賈 允，李鳳臣，謝長衛(wèi)，范業(yè)嬌2,

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動(dòng)壓機(jī)械密封副結(jié)構(gòu)與性能分析

賈 允1,2,3，李鳳臣1，謝長衛(wèi)3，范業(yè)嬌2,3

（1. 哈爾濱工業(yè)大學(xué)能源科學(xué)與工程學(xué)院，哈爾濱 150001；黑龍江省核主泵工程技術(shù)研究中心，哈爾濱 150066；3. 哈爾濱電氣動(dòng)力裝備有限公司，哈爾濱 150066）

本文以300MW核主泵雙向推力軸承油密封副為研究對象，通過數(shù)值模擬分析、連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)等方法，研究了各密封性能參數(shù)的相互影響以及密封面結(jié)構(gòu)與密封性能的內(nèi)在關(guān)系。通過對機(jī)械密封動(dòng)、靜環(huán)的受力變形分析，研究了密封端面變形與性能參數(shù)之間的聯(lián)系。在考慮空化和不考慮空化兩種情況下，分別對密封面進(jìn)行了流場分析。闡述了影響泄漏量關(guān)鍵參數(shù)的取值方式。通過計(jì)算分析和連續(xù)運(yùn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，證明了該密封副結(jié)構(gòu)變形小，應(yīng)力分布合理，得出了泄漏量和開啟力與密封副壓差、動(dòng)環(huán)端面流體淺槽深度的關(guān)系，密封泄漏量滿足設(shè)備運(yùn)行要求。

核主泵；動(dòng)壓機(jī)械密封；性能分析

0 前言

核主泵(Reactor coolant pump，RCP)被視為核電反應(yīng)堆心臟。本文所述油密封位于核主泵雙向推力軸承室下方，功能是阻止推力軸承室潤滑油外泄，保證其長期安全、穩(wěn)定運(yùn)行。油密封副采用波度端面機(jī)械密封形式，通過在動(dòng)環(huán)密封端面加工淺度波紋，實(shí)現(xiàn)密封副間的潤滑和密封作用，并保證動(dòng)靜端面非接觸，稱之為流體動(dòng)壓型機(jī)械密封。20 世紀(jì) 60年代，自流體動(dòng)壓機(jī)械端面密封首次提出后[1]，機(jī)械密封機(jī)理及如何提高密封性能一直是各國學(xué)者研究的重點(diǎn)[2,3,4]，如：劉鑫[5,6]等對密封槽型優(yōu)化進(jìn)行了熱-流-固三場耦合分析，研究了熱彈變形對密封性能的影響規(guī)律。LEBECK從人為設(shè)計(jì)加工的波形表面與運(yùn)轉(zhuǎn)過程中由發(fā)熱和機(jī)械力自然形成的波形進(jìn)行研究，結(jié)果表明波幅與波紋數(shù)都取決于最小油膜厚度。王彬等[7,8]采用 Fluent流體計(jì)算軟件，對動(dòng)靜壓混合的一種新槽型進(jìn)行了端面流場數(shù)值模擬，研究了各項(xiàng)密封性能參數(shù)，并對這種槽型進(jìn)行了結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化。王小雪[9,10]等引入“波錐比”概念，將膜厚變化引起的動(dòng)壓效應(yīng)和靜壓效應(yīng)進(jìn)行解耦，分析了參數(shù)變化對密封性能的影響。

流體動(dòng)壓機(jī)械密封機(jī)理復(fù)雜，涉及到密封介質(zhì)流場分析[11,12]，密封結(jié)構(gòu)及精度[13,14]、受力變形及振動(dòng)[15]，熱變形以及流固熱三場耦合、穩(wěn)態(tài)特性[16]等諸多問題。盡管理論研究已取得一定成果。但關(guān)于工程應(yīng)用報(bào)道寥寥無幾，實(shí)踐中仍存在不少難點(diǎn)，包括最佳工況點(diǎn)的求取、關(guān)鍵控制參數(shù)的選擇與測量以及真實(shí)產(chǎn)品使用情況等；本文以300MW核主泵油密封為研究對象，通過數(shù)值模擬，結(jié)合200h連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)分析，研究其各密封性能參數(shù)的相互影響，論證結(jié)構(gòu)與性能的內(nèi)在關(guān)系，具有較高的工程實(shí)用價(jià)值。主體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

