張偉政 徐理善 陸俊杰 丁雪興 李少峰

(1.蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院 甘肅蘭州 730050；2.浙大寧波理工學(xué)院 浙江寧波 315010；3.寧波東聯(lián)密封件有限公司 浙江寧波 315040)

海洋環(huán)境中蘊(yùn)含有豐富的資源，以多相泵這一新型增壓設(shè)備為核心的多相輸運(yùn)技術(shù)成為海洋資源開發(fā)中研究及推廣應(yīng)用的熱點(diǎn)。密封件作為海底混輸泵設(shè)備的關(guān)鍵基礎(chǔ)零部件，起到了實(shí)現(xiàn)軸端密封、保證設(shè)備高效穩(wěn)定運(yùn)行的作用；同時(shí)機(jī)械密封在控制漏泄、延長(zhǎng)設(shè)備使用壽命等方面，具有諸多不可替代的優(yōu)點(diǎn)，在整個(gè)混輸行業(yè)中都有著非常高的使用率[1]。但是深海環(huán)境具有壓力高、溫度低等特點(diǎn)[2-3]，并且由于流體裝置在運(yùn)行過(guò)程中存在一定范圍內(nèi)的工況波動(dòng)，這對(duì)機(jī)械密封的密封性能及使用壽命存在極大考驗(yàn)。因此，機(jī)械密封的穩(wěn)定性[4-6]是影響多相泵性能的關(guān)鍵因素之一。

深?；燧敱脵C(jī)械密封中的動(dòng)環(huán)、靜環(huán)和液膜形成熱流固摩擦副多體系統(tǒng)，工況與結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化使得動(dòng)靜環(huán)發(fā)生不同程度的變形，影響液膜分布，造成端面密封失效等不良情況，但針對(duì)混輸泵的機(jī)械密封摩擦副熱流固下的多體系統(tǒng)研究較少，目前可借鑒高參數(shù)領(lǐng)域機(jī)械密封熱流固性能分析[7]。魏炫宇等[8]研究了介質(zhì)流量和轉(zhuǎn)速2個(gè)參數(shù)對(duì)摩擦副界面溫度場(chǎng)分布的影響。李雙喜等[9]、ROUILLON和BRUNETIRE[10]通過(guò)理論分析端面變形、液膜反壓和密封環(huán)溫度之間的相互作用，建立了機(jī)械密封環(huán)熱-結(jié)構(gòu)耦合模型，并試驗(yàn)驗(yàn)證了分析模型的正確性。李歡[11]采用單向熱-流-固耦合的計(jì)算方法，分別對(duì)變形前后端面間隙內(nèi)的流場(chǎng)分布進(jìn)行了研究。陳洋洋等[12]采用ANSYS Workbench對(duì)螺旋槽干氣密封進(jìn)行流固耦合分析，發(fā)現(xiàn)應(yīng)力應(yīng)變最大值主要集中在螺旋槽根部，且變形量隨轉(zhuǎn)速和壓差的增大而增大。熱流固耦合分析是揭示密封機(jī)制和研究密封性能的一種全面且可靠的手段。高斌超等[13]建立了有限元模型，采用雙向耦合方法，分析了不同壓力對(duì)密封端面變形量、端面溫升、液膜厚度和泄漏量的影響。對(duì)深海用機(jī)械密封的耦合研究，樊智敏等[14]以深海推進(jìn)器為研究對(duì)象，對(duì)其機(jī)械密封的動(dòng)靜環(huán)進(jìn)行了熱變形、力變形和熱力變形的比較研究。GUICHELAAR等[15]認(rèn)為包括介質(zhì)壓力、接觸壓力和彈性元件壓力在內(nèi)的機(jī)械載荷使得密封面產(chǎn)生發(fā)散型變形，熱載荷使得密封面產(chǎn)生收斂型變形，以此為基礎(chǔ)建立了機(jī)械密封熱彈性變形分析模型。

綜上所述，機(jī)械密封在熱力耦合變形下的研究成果較為豐富，但是針對(duì)混輸泵機(jī)械密封摩擦副在熱流固多體系統(tǒng)中的整體直接耦合研究鮮有報(bào)道。因此，本文作者采用直接耦合分析方法，針對(duì)海底混輸泵機(jī)械密封結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，提取密封環(huán)-液膜建立三維模型，結(jié)合密封環(huán)-液膜在溫度效應(yīng)、力效應(yīng)、機(jī)械效應(yīng)等效應(yīng)下的影響機(jī)制，開展密封環(huán)-液膜在熱流固多體系統(tǒng)下的性能分析，為海底混輸泵機(jī)械密封優(yōu)化與應(yīng)用提供理論基礎(chǔ)。

