王朝亞 唐大全 趙春林 嚴(yán)如奇 丁雪興

(1.蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院 甘肅蘭州 730050；2.成都一通密封股份有限公司 四川成都 610100)

上游泵送機(jī)械密封是利用流體的動(dòng)壓效應(yīng)在密封端面間形成具有一定承載能力的液體薄膜，可有效減少摩擦副之間的摩擦磨損，提高流體潤(rùn)滑性能[1-3]，在船舶、航空、核電、天然氣輸送和石油化工等行業(yè)得到了廣泛的使用[4]。在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中，隨著工況向高參數(shù)方向發(fā)展，會(huì)產(chǎn)生泵送量不足，泄漏量變化加劇，端面液膜失穩(wěn)等問(wèn)題，嚴(yán)重影響密封裝置運(yùn)行的安全性、穩(wěn)定性和可靠性。因此，開(kāi)展液膜密封在高參數(shù)工況下密封性能的研究以及提高其在極端工況下的穩(wěn)定運(yùn)行是十分有必要的。

目前，學(xué)者對(duì)端面開(kāi)槽的機(jī)械密封的研究已卓有成效。LAI[3]、彭建等人[5]和丁雪興等[6]開(kāi)展了不同端面槽型機(jī)械密封性能的研究，對(duì)不同槽型的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，其中螺旋槽因其良好的密封性能被廣泛應(yīng)用于變速機(jī)和壓縮機(jī)等旋轉(zhuǎn)機(jī)械[7-8]。但設(shè)備在運(yùn)行時(shí)易遭受高低溫變化、壓力大范圍波動(dòng)等影響，在摩擦副機(jī)械密封[9]、齒輪或軸承[10-11]之間的潤(rùn)滑流中出現(xiàn)的氣穴現(xiàn)象導(dǎo)致泄漏問(wèn)題時(shí)常發(fā)生。為解決這個(gè)問(wèn)題， WANG等[12]、李振濤等[13]和馬學(xué)忠等[14]從空化發(fā)生機(jī)制方面對(duì)螺旋槽槽型進(jìn)行不斷的改造和優(yōu)化，提出了多種新型的螺旋槽組合端面密封結(jié)構(gòu)，從而降低了空化率，改善了液膜密封的潤(rùn)滑狀態(tài)。同時(shí)，液膜密封在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，其壓力場(chǎng)、溫度場(chǎng)、熱力場(chǎng)之間相互影響，相互作用，過(guò)程十分復(fù)雜，極易引起密封裝置的失效。因此，CLARK等[15]利用ANSYS軟件建立了動(dòng)靜環(huán)熱-流耦合模型，發(fā)現(xiàn)了降低端面溫度的方法；陳匯龍等[16]和ZHOU等[17]采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)的方法建立機(jī)械密封摩擦副的熱-固耦合模型，分別研究了密封摩擦副材料的選擇以及對(duì)端面溫度、熱應(yīng)力的影響和海水壓力、艉軸轉(zhuǎn)速等因素對(duì)密封性能的影響。目前，關(guān)于機(jī)械密封動(dòng)力學(xué)的研究不多，只有少數(shù)學(xué)者對(duì)相關(guān)問(wèn)題進(jìn)行了探討[18-19]。王赟磊等[20]通過(guò)數(shù)值計(jì)算分析考慮空化和流體非牛頓特性對(duì)螺旋槽液膜密封流體動(dòng)壓性能參數(shù)的影響規(guī)律。GREEN和ETSION[21-22]數(shù)值求解了柔性安裝定子在非接觸錐面機(jī)械密封中的完整非線性運(yùn)動(dòng)方程，提出并討論了各種設(shè)計(jì)參數(shù)和操作條件對(duì)密封動(dòng)力學(xué)的影響，并發(fā)現(xiàn)當(dāng)超過(guò)臨界軸速度時(shí)，密封系統(tǒng)變得動(dòng)態(tài)不穩(wěn)定。張偉政等[23]利用Maple軟件采用PH線性化及迭代法對(duì)不同工況和幾何參數(shù)下液膜剛度的變化規(guī)律進(jìn)行研究分析。彭旭東等[24]、李勇凡等[25]開(kāi)展了螺旋槽液膜密封在相變、波度方面的性能研究。對(duì)于非接觸機(jī)械密封運(yùn)行過(guò)程中受到的振動(dòng)與沖擊現(xiàn)象，VARNEY和GREEN[26]使用粗糙表面接觸轉(zhuǎn)子-定子摩擦模型模擬了柔性安裝的定子機(jī)械端面密封中的沖擊現(xiàn)象；楊壇[27]運(yùn)用ANSYS軟件對(duì)雙列槽端面的密封性能和熱、力變形進(jìn)行計(jì)算，并試驗(yàn)驗(yàn)證了所設(shè)計(jì)的上游泵送機(jī)械密封可應(yīng)用于3.0 MPa的高壓工況下；LI等[28]建立多種沖擊模型并研究了對(duì)螺旋槽液膜密封的動(dòng)態(tài)響應(yīng)規(guī)律。