1.靜止環(huán) 2.靜環(huán)底環(huán) 3.彈簧 4.O形圈 5.動(dòng)環(huán) 6.靜止環(huán)縮緊環(huán) 7.油密封間距環(huán) 8.O形圈

核主泵油密封工況參數(shù)如下：工作介質(zhì)為32號透平油，溫度20-60℃；動(dòng)環(huán)轉(zhuǎn)速為1490r/min；密封端面壓差3-3.5bar；油介質(zhì)由進(jìn)油口流入，經(jīng)密封腔后由出油口流出，少部分油介質(zhì)通過密封端面泄漏，起到潤滑冷卻作用，泄漏量設(shè)計(jì)值為3 ~ 5L/h，油封設(shè)計(jì)連續(xù)運(yùn)行壽命為40000h。

1 計(jì)算分析

1.1 流體動(dòng)壓潤滑密封原理

油密封由動(dòng)環(huán)組件與靜環(huán)組件兩部分組成，動(dòng)、靜環(huán)材料分別為碳化鎢和石墨，動(dòng)環(huán)表面加工有圓弧形流體淺槽，槽深約為幾十微米，其動(dòng)壓型面結(jié)構(gòu)如圖2(a)所示，特點(diǎn)為：平面區(qū)與波、錐耦合區(qū)分界線為12段圓弧形曲線，動(dòng)環(huán)內(nèi)圓周與圓弧曲線之間區(qū)域是壩區(qū)即平面區(qū)域，圓弧曲線與外圓周之間區(qū)域是波、錐耦合區(qū)。動(dòng)環(huán)與靜環(huán)配合型式如圖2(b)所示。油密封處于穩(wěn)定工況時(shí)，密封間隙最小值為動(dòng)環(huán)壩區(qū)與靜環(huán)之間的油膜厚度，最大值為動(dòng)環(huán)外圓與靜環(huán)之間高度+。將動(dòng)環(huán)端面波、錐度耦合區(qū)沿周向展開后具有波度變化規(guī)律。

圖2 動(dòng)環(huán)端面形狀與配合示意圖

靜環(huán)組件背側(cè)由8個(gè)剛性彈簧支撐，依靠彈簧彈力、靜環(huán)背側(cè)介質(zhì)壓力以及動(dòng)環(huán)重力實(shí)現(xiàn)密封環(huán)的閉合，密封端面液膜壓力提供開啟力，二力平衡相等時(shí)為密封穩(wěn)定工況，此密封平衡比為：

其中Ri為有效平衡半徑。

密封副開啟力與閉合力的平衡關(guān)系如圖3所示，圖中彈簧力+入口壓力、出口壓力、外徑、有效平衡半徑所圍成矩形面積表示閉合力，平衡膜厚曲線與橫、縱坐標(biāo)所圍成的圖形面積表示開啟力，當(dāng)圖中陰影區(qū)域面積A1=A2時(shí)，表示密封副為穩(wěn)定工作狀態(tài)。當(dāng)A1>A2時(shí)，表示油膜厚度變大，此時(shí)閉合力大于開啟力，從而促使液膜恢復(fù)平衡狀態(tài)，當(dāng)A1

圖3 油膜平衡示意圖

1.2 密封環(huán)受力變形分析

動(dòng)環(huán)受力分析如圖4所示。

圖4 動(dòng)環(huán)受力分析圖

（1）動(dòng)環(huán)有限元分析

動(dòng)環(huán)有限元分析主要是對離心應(yīng)力、介質(zhì)壓應(yīng)力和變形進(jìn)行分析，計(jì)算條件為旋轉(zhuǎn)角速度為156rad/s，介質(zhì)壓力0.35MPa，動(dòng)環(huán)材料為硬質(zhì)合金，密度為14800kg/m3，彈性模量為200GPa。