1 幾何模型與邊界條件

1.1 幾何模型

首先從機(jī)械密封整體結(jié)構(gòu)中提取密封環(huán)-液膜的多體結(jié)構(gòu)作為初步研究對(duì)象，隨后結(jié)合密封環(huán)結(jié)構(gòu)尺寸[16]，具體參數(shù)如表1所示，建立了密封環(huán)-液膜的幾何模型，如圖1所示。

表1 混輸泵機(jī)械密封幾何參數(shù)及工況參數(shù)

圖1 機(jī)械密封三維模型

1.2 邊界條件

密封環(huán)采用碳化硅-石墨，受力約束邊界條件和熱邊界條件如圖2所示，其中物性參數(shù)[17]如表2所示。流場(chǎng)模型的計(jì)算區(qū)域需要設(shè)置的邊界條件主要包括壓力入口、壓力出口、壁面轉(zhuǎn)速和溫度等。液膜入口處即液膜外徑為壓力入口，液膜出口處即液膜內(nèi)徑為壓力出口，與動(dòng)環(huán)端面接觸的面設(shè)置為動(dòng)壁面; 與靜環(huán)端面接觸的面設(shè)置為靜壁面。在耦合模塊中，設(shè)置密封環(huán)部分的耦合面是與流體域直接接觸的區(qū)域。將Fluent中液膜計(jì)算結(jié)果的膜壓、膜溫條件加載至穩(wěn)態(tài)熱分析和結(jié)構(gòu)模塊，施加密封環(huán)內(nèi)側(cè)和外側(cè)表面的換熱系數(shù)，加載耦合所需的轉(zhuǎn)速,在密封環(huán)內(nèi)外兩側(cè)施加壓力等邊界條件及求解選項(xiàng)。熱分析的主要邊界條件為：熱源、對(duì)流換熱邊界與外界溫度。其中非接觸式機(jī)械密封主要熱源為動(dòng)環(huán)與介質(zhì)的攪拌熱；其次是密封環(huán)表面和介質(zhì)的熱傳導(dǎo)；動(dòng)環(huán)A、C和靜環(huán)F、H是主要的對(duì)流換熱邊面，其中動(dòng)環(huán)為主要對(duì)流換熱邊界；動(dòng)環(huán)和靜環(huán)在動(dòng)環(huán)座和靜環(huán)座上，視B、D為絕熱邊界。

圖2 受力約束與熱邊界條件

對(duì)于動(dòng)環(huán)和靜環(huán)本次的材料庫(kù)物性參數(shù)如表2所示。

表2 材料物性參數(shù)

2 網(wǎng)格劃分與無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

2.1 網(wǎng)格劃分

由于模型的復(fù)雜性，液膜選擇使用擁有先進(jìn)block映射技術(shù)的ICEM軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，利用此軟件劃分結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，將前處理生成的網(wǎng)格轉(zhuǎn)化為六面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。由于六面體網(wǎng)格質(zhì)量高，需要生成的網(wǎng)格數(shù)量相對(duì)較少，因此對(duì)密封環(huán)也采用六面體網(wǎng)格，采用Hex Dominant Method類型，最大網(wǎng)格尺寸設(shè)置2 mm,網(wǎng)格總數(shù)675 998，檢驗(yàn)網(wǎng)格質(zhì)量為0.79。

2.2 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

對(duì)于螺旋槽液膜計(jì)算域，在不同的網(wǎng)格數(shù)下計(jì)算模型端面開啟力的大小，結(jié)果如圖3所示?？芍?dāng)網(wǎng)格數(shù)量達(dá)到671 502及以上時(shí)開啟力計(jì)算值基本趨于穩(wěn)定，考慮到數(shù)值模擬的計(jì)算時(shí)間以及減少工作量的要求，故采用數(shù)目為671 502的網(wǎng)格。

圖3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

2.3 模型驗(yàn)證

對(duì)文中建立的計(jì)算模型在恒定轉(zhuǎn)速3 000 r/min及不同壓力下，進(jìn)行流體膜摩擦扭矩的計(jì)算，將所得結(jié)果與文獻(xiàn)[13]的研究結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，如圖4所示。摩擦扭矩的文獻(xiàn)值與文中計(jì)算值的變化趨勢(shì)基本一致且整體偏差較小，最大誤差為4.92%，說(shuō)明文中計(jì)算模型的結(jié)果是可靠的且有著較好的精度。兩者在計(jì)算結(jié)果上存在的些許差別是文中假設(shè)液膜區(qū)域膜厚均勻變化所致。

