自泵送機械密封與螺旋槽機械密封的性能比較

陸建花，孫見君，陳衛(wèi)，馬晨波，嚴彥

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自泵送機械密封與螺旋槽機械密封的性能比較

陸建花1，孫見君1，陳衛(wèi)2，馬晨波1，嚴彥1

（1南京林業(yè)大學機械電子工程學院，江蘇南京 210037；2揚州秋源壓力容器制造有限公司，江蘇揚州225115）

運用Fluent軟件對泵入式自泵送機械密封與螺旋槽流體動壓型機械密封進行三維流場動力學仿真分析，比較研究了兩種流體動壓型機械密封在不同幾何參數和操作條件下的端面開啟力和泄漏率。結果表明：在相同的結構和操作條件下，螺旋槽機械密封的動壓效應和泄漏率均大于自泵送機械密封的相應值，其開啟力與泄漏率的比值小于自泵送機械密封的相應值的比值；端面結構參數和轉速對螺旋槽機械密封的開啟力和泄漏率影響顯著，對自泵送機械密封影響不明顯。螺旋槽機械密封比自泵送機械密封在性能上具有更高的尺寸依賴性。

機械密封；模型；數值模擬；計算流體力學；開啟力；泄漏率

引 言

隨著現(xiàn)代工業(yè)的生產裝置大型化、高度集成化，生產設備長周期運行的穩(wěn)定性、可靠性顯得尤為重要。非接觸式機械密封因其端面材料不會受到PV值制約，已經在石油、化工、電力等行業(yè)的高速、高壓旋轉機械中得到廣泛的應用[1-2]。螺旋槽流體動壓型機械密封作為非接觸式機械密封的主要結構形式，是通過在密封端面開設型槽，利用型槽的流體動壓效應在密封端面間形成一層極薄的流體膜，分離密封端面以實現(xiàn)非接觸，改善端面間的摩擦磨損，在保障密封性能的基礎上延長機械密封壽命[3]，并已成為國內外學者研究的重點[4-5]。如美國專利[6]公開的“一種具有單列螺旋槽的流體動靜壓結合型非接觸式機械密封”以及張鵬高等[7]研究的內、外螺旋槽型機械密封, 均是通過將流體介質楔入螺旋槽內，減小密封端面的摩擦。但同時卻增大了動環(huán)和靜環(huán)端面間的泄漏，是一種以犧牲泄漏率為代價產生開啟力的密封形式。美國專利[8]公開的“一種流體動壓型雙列螺旋槽端面密封裝置”、中國專利[9]公開的“雙列流體動壓槽自潤滑非接觸式機械密封”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，表明雙列螺旋槽機械密封在保證開啟力的基礎上，克服了單列螺旋槽機械密封泄漏率大的缺陷，但是其較為復雜的結構、較大的安裝空間要求以及只適用于密封端面兩側流體壓差不大工況的特點極大地限制了應用范圍。孫見君等[11]提出了一種新型的“自泵送流體動壓型機械密封”，具有結構簡便、安裝空間小，密封性能良好等優(yōu)點。周敏等[12]、顧東升等[13]初步分析了自泵送機械密封的密封性能，對其結構參數進行了優(yōu)化設計。但對于自泵送機械密封的適用工況未見到更為深入的研究。

本工作從結構原理以及結構參數、工作參數對開啟力和泄漏率的影響方面研究比較自泵送機械密封和螺旋槽流體動壓型機械密封的特點，指出各自適宜的工況范圍，為高參數旋轉機械的長周期穩(wěn)定運行提供設計依據。

1 型槽結構及工作原理

1.1 型槽結構

圖1(a)為螺旋槽機械密封，圖1(b)為自泵送機械密封，兩種型槽的動環(huán)端面均開設有型線為對數螺旋線的螺旋槽區(qū)。與螺旋槽機械密封不同的是，泵入式自泵送機械密封在靜環(huán)端面相對于動環(huán)上螺旋槽根部的位置處開設有圓環(huán)形儲液槽，并在槽內設置多個與密封腔連通的軸向引流孔道。

圖1 兩種型槽機械密封的三維結構

1.2 工作原理

普通的螺旋槽流體動壓型機械密封如圖1(a)所示，在帶有螺旋槽的動環(huán)逆時針旋轉時將流體介質楔入螺旋槽內，通過螺旋槽側面的做功在螺旋槽根部產生流體動壓，分離動、靜環(huán)端面。