動(dòng)環(huán)受介質(zhì)壓力加離心力后，變形如圖5所示，在密封端面附近出現(xiàn)位移極值約0.707E-5m。在非密封端面附近出現(xiàn)位移極值約0.638E-5m，徑向位移沿軸向呈下降趨勢，密封面?zhèn)拳h(huán)體總體呈現(xiàn)徑向的壓縮變形，而非密封面?zhèn)拳h(huán)體總體呈膨脹變形，變形特征及變形量主要受介質(zhì)壓力的影響。總體變特征及變形量主要受離心應(yīng)力的影響。

圖5 環(huán)體綜合變形圖

各種情況下極值及變形量見表1。

（2）靜環(huán)受力分析

靜環(huán)與動(dòng)環(huán)配合區(qū)受液膜壓力作用，與介質(zhì)接觸區(qū)受入口壓力作用，與靜環(huán)底座接觸區(qū)受靜環(huán)底座支撐力作用，靜環(huán)材料為浸漬石墨，密度為2650kg/m3，彈性模量為23GPa。將跟介質(zhì)接觸區(qū)域施加壓力載荷0.35MPa，環(huán)背面施加位移約束。

表1 參數(shù)隨載荷變化關(guān)系

圖6 靜環(huán)徑向變形圖

（3）流體計(jì)算分析

本文在不考慮空化與考慮空化兩種情況下分別對密封進(jìn)行了流場分析，如圖7和8所示。

設(shè)計(jì)介質(zhì)為32號透平油，轉(zhuǎn)速為1490r/min，壓差為3.5bar，波度區(qū)與壩區(qū)面積比為0.705，計(jì)算結(jié)果泄漏量為4.34L/h。圖7為一個(gè)周期內(nèi)與旋轉(zhuǎn)面接觸的液膜壓力分布圖，在圓弧波形區(qū)的收斂區(qū)形成高壓最大值為12.1bar，在圓弧波形區(qū)的發(fā)散區(qū)形成低壓，低壓值為-5.6bar，由于介質(zhì)氣化壓力高于此壓力值，可以判斷潤滑油在此區(qū)域會(huì)發(fā)生空化，需對其進(jìn)行考慮空化的流場分析，流場壓力分布如圖8所示。

1.3 參數(shù)對性能影響關(guān)系

動(dòng)環(huán)端面為12波形區(qū)時(shí)，密封副內(nèi)外壓差變化，泄漏量變化情況見表2。

表2 密封壓差與泄漏量關(guān)系

泄漏量與密封壓差基本呈線性關(guān)系，泄漏量仍不會(huì)超過5L/h，密封效果良好。

動(dòng)環(huán)表面為12個(gè)波形區(qū)，密封副內(nèi)外壓差為3.5bar時(shí)，圓弧波度區(qū)槽深即圖2中值變化對泄漏量及開啟力影響如圖9與圖10所示。

水平托輥安裝在左、右支板兩側(cè)，由于左、右支板固定托輥軸孔為封閉孔。每次更換任一水平托輥時(shí)，均需拆卸左、右支板的固定螺栓，將左、右支板及全部托輥從電動(dòng)鏟運(yùn)后尾架取出，然后再進(jìn)行更換安裝。

泄漏量隨槽深度增大而增大，開啟力隨槽深度增大減小，需根據(jù)實(shí)際工況選擇合適槽深參數(shù)。

圖7 無空化流場分析

圖8 空化流場分析

圖9 泄漏量-間隙曲線

圖10 開啟力-間隙曲線

2 實(shí)驗(yàn)研究

油密封工作環(huán)境溫度在20～60℃，壓力在0.3-0.35MPa之間，轉(zhuǎn)速為1490r/min，試驗(yàn)選擇TSA32汽輪機(jī)油為工作介質(zhì)（因試驗(yàn)過程經(jīng)常拆裝而使汽輪機(jī)油具有抗氧化性），密封副靜止環(huán)選擇浸漬石墨，材料牌號為T163g，轉(zhuǎn)動(dòng)環(huán)選擇硬質(zhì)合金為材料，油機(jī)械密封值為 5.64MPa·m/s ，摩擦功率計(jì)算值為2.12kW。