綜上所述，現(xiàn)階段對(duì)于機(jī)械密封在中、低壓工況下的研究已逐漸完善，但適用于高參數(shù)極端工況的機(jī)械密封在如何提高泵送率及動(dòng)力學(xué)方面的相關(guān)研究尚少，且針對(duì)機(jī)械密封性能優(yōu)化的手段大多數(shù)集中于數(shù)值模擬，網(wǎng)格較為復(fù)雜，計(jì)算時(shí)間成本較高。本文作者從與工業(yè)實(shí)際高參數(shù)工況一致的條件出發(fā)，對(duì)高參數(shù)上游泵送機(jī)械密封的密封性能展開(kāi)研究。以螺旋槽上游泵送機(jī)械密封為研究對(duì)象，采用有限差分法對(duì)Reynolds方程進(jìn)行離散，并基于軸向力平衡條件作為迭代收斂準(zhǔn)則，利用逐次超松弛迭代(SOR)法在Mathematica軟件中進(jìn)行編程求解液膜壓力分布，以及相關(guān)密封特性參數(shù)。同時(shí)，通過(guò)試驗(yàn)對(duì)文中理論與程序進(jìn)行了驗(yàn)證，并對(duì)不同工況參數(shù)與結(jié)構(gòu)參數(shù)下的密封特性進(jìn)行分析討論。

1 理論模型

1.1 上游泵送機(jī)械密封系統(tǒng)模型

上游泵送機(jī)械密封是通過(guò)在密封端面間形成具有一定間隙的液膜從而達(dá)到非接觸的密封狀態(tài)，圖1為常用的液膜密封系統(tǒng)模型的示意圖。靜環(huán)上裝有彈簧，以提供足夠的軸向力，將其推向動(dòng)環(huán)(旋轉(zhuǎn)環(huán))。動(dòng)環(huán)與轉(zhuǎn)子機(jī)械耦合，以達(dá)到與轉(zhuǎn)子相同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)。動(dòng)環(huán)和靜環(huán)通常相距2～6 μm，因此允許通過(guò)它們之間的間隙泄漏很少。上游泵送機(jī)械密封是依賴于在2個(gè)環(huán)間薄膜中產(chǎn)生有效的流體動(dòng)壓，保證端面在受到外界干擾和波動(dòng)時(shí)實(shí)現(xiàn)非接觸操作，從而使液膜密封穩(wěn)定可靠運(yùn)行。動(dòng)環(huán)端面通常開(kāi)設(shè)各種形狀的凹槽以使液膜厚度發(fā)生周向變化，在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中產(chǎn)生流體動(dòng)壓力。其中，螺旋槽可產(chǎn)生有效的流體動(dòng)壓力，在工業(yè)中被廣泛應(yīng)用。

圖1 液膜密封結(jié)構(gòu)示意Fig 1 Schematic of liquid film seal structure

上游泵送機(jī)械密封的動(dòng)態(tài)平衡如圖2所示。在圖2(a)中，動(dòng)環(huán)和靜環(huán)處于h=ho(點(diǎn)#1)的平衡間隙處，彈簧和靜水壓力所施加的閉合力和由于流體動(dòng)壓產(chǎn)生的開(kāi)啟力在間隙處產(chǎn)生平衡。在工作過(guò)程中，如果密封間隙如圖2(b)所示，此時(shí)開(kāi)啟力處于下降位置(點(diǎn)# 2 )，為恢復(fù)力平衡狀態(tài)，彈簧力將推動(dòng)靜環(huán)向靠近動(dòng)環(huán)方向移動(dòng)，端面密封間隙減小，減小的液膜厚度將導(dǎo)致開(kāi)啟力增加，從而系統(tǒng)恢復(fù)其平衡狀態(tài)。另一方面，如果密封間隙如圖2(c)所示，此時(shí)開(kāi)啟力處于升高位置(點(diǎn)# 3 )，為恢復(fù)力平衡狀態(tài)，彈簧力將推動(dòng)靜環(huán)向遠(yuǎn)離動(dòng)環(huán)方向移動(dòng)，端面間的間隙增大，增加的液膜厚度將導(dǎo)致開(kāi)啟力降低，從而系統(tǒng)恢復(fù)其平衡狀態(tài)。