靜環(huán)上設置圓環(huán)形儲液槽和引流孔道的自泵送機械密封如圖1(b)所示，當動環(huán)逆時針轉動時密封腔室內的流體沿著動環(huán)端面的螺旋槽凹面楔入槽內，向動環(huán)內徑側流動至螺旋槽根部處，由于型槽的剪切做功，加之旋轉半徑的減小，螺旋槽根部處流體的線速度下降，此時流體的部分動能轉化為壓力能，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)。利用流體型槽內流體的自循環(huán)，一方面產生了分離動、靜環(huán)端面的流體動壓，另一方面，流體在密封面之間的不斷循環(huán)過程中不但能夠潤滑動、靜環(huán)端面，還能夠及時帶走密封面之間的摩擦熱。

2 理論模型

2.1 基本假設

流體動壓型機械密封的流場計算十分復雜。為簡化計算，基于流體力學基本理論和密封系統(tǒng)工況對兩種密封結構的端面型槽的流體膜做如下假設[14]：

①連續(xù)的牛頓流體，做層流流動；

②不考慮溫度對液膜的影響，而且流體的溫度、黏度不隨時間變化；

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、材料性質不隨時間變化；

⑤液體分子與密封表面間無相對滑移；

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)的擾動和振動的影響。

2.2 計算模型

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

圖2 模擬計算單元

由于計算單元在膜厚方向上尺度小，Gambit 軟件自動劃分網格技術難以滿足網格精度要求，故基于網格無關性分析，采用線-面-體網格劃分順序手動劃分網格，得到螺旋槽機械密封的網格數為465630個、自泵送機械密封的網格數為963047個。

2.3 控制方程

根據基本假設和幾何模型，模型滿足Reynolds方程[16-17]

對式（1）進行量綱1化處理，得

2.4 求解器及邊界條件

本工作利用Fluent 6.3軟件進行模擬計算，具體設置如下：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，擴散項的離散格式設為中心差分格式，對流項的離散格式設為二階迎風格式，模型收斂絕對精度為10-8。

采用Reynolds 邊界作為計算單元的兩類邊界條件[18-19]。

3 數值模擬結果與分析

密封端面開啟力和泄漏率是研究非接觸機械密封性能的兩個重要指標。下面著重研究兩種機械密封的開啟力與泄漏率。

影響兩種型槽機械密封性能的結構參數主要有槽數g、螺旋角、螺旋槽深g、槽臺寬比、槽長壩長比，性能參數有膜厚0、轉速、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，其黏度1.003×10-3Pa·s，密封端面外半徑o89mm，內半徑i53mm。對于自泵送機械密封，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的液膜剛度、開啟力、較小的泄漏率，在進行單因素影響分析比較時參考密封標準中對密封端面粗糙度的要求，取膜厚01.2μm。

3.1 介質膜壓力分布

在相同膜厚和操作參數條件下對兩種不同槽型的機械密封進行數值模擬，可以得到如圖3所示的計算單元壓力分布云圖。

圖3 計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生增壓效果，隨著密封介質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，而且在槽根部達到最高壓力，在軸向方向液膜壓力在靠近螺旋槽槽底部達到最大值，從而產生分離密封端面的開啟力。比較這兩種型槽的機械密封，可以發(fā)現(xiàn)自泵送型槽在根部產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械密封，所以螺旋槽機械密封更適用于開啟力要求較大的場合。

3.2 結構參數對性能的影響對比分析

由圖4可知，對于螺旋槽機械密封而言，其開啟力和泄漏率隨螺旋槽數、槽長壩長比增加而增大，隨螺旋角、螺旋槽深增大而減小；其開啟力隨槽臺寬比增大而減小，但泄漏率幾乎不受影響。對于自泵送機械密封而言，其開啟力和泄漏率隨槽長壩長比增加而增大，而其開啟力和泄漏率受螺旋槽數、螺旋槽深、螺旋角等參數影響不顯著。對比這兩種型槽機械密封，可以發(fā)現(xiàn)螺旋槽機械密封的密封性能受這些結構因素影響均大于自泵送機械密封，在一定的結構參數范圍內自泵送機械密封端面結構具有較好的穩(wěn)定性，對于結構參數的要求沒有螺旋槽機械密封高。其原因在于，自泵送機械密封的結構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，當其密封端面間的開啟力增大時，螺旋槽根部的液體會在壓差作用下從引流孔道重新流回密封腔，流向壩區(qū)的密封介質減少，從而降低泄漏率，故其受到結構參數的影響較小。

