不同T形動壓槽液膜密封性能對比分析

陳 志，穆塔里夫·阿赫邁德,2，白云松

(1.新疆大學機械工程學院，新疆烏魯木齊 830047；2.新疆大學電氣工程學院，新疆烏魯木齊 830047)

引言

T形槽液膜密封屬于非接觸式機械密封[1]，因其槽形結構具有對稱性，可雙向旋轉，同時擁有良好的動壓特性和密封性能，在上游泵送機械密封中得到了廣泛應用。近年來，科研人員對該類機械密封進行了系統性的研究，王衍等[2-4]以T形槽干氣密封(T-DGS)為研究對象，對其進行網格無關性驗證，討論網格數量對數值計算結果的影響，并在此基礎上，提出一種在T形槽槽底開設有微型粗糙度的新型干氣密封模型，研究微型粗糙度及其結構參數對密封性能的影響，并將其與無微型粗糙度的T-DGS進行對比分析，結果表明具有微型粗糙度結構的模型具有良好的密封性能；MACH等[5]對T形槽氣體端面密封的熱彈流動力特性進行了研究，研究表明T形槽氣體端面密封更適用于低壓、高速的工況條件；ROUILLON M等[6]對螺旋槽機械密封的性能進行了實驗研究，并通過能量平衡分析確定了單相和兩相流之間的轉換；李寧等[7]根據動、靜環端面結構夾角的大小，建立了平行、收斂、擴散三種間隙類型的流體膜三維模型，分析不同端面結構對流場特性的影響；房桂芳等[8]基于接觸分形模型，采用密封端面平均溫度與摩擦系數相耦合的計算方法對密封端面平均溫度進行預測；魏龍等[9]基于端面接觸分形模型和平均膜厚分形模型，建立了機械密封端面混合摩擦熱計算模型，并通過計算分析了端面混合摩擦熱的影響因素；于蒙蒙等[10]在典型圓弧槽機械密封的基礎上，提出一種新型的外圓弧槽機械密封模型，并對其進行熱力耦合分析，討論工況參數和槽形結構參數對摩擦副密封環端面溫度及變形的影響，同時利用目標驅動的方式對槽形結構進行優化；丁少鵬等[11]為改善流體的動壓特性和端面間的摩擦性能，在摩擦副密封環的動環端面開設幾種不同的微孔織構，討論操作參數和微孔結構參數對端面變形和摩擦性能的影響并進行對比分析；王金剛等[12]以螺旋槽干氣密封為研究對象，通過數值模擬的方法探究了不同工況和幾何結構參數對機泵密封性能的影響，并對幾何結構參數進行數值優化，給出了相應的優化結構設計參數。

由于大量研究都是基于工況參數和幾何參數對密封性能的影響，缺少不同槽形結構之間的對比分析，因此以T形槽液膜密封為研究對象，對動壓槽為直角形、收斂形、發散形3種形式的槽形結構進行對比分析，討論不同槽形結構的特點和優勢，進一步為T形槽的槽形結構優化提供理論基礎。

1 計算模型

1.1 幾何模型

圖1為T形槽液膜密封幾何模型。T形槽由與外界連通的引流槽和位于端面內的動壓槽組成，如圖1a所示。其中密封環的內外半徑分別為Ri和Ro，動壓槽的槽底半徑為Rg，動壓槽與引流槽結合面處的半徑為Rt。由于T形槽的槽形結構呈對稱性，且沿周向均勻分布，每個槽形區域的流場理論上是相同的，因此在計算分析時只需要取1個槽形區域進行計算，單個計算區域如圖1b所示。其中L1，L2，L3分別為引流槽弧長、動壓槽弧長和1個計算區域的弧長。收斂形和發散形的槽形結構如圖2a和圖2b所示，其中α1，α2分別為收斂形槽和發散形槽與直角形槽左壁面之間的夾角。為了確保只對比分析不同動壓槽對密封性能的影響，在計算分析時，保持其他參數不變，且α1和α2相同。T形槽液膜密封的幾何參數和操作參數見表1。表中Ng為槽數，hg為槽深，pi為進口壓力，po為出口壓力，μ為介質黏度，N為主軸轉速，λ1為槽寬比，λ2為槽長比。其具體表達式如下：

(1)

(2)

圖1 T形槽液膜密封幾何模型

圖2 槽形結構示意圖

表1 T形槽機械密封基本參數

1.2 基本假設

基于流體力學的基本理論，同時考慮機械密封液膜厚度遠遠小于其他方向的尺寸長度，在計算分析時做出以下假設：

(1) 密封介質為連續流體，忽略流場中黏度和溫度的變化；

(2) 密封介質為牛頓流體，遵循牛頓黏性定律；

(3) 密封液膜中的流體運動為層流，液膜中不存在渦流和湍流；

(4) 流體在界面上無滑移，即貼于表面的流體流速與表面速度相同；

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(5) 忽略流場中體積力和慣性力的影響；

(6) 忽略端面變形和表面粗糙度對液膜流場的影響。

1.3 數學模型

根據以上假設條件，液膜端面壓力可由以下雷諾方程進行描述[13]：

(3)

式(3)中，R，P，H，Λ為量綱1變量，其表達式為：

(4)

