圓盤密封螺旋泵泄漏通道的幾何特性研究

史后威,李彥,王增麗,王宗明,王君,馮全科

(1.中國石油大學(華東)新能源學院,266580,山東青島;2.西安交通大學能源與動力工程學院,710049,西安)

隨著我國經濟社會的快速發展,對石油能源的需求也大幅度增加。各類石化企業在原油開采階段和煉油后的污水處理階段產生了大量的污油泥,這些污油泥成分比較復雜,主要是原油類物質與固體雜質的混合物,若不及時回收處理,一方面會造成資源的浪費,另一方面也會對環境造成污染[1-7]。為了滿足高黏度、多雜質的污油泥的輸送需求,Johansson于1991年提出了圓盤密封螺旋泵(DSSP),其排量大、結構緊湊、對固體雜質的適應性強[8]。目前,隨著這種新型單螺桿泵的提出及結構改進,其在高黏度、多雜質的污油泥輸送領域表現出了強大的競爭力。

由于圓盤密封螺旋泵的運動部件較多,其內部的泄漏規律變得十分復雜,對泵的工作性能有較大的影響,并且泄漏特性的研究也是分析螺桿泵增壓特性的基礎[9-11]。目前,已經有學者對圓盤密封單螺桿泵的工作特性開展了相關研究[12-13],但還沒有針對其泄漏特性研究的論文發表。此外,傳統螺桿泵的泄漏特性已經得到了較為深入的研究[13-17],但圓盤密封螺旋泵的結構和實際工況與上述螺桿泵都有較大差異,因此不能將其泄漏模型直接應用于圓盤密封螺旋泵中。

本文專門對圓盤密封螺旋泵泄漏通道的幾何特性進行了研究,基于螺旋泵的嚙合特性及各部件間的裝配關系,建立了圓盤密封螺旋泵各個泄漏通道的幾何模型,得到了任意螺桿轉角位置處各個泄漏通道的長度及面積,并分析了螺旋泵的結構參數對回流增壓泄漏通道面積和密封線間隙泄漏通道面積以及密封盤間隙面積的影響。通過對圓盤密封螺旋泵泄漏通道幾何特性的分析,為進一步優化泵的工作性能和改進泵的結構提供了理論依據,可促進其在污油泥輸送領域更加高效、可靠的應用。

1 泵的基本結構及泄漏通道分析

圓盤密封螺旋泵的主要部件包括螺桿轉子、密封圓盤、傳動機構和泵殼,其整體結構如圖1所示,其中螺桿凹槽和兩個對稱配置的密封圓盤形成的嚙合副是泵的核心部件。在一個轉動周期內,當密封圓盤位于增壓區域時,依靠螺桿轉子的嚙合驅動力帶動密封圓盤轉動;位于回程區時,由于密封圓盤與螺桿凹槽的嚙合范圍角較小,不足以帶動密封圓盤轉動,為使密封圓盤能夠順利完成一個轉動周期,在螺旋泵的外圍設有傳動齒輪機構,將兩個密封圓盤的轉軸連接起來,使得位于增壓區的密封圓盤帶動位于回程區的密封圓盤同步轉動。

圓盤密封螺旋泵的運動部件較多,其常規泄漏通道包括密封線間隙、筒壁間隙以及密封盤間隙。密封線間隙泄漏通道是密封圓盤和增壓段凹槽嚙合過程中的嚙合間隙,其泄漏通道長度就是密封圓盤邊緣參與嚙合部分的弧長;筒壁間隙是螺桿與泵殼內壁之間存在的裝配間隙;密封盤間隙是為使密封圓盤在由上下泵殼組成的側耳空間內自由轉動而預留的間隙。除了上述3類常規泄漏通道外,圓盤密封螺旋泵還存在一類獨特的泄漏通道,即增壓腔未完全封閉或增壓腔與排液腔打開瞬間密封圓盤、螺桿轉子和機殼之間形成的吸入和回流增壓泄漏通道,如圖2所示。該泄漏通道只存在于增壓腔室完全封閉前后非常小的角度內,而通過對增壓腔內的增壓過程進行分析,發現螺旋泵大致在螺桿轉角為-5°～+5°的范圍內完成增壓過程,所以本文認為螺旋泵的吸入和回流增壓泄漏通道存在于密封圓盤位于初始位置前后5°的范圍內。