圖2 動(dòng)、靜環(huán)間間隙的動(dòng)態(tài)變化Fig 2 Dynamic change of gap between rotating and stationary rings

1.2 上游泵送機(jī)械密封端面幾何模型

螺旋槽上游泵送機(jī)械密封端面結(jié)構(gòu)示意圖如圖3所示，ω為動(dòng)環(huán)的旋轉(zhuǎn)方向。當(dāng)密封環(huán)旋轉(zhuǎn)時(shí)，由螺旋槽的流體動(dòng)壓效應(yīng)產(chǎn)生的黏性剪切流與壓差流的方向相反，從而把高壓側(cè)泄漏到低壓側(cè)的被密封液體反輸至高壓側(cè)，實(shí)現(xiàn)上游泵送功能[29-30]。

圖3 螺旋槽上游泵送機(jī)械密封端面結(jié)構(gòu)示意Fig 3 Schematic of spiral groove upstream pumping mechanical seal

動(dòng)環(huán)密封面槽型線為對(duì)數(shù)螺旋線，其在極坐標(biāo)下表達(dá)式如式(1)所示。

r=rg·eθ·tanα

(1)

式中：r為端面液膜任意一點(diǎn)的半徑，mm；rg為螺旋槽槽根半徑，mm；θ為展開(kāi)角度，rad；α為螺旋角，rad。

1.3 研究方法

1.3.1 壓力控制方程

假設(shè)密封端面間液體處于層流狀態(tài)，且為等溫、等黏的牛頓流體[31]，不考慮空化影響，則得到滿足質(zhì)量守恒的穩(wěn)態(tài)Reynolds方程在極坐標(biāo)下的表達(dá)式，如式(2)所示。

(2)

1.3.2 邊界條件

強(qiáng)制性邊界條件

內(nèi)徑處：p=pi

外徑處：p=po

周期性邊界條件

1.3.3 控制方程離散

通過(guò)五點(diǎn)中心差分格式對(duì)式(2)進(jìn)行離散：

Di,jpi,j-Ei,jpi,j-1-Fi,jpi,j+1-Gi,jpi-1,j-Hi,jpi+1,j-Qi,j=0

(3)

式中，各系數(shù)表達(dá)式為

Di,j=Ei,j+Fi,j+Gi,j+Hi,j

為采用超松弛迭代(SOR)求解端面液膜壓力場(chǎng)，對(duì)式(3)進(jìn)行如下變換：

(4)

最終，采用如下超松弛迭代(SOR)格式：

(5)

式中:松弛因子Ω的正常取值范圍為1≤Ω≤2，在潤(rùn)滑問(wèn)題中，Ω一般取1.5≤Ω≤1.8[32]，文中通過(guò)多次試算Ω取1.8。

當(dāng)?shù)?jì)算結(jié)果滿足式(5)精度要求時(shí)，即完成壓力場(chǎng)求解。

(6)

由于文中分析基于定閉合力的前提下，因此求解的過(guò)程中需要同時(shí)滿足軸向力平衡準(zhǔn)側(cè)：

(7)

式中:Fo為液膜開(kāi)啟力；Fc為閉合力。

1.4 相關(guān)機(jī)械密封性能參數(shù)計(jì)算

液膜開(kāi)啟力：

(8)

液膜體積泵送率：

(9)

液膜摩擦因數(shù)：

(10)

(11)

摩擦扭矩可用下式進(jìn)行計(jì)算：

(12)

2 結(jié)果討論與分析

鑒于目前上游泵送機(jī)械密封技術(shù)水平主要適用于0.3～1.0 MPa壓力范圍，無(wú)法滿足實(shí)際高參數(shù)工況的工作要求。因此，文中計(jì)算時(shí)采用清水作為密封介質(zhì)，介質(zhì)壓力為4 MPa，所采用的螺旋槽上游泵送機(jī)械密封幾何參數(shù)與工況條件分別如表1、表2所示。