圖4 計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證

3 結(jié)果與分析

3.1 不同工況下密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)的潤(rùn)滑性能分析

圖5示出了壓力恒為2 MPa，端面開啟力和泄漏量隨轉(zhuǎn)速的變化曲線，以及轉(zhuǎn)速恒為3 000 r/min，端面開啟力和泄漏量隨壓力的變化曲線?？梢姡S轉(zhuǎn)速和壓力的增加，開啟力呈線性增加。進(jìn)一步觀察發(fā)現(xiàn)，轉(zhuǎn)速保持不變而壓力從1 MPa增加到6 MPa時(shí)，開啟力較原來(lái)增加了0.498倍；而壓力恒為2 MPa，轉(zhuǎn)速?gòu)?00 r/min增加到3 000 r/min時(shí)，開啟力增加1.81倍。這表明當(dāng)其他條件不變，轉(zhuǎn)速上升時(shí)開啟力的增速明顯高于壓力上升時(shí)增速，因此開啟力受轉(zhuǎn)速影響更大。另一方面，在研究的轉(zhuǎn)速和壓力范圍內(nèi)，泄漏量隨轉(zhuǎn)速上升增加了2.73倍，隨壓力上升增加了0.34倍，這表明當(dāng)其他條件不變，轉(zhuǎn)速上升時(shí)泄漏量的增速明顯高于壓力上升的增速，因此泄漏量受轉(zhuǎn)速影響更大。由上述分析可知，不管是開啟力還是泄漏量，轉(zhuǎn)速上升所產(chǎn)生的影響都更大。這說(shuō)明在混輸泵機(jī)械密封運(yùn)行過(guò)程中，需要更加關(guān)注轉(zhuǎn)速變化的情況，轉(zhuǎn)速變化對(duì)于機(jī)械密封的性能有著不可忽視的影響。

圖5 不同轉(zhuǎn)速/壓力下的開啟力與泄漏量

3.2 不同工況下密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)的密封環(huán)變形及力學(xué)特性規(guī)律

圖6示出了不同工況下密封環(huán)的總變形。圖6(a)中總變形量為0.315 61 μm，而圖6(b)中總變形量達(dá)到了0.745 95 μm。對(duì)比這2種工況發(fā)現(xiàn)，最大變形量都是位于螺旋槽區(qū)域，但是液膜尺寸為微米級(jí)，該變形將嚴(yán)重影響液膜的分布規(guī)律。由于原本平行的動(dòng)靜環(huán)將會(huì)變成外徑間隙大、內(nèi)徑間隙小的趨勢(shì)，導(dǎo)致液膜發(fā)展為外寬內(nèi)緊模式，造成螺旋槽區(qū)域的間隙明顯減少，極有可能對(duì)動(dòng)靜環(huán)表面造成影響，尤其在高參數(shù)工況下，給密封環(huán)造成嚴(yán)重磨損。

圖6 不同工況下密封環(huán)總變形量

圖7示出了壓力恒為2 MPa，密封環(huán)軸向變形和徑向變形隨轉(zhuǎn)速的變化曲線，以及轉(zhuǎn)速恒為3 000 r/min，密封環(huán)軸向變形和徑向變形隨壓力的變化曲線?？芍?，密封環(huán)的軸向變形和徑向變形規(guī)律基本一致，其中，密封環(huán)軸向變形隨轉(zhuǎn)速的變化量很小，但其數(shù)值要大于徑向變形，兩者差距在低轉(zhuǎn)速情況下較為明顯。這是由于在低速過(guò)程中，密封動(dòng)壓效應(yīng)不足，密封面抵抗變形能力較為薄弱；同時(shí)，端面所受摩擦扭矩隨轉(zhuǎn)速增大而減小，產(chǎn)生的熱量變小，使得密封環(huán)的變形減?。浑S著壓力的上升，軸向變形與徑向變形數(shù)值都在不斷增加，而軸向變形的增量較大，在壓力6 MPa時(shí)最大值達(dá)到0.742 4 μm，相較于1 MPa時(shí)的變形量0.515 μm增加了0.227 4 μm。由于密封介質(zhì)壓力增加，使得密封端面產(chǎn)生閉合趨勢(shì)，閉合力增大，造成了密封環(huán)變形沿軸向大幅增加。