式中，r—— 端面任意點的半徑

p—— 液膜壓力

h—— 端面任意點的液膜厚度

ω—— 密封環的角速度

通過求解式(3)得到端面液膜壓力分布之后，可計算得到端面開啟力F0和泄漏量Q等密封性能參數，其具體表達式如下[14]：

(5)

(6)

2 數值求解

2.1 邊界條件

求解式(3)所用到的邊界條件主要有以下2類：

(1) 強制性邊界條件：

p(R=Ri)=pi

(7)

p(R=Ro)=po

(8)

(2) 周期性邊界條件，在對稱邊界w1和w2處壓力相等，p|w1=p|w2，即：

(9)

其余邊界條件設置如下：

與動環接觸的壁面設置為Rotational Wall邊界；與靜環接觸的壁面設置為Static Wall邊界。

2.2 有限元模型

采用Fluent中的Mesh模塊對模型進行網格劃分，由于液膜厚度尺寸屬于微米級，模型徑向尺寸屬于毫米級，兩者尺寸相差4個數量級。因此，在對模型進行網格劃分時，應對厚度方向和徑向方向進行單獨劃分，在厚度方向采用Sweep，在徑向方向采用面網格進行劃分并采取尺寸大小的控制，為了便于觀察，將其厚度方向放大100倍，直角T形槽的網格劃分如圖3所示。收斂形槽和發散形槽的網格劃分與此類似，不再詳細闡述。

圖3 網格劃分(局部圖)

2.3 求解設置

求解器選擇三維單精度求解器，求解模型設置為湍流模型，流動狀態選擇層流，密封介質為液態水，求解方法選擇SIMPLE算法，擴散項的離散格式采用中心差分格式，對流項的離散格式采用二階迎風格式以提高計算結果的精度，模型采用的迭代精度為系統默認的迭代精度10-3。

3 計算結果及分析

3.1 端面液膜壓力分布

利用上述求解器進行求解得到了3種不同槽形結構的端面液膜壓力分布云圖，其端面液膜壓力分布規律相同，如圖4所示。由于轉速和槽形結構的對稱性，使端面液膜壓力沿著槽形結構發生改變，密封介質從外徑高壓側進入密封端面，徑向方向上，端面液膜壓力逐漸降低；周向方向上，端面液膜壓力均在左側槽底部達到最大值，且動壓槽兩側具有明顯的壓差，從而產生明顯的動壓特性，由圖中可以看出發散形槽兩側具有最大壓差，其動壓特性最為顯著。文獻[4]的壓力分布如圖5所示，該壓力分布規律與圖4一致，證明了模型和計算方法的正確性。

3.2 轉速對密封性能的影響

轉速對密封性能的影響如圖6所示。其中轉速對開啟力的影響如圖6a所示，從圖中可以看出，直角形、收斂形和發散形槽的開啟力均隨著轉速的增大而增大，且隨著轉速的增加，開啟力的增長速度逐漸放緩；相同轉速下，發散形槽比直角形和收斂形槽的開啟力大，這是由于發散形槽底兩側的壓差最大，形成的動壓特性最強，對應的開啟力也就最大。轉速對泄漏量的影響如圖6b所示，從圖中可以看出，直角形、收斂形和發散形槽的泄漏量均隨著轉速的增大而增大，且隨著轉速的增加，泄漏量的增長速度逐步增大；相同轉速下，收斂形槽的泄漏量最大，發散形槽的泄漏量最小，這是由于流體介質所經過的槽形區域的面積越大，流體介質在該區域所覆蓋的量也就越大，泄漏量也就越小。

圖4 端面液膜壓力分布云圖

圖5 文獻[4]的壓力分布云圖

圖6 轉速對密封性能的影響

3.3 壓力對密封性能的影響

壓力對密封性能的影響如圖7所示。其中壓力對開啟力的影響如圖7a所示，從圖中可以看出，直角形、收斂形和發散形槽的開啟力均隨著壓力的增加呈線性遞增趨勢；相同壓力下，發散形槽的開啟力最大，收斂形槽的開啟力最小，這是由于壓力對開啟力有直接影響，壓力越大，動壓特性越強，開啟力也就越大。壓力對泄漏量的影響如圖7b所示，從圖中可以看出，直角形、收斂形和發散形槽的泄漏量均隨著壓力的增大而增大；相同壓力下，收斂形槽的泄漏量最大，發散形槽的泄漏量最小，這是由于隨著壓力的增大，密封間隙逐漸增大，液膜的穩定性逐漸降低，從而導致泄漏量越大。由圖6和圖7可以看出，壓力相對于轉速而言，對密封性能的影響較大；三種不同槽形結構中，發散形槽擁有較高的開啟力和較低的泄漏量，從而具有較好的密封性能。

圖7 壓力對密封性能的影響

4 結論

(1) 三種槽形結構的端面液膜壓力分布規律相同，端面液膜壓力均在左側槽底部達到最大值，且動壓槽兩側具有明顯的壓差，能夠產生明顯的動壓特性；

(2) 三種槽形結構的開啟力和泄漏量均隨著轉速和壓力的增大而增大，其中壓力對密封性能的影響相對于轉速對密封性能的影響較大；

(3) 發散形槽比直角形槽和收斂形槽具有更強的動壓特性，且擁有較高的開啟力和較低的泄漏量，從而具有較好的密封性能。