表1 幾何參數(shù)Table 1 Geometric parameters

表2 工況參數(shù)Table 2 Operating conditions

2.1 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

為驗(yàn)證網(wǎng)格大小對(duì)數(shù)值求解精度的影響，對(duì)1/Ng的計(jì)算域，通過(guò)劃分不同密度節(jié)點(diǎn)進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，在驗(yàn)證中采用表1、表2所示數(shù)據(jù)。

由圖4可發(fā)現(xiàn)，當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量由85×85變?yōu)?5×95時(shí)，泵送率和摩擦因數(shù)變化幅度分別為 0.069%和0.026%，可見(jiàn)，在網(wǎng)格達(dá)到一定數(shù)量后，密封特性隨網(wǎng)格數(shù)量的變化已較小。因此考慮到對(duì)結(jié)果準(zhǔn)確性和計(jì)算速度的要求，文中選取85×85的網(wǎng)格密度。

圖4 網(wǎng)格數(shù)對(duì)泵送率、摩擦因數(shù)的影響Fig 4 Influence of mesh number on pumping rate and friction coefficient

2.2 程序有效性驗(yàn)證

為驗(yàn)證文中算法的正確性與準(zhǔn)確性，進(jìn)行了螺旋槽上游泵送機(jī)械密封的泵送率試驗(yàn)，試驗(yàn)介質(zhì)為清水，試驗(yàn)裝置如圖5所示。動(dòng)、靜環(huán)均采用碳化硅材質(zhì)，且在動(dòng)環(huán)表面開(kāi)設(shè)螺旋槽，密封試驗(yàn)結(jié)構(gòu)件如圖6所示。為了減少溫度變化對(duì)試驗(yàn)結(jié)果的影響，通過(guò)控制冷卻系統(tǒng)中循環(huán)水的流量來(lái)保持介質(zhì)溫度的恒定。在密封穩(wěn)定運(yùn)行后，測(cè)出不同進(jìn)口壓力下的泵送率，然后計(jì)算出相應(yīng)工況下的理論泵送率，對(duì)比結(jié)果如圖7所示。通過(guò)對(duì)比分析發(fā)現(xiàn)，文中計(jì)算值與實(shí)測(cè)值曲線具有較好的一致性，計(jì)算值略大于實(shí)測(cè)值，且最大誤差不超過(guò)14.3%。

圖5 試驗(yàn)裝置Fig 5 Experimental equipment (a) test seal arrangement;(b)experimental assembly

圖6 試驗(yàn)密封結(jié)構(gòu)件Fig 6 Test seal structure (a) rotating ring; (b) integral sealing structure

圖7 計(jì)算程序泵送率驗(yàn)證Fig 7 Pumping rate validation of the calculation program

2.3 工況參數(shù)對(duì)密封性能的影響

2.3.1 進(jìn)口壓力的影響

進(jìn)口壓力范圍為0.5～5.0 MPa，利用表1、表2的幾何參數(shù)與工況參數(shù)，分別計(jì)算液膜的泵送率、膜厚以及摩擦因數(shù)的變化規(guī)律，如圖8所示。

圖8 液膜泵送率、膜厚和摩擦因數(shù)隨進(jìn)口壓力的變化Fig 8 Variation of liquid film pumping rate,film thickness and friction coefficient under different inlet pressure

從圖8可以看出，進(jìn)口溫度一定，在改變進(jìn)口壓力的情況下，泵送率、膜厚的變化規(guī)律均呈現(xiàn)出逐漸減小的趨勢(shì)。泵送率的曲線之所以有這樣的變化趨勢(shì)，是由于進(jìn)口壓力的增大使得密封環(huán)內(nèi)外徑靜壓差的增強(qiáng)促使密封區(qū)液體加快向低壓側(cè)流動(dòng)，也就是說(shuō)沿泄漏方向的壓力梯度變大，從而導(dǎo)致泵送率的減小。液膜厚度隨進(jìn)口壓力的增大呈現(xiàn)線性衰減的趨勢(shì)，是因?yàn)殡S著進(jìn)口壓力的增大引起動(dòng)環(huán)速度波動(dòng)或發(fā)生擾動(dòng)，端面液膜受到間歇的擴(kuò)張和擠壓作用，在其他工況參數(shù)相同的情況下，由于壓差不斷上升，閉合力也隨之增大，為恢復(fù)力平衡狀態(tài)，端面間的間隙將減小，減小的液膜厚度以形成更高的承載能力。隨著進(jìn)口壓力的增大，摩擦因數(shù)以非線性方式減小逐漸至穩(wěn)定狀態(tài)。因而隨著進(jìn)口壓力的增大，在動(dòng)、靜壓效應(yīng)的共同影響下，上游泵送機(jī)械密封的液膜開(kāi)啟特性逐漸增強(qiáng)，密封可靠性逐漸減弱。