圖7 不同轉(zhuǎn)速/壓力下沿軸向與徑向變形量

圖8示出了不同工況下密封環(huán)應(yīng)力云圖?？梢钥闯?，密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)的應(yīng)力主要集中在螺旋槽區(qū)域，并且在螺旋槽根部出現(xiàn)應(yīng)力最大值，體現(xiàn)了機(jī)械密封較好的動(dòng)壓效應(yīng)；但是圖8(b)中應(yīng)力的分布區(qū)范圍更大，動(dòng)環(huán)密封壩處也受到螺旋槽根部動(dòng)壓效應(yīng)引起的壓力驟增，應(yīng)力最大值是12.936 MPa。為了進(jìn)一步探尋轉(zhuǎn)速與壓力對(duì)密封環(huán)應(yīng)力的影響程度，在壓力恒為2 MPa、轉(zhuǎn)速為500～3 000 r/min工況下，以及轉(zhuǎn)速恒為3 000 r/min、壓力為1～6 MPa工況下的應(yīng)力變化趨勢(shì)，如圖9所示?？梢姡畲髴?yīng)力值隨轉(zhuǎn)速緩慢增加，隨著壓力呈快速線性增加，當(dāng)壓力由1 MPa增加到6 MPa時(shí)，密封環(huán)最大應(yīng)力值增加了24.8%。這表明最大應(yīng)力受壓力影響明顯更大。結(jié)合圖8可知，壓力增大使螺旋槽處受剪切熱增大，應(yīng)力變化范圍更大。當(dāng)轉(zhuǎn)速增大，端面接觸面積逐漸減小，且密封端面的接觸壓力分布越不均勻，內(nèi)徑處的最大接觸壓力越大，故最大應(yīng)力值會(huì)隨轉(zhuǎn)速而增大。

圖8 不同工況下密封環(huán)應(yīng)力云圖

圖9 不同轉(zhuǎn)速/壓力下密封環(huán)的最大應(yīng)力

3.3 密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)溫度特性分析

3.3.1 不同工況下密封環(huán)整體溫度分布

圖10示出了壓力恒為2 MPa，端面溫度隨轉(zhuǎn)速的變化曲線，以及轉(zhuǎn)速恒為3 000 r/min，端面溫度隨壓力的變化曲線。當(dāng)轉(zhuǎn)速在500～1 500 r/min范圍內(nèi)變化時(shí)，溫度下降速率較快，從77.6 ℃降到71.527 ℃；在1～6 MPa范圍內(nèi)隨進(jìn)口壓力增加，溫度呈線性緩慢下降趨勢(shì)，最小達(dá)71.3 ℃。轉(zhuǎn)速使得螺旋槽處流體動(dòng)壓效應(yīng)變大，導(dǎo)致液膜厚度增加，液膜與密封環(huán)熱量交換加快，從而令端面溫度有明顯的下降趨勢(shì)。對(duì)比2種工況下的溫度差，可以發(fā)現(xiàn)不同轉(zhuǎn)速變化導(dǎo)致的溫差下降為6.81%，而不同壓力變化導(dǎo)致的溫差僅下降0.568%，說(shuō)明密封端面的溫度對(duì)轉(zhuǎn)速較為敏感。轉(zhuǎn)速上升，液膜與外界環(huán)境的對(duì)流換熱逐漸加快，從而熱量損失速率提升，但是壓力的提高只影響了黏性剪切熱，對(duì)熱量的損失程度影響不大，因此轉(zhuǎn)速對(duì)密封環(huán)溫度的影響更明顯。