(a)出口處回流增壓泄漏通道 (b)入口處吸入通道圖2 回流增壓泄漏通道示意圖

2 泄漏通道的幾何模型

2.1 回流增壓泄漏通道

根據密封圓盤與螺桿轉子之間的嚙合特征可知,回流增壓泄漏通道的間隙寬度沿著密封圓盤邊界線是逐漸變化的。由于吸入和回流增壓過程非常短暫,螺桿轉角較小,所以由角度變化導致的空間長度變化可以忽略。由于吸入和回流增壓泄漏通道的形成過程相同,故本文以回流增壓泄漏通道為例來分析其幾何模型構建過程。為了建立回流增壓泄漏通道的幾何模型,本文將回流增壓泄漏通道向嚙合副中性面投影得到了如圖3所示的結構,由圖中幾何結構可知,泄漏通道間隙為密封圓盤嚙合邊界線與螺桿轉子螺槽嚙合邊界線投影的差值。從增壓腔完全封閉位置(螺桿轉角為0°)起,在密封圓盤任意偏轉角度位置處,嚙合間隙應為沿著圖中坐標系X軸方向螺桿轉子螺槽嚙合邊界線橫坐標與密封圓盤嚙合邊界線橫坐標的差值,將上述差值在整個嚙合區域積分即可得到總的泄漏通道面積為

(1)

圖3 回流增壓泄漏通道結構

2.2 密封線間隙泄漏通道

對于密封線間隙泄漏通道,在螺桿轉子轉動的過程中,取密封圓盤形心與密封圓盤回轉中心的連線與螺桿轉子邊線重合的位置為初始位置,記此位置螺桿轉角為0°,取密封圓盤回轉中心為坐標原點,X軸與螺桿轉子的軸線平行,建立坐標系如圖4所示。

圖4 密封線間隙泄漏通道求解坐標系

圖時的密封線間隙模型

(2)

則根據圖5中幾何關系,L2可以表示為

(3)

圖時的密封線間隙模型

圖時的密封線間隙模型

取圖中∠MOD=δ,由圖中幾何關系可得δ的表達式為

(4)

(5)

綜上所述,由于螺桿轉子和密封圓盤的嚙合一直處于動態之中,因此不同的螺桿轉角位置處,嚙合間隙泄漏通道長度的表達式也不同。結合上述建模過程可知,當φ∈(0,2π)時密封線間隙泄漏通道長度可以由下式表示

(6)

由于密封圓盤與螺桿轉子之間始終保持嚙合,入口部分與增壓部分之間的密封線間隙泄漏通道以及增壓部分與出口部分的密封線間隙泄漏通道的寬度始終為嚙合間隙b2,因此密封線間隙泄漏通道的面積可以表示為

(7)

式中b2=0.22 mm。

2.3 筒壁間隙泄漏通道

為了保證螺桿轉子能夠在泵殼內自由轉動,泵殼與螺桿轉子之間需要預留出一定的間隙,這個間隙就是筒壁間隙,因此存在筒壁間隙泄漏區,筒壁間隙泄漏通道的幾何結構如圖8所示,其中Rk為泵殼半徑。