2.3.2 轉(zhuǎn)速的影響

轉(zhuǎn)速范圍為2 000～9 000 r/min，介質(zhì)壓力為4 MPa，在定閉合力的情況下，利用表1、表2的幾何參數(shù)與工況參數(shù)，分別計(jì)算液膜的泵送率、膜厚以及摩擦因數(shù)的變化規(guī)律，如圖9所示。

圖9 液膜泵送率、膜厚和摩擦因數(shù)隨轉(zhuǎn)速的變化Fig 9 Variation of liquid film pumping rate,film thickness and friction coefficient under different rotational speed

從圖9可以看出，在其他參數(shù)不變的情況下，隨轉(zhuǎn)速的增加，泵送率、膜厚、摩擦因數(shù)均呈現(xiàn)出逐漸增加的趨勢(shì)。泵送率的增加是因?yàn)殡S轉(zhuǎn)速的增加，螺旋槽的泵送效應(yīng)增強(qiáng)，使密封端面流體的輸送能力不斷提高，故相應(yīng)的泵送率就越大。液膜膜厚隨轉(zhuǎn)速的增加不斷增大的原因是由于流體動(dòng)壓效應(yīng)增強(qiáng)，導(dǎo)致開(kāi)啟力增大，操作參數(shù)一定時(shí)，基于定閉合力的前提，為恢復(fù)力平衡狀態(tài)，端面間的間隙將增大，增加的液膜厚度將導(dǎo)致開(kāi)啟力降低，膜厚動(dòng)態(tài)平衡圖如圖2(c)所示。摩擦因數(shù)隨轉(zhuǎn)速增加呈近似線性增大趨勢(shì)，這是因?yàn)檗D(zhuǎn)速越大，切向速度梯度越大，進(jìn)而導(dǎo)致黏性剪切力越大，最終引起摩擦因數(shù)隨轉(zhuǎn)速增大。

2.4 結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)密封性能的影響

2.4.1 槽深

采用和前文中分析工況參數(shù)對(duì)螺旋槽上游泵送機(jī)械密封性能影響一樣的方式，選取螺旋槽深度的變化范圍為2～10 μm，介質(zhì)壓力為4 MPa，轉(zhuǎn)速為2 950 r/min，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，計(jì)算液膜泵送率、膜厚和潤(rùn)滑液膜摩擦因數(shù)的變化規(guī)律，如圖10所示。

圖10 液膜泵送率、膜厚和摩擦因數(shù)隨槽深的變化Fig 10 Variation of liquid film pumping rate,film thickness and friction coefficient under different groove depth

(1)由圖10可知，泵送率隨槽深的增加以非線性的趨勢(shì)不斷增大。當(dāng)hg在3～6 μm的范圍內(nèi)泵送率增長(zhǎng)最快，由7 μm增至10 μm時(shí)增長(zhǎng)的幅度變緩，造成這種現(xiàn)象的原因是由于隨著槽深的增加，螺旋槽的泵送效應(yīng)增強(qiáng)，使泄漏通道增大，泵送率增長(zhǎng)減緩。