實(shí)驗(yàn)在四川日機(jī)密封件股份有限公司進(jìn)行，安裝機(jī)械密封部位軸的徑向跳動(dòng)小于0.06mm，試驗(yàn)裝置的密封腔體與密封端蓋結(jié)合部位端面跳動(dòng)小于0.06mm，試驗(yàn)裝置軸向串動(dòng)量不超過0.3mm。試驗(yàn)用儀器儀表見表3，試驗(yàn)臺(tái)工藝簡圖如圖11所示。

表3 試驗(yàn)用儀器儀表及精度

圖11 試驗(yàn)裝置簡圖

試驗(yàn)主要分兩部分：

（1）靜壓試驗(yàn)

即軸轉(zhuǎn)速為0，系統(tǒng)內(nèi)充滿潤滑油，升壓至正常工況1.5倍，保壓30min，試驗(yàn)顯示靜壓泄漏量為0。

（2） 運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)

壓力為3.5bar,轉(zhuǎn)速為1490r/min，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間為200h，啟停次數(shù)不少于20次，試驗(yàn)數(shù)據(jù)見表4。

表4運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)數(shù)據(jù)

試驗(yàn)次數(shù)累計(jì)時(shí)間/h流量計(jì)累計(jì)流量/L量杯累計(jì)流量/L平均流量/(L/h) 流量計(jì)量杯 1414.3414.333.5853.582 2622.8722.953.8123.825 3622.9723.053.8283.841 4623.2623.573.8953.928

3 結(jié)論

通過密封副動(dòng)環(huán)和靜環(huán)受力變形分析，正確選擇油機(jī)械密封材料，變形量較小，應(yīng)力分布合理，滿足油密封工況要求。

通過流場分析得出泄漏量和開啟力與密封副壓差、動(dòng)環(huán)端面流體淺槽深度的關(guān)系，合理選擇參數(shù)，使油密封泄漏量小于5L/h，且具有足夠的開啟力，試驗(yàn)驗(yàn)證油密封設(shè)計(jì)合理。

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Hydrodynamic Study on Structures and Properties of Hybrid Pressure in Conjunction with Wave-mechanical Seal

JIA Yun1,2,3, LIFengchen1, XIEChangwei3, FAN Yejiao2,3

(1.School of Energy Science and Engineering, Harbin Institute of Technology,Harbin 150001, China; 2.Engineering Research Center of RCP Heilongjiang Province, Harbin 150066, China; 3. Harbin Electric Power Equipment Company Limited, Harbin 150066, China)

In this paper use 300MW nuclear main pump bi-directional thrust bearing oil seal as the object of the study, through numerical simulation analysis, continuous operation test and other methods to study the mutual impacts of all sealing performance parameters and the intrinsic relationship between the seal surface structure and sealing performance. Through stress deformation analysis of the mechanical seal move ring and static ring to study the connection between the deformation of the seal end face and the performance parameters. The flow field analysis of the seal face was carried out with and without the consideration of cavitation respectively. This paper describes the value selection of key parameters affecting the leakage. Through calculative analysis and continuous operation test, it is proven that the deformation of the sealing pair structure is little and the stress distribution is reasonable. The pressure difference of the leakage and opening force with the pressure of the sealing pair were obtained, as well as the relationships with the depth of the moving (dynamic) ring end face shallow flow passage. The leakage of the seal met the operation requirement of the equipment.

reactor coolant pump; dynamic-pressure mechanical seal; performance analysis

TM623，TH133

A

1000-3983(2017)02-0051-05

2016-10-13

賈允（1968-），1990年畢業(yè)于哈爾濱工業(yè)大學(xué)流體傳動(dòng)及控制專業(yè)，工學(xué)碩士，現(xiàn)從事核電反應(yīng)堆冷卻劑泵設(shè)計(jì)及試驗(yàn)工作，高級工程師。

審稿人：蔣寶鋼