圖8 筒壁間隙泄漏通道局部幾何模型

由于螺桿轉子增壓部分凹槽結構復雜且存在環狀切割,為了減小泄漏量,螺桿轉子在加工過程中采用了變螺距的方式,所以在螺桿轉子轉動一周的過程中,筒壁間隙泄漏通道深度會呈現周期性的變化。但是,由于圓盤密封螺旋泵回流增壓過程時間較短,螺桿轉角較小,故為簡化計算,此處假設筒壁間隙泄漏通道的長度L3和深度h為定值,即在進行計算的時候,默認筒壁間隙的泄漏通道長度和深度在螺桿轉子發生轉動時保持恒定不變。L3可以簡化為螺桿轉子周長的一半

L3=πRsr

(8)

筒壁間隙泄漏通道的寬度b3為泵殼內壁到螺桿轉子表面的距離,等于螺桿轉子與泵殼之間預留間隙,在整個轉動過程始終為0.5 mm保持不變,因此筒壁間隙泄漏通道面積可表示為

A3=πRsrb3

(9)

2.4 密封盤間隙泄漏通道

在密封圓盤的非嚙合區,大部分面積將會處于一個相對封閉的泵殼側耳空間之內,且側耳空間與泵殼主體空間被螺桿轉子阻擋,即高壓區域內的流體介質若泄漏到低壓區域,需先通過密封圓盤與泵殼的間隙泄漏至側耳空間內,然后流體介質再從密封圓盤側耳空間經過泄漏通道泄漏至低壓區域,泄漏流道長度較長,泄漏流動過程阻力損失較大,導致該部分的泄漏量較小。由于此處泄漏通道寬度非常小,在整個運動過程中保持恒定不變,所以通過密封盤與殼體間隙泄漏通道的泄漏量也非常小。在進行計算時,可以對密封盤與殼體間隙泄漏通道進行簡化,密封盤間隙泄漏通道幾何模型如圖9所示。

圖9 密封盤間隙泄漏通道幾何模型

密封盤間隙泄漏通道的長度可近似看作是密封圓盤與螺桿轉子外緣重合邊界線的長度,在一個工作周期內,密封圓盤間隙泄漏通道的長度可根據圖4至圖7中的幾何關系進行求解

L4=2Rsinδ

(10)

式中:δ為密封圓盤與螺桿轉子外緣重合邊界線所對應的圓心角,在2.2小節已求解。將上述結果代入,并考慮泄漏通道的寬度,即可得到密封圓盤與殼體間隙處泄漏通道面積

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(11)

式中:b4為密封盤間隙的泄漏通道寬度,是密封圓盤的上表面與泵殼內表面的距離,該距離為預留間隙,始終為1 mm保持不變。

在計算泄漏通道深度時,視密封盤與殼體間隙中的介質泄漏方向垂直于螺桿轉子邊線,利用積分可以求出泄漏通道深度的平均值,用數學表達式可以表示為

(12)

3 結果和分析

用于理論研究的圓盤密封螺旋泵的結構參數如表1所示。基于前文所建立的各個泄漏通道的幾何模型,分析了密封圓盤半徑和偏心距對各個泄漏通道面積的影響。

表1 圓盤密封螺旋泵結構參數 mm

3.1 泄漏通道幾何模型的驗證

為驗證各個泄漏通道理論計算幾何模型的正確性,將理論計算結果與solidworks建模中的泄漏通道實際測量結果進行了對比分析,如圖10所示。對比圖中曲線的變化趨勢可知,兩種方法得到的各個泄漏通道的面積變化趨勢相似,并且兩者面積之間的最大誤差不超過8%,這也從側面驗證了本文所建立的泄漏通道理論計算幾何模型的正確性。回流增壓泄漏通道以及密封盤間隙泄漏通道面積的實測值均大于理論計算值,這是由于理論計算部分對泄漏模型的分析主要是基于二維模型展開,在構建泄漏通道幾何模型時做了一定的假設引起的;密封線間隙泄漏通道面積的理論計算值和實測值基本一致。