(2)圖10中，槽深由3 μm增至6 μm時(shí)液膜厚度呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢(shì)。這是因?yàn)殡S著槽深的增加，進(jìn)入槽內(nèi)的流體產(chǎn)生的動(dòng)壓效應(yīng)增強(qiáng)，在其他操作參數(shù)相同的情況下，基于定閉合力的前提，為使密封恢復(fù)至穩(wěn)定平衡運(yùn)行所需的工作膜厚將越大，進(jìn)而導(dǎo)致螺旋槽對(duì)液膜的黏性剪切作用減弱。在3～6 μm槽深范圍內(nèi)，液膜厚度變化明顯，說(shuō)明在槽深較小時(shí)，槽深的增加對(duì)應(yīng)的膜厚變化增大；膜厚經(jīng)平穩(wěn)狀態(tài)后逐漸增大的原因是由于當(dāng)槽深為10 μm左右時(shí)開(kāi)啟力增大，為使其恢復(fù)到力平衡狀態(tài)，膜厚增大，動(dòng)壓力減小，開(kāi)啟力與閉合力達(dá)到平衡，膜厚動(dòng)態(tài)平衡圖如圖2(c)所示。

(3)從圖10中可看出，不同槽深下潤(rùn)滑液膜摩擦因數(shù)與泵送率的變化趨勢(shì)相反，整體以非線性的趨勢(shì)不斷下降。這是因?yàn)殡S著槽深的增加，螺旋槽的泵送效應(yīng)增強(qiáng)，開(kāi)啟力變大，而摩擦因數(shù)等于液膜摩擦力與開(kāi)啟力的比值，故摩擦因數(shù)的曲線隨著槽深的增加先急劇下降后變緩；在螺旋槽深度3～7 μm范圍內(nèi)，潤(rùn)滑液膜摩擦因數(shù)降幅為26.4%。

綜上，槽深對(duì)液體密封性能有重要影響，且在槽深為6～9 μm時(shí)密封性能良好。由此可見(jiàn)，存在最佳的幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)點(diǎn)，可為高參數(shù)上游泵送機(jī)械密封螺旋槽槽深的選擇提供參考。

2.4.2 槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比

采用和前文中分析工況參數(shù)對(duì)螺旋槽上游泵送機(jī)械密封性能影響一樣的方式，槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比ξr=(rg-ri)/(ro-ri)，其中ξr的變化范圍為0.2～0.9，介質(zhì)壓力為4 MPa，轉(zhuǎn)速為2 950 r/min，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，計(jì)算液膜泵送率、膜厚和潤(rùn)滑液膜摩擦因數(shù)的變化規(guī)律，如圖11所示。

圖11 液膜泵送率、膜厚和摩擦因數(shù)變化隨槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比的變化Fig 11 Variation of liquid film pumping rate,film thickness and friction coefficient under different groove length dam length ratio

(1)由圖11可知，隨著螺旋槽槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比的不斷增加，泵送率由呈現(xiàn)負(fù)值逐漸上升為正值的非線性的變化規(guī)律，ξr為0.7～0.9時(shí)泵送率增長(zhǎng)明顯的原因是由于ξr的增大，致使流入端面螺旋槽內(nèi)的流體因受到槽壁面的阻礙，動(dòng)壓效應(yīng)增大的同時(shí)泵送能力也隨之增強(qiáng)，因此泵送率升高，密封整體性能提高。

(2)圖11中，膜厚隨著槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比的增加呈現(xiàn)出先增長(zhǎng)逐漸平穩(wěn)后減小的變化趨勢(shì)。ξr由0.2增至0.5時(shí)，膜厚逐漸變大的原因與前文2.4.1小節(jié)中一致，在此不再贅述；在槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比為0.7～0.9時(shí)膜厚由平穩(wěn)狀態(tài)突然減小，這是因?yàn)楫?dāng)ξr過(guò)大時(shí)，密封壩的阻擋作用減弱，導(dǎo)致動(dòng)壓效應(yīng)也隨之減弱，此時(shí)開(kāi)啟力減小，為了恢復(fù)力平衡的狀態(tài)，膜厚變小，動(dòng)壓力增強(qiáng)，此時(shí)開(kāi)啟力與閉合力達(dá)到平衡，膜厚動(dòng)態(tài)平衡圖如圖2(b)所示。

(3)從圖11中可看出，不同槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比下摩擦因數(shù)的變化趨勢(shì)也與液膜泵送率變化趨勢(shì)相反，ξr為0.2～0.5時(shí)摩擦因數(shù)下降明顯，降幅為59.7%，產(chǎn)生這種現(xiàn)象的原因在圖10中已經(jīng)說(shuō)明，在此不再贅述。

綜上，槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比對(duì)液體密封性能有顯著影響，且ξr在0.7～0.9時(shí)密封性能良好。由此可見(jiàn)，存在最佳的幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)點(diǎn)，可為高參數(shù)上游泵送機(jī)械密封螺旋槽槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比的選擇提供參考。

