàn)自泵送機(jī)械密封的開啟力與泄漏率的比值較大且較為平穩(wěn)，即在較小的泄漏率情況下具有較大的開啟力，具有良好的密封性能，更適用于高轉(zhuǎn)速、高壓差、對(duì)泄漏率及穩(wěn)定性要求較高的場(chǎng)合，在機(jī)器的啟停狀態(tài)具有更平穩(wěn)的性能。

圖9 操作參數(shù)對(duì)兩種機(jī)械密封開啟力與泄漏率的比值的影響

4 結(jié) 論

（1）在相同的結(jié)構(gòu)參數(shù)和操作條件下，自泵送機(jī)械密封的動(dòng)壓效應(yīng)稍弱于螺旋槽機(jī)械密封，但其泄漏率小，而且在相同的泄漏率條件下具有更大的開啟力。螺旋槽機(jī)械密封更適用于對(duì)開啟力要求較高的場(chǎng)合，而自泵送機(jī)械密封則適用于對(duì)泄漏率要求較高的場(chǎng)合。

（2）在一定的結(jié)構(gòu)參數(shù)范圍內(nèi)，自泵送機(jī)械密封性能幾乎不受螺旋角、槽數(shù)、槽深、槽臺(tái)寬比等因素影響，其開啟力與泄漏率的比值比螺旋槽機(jī)械密封高，螺旋槽流體動(dòng)壓型機(jī)械密封比自泵送機(jī)械密封在性能上具有更高的尺寸依賴性。

（3）與螺旋槽機(jī)械密封相比，在一定的操作參數(shù)范圍內(nèi)自泵送機(jī)械密封性能幾乎不受轉(zhuǎn)速影響，即具有更好的性能穩(wěn)定性。

符 號(hào) 說 明

D——引流孔道直徑，mm d——圓環(huán)形儲(chǔ)液槽寬度，mm h——圓環(huán)形儲(chǔ)液槽深度，μm hg——螺旋槽深度，μm h0——密封環(huán)非槽區(qū)流體膜厚度，μm Ng——螺旋槽個(gè)數(shù) n——主軸轉(zhuǎn)速，r·min-1 p——密封面內(nèi)、外側(cè)壓差，MPa pi, po——分別為進(jìn)口壓力、出口壓力，Pa ri, ro——分別為密封環(huán)內(nèi)徑、密封環(huán)外徑，mm α——?jiǎng)迎h(huán)上圓周切線與對(duì)數(shù)螺旋線切線的夾角，（°） γ——?jiǎng)迎h(huán)端面螺旋槽長(zhǎng)度與整個(gè)密封面寬度的比值 δ——?jiǎng)迎h(huán)端面周向上螺旋槽寬度與整個(gè)槽臺(tái)寬度的比值

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Performance comparison of self-pumping and spiral groove mechanical seals

LU Jianhua1, SUN Jianjun1, CHEN Wei2, MA Chenbo1, YAN Yan1

(1School of Mechanical and Electrical Engineering, Nanjing Forestry University, Nanjing 210037, Jiangsu, China;2Yangzhou Qiu Yuan Pressure Vessel Manufacturing Limited Company, Yangzhou 225115, Jiangsu, China)

3D flow field dynamics of two hydrodynamic mechanical seals of self-pumping and spiral groove, which were based on “pumping in” principle, were simulated by Fluent software. Sealing properties of opening force and leakage rate were compared on these two seals at various structural and operating parameters. The numerical simulation results showed that, at the same structure and operating condition, the spiral groove mechanical seal had higher hydrodynamic effect and leakage rate but lower ratio of opening force over leakage rate than self-pumping mechanical seal. In terms of seal performance of opening force and leakage rate, the impact of both transverse structure parameters and rotating speed were significant to spiral groove mechanical seal but insignificant to self-pumping mechanical seal. The performance of hydrodynamic mechanical seals is more dependent on dimensions for spiral groove mechanical seal than for self-pumping mechanical seal.

mechanical seals; model; numerical simulation; CFD; opening force; leakage rate

2016-04-05.

Prof. SUN Jianjun, sunjj65@163.com

10.11949/j.issn.0438-1157.20160419

TH 136

A

0438—1157（2016）10—4370—08

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51375245，51505230）；江蘇省自然科學(xué)基金項(xiàng)目（BK20130976）；揚(yáng)州市工業(yè)前瞻性研究計(jì)劃項(xiàng)目（YZ2014092）。

2016-04-05收到初稿，2016-05-10收到修改稿。

聯(lián)系人：孫見君。第一作者：陸建花（1991—），女，碩士研究生。

supported by the National Natural Science Foundation of China (51375245, 51505230), the Natural Science Foundation of Jiangsu Province (BK20130976) and the Yangzhou City Industrial Prospective Study Program (YZ2014092).