(a)回流增壓泄漏通道面積

3.2 密封線間隙泄漏通道面積

圖11給出了密封線間隙泄漏通道面積在螺桿轉動過程中的變化規律,可以看出,密封線間隙泄漏通道的面積隨螺桿的轉動呈周期性變化。這是由于在螺桿轉動過程中,密封圓盤與螺桿凹槽嚙合的深淺程度不同,隨著密封圓盤半徑的增大,密封線間隙的面積也增加。在增壓嚙合區(φ∈(0°,180°)),偏心距越大,密封圓盤與螺桿凹槽嚙合的越深,而由于嚙合間隙的寬度保持不變,所以密封線間隙泄漏通道的面積隨著偏心距的增加而增加。同理,在回程區(φ∈(180°,360°)),偏心距越大,密封圓盤與螺桿嚙合的越淺,所以密封線間隙泄漏通道的面積隨偏心距的增加而減小,且偏心距越大,密封線間隙泄漏通道的面積隨螺桿轉角的變化趨勢越陡峭。

(a)密封圓盤半徑的影響

(b)偏心距的影響圖11 各參數對密封線間隙泄漏通道面積的影響

3.3 回流增壓泄漏通道面積

螺旋泵在增壓過程中,回流增壓泄漏通道面積隨螺桿位置的變化如圖12所示。從圖中可以看出,回流增壓泄漏通道的面積與密封圓盤相對于初始位置的偏轉角大致呈線性關系,且密封圓盤偏轉角的輕微增加即可導致泄漏通道面積的驟增。這是因為泄漏通道的長度在螺桿轉動過程中基本保持不變,所以泄漏通道面積僅由泄漏通道的寬度決定。在螺桿轉動過程中,隨著密封圓盤半徑和偏心距的增大,回流增壓泄漏通道的面積也會增加,且隨著螺桿轉動的變化幅度也會相應增加。實際上,回流增壓泄漏通道只是存在于密封圓盤進入嚙合前非常小的角度內,所以越接近進入嚙合區,回流增壓泄漏通道的寬度越小,其面積越小。

(a)密封圓盤半徑的影響

(b)偏心距的影響圖12 各參數對回流增壓泄漏通道面積的影響

3.4 密封盤間隙泄漏通道面積

(a)密封圓盤半徑的影響

(b)偏心距的影響圖13 各參數對密封盤間隙泄漏通道面積的影響

通過對比圖11、圖12及圖13中各個泄漏通道面積的大小,可以發現除了初始位置(φ=0°)外,回流增壓泄漏通道的面積較大,同時從圖中可以看出,相對于整個回流增壓區間(-5°～+5°)而言,回流增壓泄漏通道的面積遠遠大于其他泄漏通道。

4 結 論

本文基于圓盤密封螺旋泵的結構特點及嚙合副的嚙合特性,建立了各個泄漏通道的幾何模型,給出了各個泄漏通道的長度及面積的計算方法,分析了螺旋泵的結構參數對各個泄漏通道幾何特性的影響。通過分析得到了如下結論。

(1)在螺旋泵回流增壓區域內,回流增壓泄漏通道的面積遠遠大于其他泄漏通道,占據泄漏過程的主導地位,隨螺桿向初始位置轉動,回流增壓泄漏通道面積呈線性減小,但隨密封圓盤半徑和偏心距的增大而增大。

(2)密封線間隙泄漏通道的面積隨螺桿轉動呈周期性變化,且隨密封圓盤半徑的增大而增大。在嚙合增壓區,密封線間隙泄漏通道面積隨偏心距的增加而增大;在回程區,密封線間隙泄漏通道面積隨偏心距的增大而減小。

(3)密封盤間隙泄漏通道的面積隨密封圓盤半徑的增大而增大。偏心距越大,密封盤間隙泄漏通道的面積越小,且隨螺桿轉角的變化趨勢越陡峭,僅改變偏心距不會改變密封盤間隙泄漏通道面積的最大值,最大值都是出現在φ=0°,180°,360°的位置處。