然而，槽長壩長比對自泵送機械密封的影響較其他因素略大，可能是因為槽長壩長比的增大意味著旋轉半徑的減小，螺旋槽根部處流體的線速度降低，此時流體的部分動能轉化為壓力能，開啟力增大；槽長壩長比增大，使得引流孔位置趨近密封端面內徑處，即減小了形成流體泄漏阻力的密封壩寬度，因而導致泄漏率增加。

機械密封開啟力與泄漏率的比值能在一定程度上反映出機械密封的密封性能。當開啟力與泄漏率的比值增大，即泄漏率減小、開啟力增大，則機械密封的密封性能隨之得到優(yōu)化；反之，當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械密封的開啟力與泄漏率的比值可以發(fā)現(xiàn)，自泵送機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，自泵送機械密封受結構參數影響不明顯，在結構發(fā)生突變時仍能很好地保證良好的密封性能，適用于要求性能平穩(wěn)且對泄漏率要求較高的場合。

3.3 密封間隙對密封性能的影響

由圖6可知，兩種機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 膜厚對泄漏率和開啟力的影響

通過圖7還可以發(fā)現(xiàn)兩種機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，這表明密封間隙對非接觸式機械密封影響巨大；當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，密封間隙對自泵送機械密封造成的影響相對較小，仍然可以較好地保證密封端面開啟力穩(wěn)定。

圖7 膜厚對兩種機械密封開啟力與泄漏率的比值的影響

3.4 操作條件對密封性能的影響對比分析

從圖8可以看出，對于螺旋槽機械密封，隨著主軸轉速和密封面內、外側壓差的增加，其開啟力和泄漏率均隨之增大。而對于自泵送機械密封，密封面內、外側壓差的增加使得進入螺旋槽的流體壓力增大，開啟力呈線性增大，導致密封壩兩側的壓差增大，致使泄漏率也呈線性迅速增大。然而主軸轉速對其開啟力及泄漏率的影響可以忽略不計，其原因是引流孔道開設在靜環(huán)上，并在與動環(huán)槽根部相對應的靜環(huán)端面上開設環(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速影響。

圖8 操作參數對泄漏率和開啟力的影響

如圖9所示，對于螺旋槽機械密封，開啟力與泄漏率的比值隨主軸轉速增加而急劇下降，隨密封面內、外側壓差增加而逐漸增大。比較相同的主軸轉速和密封面內、外側壓差條件下兩種型槽機械密封的開啟力與泄漏率的比值，可以發(fā)現(xiàn)自泵送機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，更適用于高轉速、高壓差、對泄漏率及穩(wěn)定性要求較高的場合，在機器的啟停狀態(tài)具有更平穩(wěn)的性能。

圖9 操作參數對兩種機械密封開啟力與泄漏率的比值的影響

4 結 論

（1）在相同的結構參數和操作條件下，自泵送機械密封的動壓效應稍弱于螺旋槽機械密封，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。螺旋槽機械密封更適用于對開啟力要求較高的場合，而自泵送機械密封則適用于對泄漏率要求較高的場合。

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

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

符 號 說 明

D——引流孔道直徑，mm d——圓環(huán)形儲液槽寬度，mm h——圓環(huán)形儲液槽深度，μm hg——螺旋槽深度，μm h0——密封環(huán)非槽區(qū)流體膜厚度，μm Ng——螺旋槽個數 n——主軸轉速，r·min-1 p——密封面內、外側壓差，MPa pi, po——分別為進口壓力、出口壓力，Pa ri, ro——分別為密封環(huán)內徑、密封環(huán)外徑，mm α——動環(huán)上圓周切線與對數螺旋線切線的夾角，（°） γ——動環(huán)端面螺旋槽長度與整個密封面寬度的比值 δ——動環(huán)端面周向上螺旋槽寬度與整個槽臺寬度的比值

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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

國家自然科學基金項目（51375245，51505230）；江蘇省自然科學基金項目（BK20130976）；揚州市工業(yè)前瞻性研究計劃項目（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).