2.4.3 螺旋角

采用和前文中分析工況參數(shù)對(duì)螺旋槽上游泵送機(jī)械密封性能影響一樣的方式，選取螺旋槽螺旋角的變化范圍為12π/180～26π/180，介質(zhì)壓力為 4 MPa，轉(zhuǎn)速為2 950 r/min，其他結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，計(jì)算液膜泵送率、膜厚和潤(rùn)滑液膜摩擦因數(shù)的變化規(guī)律，如圖12所示。

圖12 液膜泵送率、膜厚和摩擦因數(shù)隨螺旋角的變化Fig 12 Variation of liquid film pumping rate,film thickness and friction coefficient under different spiral groove angle

(1)由圖12可知，隨著螺旋角的不斷增大，液膜泵送率呈現(xiàn)先上升后下降的倒“鐘”形的變化規(guī)律；在螺旋角12π/180～14π/180范圍內(nèi)泵送率上升明顯，增幅為76.6%；在螺旋角為18π/180時(shí)泵送率存在最大值，此后隨著螺旋角的增大液膜泵送率明顯下降，這是由于螺旋槽的上游泵送能力隨螺旋角的增大而先增強(qiáng)后減弱。

(2)圖12中，膜厚隨螺旋角的變化規(guī)律呈現(xiàn)出與液膜泵送率一致的倒“鐘”形趨勢(shì)；螺旋角在20π/180時(shí)膜厚有最大值，此后螺旋角繼續(xù)增大時(shí)膜厚逐漸減小，主要是因?yàn)樵诙ㄩ]合力的前提下，為了維持密封系統(tǒng)的穩(wěn)定狀態(tài)，膜厚的動(dòng)態(tài)變化所導(dǎo)致的。同時(shí)還可以看出，隨著螺旋角的增大，螺旋槽的動(dòng)壓效應(yīng)先增強(qiáng)后減弱。

(3)從圖12中可看出，不同螺旋角下潤(rùn)滑液膜摩擦因數(shù)的變化趨勢(shì)與泵送率、液膜厚度的變化趨勢(shì)相反，整體為“鐘”形的變化規(guī)律。螺旋角在12π/180～14π/180變化過(guò)程中摩擦因數(shù)下降明顯，降幅為33.1%，螺旋角為18π/180時(shí)摩擦因數(shù)達(dá)到最小值2.03×10-3。究其原因，主要是隨著螺旋角的增大，螺旋線沿周向?qū)挾茸冃?，螺旋槽區(qū)由“細(xì)長(zhǎng)”逐漸變得“粗短”，螺旋槽泵送效應(yīng)增強(qiáng)，進(jìn)而導(dǎo)致動(dòng)壓效應(yīng)增強(qiáng)，開(kāi)啟力變大。摩擦因數(shù)在20π/180～26π/180范圍內(nèi)又逐漸上升。

綜上，螺旋角對(duì)液體密封性能也有顯著影響，且螺旋角在18π/180～20π/180時(shí)密封性能良好。由此可見(jiàn)，存在最佳的幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)點(diǎn)，可為高參數(shù)上游泵送機(jī)械密封螺旋槽螺旋角的選擇提供參考。

3 結(jié)論

(1)研究不同工況參數(shù)對(duì)高參數(shù)上游泵送機(jī)械密封密封特性的影響，結(jié)果表明，泵送率隨進(jìn)口壓力的增加呈非線性減小，隨轉(zhuǎn)速的增加呈非線性增大；液膜摩擦因數(shù)隨著轉(zhuǎn)速的增加近似以線性方式增大，隨進(jìn)口壓力的增加呈非線性減小。

(2)研究不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)高參數(shù)上游泵送機(jī)械密封密封特性的影響，結(jié)果表明，泵送率隨槽深、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比的增加呈非線性增大，隨著螺旋角的增大先增大后減?。灰耗つΣ烈驍?shù)隨著槽深、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比的增加呈非線性減小，隨著螺旋角的增大先減小后增大。存在最佳的槽深、槽長(zhǎng)壩長(zhǎng)比和螺旋角，使得游泵送機(jī)械密封密封性能良好。

(3)相比于結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)密封特性的影響，工況參數(shù)的影響較大。