圖10 不同轉(zhuǎn)速/壓力下端面溫度變化

3.3.2 徑向路徑下轉(zhuǎn)速與壓力對(duì)溫度的影響

為了更加準(zhǔn)確地分析密封環(huán)-液膜在徑向的溫度變化情況，沿半徑方向截取溫升數(shù)據(jù)，分別提取2 MPa時(shí)不同轉(zhuǎn)速下徑向溫度的變化曲線，以及3 000 r/min時(shí)不同壓力下的徑向溫度變化曲線，結(jié)果如圖11和圖12所示。可以發(fā)現(xiàn)，溫度曲線都沿著半徑方向呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢(shì)，密封環(huán)最高溫度出現(xiàn)在端面螺旋槽區(qū)域。這是由于密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)中含有螺旋槽動(dòng)壓結(jié)構(gòu)，導(dǎo)致壓力沿外徑至內(nèi)徑方向呈現(xiàn)逐漸升高后迅速降低，造成端面液體的黏性剪切熱分布不均勻，以及密封環(huán)變形量呈現(xiàn)外松內(nèi)緊趨勢(shì)(猶如上文)，從而引起溫度分布規(guī)律呈現(xiàn)拋物線趨勢(shì)。因?yàn)槊芊舛嗣嬖谶\(yùn)行的時(shí)候，最外圈受到的液膜壓力最大，形成了完整的水膜，動(dòng)壓潤(rùn)滑效果越好，散熱效果更好；而最內(nèi)圈不易形成水膜，散熱作用不明顯。

如圖11所示，隨著轉(zhuǎn)速的增大，端面溫差梯度沿徑向逐漸減小，主要原因在于轉(zhuǎn)速的增加導(dǎo)致密封間隙內(nèi)的黏性剪切熱增加，且由于外徑處對(duì)流換熱較強(qiáng)，造成端面內(nèi)外徑溫差逐漸增大。但是在500 r/min下溫度上升較大，明顯高于其他轉(zhuǎn)速下的溫度變化。這是由于500 r/min屬于低速運(yùn)行工況，結(jié)合其液膜螺旋槽槽根和入口處壓力、流速云圖可知，密封面的動(dòng)壓效應(yīng)不足，導(dǎo)致密封面間的對(duì)流換熱效果不明顯，熱量的產(chǎn)生要遠(yuǎn)高于熱量的耗散，從而造成溫升較大。不同密封壓力下沿徑向的溫度分布如圖12所示，隨密封壓力的增大，溫度變化趨勢(shì)基本相似，且溫度變化范圍小于轉(zhuǎn)速所引起的。提取1 MPa時(shí)槽根和入口處壓力、流速云圖，壓力對(duì)密封環(huán)-液膜的影響主要體現(xiàn)在變形層面，但在對(duì)流換熱及熱量損失方面不足，從而導(dǎo)致壓力上升端面動(dòng)壓效應(yīng)提高，僅造成密封動(dòng)壓與流速對(duì)其溫度的影響。

圖11 不同轉(zhuǎn)速下徑向溫度變化

圖12 不同壓力下徑向溫度變化

4 結(jié)論

針對(duì)海底混輸泵機(jī)械密封在熱流固協(xié)同作用下的密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)進(jìn)行數(shù)值仿真，獲得密封環(huán)-液膜多體結(jié)構(gòu)在不同工況下的開啟力、泄漏量、應(yīng)力、變形，以及界面溫度和徑向溫升的變化規(guī)律。主要結(jié)論如下：

(1)在密封潤(rùn)滑方面，轉(zhuǎn)速上升對(duì)開啟力和泄漏量的影響都大于壓力，所以在混輸泵機(jī)械密封運(yùn)行過(guò)程中，轉(zhuǎn)速變化對(duì)于機(jī)械密封的性能有著不可忽視的影響。

(2)在密封力學(xué)特性方面，最大變形量都是處于螺旋槽區(qū)域，其中在轉(zhuǎn)速3 000 r/min情況下，當(dāng)壓力由1 MPa增加到6 MPa時(shí)，應(yīng)力值增加了24.8%，導(dǎo)致液膜發(fā)展為外寬內(nèi)緊模式，造成螺旋槽區(qū)域的間隙明顯減少。

(3)在密封溫度特性方面，密封環(huán)最高溫度出現(xiàn)在端面螺旋槽區(qū)域，轉(zhuǎn)速對(duì)徑向不同位置處的溫升影響高于壓力，主要原因在于黏性剪切熱與對(duì)流換熱的變化，但是在500 r/min低速運(yùn)行時(shí)，徑向溫度變化較為明顯，對(duì)機(jī)械密封會(huì)造成損傷。

(4)機(jī)械密封在實(shí)際工作中，由于動(dòng)環(huán)高速轉(zhuǎn)動(dòng)和密封介質(zhì)的流動(dòng)，會(huì)在流固交界面產(chǎn)生復(fù)雜的流域，但目前沒(méi)有專門針對(duì)海底混輸泵的工程樣機(jī)用于相關(guān)的試驗(yàn)，后續(xù)將繼續(xù)開展相關(guān)的試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)，用于模擬研究機(jī)械密封在實(shí)際環(huán)境下密封性能參數(shù)的變化。